毕业设计（论文）-1.6L排量轿车手动变速器设计.pdf

诚信声明 本人郑重声明： 本设计及其研究工作是本人在指导教师的指 导下独立完成的， 在完成论文时所利用的一切资料均已在参考文 献中列出。 本人签名：年月日 毕业设计任务书毕业设计任务书 设计题目：1.6L 排量轿车手动变速器设计 系部：机械工程系专业： 机械设计制造及其自动化学号：112011130 学生：赵明东指导教师（含职称）：刘申全（副教授） 1课题意义及目标 课题意义：变速器在发动机和汽车之间主要起着一种匹配作用。而对于手动变速 器来说，不仅有着诸多优点，同时手动变速器的节能性、经济性以及驾驶娱乐性也决 定了其不可替代性。所以对于手动变速器的研究和设计十分重要。 目标：为学生毕业后从事车辆工作打好基础。 2主要任务 根据轿车的车型特点及相应参数、性能要求，设计一款 5 挡手动变速器。 整机质量：1290kg 总传动比：3.5 最大马力：117PS 最大功率：77kw 最大功率转速：5600rpm 最大扭矩：155NM 最大扭矩转速：3500rpm 具体内容： 变速器传动机构布置方案； 零部件结构方案； 变速器主要参数的选择； 变速器的设计与计算。完成设计说明书一份，附带相应的图纸。 3. 主要参考资料 1 王望予. 汽车设计M. 北京：机械工业出版社，2012 2 陈家瑞. 汽车构造M . 北京：机械工业出版社，2000 3 成大先. 机械设计手册M. 北京：化学工业出版社，2004.5 4 林家让. 汽车底盘简明教学图解M. 北京：电子工业出版社，2008.1 4. 进度安排 设计各阶段名称起止日期 1进行调查研究，查阅资料，完成开题报告2014.12.012014.12.30 2 初步拟定总体方案，总体方案论证确定方案2014.12.312015.04.12 3确定主要的技术参数，变速器传动设计2015.04.132015.04.22 4结构装配图结构设计装配图、 主要零件图能分析2015.04.232015.06.01 5撰写并编制论文、打印，准备毕业答辩资料2015.06.022015.06.22 审核人审核人：年月日 I 1.6L 排量轿车手动变速器设计 摘要：本次设计目的在通过设计一款手动变速器，实现对汽车的动力、换挡操纵的可 靠、传动的平稳及效率的改进与提高。在已知发动机的功率、输出转矩、转速及整个 车总质量的条件下，结合学过的相关知识，重点对变速器中齿轮的结构、轴的结构等 进行设计计算，以及对变速器的整体传动方案和结构进行设计计算，从而提高汽车的 整体性能。 本次设计采用设计方法比较传统， 但所设计的变速器具有结构简单， 加工、 装配方便的优点，因此大大降低了制造成本。因为此变速器全部选用同步器换档，所 以具备换档轻松简捷，噪声低等优点。通过本次设计得到的手动变速器的设计方案比 较合理，可为同类产品的生产设计提供参考。 关键词：变速器，齿轮，同步器 The design of car manual transmission with 1.6Lemission Abstract：Abstract： The purpose of the design a manual transmission， realize the power performance andfueleconomy,shiftingcontrolreliability,drivingstabilityandefficiency improvement.In a given engine power, torque, speed and vehicle total quality and other conditions,combine of learned knowledge, emphasis on parameters of the transmission in gear, shaft structure size and so on carries on the design and calculation, and the transmission of the transmission scheme and structure design, so as to improve the overall performance of the car.This design uses the traditional design method, but the design of the transmission has a simple structure, processing, assembling the advantages of convenient, thus greatly reduces the manufacturing cost.Because of the transmission use the synchronizer gear shift, so a shift light, low noise advantages.The design of the manual transmission design scheme is reasonable, it can provide reference for the production that like product design. Keywords: Transmission,Gear, Synchronizer II 目录 前言. 