HLJIT7-1000重型貨車變速器設計[7檔三軸式七檔變速器]【整備9.2噸 總16噸】
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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
摘 要
變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，是汽車總成部件中的重要組成部分，是主要的傳動系統。變速器的結構要求對汽車的動力性、燃料經濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。
三軸式變速器由于具有體積小、原理簡單、工作可靠、操縱方便等優(yōu)點，故在大多數汽車中廣泛應用。本文設計研究了三軸式七檔手動變速器，其目的主要是基于對機械原理、機械設計、AutoCAD等知識的熟練運用和掌握，同時運用汽車構造、汽車設計、材料力學、互換性測量等學科知識，對三軸式變速器的各部件進行設計，并利用AutoCAD軟件繪制裝配圖和零件圖等六項內容。首先，本文將概述變速器的現狀和發(fā)展趨勢，介紹變速器領域的最新發(fā)展狀況。其次，對工作原理做了闡述，對不同的變速器傳動方案進行比較，選擇合理的結構方案進行設計。再次，對變速器的各檔齒輪和軸以及軸承做了詳細的設計計算，并進行了受力分析、強度和剛度校核計算,并為為這些元件選擇合適的工程材料及熱處理方法。對一些標準件進行了選型以及變速器的傳動方案設計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。最后，本文將對變速器換檔過程中的重要部件—同步器以及操縱機構進行闡述，講述同步器的類型、工作原理、選擇方法以及重要參數。
關鍵詞：變速器；傳動比；軸；齒輪；設計計算；校核
ABSTRACT
Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency.
Three-shaft transmission is widely used most vehicle for its particular advantages ,such as small dimension ,simply theory ,good stability, conveniently operation .This design study of the three-axis 7-speed manual transmission, the purpose is based on the skillful of using mechanic theory ,mechanic design, AutoCAD. Meanwhile, my paper is incorporated structure of vehicle, design of vehicle, mechanic of materials, and survey of interchangeability. I will design the parts of three-shaft transmission, and using Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three-axis gearbox design file 12.At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment.At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer.
Key words: Transmission；Transmission Ratio；Shaft；Gear；Design and Calculation；Checking
I
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1汽車變速器的概述 1
1.2汽車變速器研究狀況、發(fā)展趨勢及成果 1
1.2.1研究現狀 1
1.2.2設計目的意義 2
1.2.3汽車變速器發(fā)展趨勢 2
1.3汽車變速器的設計方法和研究內容 3
1.3.1變速器設計的主要內容 3
第2章 變速器傳動機構布置方案 5
2.1變速器的選擇 5
2.1.1結構工藝性 5
2.1.2變速器的徑向尺寸 5
2.1.3變速器齒輪的壽命 5
2.1.4變速器的傳動效率 5
2.2 倒擋布置方案 5
2.3 零、部件結構方案分析 6
2.3.1齒輪形式 6
2.3.2換擋機構形式 7
2.3.3自動脫擋 7
2.4本章小結 8
第3章 變速器主要參數的選擇 9
3.1概述 9
3.2擋數 9
3.3傳動比范圍 9
3.4變速器各檔傳動比的確定 9
3.5中心距A 11
3.6變速器的齒輪參數的確定 12
3.6.1齒輪模數 12
3.6.2壓力角 12
3.6.3螺旋角 13
3.6.4齒寬 13
3.6.5齒頂高系數 13
3.7變速器各檔齒輪齒數的分配 14
3.7.1確定一擋齒輪的齒數 14
3.7.2確定常嚙合擋齒輪的齒數 16
3.7.3確定其他各檔的齒數 19
3.8本章小結 32
第4章 齒輪校核 45
4.1 齒輪材料的選擇原則 45
4.2計算各軸的轉矩 33
4.3齒輪的強度計算 34
4.3.1輪齒的彎曲應力計算 34
4.3.2輪齒接觸應力計算 39
4.4本章小結 44
第5章 變速器軸和軸承的設計及校核 45
5.1變速器的軸徑和軸長設計計算 45
5.2變速器軸的強度計算 46
5.2.1齒輪上的受力計算 46
5.2.2軸的強度計算 49
5.2.3軸的剛度計算 51
5.3軸承的選擇和校核 53
5.3.1輸出軸軸承的選擇和校核 53
5.3.2中間軸軸承的選擇和校核 54
5.4本章小結 55
第6章 同步器和操縱機構的設計及選用 56
6.1同步器的設計 56
6.1.1鎖銷式同步器 56
