1、黑龙江工程学院1方案一乘用车（二轴式） 学号为 13发动机功率 75+学号 75+13=88 88kw 最高车速 169+学号 169+13=182 182km/h转矩 170-学号 170-13=157 157Nm总质量 1710+学号 1710+13=1736 1736kg转矩转速 3200r/min车轮 0.291.1.1变速器各挡传动比的确定 ogamnirnu537.0.5ogi最高车速， =182km/hamnuamnur 车轮半径，r= 0.29n功率转速 ，n=4200r/min主减速器传动比 0i最高挡传动比 5g初取 =0.7 i根据上式得出 =4.290i最小传动比计算
2、TotqgirfGimaxax1 )snrc(2.5i根据驱动车轮与地面辐照条件确定 1gi21maxGriTTogeTotqrgiimax21黑龙江工程学院25.41gi又因乘用车的传动比范围 3.0 到 4.5 之间,所以 取值为 31gi一般汽车各挡传动比大致符合如下关系 qiigg54321式中： 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为q，7.05gi 417.0ig q所以各挡传动比与 挡传动比的关系为， ， ， ， 0.31gi 0.2gi 40.13gi 14gi 7.05gi（实际）5443322 gggg iiii 1.1.2中心距 A乘用车变速器的中心距在 608
3、0 之间变化，根据图 3-16 （FF）车取 70mm。1.2齿 轮 参 数1、模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量 在 1.814.0t 的货车为 2.03.5mm；总质量 大于amam14.0t 的货车为 3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。表 3.2 汽车变速器齿轮法向模数表 3.3 汽车变速器常用齿轮模数乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 /ta车型1.0V1.6 1.6
4、V2.5 6.0 14.0am14.0模数 /mmnm2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00黑龙江工程学院3根据表 3.2 及 3.3，齿轮的模数定为 2.75mm，啮合套和同步器的模数定为 2.5mm。2、压力角 国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 203、螺旋角 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上
5、不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。货车变速器螺旋角：18264、齿宽 b直齿 ， 为齿宽系数，取为 4.58.0，取 6.0；mkc斜齿 ， 取为 6.08.5，取 6.0。nc1.3各 挡 齿 轮 齿 数 的 分 配1-一轴一挡齿轮 2-二轴一挡齿轮 3-一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮5-一轴轴三挡齿轮 6-二轴三挡齿轮 7-一轴四档齿轮 8-二轴四档齿轮9-一轴五档齿轮 10-二轴五档齿轮 11-一轴倒档 12-二轴倒档齿轮13-倒档齿轮 图 3.1 变速器传动示意图如图 3.1 所示为变速器的传动示意图。
6、在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.50 黑龙江工程学院4器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。1、确定一挡齿轮的齿数 取模数 =2.75 螺旋角 = 齿宽系数 =6nm02kcnmAzos21112giz92.1ziz1=12 z2=35 mm 所以 a 圆整到 70mm7.62cos5.)3(cos2)(1, nmza对一
7、挡齿轮进行角度变位： cos/tant t43.21啮合角 = =0.93ttAcoss, 0cs769=21.52,变位系数之和 查表得 =0.32xn2.011.0nx.75.69nnmaAy21.0.320yx分度圆直径 9.cos.11nzd41.05.34021A基圆直径 32cs9.cs1tbd9.7.oo2t节圆直径 15)/(70)/(11 iA黑龙江工程学院559.32.12di齿顶高 nnaa myxh)(1*1145.7.2.0.59.3nnaa yxhd)(22*2705.19.014.0齿根高 nnaf mxc)(1*12.2.5259.3nnaf xchd)(*27
8、45.98.10.41.02、确定二挡齿轮的齿数二档齿轮 模数 2.5， 取 24 ， 齿宽 =6kcnmazcos430.23z 34,17z94.132zi.68cos)7(5.cos2)(3man/tatntot72.19.0.cs7041.68cscstt ot78.24查表得 .xn28.,4.03 63.05.417nnmay黑龙江工程学院604.63.8.0nnyxy52.46cos2.17cs3nmzd 8.93.034a 2.4721cs546cs3 tbd6.o8.9o4t)1/(23ia5.034dnnaa myxh)(1*3mm3.5.24.2.6nnaa yxd)(1
9、*4mm6.9.0.88.93nnaf mxch)(21*mm27.45.5.46nnaf xcd)(1*63.8.028.933、确定三挡齿轮的齿数三档齿轮 模数 2.5， 取 24 ， 齿宽 =6kcnmazcos26540.15z 296,z32.1563zi黑龙江工程学院7amzn2)(cos65o4.2mm56.4.2coscs5nzdmm4.8.10256a基圆 cs/tnttot78.21mm597.21o.46cos5tbdmm4.8cs86tmm3.0)1/(235iamm4.756dmm56.0.256.*5 naamhmm489826mm31.49.2).1(.)(*5
10、naf cdmm7850246fh4、确定四挡齿轮的齿数四档齿轮 模数 2.25， 取 24 ， 齿宽 =6kcnmazcos2870.17z 28,9z97.0784ziamn)(cos7o64.23黑龙江工程学院8mm2.7164.23cos59cs7 nmzdmm8.cs8cs7nz基圆 o/tatnot67.21mm967.cs2.71cos7tbdmm.31868tmm3.)/(247iamm7.78dmm72.5.2.1*7 naamhmm838628mm59.6.).01(.7)(*7 naf cdmm132528fh5、确定五挡齿轮的齿数五档齿轮 模数 2， 取 24 ， 齿宽
11、 =6kcnmazcos1097.9z 210,3z73.0915ziamn)(cos9o.2mm94.80.23cos7cs9nzd 6.59.cscs10nmzmm黑龙江工程学院9基圆 cos/tanttot7.21mm0.57.2194.80cos9tbdmm84cs6510tmm.)/(27iamm9.9510dmm94.824.80*9 naamhmm06365210mm94.752).1(.)(*9 naf cdmm062910f h5、确定倒挡齿轮齿数（直齿）倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮 的齿数一般在 2123 之间，初选 =211Z12Z92.1312izzi倒为了保
12、证齿轮 12 和 13 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙705.031Ada 34,21,1 zzz 09.3143zi倒mm 75.2)()( mamm6.)341(2)(13 zmm25.07.1dmm2mzmm.93.23413 mm75.250*hdaamm6.7.12黑龙江工程学院10mm975.2.932*13 mhdaamm375.2.)2.01(0)( cnfmm80.*12afmm6.)5.(593)(3chdnf1.4本 章 小 结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。