第 1 章 变速器的总体方案设计. 1.1 变速器设计的基本要求. 1.2 变速器传动机构的布置方案. 1.2.1 固定轴式变速器. 1.2.2 倒档布置方案. 1.2.3 传动方案的最终设计. 1.3 变速器零、部件结构方案分析. 1.3.1 齿轮形式. 1.3.2 换挡机构形式. 1.3.3 变速器轴承. 第 2 章 变速器主要参数的选择和计算. 2.1 本设计的数据. 2.2 挡位数和传动比. 2.2.1 挡数. 2.2.2 传动比范围. 2.3 主要参数的计算. 2.3.1 最小传动比的确定. 2.3.2 最大传动比的确定. 2.3.3 档位数的确定. 2.4 中心距 A. 2.5 外形尺寸. 第 3 章 变速器各挡齿轮的设计及计算. 3.1 齿轮参数的选择. 3.1.1 模数. 3.1.2 压力角. 3.1.3 螺旋角. 3.1.4 齿宽. III 3.1.5 齿轮变位系数的选择原则. 3.1.6齿顶高系数. 3.2 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算. 3.2.1 一档齿数及传动比的确定. 3.2.2 对中心距 A 进行修正. 3.2.3 二档齿数及传动比的确定. 3.2.4 三档齿轮齿数及传动比的确定. 3.2.5 四档齿轮齿数及传动比的确定. 3.2.6 五档齿轮齿数及传动比的确定. 3.2.7 倒档齿轮齿数及传动比的确定. 3.3 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整. 3.3.1 一挡齿轮的变位. 3.3.2 倒挡齿轮的变位. 3.3.3 齿轮螺旋角的调整. 3.4 总结各挡齿轮参数. 第 4 章 变速器齿轮的校核. 4.1 齿轮材料的选择原则. 4.2 变速器齿轮接触强度校核. 4.2.1 轮齿接触应力. 4.2.2 各挡齿轮接触强度校核. 4.3 变速器齿轮弯曲强度校核. 4.3.1 直齿轮弯曲应力. 4.3.2 斜齿轮弯曲应力. 第 5 章 变速器轴的设计与校核. 5.1 计算各轴的转矩. 5.2 轴的结构和尺寸设计. 5.3 轴的强度验算. 5.3.1 计算齿轮的受力. 5.3.2 轴的刚度验算. IV 5.3.3 轴的强度计算. 第 6 章 变速器同步器与操纵机构的设计. 6.1 同步器设计. 6.1.1 同步器的作用及分类. 6.1.2 锁环式同步器. 6.1.3 主要参数的确定. 6.2 操纵机构设计. 6.2.1 变速器操纵机构设计要求. 6.2.2 换档位置设计. 6.3 变速器壳体. 第 7 章 设计总结. 参考文献. 致 谢. 太原工业学院毕业设计 前言 随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而 变速器的设计已经成为汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级 变速器技术迅猛发展，对手动变速器产生很大的冲击，但手动变速器已经应用了很长 时间，经过反复改进试验，其制造技术已趋于成熟，与其它类型的变速器相比，具有 以下优点： 1.手动变速器经过了几十年的发展, 在变速器市场长期处于主导地位，各方面的 技术通过长期的积累，已经达到相当成熟的地步。 2.手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器省油。 3.手动变速器结构简单，工艺成熟，市场需求大，且生产成本低。 4.维修方便。 5.可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。 随着我国汽车工业不断的发展壮大，以及汽车行业发展的迅速，如何设计出经济 实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车，已经成为当前汽车设计者所面 临的严重问题。在面临着机遇的同时，我们也面临着挑战，所以在机遇与挑战并行的 年代，我们要努力为我国的汽车工业做出应有的贡献。 经过这四年的努力学习，我掌握了一些基础知识和专业知识。在大学即将毕业的 时候，而我也将走向工作岗位，按照国家教委和学校的要求，我进行了对轿车五档变 速器的设计。毕业设计是我们对学过的知识的实际应用，充分体现了我们对学过的知 识的掌握程度和创新思维。通过本次的设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际 应用能力，并为以后的工作打下良好的基础。 