变速器的设计计算一 确定变速器的主要参数一、各挡传动比的确定不同类型的变速器，其挡位数也不尽相同，本设计为五挡变速器。
传动比为已知：i 1=6.02，i 2=3.57， i 3=2.14，i 4=1.35，i 5=1.00， i R =5.49. 二、中心距A 的选取初选中心距A 时，可根据下述经验公式初选：A=K 式中，A 为变速器中心距(mm)；A K 为中心距系数，货车：A K =8.6-9.6；emax T 为发动机最大转矩（emax T =165 N ·m ）；1i 为变速器一挡传动比(i 1=6.02)；g η为变速器传动效率，取96%。
本设计中，取A K =9.0。
将数值代入公式，算得A=88.5849mm ，故初取A=89mm 。
三、变速器的轴向尺寸影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。
设计时可根据中心距A 的尺寸参照下列经验关系初选：五挡货车变速器壳体轴向尺寸：(2.7～3.0) A=239.18mm ～265.75mm 。
选用壳体轴向尺寸为260mm 。
四、齿轮参数 （1）齿轮模数变速器齿轮模数：货车最大总质量在1.8～14.0t 的货车为2.0～3.5mm 。
齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定。
当增大尺宽而减小模数时将降低变速器的噪声，增大模数并减小尺宽和中心距将减小变速器的质量。
对于斜齿轮mn =Km3maxeT式中 mn——齿轮模数 mmKm ——为模数系数，一般Km=0.28~0.37。
本设计中取Km=0.35。
将数值代入计算得 mn =1.919 mm,取mn=2。
对于直齿轮m=K1m31 T ⋅式中 m——一挡齿轮模数 mmK1m ——一挡齿轮模数系数，一般K1m=0.28~0.37。
本设计中取 K1m=0.30T1——一挡输出转矩，T1=Tm axe*i1i1——一挡传动比当数值代入计算得m=2.993 mm,取m=3参考国标（GB1357-87）规定的第一系列模数：一档和倒挡的模数: m＝3mm；二，三，四，五挡的模数：mn＝2mm;（2）压力角α齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角增大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。
本设计中采用标准压力角α=20°。
（3）螺旋角β选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。
选用大些的螺旋角时，会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，齿轮的强度也相应提高。
因此从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，β不宜过大，以15°~25°为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。
螺旋方向的选择：斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。
设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消，以减少轴荷，提高寿命。
为此，中间轴上的全部齿轮一律采用右旋，而一、二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。
为使工艺简便，中间轴轴向力不大时，可将螺旋角仅取为三种。
二、三、四挡齿轮螺旋角22°；常啮合齿轮螺旋角25.28°。
（4）齿宽考虑到缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应选用较小的尺宽。
另一方面，尺宽的减小将使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加。
选用宽的尺宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿尺宽方向受力不均并在尺宽方向上产生磨损不均匀。
通常通过齿轮的模数确定尺宽：直齿：b=Kc m Kc为尺宽系数，一般Kc=4.5~8.0斜齿：b=Kc mn一般Kc=6.5~8.5本设计中，一档，倒档：b=7⨯3=21 mm二档，三档没，四档，五档：b=7⨯2=14mm（5）齿轮变位系数的选择原则为了降低噪声，对于变速器中除去一，二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的数值，以便获得低噪声运动。
