第1章 变速器主要参数的计算及校核学号：15最高车速：m ax a U =113Km/h 发动机功率：m ax e P =65.5KW 转矩：max e T =206.5Nm 总质量：m a =4123Kg转矩转速：n T =2200r/min 车轮：R16（选6.00R16LT ）1.1设计的初始数据表1.1已知基本数据车轮：R16（选6.00R16LT ） 查GB/T2977-2008 r=337mm1.2变速器传动比的确定确定Ι档传动比：汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。

故有：ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg +==max ψmg （1.1）式中：G ----作用在汽车上的重力，mg G =；m ----汽车质量；g ----重力加速度，41239.840405.4G mg N ==⨯=；max e T —发动机最大转矩，m N T e ⋅=174max ；0i —主减速器传动比，0 4.36i =；T η—传动系效率，%4.86=T η；r —车轮半径，0.337r m =；f —滚动阻力系数，对于货车取02.0=f ；α—爬坡度，30%换算为16.7α=。

则由最大爬坡度要求的变速器I 档传动比为：Te r g i T mgr i η0max max 1ψ≥=41239.80.2940.3375.17206.5 4.3686.4%⨯⨯⨯=⨯⨯ （1.2） 驱动轮与路面的附着条件：≤rTg r i i T η01emax φ2G （1.3）2G ----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；8.0~7.0=ϕ取75.0=ϕ1g i ≤2max 00.641239.80.750.3377.9206.5 4.3686.4%r e T G r T i φη⨯⨯⨯⨯==⨯⨯综上可知：15.177.9g i ≤≤ 取1 5.8g i = 其他各档传动比的确定： 按等比级数分配原则：q i i i i i i i i g g g g g g g g ====54433221 （1.4）式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：41q i g =，32q i g =，23q i g =，q i g =4 1n 1-=g i q1.55=高档使用率比较高，低档使用率比较低，所以可使高档传动比较小，所以取其他各挡传动比分别为：2g i =3 3.7q =；23 2.4g i q ==；4 1.55g i q ==1.3中心距A1.3.1初选中心距 可根据下述经验公式31max g e A i T K A η= （1.5）式中：A —变速器中心距（mm ）；A K —中心距系数，商用车：6.96.8-=A K ； max e T —发动机最大转矩（N.m ）；1i —变速器一挡传动比，8.51g =i ；g η—变速器传动效率，取96% ；max e T —发动机最大转矩，max 206.5e T N m =⋅。

则，31max g e A i T K A η=3(8.69.6)206.5=86.49100.57mm =-初选中心距96A mm =。

1.3.2变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸:(2.7 3.0)(2.7 3.0)96259.2288A -=-⨯=-mm 。

1.4齿轮参数及齿轮材料的选择1.4.1齿轮模数同步器与啮合套的接合齿多采用渐开线齿形。

出于工艺性考虑，同一变速器的接合齿采用同一模数。

轻中型货车为2.0-3.5，选取较小的模数并增多齿数有利于换挡。

变速器一档及倒档模数为3.5mm ，其他档位为3.0。

1.4.2齿形、压力角α及螺旋角β根据刘维信的《汽车设计》表6-3汽车变速器齿轮的齿形，压力角及螺旋角分别为：表1.2选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。

为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一，第二轴上的斜齿轮一律取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。

1.4.3齿宽b通常是根据齿轮模数来确定齿宽b直齿m k b c =，c k 为齿宽系数，取为4.4～8.0，小齿轮取8 .0 大齿轮取7.0； 斜齿n c m k b =，c k 取为7.0～8.6，小齿轮取8.0 大齿轮取7.0。

一档及倒档小齿轮齿宽285.30.8=⨯=b mm 大齿轮齿宽 3.5724.5b =⨯=; 其他档位小齿轮齿宽240.30.8=⨯=b mm 大齿轮齿宽 3.0721b =⨯=。

第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮的寿命。

采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm ，取2.5mm 。

1.4.4齿顶高系数f一般规定齿顶高系数取为1.00。

1.4.5齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。

但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。

2、合理选择材料配对如对硬度≤350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS 左右。

为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。

3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：5.3≤法m 时渗碳层深度0.8～1.25.3≥法m 时渗碳层深度0.9～1.3 5≥法m 时渗碳层深度1.0～1.3表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。