在过去 100 多年的汽车变速箱的发展史中，主要经历了从手动变速器到自动变速 器的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器共有五种形式：无级变速器、手动 变速器、手自一体变速器、自动变速器和双离合变速器。 随着汽车工业快速发展的今天，随着燃油价格的不断上涨和世界的各种汽车配件 技术的成熟应用，所以变速器的设计发展成为当今汽车行业的主要问题: 1如何设计出更加节能环保、经济型的变速器，将是变速器乃至汽车发展所要 面临的一个巨大问题。 太原工业学院毕业设计 2如何能设计出一款既操纵方便快捷且还能满足驾驶员乐趣的手动变速器，已 然成为设计者所考虑的重要的问题。 3如何设计出具有结构简单、高效传动、车速平稳以及驾驶舒适的变速器，一 直都是变速器设计者们所要攻克的技术难关。 总而言之, 变速器是各类汽车的主要装置之一，随着汽车技术的不断发展和大量 的市场需要，变速器行业将会在发展过程中取得巨大的成就。针对着变速器行业市场 的需求，向着操作简单、舒适方便、高效率、低油耗且节能环保等方向发展，以达到 汽车爱好者的要求及变速器市场的需求。 太原工业学院毕业设计 第 1 章 变速器的总体方案设计 汽车传动系是汽车的核心组成部分，其目的是调节发动机的性能，传输发动机的 动力，并将动力传至驱动车轮，使汽车达到前进、后退、停止的要求。变速器则是完 成传输动力任务的重要组成部分，也是决定汽车性能的主要部分之一。而且变速器还 可以用来改变驱动轮上的转矩和转速，目的是为了在各种不同的行驶的条件下，使汽 车获得不同的速度，同时使发动机在最佳的工作状态和优良的工作条件下工作。变速 器的结构要求对汽车的各种性能等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速 器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，而且还要要求其具有较小的尺寸和优良 的性能。 1.1 变速器设计的基本要求 变速器设计的基本要求为： （1）应正确选择变速器的挡位数，以保证汽车有必要的动力性和经济性指标。 （2）设置空挡和倒挡，保证发动机与驱动轮能长期分离，是汽车能倒退行驶。 （3）应换挡迅速、省力、方便。 （4）设置动力输出装置。以便必要时能进行功率输出。 除此之外，变速器还应当满足高效率、低噪声、低成本、体小质轻及制造容易、 维修方便等要求。 1.2 变速器传动机构的布置方案 1.2.1 固定轴式变速器 轿车常用变速器的传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速 器。 中间轴式变速器，如图 1.1 所示，常用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置 后轮驱动的汽车上。其主要优点：传递效率高，磨损及噪音也最小，在齿轮中心距较 小的情况下仍然可以获得较大的传动比。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率 有所下降。 而两轴式变速器，如图 1.2 所示，多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间 太原工业学院毕业设计 轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、体积小等优点，同时，也具有传 动效率高，噪声小的优点。 图 1.1中间轴式变速器 图 1.2两轴式变速器 太原工业学院毕业设计 综上所述，就中间轴式变速器与两轴式变速器相比较而言，本次设计的1.6L轿 车变速器的驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可安置变速器的空间较小，对变速 器的要求也较高，所以选用两轴式变速器作为传动方案。 图 1.3 为两轴式变速器传动方案。其特点是： 变速器输出轴与主减速器主动齿轮 做成一体；其倒挡传动通常采用滑动齿轮，而其它挡位则用齿轮啮合传动。 图 1.3两轴式变速器传动方案 1.2.2 倒档布置方案 图 1.4 为常见的倒挡布置方案。 图 1.4倒挡布置方案 太原工业学院毕业设计 1.2.3 传动方案的最终设计 3 通过对以上的变速器方案的分析与选择，并根据任务与要求，最后确定的传动方 案如图 1.5 所示。各档的同步器装在输出轴上，倒挡传动采用常啮合齿轮，已达到换 挡更为轻便的目的。 图 1.5传动方案 其传动路线为： 1 档：输入轴122、4 间同步器二轴输出； 2 档：输入轴342、4 间同步器二轴输出； 3 档：输入轴566、8 间同步器二轴输出； 4 档：输入轴786、8 间同步器二轴输出； 5 档：输入轴91010、13 间同步器二轴输出； 倒档：输入轴11121310、13 间同步器二轴输出 1.3 变速器零、部件结构方案分析 变速器的设计方案应满足使用性能强、制造简单、方便维护等要求。