变速器的设计计算

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：i1=6.02，i2=3.57， i3=2.14，i4=1.35，i5=1.00， iR=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=KA3Temaxi1ηg 式中，A为变速器中心距(mm)；KA为中心距系数，货车：KA=8.6-9.6；Temax为发动机最大转矩（Temax=165 N·m）；i1为变速器一挡传动比(i=6.02)；ηg为变速

1

器传动效率，取96%。本设计中，取KA=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=Km3Temax 式中 mn——齿轮模数 mm

1

Km——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=Km1?3T1

式中 m——一挡齿轮模数 mm

Km1——一挡齿轮模数系数，一般Km1=0.28~0.37。本设计中取 Km1=0.30 T1——一挡输出转矩，T1=Temax*i1

i1——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?

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?=20°。

（3）螺旋角?

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，?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。

2

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=Kcm Kc为尺宽系数，一般Kc=4.5~8.0 斜齿：b=Kcmn 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=3mm

Z+Z1112=2A/m Zh=60

对于货车，中间轴一挡齿轮可在12-17之间，选取Z12=16，由于一挡选用直齿轮。故有Z11=2A/m-16=44

2.修正中心距

A=

Zhm=90mm 23.确定常啮合传动齿轮副的齿数 已知 i1=6.02 mn=2mm ?=25.28°

3

Z1+Z2=

ZZ2Acos?=81.381 2=i1 12=2.19 mnZ1Z11Z2Ah=

m?81 Z1=26， Z2=55

4.确定其它挡位齿轮齿数 （1）确定二挡齿轮齿数

已知 i2=3.57 mn=2mm ?=22°

i72=Z2ZZZ 1.687636 18Z2Acosβ7+Z8=m ○2 n联立○

1○2求解 取Z7=52，Z8=32 （2）确定三挡齿轮齿数 已知i3=2.14 mn=2mm ?=22° iZ2Z53=Z ○

1 1Z6 Z2Acosβ5+Z6=m ○2 n联立○

1○2求解Z5=41,Z6=43 （3）确定四挡齿轮齿数

已知 i4=1.35， mn=2mm ，?=22°

iZ2Z34=Z 1Z4Z2Acosβ3+Z4=m n联立○

1○2求解 取Z3=32, Z4=52 （5）确定倒挡齿轮齿数

4

○

1 ○

1 ○

2

倒挡采用直齿轮，m=3mm。 已知选Z11=44，Z12=16，

Z2=2.19,Z1=5.49

由

得Z9=41 ,Z10=44

A1=m (Z11+Z12)/2=3*(44+16)/2=90mm A2=m (Z9+Z10)/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，Z11=44，Z12=16，，?n=20 °，?=0°，A'=90mm，

(1) ?1=0.37，?2=-0.37

Acosαt=21.68° A'm(Z13?Z12)(3) 理论中心距 A==89mm

2A'?A(4) 中心距变动系数 ?==0.33

m(2) 啮合角 α'=arccos(Z13?Z12)(inv?'?inv?)(5) 变位系数之和 ??==0.90

2tag?(6) 齿顶降低系数 ??????=0.90-0.33=0.57 (7) 分度圆直径 d1=Z1m=132mm，d2=mZ2=48mm

* (8) 齿顶高 ha1=(h*a+?1??)m=3.33mm，ha2=(ha+?2??)m=2.58mm

***(9) 齿根高 hf1=(h*a+c??1)m=4.86mm，hf2=(ha+c??2)m=2.64mm

(10)齿全高 h1=h2=ha+hf=5.22mm

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/ovef.html