一般情况下，最高档和一轴齿轮副的x可以选为-0.2~0.2。
随着档位的降低，x值逐渐增大。
一，二档和倒档齿轮，应该选用较大的x值，以便获得高强度齿轮副。
一档齿轮的x值可以选用1.0以上的。
五、各挡齿轮齿数的分配1.确定一挡齿轮齿数已知A=89mm ，m=3mm11Z+12Z=2A/m Z h=60对于货车，中间轴一挡齿轮可在12-17之间，选取12Z=16，由于一挡选用直齿轮。
故有11Z=2A/m-16=442.修正中心距A=h Z m2=90mm 3.确定常啮合传动齿轮副的齿数 已知 1i =6.02 n m =2mm β=25.28°1Z +2Z =n m A βcos 2=81.381 21Z Z =1i 1211Z Z =2.19 Z h =2Am≈81 1Z =26， 2Z =554.确定其它挡位齿轮齿数 （1）确定二挡齿轮齿数已知 2i =3.57 n m =2mm β=22°72218Z Z i =Z Z 1.687636 ○1 78n2Acos βZ +Z =m ○2 联立○1○2求解 取7Z =52，8Z =32 （2）确定三挡齿轮齿数 已知3i =2.14 n m =2mm β=22° 52316Z Z i =Z Z ○1 56n2Acos βZ +Z =m ○2 联立○1○2求解Z 5=41,Z 6=43 （3）确定四挡齿轮齿数已知 4i =1.35， n m =2mm ，β=22°32414Z Z i =Z Z ○134n2Acos βZ +Z =m ○2 联立○1○2求解 取Z 3=32, Z 4=52 （5）确定倒挡齿轮齿数 倒挡采用直齿轮，m=3mm 。
已知选11Z =44，12Z =16，21Z Z =2.19,=5.49由得9Z =41 ,10Z =44A1=m (11Z +12Z )/2=3*(44+16)/2=90mm A2=m (9Z +10Z )/2=3*(41+44)/2=127.5mm 经验算，不会产生运动干涉。
六、变速器齿轮几何参数设计计算1.一挡齿轮几何参数m =3mm ，11Z =44，12Z =16，，n α=20 °，β=0°，'A =90mm ，(1) 1ξ=0.37，2ξ=-0.37(2) 啮合角 'α=t'Acos αarccosA =21.68° (3) 理论中心距 A=1312m(Z Z )2+=89mm(4) 中心距变动系数 λ=A 'Am -=0.33(5) 变位系数之和 ∑ξ='1312(Z Z )(inv inv )2tag +α-αα=0.90(6) 齿顶降低系数 ∑σ=ξ-λ=0.90-0.33=0.57 (7) 分度圆直径 1d =1Z m=132mm ，2d =m 2Z =48mm(8) 齿顶高 *a1a 1h =(h +)m ξσ-=3.33mm ，*a2a 2h =(h +)m ξσ-=2.58mm(9) 齿根高 **f1a 1h =(h +c )m ξ-=4.86mm ，**f2a 2h =(h +c )m ξ-=2.64mm(10)齿全高 12a f h =h =h +h =5.22mm(11)齿顶圆直径 a11a1d =d +2h =138.66mm ，a22a2d =d +2h =53.16mm (12)齿根圆直径 f11f1d =d 2h -=122.28mm ，f22f2d =d 2h -=42.72mm (13)周节 p=πm=9.424mm (14)基节 b p m cos =πα=8.856mm2.常啮合齿轮几何参数n m =2mm ，1Z =26，2Z =55， n α=20°，β=25.28°，'A =90mm(1) 端面模数 t m =nm cos β=2.21mm (2) 1ξ=0.37，2ξ=-0.37 (3)端面压力角 tan arctan()cos nt ααβ==21.926°(4)端面啮合角 't α=t'Acos αarccosA =23.457° (5)分度圆直径 11n Z d =m ()cos β=57.51mm ，22n Z d =m ()cos β=121.65mm(6)齿顶高 a n 0h =m (f +1ξ)=2.46mm 1.54mm (7)齿根高 f 0n h (f c )m 1=+-ξ=2.04mm 1.28mm (8)齿全高 a f h h +h ==4.50mm(9)齿顶圆直径 a a d d 2h =+=62.43mm 124.73mm (10)齿根圆直径 f f d d 2h =-=53.43mm 119.09mm (11)中心距 A='A =12t z z m 2+=90.505mm (12)法向基节 bn n n p m cos =πα=5.904mm(13)基圆直径 b 1t d d cos =α=53.35mm 112.85mm(14)法面分度圆弧齿厚 n 1s m 2=π=3.14mm3.