同时也要考 虑齿轮形式、换档机构形式、轴承形式等影响变速器工作的因素。 1.3.1 齿轮形式 太原工业学院毕业设计 齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种形式。 就斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮比较而言，斜齿圆柱齿轮具有寿命长，工作时噪 声低等优点；而缺点则是加工复杂，工作时有轴向力。而在本次设计中，前进档位齿 轮均用斜齿圆柱齿轮，倒档则用直齿圆柱齿轮。 1.3.2 换挡机构形式 变速器换挡机构的结构形式有啮合套、直齿滑动齿轮和同步器换挡三种。就三种 换挡形式的优缺点相比较而言，再结合本设计的要求，则采用同步器换挡比较合适， 同时也能达到设计要求。 1.3.3 变速器轴承 变速器中的轴承常有：圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动 轴套等。在众多轴承中，结合各种轴承的特点与使用场合、方式、方法等，得出本次 设计采用滚针轴承与深沟球轴承比较合适。 太原工业学院毕业设计 第 2 章 变速器主要参数的选择和计算 2.1 本设计的数据 本设计的相关数据见表 2.1 表 2.1整车主要技术参数 2.2 挡位数和传动比范 2.2.1 挡数 变速器的挡数能够决定汽车的基本性能。但是挡数越多，变速器的结构越复杂， 而其整体的尺寸和质量也随之增大，而且在车辆行驶过程中换挡次数也随之增加。相 对来说，在最低挡传动比不变的情况下，增加变速器的挡位数会使变速器中相邻的低 挡位与高挡位之间的传动比的比值减小，这样则更容易换挡。 挡数选择的要求： （1）相邻挡位之间的传动比比值在 1.8 以下。 参数名称数据单位 整车总质量1290kg 最高车速185km/h 最大马力117PS 发动机功率77kW 最大功率转速5600rpm 最大扭矩155Nm 轮胎规格195/65 R15 总传动比3.5 太原工业学院毕业设计 （2）高挡区相邻挡位之间的传动比的比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。 2.2.2 传动比范围 变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。由于本次设计的最 高档位五挡是超速挡，其传动比的范围为 0.70.8。而影响最低档传动比选取的有诸 多因素。所以本设计初选最高档传动比为 0.75。 2.3 主要参数的计算 2.3.1 最小传动比的确定 5 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： 0 )472.0377.0( ii rn u g a (2.1) 式中 a u汽车行驶速度（km/h）； n 发动机转速（r/min）； r 车轮滚动半径（m）； g i变速器传动比； 0 i主减速器传动比。 已知：最高车速 maxa u= 190 km/h；最高档为超速档，传动比 5 g i=0.75；车轮滚动 半径由所选用的轮胎规格 195/65R15 得到 r =308(mm)；发动机转速n= p n =5600 （r/min）；由公式（2.1）得到主减速器传动比计算公式： 71. 556. 4 19075. 0 103085600 )472. 0377. 0()472. 0377. 0( 3 0 max5 ag p ui rn i 为了使汽车达到最高车速，初取0 i =4.6。 2.3.2 最大传动比的确定 影响最大传动比的因素有：最大爬坡度、一档动力因数、附着力和汽车最小稳定 车速。若按最大爬坡度计算，则可用一档通过要求的最大坡道角 max 坡道时，驱动力 太原工业学院毕业设计 应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）。用 公式表示如下： maxmax 0max sincos GGf r iiT tge （2.2） 式中 G车辆总重量(N)； f坡道面滚动阻力系数(对沥青路面02. 001 . 0 f，取 0.01)； maxe T发动机最大扭矩(Nm)； 0 i主减速器传动比； g i变速器传动比； t 传动效率； r车轮滚动半径； max 最大爬坡度（一般轿车要求能爬上 30%的坡，大约 7 . 16） 由公式（2.2）得： te g iT rGGf i 0max maxmax 1 )sincos( （2.3） 已知：1290 a mkg；015 . 0 f； 7 . 16 max ；308 . 0 rm；155 max e TNm； 6 . 4 0 i；g=9.8m/s2；%4 .89%98%96%95 t ，把以上数据代入（2.3）式： 84. 1 894. 06 . 4155 308. 0)7 .16sin8 . 912907 .16cos015. 08 . 