对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnM O ，20CrNiM O ，12Cr3A 等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒[13]。

1.5一档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算图3.1 中间轴式五档变速器简图1.5.1一挡齿轮参数的计算中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12~17之间选用，最小为12-14，取1012Z =，一挡齿轮为斜齿轮。

一挡传动比为 101921g Z Z Z Z i =（1.6） 为了求9Z ，10Z 的齿数，先求其齿数和h Z ， nh m A Z βcos 2=（1.7） =296cos213.5⨯⨯︒=51.25 取 51即9Z =h Z -10Z =51-12=39 对中心距A 进行修正因为计算齿数和h Z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的h Z 和齿轮变位系数重新计算中心距A ，再以修正后的中心距A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。

理论中心距：109n0cos 2mA -=βhZ =3.5(1239)2cos21⨯+︒=95.59mm （1.8）对一挡齿轮进行角度变位：端面压力角t α： tan t α=tan n α/cos 10-9β （1.9） t α∴=21.29° 端面啮合角,t α： cos ,t α=t oAA αcos （1.10）,t α∴=21.9° 由表14-1-21查得：0.01996t inva '=0.01829t inva =齿轮齿数之比393.25 3.012u ==≥ 变位系数之和 ()()nt ,t 109n tan 2αααinv inv z z -+=X ∑ （1.11）=0.117 查图14-1-4选择变位系数线图（1*=ah ，︒=20α），可知，100.307n x =则 90.19n x =-计算β精确值：A=109ncos 2m-βhZ （1.12）91021.61β-∴=︒当量齿数 3v9991039z z /cos 49cos 21.61β-===3v101091012z z /cos 15cos 21.61β-===根据齿形系数图可知9100.144,0.157y y == 一挡齿轮参数：分度圆直径 1099n 9cos /m -=βz d =3.5×39/cos21.61°=146.39mm 10910n 10cos /m -=βz d =3.5×12/cos21.61°=45.17mm中心距变动系数 n 0n /m A A y ）（-==（96-95.59）/3.5=0.117 齿顶变动系数 n n n y y -=∆∑x =0.117-0.1171=-0.0001 齿顶高 ()n n 9an 9y h m x h n a ∆-+=*=2.835mm ()n n 10an 10y h m x h n a ∆-+=*=4.57mm齿根高 ()n 9an 9h m x c h f -+=**=5.04mm ()n 10an 10h m x c h f -+=**=3.3mm齿高 9f a9h h +=h =7.875mm 齿顶圆直径 99a92a h d d +==152.06mm 10a 10102h d d a +==54.31mm 齿根圆直径 9992f f h d d -==136.31mm 1010102f f h d d -==38.57mm 1.5.2一挡齿轮强度的计算 1.齿轮弯曲应力的计算 2.图3.2 齿形系数图斜齿轮弯曲应力w σεσπβσK yK zm K T c n g w 3cos 2=（1.13）式中： g T —计算载荷（N·mm ）；n m —法向模数（mm ）； z —齿数；β—斜齿轮螺旋角；σK —应力集中系数，5.1=σK ；y —齿形系数，可按当量齿数β3cos z z n =在图2.1中查得；c K —齿宽系数6.80.7-=c K ； εK —重合度影响系数，0.2=εK 。

（1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力9w σ ，10w σεσπβσK K y m z K T c n w 939109219cos 2-=03321021.34cos 21.61 1.50103.1439 3.50.1447.0 2.0⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯ 269.12300400a a MP MP =<-εσπβσK K y m z K T c n w 1031010910cos 2-=中0332330.65cos 21.61 1.50103.1412 3.50.1578.0 2.0⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯ 227300400a a MP MP =<-。

2.齿轮接触应力的计算⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+'=b z g j d b ET ρρβασ11cos cos 418.0 （1.14） 式中：j σ—轮齿的接触应力（MP a ）；g T —计算载荷（N .mm ）；d '—节圆直径(mm)；α—节点处压力角（°），β—齿轮螺旋角（°）； E —齿轮材料的弹性模量（MP a ）； b —齿轮接触的实际宽度(mm)；z ρ、b ρ—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮αρsin z z r =、αρsin b b r =，斜齿轮()βαρ2cos sin z z r =、()βαρ2cos sin b b r =；z r 、b r —主、从动齿轮节圆半径(mm)。