二挡齿轮几何参数n m =2mm ，7Z =52，8Z =32， n α=20°，β=22°，'A =90mm(1)变位系数 2ξ=0.25，1ξ=0.43 (2)端面模数 t m =nm cos β=2.157mm (3)端面压力角 tan arctan()cos nt ααβ==21.433°(4)端面啮合角 't α=t'Acos αarccos A=23.00° (5)分度圆直径 71n Z d =m ()cos β=88.98mm ，82n Z d =m ()cos β=48.53mm(6)齿顶高 a n 0h =m (f )n ξσ+-=1.335mm 1.785mm (7)齿根高 f 0n h (f c )m =+-ξ=2.5mm 2.05mm (8)齿全高 a f h h +h ==3.835mm(9)齿顶圆直径 a a d d 2h =+=91.65mm 52.10mm (10)齿根圆直径 f f d d 2h =-=83.98mm 44.43mm (11)法向基节 bn n n p m cos =πα=5.904mm (12)基圆直径 b t d d cos =α=82.83mm 45.17mm 4.三挡齿轮几何参数n m =2mm ，5Z =41，6Z =43， n α=20°，β=22°，'A =90mm(1)端面模数 t m =nm cos β=2.157mm (2)端面压力角 tan arctan()cos nt ααβ==21.433°(3)端面啮合角 't α=t'Acos αarccosA =23.00°(4)分度圆直径 51n Z d =m ()cos β=88.44mm ，62n Z d =m ()cos β=92.75mm(5)齿顶高 a n 0h =m (f )n ξσ+-=1.188mm 1.308mm (6)齿根高 f 0n h (f c )m =+-ξ=1.88mm 1.76mm (7)齿全高 a f h h +h ==3.068mm(8)齿顶圆直径 a a d d 2h =+=90.82mm 95.37mm (9)齿根圆直径 f f d d 2h =-=84.68mm 89.23mm (10)法向基节 bn n n p m cos =πα=5.904mm(11)基圆直径 b t d d cos =α=82.32mm 86.34mm 5.四挡齿轮几何参数n m =2mm ，3Z =32，4Z =52， n α=20°，β=22°，'A =90mm(1)端面模数 t m =nm cos β=2.157mm (2)端面压力角 tan arctan()cos nt ααβ==21.433°(3)端面啮合角 't α=t'Acos αarccos A=23.00° (4)理论中心距 A=34t Z Z m 2+=89mm (5)分度圆直径 31n Z d =m ()cos β=48.53mm ，42n Z d =m ()cos β=88.98mm (6)齿顶高 a n 0h =m (f )n ξσ+-=1.785mm 1.335mm (7)齿根高 f 0n h (f c )m =+-ξ=2.05mm 2.5mm (8)齿全高 a f h h +h ==3.835mm(9)齿顶圆直径 a a d d 2h =+=52.10mm 91.65mm (10)齿根圆直径 f f d d 2h =-=44.43mm 83.98mm (11)法向基节 bn n n p m cos =πα=5.904mm (12)基圆直径 b t d d cos =α=45.17mm 82.83mm6.倒挡齿轮几何参数m =3mm ; 9Z =41; 10Z =44；11Z =44；n=20°（1）分度圆直径 d9=m 9Z =123mmd10=m 10Z =132mmd11=m 11Z =132mm (2)齿顶高3mm 3mm3mm (3)齿根高3.75mm 3.75mm3.75mm (4)齿顶圆直径129mm 138mm138mm (5)齿根圆直径 115.3mm124.3mm 124.3mm七、同步器及尺寸的计算同步器使变速器换档轻便、迅速、无冲击、无噪声，且可以延长齿轮的寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油，故而多数汽车变速器除一档和倒档外，其他档位多装用。