91290( 1 g i 同时，一挡传动比还应满足附着条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产 生滑转现象。公式表示如下： 2 10max G r iiT tge （2.4） 式中 太原工业学院毕业设计 2 G驱动轮的地面法向反力；对于 FF 轿车，空载时前轴负荷为汽车总重的 %66%56，即平均前轴负荷为汽车总重的 61%； 驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面可取8 . 07 . 0之 间。 由公式（2.4）得： te g iT rG i 0max 2 1 （2.5） 已知：62.771161. 08 . 91290 2 GN；8 . 0；308. 0rm；155 max e TNm； 7 . 4 0 i；894 . 0 t ，把以上数据代入（2.5）式得： 98. 2 894. 06 . 4155 308. 08 . 062.7711 1 g i 所以，一档转动比的选择范围是： 98. 284. 1 1 g i 初选一档传动比为 2.4。 2.3.3 档位数的确定 一般汽车各挡传动比按等比级数分配，即 q i i i i i i i i g g g g g g g g 5 4 4 3 3 2 2 1 （2.6） 式中：q为各挡之间的公比。 因初选五档传动比为 0.75，即 75 . 0 5 g i ， 4 . 2 1 g i ，故 8 . 1337 . 1 4 5 1 g g i i q 满足相邻挡位之间的传动比比值在 1.8 以下。 因此，各挡传动比与一挡传动比的关系为： 75. 0,004. 1,343. 1,795. 1, 4 . 2 54321 ggggg iiiii 太原工业学院毕业设计 2.4 中心距 A 8 中心距A的大小对变速器的尺寸、体积和质量有很大影响，而所选的中心距还应 能保证齿轮的强度。因此，最小许用中心距应当由保证轮齿的强度来确定。 初选中心距 A 时，可根据下述经验公式： 3 1maxgeA iTKA （2.7） 式中A 变速器中心距（mm）； A K 中心距系数，一般轿车： A K=8.99.3； maxe T 发动机最大转矩（Nm)； 1 i 变速器一挡传动比，4 . 2 1 g i； g 变速器传动效率，取 0.96 ； 则有： A （8.99.3） 3 96. 04 . 2155= 63.1465.98 mm 轿车变速器的中心距在 6080mm 范围内变化，故初取 A=65mm。 2.5 外形尺寸 1 变速器的尺寸，影响其横向尺寸的因素为，齿轮直径、倒档中间齿轮和换档机构 的布置。影响变速器壳体轴向尺寸的因素，档数、换档机构形式及齿轮形式。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： 22119565)4 . 30 . 3()4 . 30 . 3(ALmm 初选长度为 210mm。 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 太原工业学院毕业设计 第 3 章 变速器各挡齿轮的设计及计算 3.1 齿轮参数的选择 6 3.1.1 模数 齿轮选取模数的原则是：就齿宽与模数的关系而言，减小噪声，减小模数，同时 增加齿宽；减小质量，应该增加模数，同时减少齿宽；就工艺而言，各档齿轮应该选 用一种模数；就强度而言，各档齿轮应有不同的模数。而对于轿车来说，减少噪声尤 为重要，因此模数应选得小些。 变速器用齿轮模数的范围见表 3.1 表 3.1汽车变速器齿轮的法向模数 n m 车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型货车 n m2.25 2.752.75 33.50 4.54.50 6 所选模数值应符合国家标准 GB/T13571987 的规定，见表 3.2。选用时，应优先 选用第一系列。 表 3.2汽车变速器常用齿轮模数 根据表 3.1 及表 3.2，一、二档及倒挡齿轮的模数定为 2.5mm，三、四、五档的模 数定为 2.25mm，啮合套和同步器的模数定为 2.5mm。 3.1.2 压力角 较小的压力角，重合度较大，传动平稳且噪声较低；较大的压力角，可提高轮齿 第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00 第二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50 太原工业学院毕业设计 的强度。所以，选取适当的压力角尤为重要。 国家规定的标准压力角为 20，所以本次设计为了加工方便，除了需要变位齿轮 外，全部选用标准压力角 20。参考表 3.3。 3.1.3 螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作有着较大的影响。其选择的大小各有优缺点，较大的螺 旋角，可使齿轮工作时平稳、噪声降低。但是螺旋角过大，齿的强度虽然提高，但其 抗弯强度下降。