1变速器主要参数的选择
中心距A
对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A 。

对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A 。

它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。

中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。

因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定。

变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与反便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。

此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。

还有，变速器中心距取的过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。

对于中间轴式初选中心距A 时，可根据下述公式计算
A=K A 31max g e i T η 式中，A 为中心距（mm ）；K A 为中心距系数，商用车取K A ＝－；max e T 为发动机的最大转矩（）；1i 为变速器一挡传动比；g η为变速器传动效率，取96％。

分析该车发动机及相关参数：该车为11吨的重型载货汽车，。

按下试计算轮胎半径： 按最大爬坡度计算
0.0254[(1)]2
s d
r b λ=+-
其中λ=；取λ=代入数据得 s r = 其中K A ＝ ， max e T ＝481Nm ，
挡传动比：
参考同类车型：取主减速器传动比为i 。

=， 取ηT =。

i g1≥
max max .s
T
mg r Te i ϕη。

试中:m 为汽车重质量m=11000Kg,g 为重力加速度g=Kg,Tmax 为发动机最大转矩Temax=,i 。

为主减速器传动比等于，Ψmax 为道路最大阻力系数等于，rs 为驱动轮滚动半径，ηT 为汽车传动系效率。

代入数据得1g i ≥。

根据车轮与路面附着条件确定一档传动比：
21max g G rs
i Te i ϕη≤
T。

2G 为汽车满载时静止于水平路面驱动桥给路面的载荷， 2G =⨯%=⨯⨯%=73150Kg,
ϕ为道路附着系数，计算时取ϕ=，在此取。

代入数据得1g i ≤
所以 ≤1g i ≤初选一档传动比为1g i = 第五档为直接档传动比为5g i =1。

其他各档传动比按等比数列来分配：则2g i =， 3g i =， 4g i = 。

把一档传动比代入中心距公式计算变速器中心距：
A=
⨯=
圆整后取A=138mm 。

齿轮参数的选取
一、模数
齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。

在变速器中心距相同的的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声、所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声又较为重要的意义，因此齿轮的模数应选的小些；
表汽车变速器齿轮的法向模数m n
第一轴常啮合斜齿轮的法向模数m n
m=
n
T=481Nm，可得出m n=。

其中
max
e
一档直齿轮的模数m
m
通过计算m=。

由于我们设计的货车的总质量为11000Kg，所以参照表选取m n= mm m=。

二、齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b
汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表选取。

汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角
压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。

在本设计中变速器一档、倒档齿轮压力角α取25°其余齿轮取20°,同步器取30°；斜齿轮螺旋角β取20°。

应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。

为此，中间轴上的全部齿轮一律右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。

齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。

但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。

所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：
直齿 b=~m，mm
第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。

本次设计直齿轮 b==27mm
三、齿轮变位系数的选择原则
齿轮的变位是齿轮设计中的一个重要环节。

采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。

齿轮变位主要有两类：高度变位和角度变位。

高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。

高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿
109
12Z Z Z Z i gI ⋅=m A
Z 2=
∑轮强度相接近的程度。

高度变位齿轮副的缺点使不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。

角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。

角度变位即具有高度变位的优点，又避免了其缺点。

由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。

为保证各对齿轮由相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。

对于斜齿轮传动，可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。

我在齿轮设计中,对需要变位的齿轮采用了角度变位的方法来保证中心距。

各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算
在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据变速器的挡数、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尽量不是整数，以使齿面磨损均匀。

一档和倒档采用直齿轮，其余采用斜齿。

1.确定一档齿轮参数及传动比：
一档传动比
为了确定Z 9和Z 10的齿数， 先求其齿数和∑Z :
其中A =138mm、m =6；
Z=46
故有
货车变速器一档直齿轮的最
Z=13，小齿数为12-14，此处取
10
Z=33。

则可得出
9
上面根据初选的A及m计算
9
10
12Z Z i Z Z gI ⨯=β
cos 2)(21
Z Z m A n +=n
m A Z Z βcos 221=
+出的∑Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）看出中心距有了变化，这时应从∑Z 及齿轮变位系数反过来计算中心距A ，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。

这里∑Z 修正为46，则根据式（3-8）反推出A =138mm 。

2.确定常啮合齿轮副的齿数
由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比
由已知数据可知 Z2/Z1=
而常啮合齿轮的中心距与 一档齿轮的中心距相等
由此可得：
而根据已求得的数据：β = 20°。

（3-10）与(3-11)联立可得：
1Z =取Z 1=16、2Z =取Z 2=49。

根据式（3-7）可算出一档实际传动比为：1g i = 根据式（3-10）可算出：β=° 3.确定其他档位的齿数
8
7
12Z Z Z Z i g ⋅=∏n
m A Z βcos 2=
∑1
2
12131311Z Z Z Z Z Z i gr ⋅⋅=
二档传动比
而g i II =
由已知数据可知:Z7/Z8 =
对于斜齿轮： 故有：Z7 + Z8 = 65 （3-12）联立（3-13）得：:Z7 = 41 , Z8 = 24。

按同样的方法可分别计算出： 三档齿轮: Z5 = 32 , Z6 = 33； 四档齿轮: Z3 = 23 ， Z4 =42 4.确定倒档齿轮的齿数
一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比gr
i 取。

取中间轴上倒档传动齿轮的齿数 1312=Z 。

而通常情况下，倒档轴齿轮13Z 取21~23，此处取13Z =23。

由
可计算出Z11 = 32 。

故可得出中间轴与倒档轴的中心距
()'12131
1082
n A m Z Z mm =
+=
)
(2
1
1311Z Z A +=''
而倒档轴与第二轴的中心:
=165mm 。

变速器齿轮参数表。