6.1.2鎖環(huán)式同步器 57
6.1.3同步器主要尺寸的確定 58
6.1.4同步器主要參數的確定 61
6.2變速器操縱機構的設計 63
6.2.1變速器操縱機構的要求及分類 63
6.2.2變速器操縱機構分析 64
6.3變速器箱體的設計 65
6.4本章小結 66
第7章 輸出軸的有限元靜力學分析 67
7.1 ANSYS軟件簡介 67
7.2 Pro/E和ANSYS接口的創(chuàng)建 67
7.3利用ANSYS對輸出軸進行有限元受力分析 69
7.4輸出軸有限元受力分析 69
7.4.1第一檔、倒擋花鍵有限元受力分析 71
7.4.2第二檔、三檔花鍵有限元受力分析 73
7.4.3第四檔、五檔花鍵有限元受力分析 75
7.4.4第六檔、常嚙合檔花鍵有限元受力分析 77
7.5本章小結 80
結論 81
致謝 83
參考文獻 82
附錄 85
第1章 緒 論
1.1汽車變速器的概述[1]
變速器用于改變發(fā)動機曲軸的轉矩和轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下，滿足驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，今后要求汽車車型的多樣化、個性化、智能化已成為汽車的發(fā)展趨勢。但變速器設計一直是汽車設計中最重要的環(huán)節(jié)之一，它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的。變速器的倒擋使汽車能倒退行駛；其空擋使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機和傳動系分離。
變速器的結構除了對汽車的動力性、經濟性有影響同時對汽車操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動機的參數做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，其他結構措施，可使操縱可靠，不產生跳擋、亂擋、自動脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采用斜齒輪、修形及參數優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低，不同的傳動比還可以使在其不同路面提高汽車的動力性和經濟性，使汽車和發(fā)動機有良好的匹配性。
1.2汽車變速器研究狀況、發(fā)展趨勢及成果[2]
1.2.1 研究現狀
重型汽車的裝載質量大，使用條件復雜，欲保證重型汽車具有良好的動力性、經濟性和加速性，則必須擴大傳動比范圍并增多檔數。傳統結構三軸式變速器的最大容量：檔位數一般最多蛤能布置到6個前進檔和一個倒檔，最大輸出扭矩約為8400Nm。近年來重型汽車需要更多檔位的前進檔，需要爬行檔（最低檔）速比為10-17。顯然傳統結構變速器遠不能滿足需求。而組合式機械變速器則能滿足上述要求。而組合式機械變速器則能滿足上述要求。而組合機械變速器的組成是在傳統變速器（稱主箱）后部（或前部）加裝一個副變速器（稱副箱，一般為兩檔），將主箱的檔位數增加一倍，所增加檔位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘積，而齒輪對數小于檔位數，因此箱體尺寸大為縮小，軸的長度減短，剛度增大，并且增大了變速器的容量。
1.2.2 設計目的意義
重型貨車裝載數十噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協助。大家都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。
從我國的具體情況來看，機械式變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機都是用機械式變速器的，他們對機械式變速器的認識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現實的。
1.2.3 汽車變速器發(fā)展趨勢
現代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足人們的需要。而自動變速器技術得到了迅速發(fā)展。目前，國內變速器廠商都向著無級變速器和自動變速器方向發(fā)展，國內現已有好幾款轎車已經應用上無級變速器，而重型多擋位汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開。
無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器(Continuously Variable Transmission簡稱"CVT") 。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別，是它省去了復雜而又笨重的齒輪組合變速傳動，而只用了兩組帶輪進行變速傳動。無級變速器結構比傳統變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現速比的無級變化
在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。這是汽車的無奈和缺憾。但是,人們始終沒有放棄尋找實現理想汽車變速器的努力,各大汽車廠商對無級變速器(CVT)表現了極大的熱情，極度重視CVT在汽車領域的實用化進程。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器的研究的終極目標。在今后，摩擦傳動CVT；液力傳動；電控機械式自動變速器(Automated Mechanical Transmission簡稱"AMT")；齒輪無級變速器（Gear Continuously Variable Transmission）是圍繞著汽車變速箱四個主要的研究方向。