因此，齿轮螺旋角的选择要综合其抗弯强度与接触强度，本设计初选 螺旋角全部为 25。 表 3.3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角 项目 车型 齿形压力角螺旋角 轿车高齿并修的齿形14.5，15，16，16.525 45 一般货车 GB135678规定的标准 齿形 2020 30 重型车 GB135678规定的标准 齿形 抵挡、倒挡齿轮 22.5， 25 小螺旋角 3.1.4 齿宽 齿宽对变速器的尺寸、以及其工作的诸多性能有着较大的影响。 而通常根据齿轮模数 m（ n m）的大小来选定齿宽 b： 直齿：mkb c ， c k为齿宽系数，取为 4.47.0； 斜齿： ncm kb ， c k取为 7.08.6； 初取直齿7 c k，斜齿8 c k。而不同的齿宽对齿轮的工作的影响也不同，所以各 个齿轮的齿宽在后续的设计中再做进一步调整。 3.1.5 齿轮变位系数的选择原则 采用变位齿轮的原因： （1）配凑中心距； （2）提高齿轮的强度和使用寿命； 太原工业学院毕业设计 （3）降低齿轮工作时的噪声。 变位齿轮主要有高度变位和角度变位两类。在这两类中，角度变位可获得良好的 啮合性能及传动质量指标，所以采用角度变位的较多。 变位系数的选择原则 ： （1）对于高挡齿轮，应按最大接触强度选择变位系数。 （2）对于低挡齿轮，应根据小齿轮的齿根强度及危险断面齿厚相等的条件来选 择大、小齿轮的变位系数。 （3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。对其变位系数的选择有着诸多 影响，就其而言，本设计应在后续设计中考虑是否在对齿轮进行变位的需要。 3.1.6齿顶高系数 齿顶高系数对齿轮本身以及其工作有着很大的影响。而在齿轮加工精度提高以 后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 1.00。所以本设计的齿顶高系数取 1.00。 3.2 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算 在中心距、齿轮模数和螺旋角选定以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方 案来分配和确定各档齿轮的齿数。 3.2.1 一档齿数及传动比的确定 一档传动比为： 4 . 2 1 2 1 z z i（3.1） n h m A z cos2 （3.2） 已知：A=65mm; 25;5 . 2 n m, 将数据带入（3.1），（3.2）两式，齿数取 整，轿车 1 z 可在 1217 之间选取，得33,14 21 zz 。 则一档传动比为： 357 . 2 14 33 1 2 1 z z i 3.2.2 对中心距 A 进行修正 太原工业学院毕业设计 由式（3.2），得 cos2 hnz m A （3.3） 则 mm zzm A n 8 .64 25cos2 )3314(5 . 2 cos2 )( 21 取整得65 0 Amm， 0 A 为标准中心矩。 3.2.3 二档齿数及传动比的确定 二档传动比为： 795. 1 3 4 2 z z i（3.4） cos2 )( 43 0 zzm A n （3.5） 已知： 0 A =65mm， n m =2.5， 25；将数据代入（3.4）、（3.5）两式，齿数取 整得：30,17 43 zz 。 则二档传动比为： 765 . 1 17 30 3 4 2 z z i 3.2.4 三档齿轮齿数及传动比的确定 三挡传动比为： 343. 1 5 6 3 z z i（3.6） cos2 )( 65 0 zzm A n （3.7） 已知： 0 A =65mm， n m =2.25， 25；将数据代入（3.6）、（3.7）两式，齿数 太原工业学院毕业设计 取整得：22 5 z，30 6 z。 所以三档传动比为： 364. 1 22 30 5 6 3 z z i 3.2.5 四档齿轮齿数及传动比的确定 四挡传动比为： 004. 1 7 8 4 z z i（3.8） cos2 )( 87 0 zzm A n （3.9） 已知： 0 A =65mm； n m =2. 25， 25；将数据代入（3.8）、（3.9）两式，齿数 取整得：26 7 z，26 8 z。 所以四档传动比为： 000 . 1 26 26 7 8 4 z z i 3.2.6 五档齿轮齿数及传动比的确定 五挡传动比为： 75. 0 9 10 5 z z i（3.10） cos2 )( 109 0 zzm A n （3.11） 已知： 0 A =75mm， n m =2.25， 25；将数据代入（3.10）、（3.11）两式，齿 数取整得：30 9 z，22 10 z。 所以五档传动比为： 太原工业学院毕业设计 733. 0 30 22 9 10 5 z z i 3.2.7 倒档齿轮齿数及传动比的确定 倒挡轴上的倒挡齿轮的齿数，