齒輪無級變速器（Gear Continuously Variable Transmission）這是一種全新的設計思想，是利用齒輪傳動實現高效率、大功率的無級變速傳動。
據最新消息：一種"齒輪無級變速裝置"(Gear Continuously Variable Transmission簡稱"G-CVT")已經試制成功，并已經進行了多次樣機試驗。"齒輪無級變速裝置"結構相當簡單，只有不足20種非標零件，51個零件，生產成本甚至低于手動變速箱。預計今年進行裝車試驗。
齒輪無級變速器的優(yōu)勢表現為：
(1) 傳動功率大200KW的傳動功率是很容易達到的；
(2) 傳動效率高，90%以上的傳動效率是很容易達到的；
(3) 結構簡單，大幅度降低生產成本，相當于自動變速箱的1/10；
(4) 對汽車而言，提高傳動效率，節(jié)油20%；
(5) 發(fā)動機在理想狀態(tài)下工作，燃料燃燒完全，排放干凈，極大的減
少了對環(huán)境的破壞。
1.3汽車變速器的設計方法和研究內容[8]
在本次設計中，由于是對傳統的變速器進行改進性設計,在給定的發(fā)動機最大轉矩、轉速及最高車速、發(fā)動機標定功率等條件下，主要完成變速器機構的設計，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。
對于變速器的要求：
（1）保證汽車有必要的動力性和經濟性；
（2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸；
（3）設置倒檔，使汽車能到推行駛；
（4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出；
（5）換擋迅速、省力、方便。工作可靠；
（6）汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂檔以及換擋沖擊等現象發(fā)生；
（7）變速器應當有高的工作效率；
（8）變速器的工作噪聲要低。除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小， 制造成本低，維修方便等要求，滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標。
1.3.1 變速器設計的主要內容：
本次設計主要是依據給定的重型貨車有關參數，通過對變速器各部分參數的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的手動7檔變速器。本文主要完成下面一些主要工作：
1、參數計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數計算、各檔齒輪齒數的分配；
2、變速器齒輪設計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉速；齒輪強度計算及檢驗；
3、變速器軸設計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結構設計、軸的強度計算、軸的加工工藝分析；
4、變速器軸承的選擇及校核；
5、同步器的設計選用和參數選擇；
6、變速器操縱機構的設計選用；
7、變速器箱體的結構設計設計；
8、建立有限元計算模型；
9、加載進行應力分析與結果分析；
10、對汽車機械變速器的結構參數進行優(yōu)化設計。
第2章 變速器傳動機構布置方案
2.1變速器的選擇
2.1.1 結構工藝性
兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而當發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。
2.1.2 變速器的徑向尺寸
兩軸式變速器的前進擋均為一對齒輪副，而中間軸式變速器則有二對齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。
2.1.3 變速器齒輪的壽命
兩軸式變速器的低擋齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作次數比大齒輪要高的多，因此，小齒輪的壽命比大齒輪的短。中間軸式變速器的各前進擋，均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命較接近。在直接擋時，齒輪只空轉，不影響齒輪壽命。
2.1.4 變速器的傳動效率
兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動比，但仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。而中間軸式變速器，可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接擋，因而傳動效率較高，磨損小，噪聲也較小。
轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，而中、重型載貨汽車則多采用中間軸式變速器。因此設計的變速器采用中間軸式。
2.2 倒擋布置方案
倒擋布置應注意以下幾點：
（1）倒擋齒輪在非工作位置時，不得與第二軸的齒輪有嚙合現象；
（2）換入倒擋時不得與其他齒輪發(fā)生干涉；
（3）倒擋軸在變速器殼體上的支承不得與與中間軸的齒輪相碰。
圖2.1為常見的倒擋布置方案。
圖2.1a方案主要用于小客車上。
圖2.1b方案用于四擋直齒滑動齒輪的變速器上。
(a) 小客車常用 (b) 直齒滑動嚙合四擋 (c) 多數五擋采用 (d) c方案改進
(e) 前進擋常嚙合 (f) 前進擋常嚙合 (g) 一、倒擋各一根撥叉軸
圖2.1擋布置方案
圖2.1d方案是對c的修改。
圖2.1e用于所有前進檔都是常嚙合的變速器上。
圖2.1f也是用于所有前進檔都是常嚙合的變速器上.
為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2.1g方案；缺點是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器蓋中的操縱機構復雜一些。
倒檔結構方案的選擇，應根據其它檔布置情況。力求位置合理并縮短變速器的軸向長度。綜合以上幾種變速器倒擋布置方案，選擇圖2.1f為變速器的倒擋布置方案[7]。
2.3 零、部件結構方案分析
2.3.1 齒輪形式
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。
與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍有復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的質量和轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。倒擋齒輪用直齒，其他擋齒輪用斜齒輪。
（a）直齒滑動齒輪換擋 （b）嚙合套換擋 （c）同步器換擋
圖2.2 換擋機構形式
2.3.2 換擋機構形式
如圖2.2變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。
直齒滑動齒輪換擋要求駕駛員有熟練的操作技術（如兩腳離合器）才能使換擋時齒輪無沖擊；換擋行程長，換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉部分的慣性力矩，但除一擋、倒擋已很少使用。
嚙合套換擋不能消除換擋沖擊，而且要求駕駛員有熟練的操作技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉部分的總慣性力矩增大。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。
使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。
2.3.3 自動脫擋
由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導致自動脫擋。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：
（1）將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖2.3a所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。
（2）將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切薄（切下0.3～0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫擋，如圖2.3b所示。
（3）將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°），使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力，如圖2.3（c）所示。這種方案比較有效，應用較多。將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。
(a) 接合齒位置錯開 (b) 齒厚切薄 (c) 工作面加工成倒錐角
圖2.3 防止自動脫擋的措施
2.4本章小結
本章首先對比了兩軸式和中間軸式的優(yōu)、缺點，由于中間軸式變速器的結構工藝性、變速器徑向尺寸、變速器齒輪的壽命、變速器傳動效率好于兩軸式,因此設計的變速器選擇中間軸式；接著本章確定了倒擋布置方案；然后對零部件的結構方案進行了分析，即對齒輪及換擋機構的形式進行了分析；最后對倒擋的布置方案以及防止自動脫擋進行了設計。
第3章 變速器主要參數的選擇及齒數的分配
3.1概述
滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。
表3.1 基本參數
整備
質量
最大總
質量
最高
車速
最大爬坡度
最大
功率
最大
扭矩
輪胎
變速器擋數
9200kg
16000kg
90km/h
30%
170KW
1000N.m
10/20R20
7
3.2擋數
近年來，為了降低油耗，變速器的擋數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個擋。商用車變速器采用4～5個擋或多擋。載質量在2.0～3.5t的貨車采用五擋變速器，載質量在4.0～8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。本設計采用七擋變速器。
3.3傳動比范圍
變速器傳動比是指變速器最高擋與最低擋傳動比的比值。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其他商用車則更大。
3.4變速器各檔傳動比的確定
初選傳動比：
設7擋為直接擋，則：
=1
=0.377 (3.1)
式中： —最高車速
—發(fā)動機最大功率轉速
—車輪半徑
—變速器最小傳動比
—主減速器傳動比
=9550× （轉矩適應系數=1.1～1.3，取=1.3） （4.2）
綜上兩式，得：
主減速器比=4.49
1、滿足最大爬坡度
根據汽車行駛方程式：
汽車以一擋在無風、瀝青混凝土干路面行駛，公式簡化為：
即： （4.3）
式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質量，—重力加速度，
G=mg=16000×9.8=1568000N
—發(fā)動機最大轉矩，=1000N.m；
—主減速器傳動比，=4.49
—傳動系效率，=85%；
—車輪半徑，=0.508m；
—滾動阻力系數，對于貨車取=0.02；
—爬坡度，取=16.7°
將個參數帶入，得：
2、滿足附著條件
根據驅動車輪與路面附著條件：
·φ
式中：—汽車滿載靜止于水平路面時，驅動橋給地面的載荷
=g=65%mg=101920N
φ—道路附著系數，在瀝青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.7
將各參數帶入，得：
取=9.39
其他各檔傳動比的確定：
一般汽車各檔傳動比大致符合如下關系：
式中：q—常數，也就是各檔之間的公比，
，，，，，，
所以其余各檔的傳動比為：
3.5中心距A
初選中心距時，可根據下述經驗公式
（4.4）
式中：—變速器中心距（mm）；
—中心距系數，乘用車：，商用車：,
多擋變速器： ，??；
—發(fā)動機最大轉矩（N.m）；
—變速器一擋傳動比；
—變速器傳動效率，取96%。
則，
=
初選中心距=198mm。
3.6齒輪參數
3.6.1 模數
對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數。
嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。其取值范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換擋。
表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數（mm）
車型
乘用車的發(fā)動機排量V/L
貨車的最大總質量/t
1.0＞V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14.0
＞14.0
模數/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50～6.00
設計時所選模數應符合國標GB1357-78規(guī)定（表4.1）并滿足強度要求。
表3.3 汽車變速器常用齒輪模數
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
—
根據表3.2及3.3，齒輪的模數定為5.50mm，嚙合套和同步器的模數定為4.00mm。
3.6.2 壓力角
理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。
3.6.3 螺旋角
實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。
貨車變速器螺旋角：18°～26°
初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24°，其余擋斜齒輪螺旋角22°。
3.6.4 齒寬
齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪的強度及工作平穩(wěn)性的要求。通常根據齒輪的模數來選定齒寬：
直齒，為齒寬系數，取為4.5～8.0，
斜齒，取為6.0～8.5。
采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm。
3.6.5 齒頂高系數
在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數取為1.00。
3.7各擋齒輪齒數的分配
如圖3.1所示為主變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的擋數、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。應該注意的是，各擋齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。
圖3.1 齒輪傳動方案
3.7.1 確定一擋齒輪的齒數
一擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角：
一擋傳動比為 （3.1）
為了求、的齒數，先求其齒數和，
直齒：
斜齒：
，取整，得：
貨車中間軸上一擋齒輪的齒數可在之間選用，取，
=66-17=49
對中心距進行修正
因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。
，?。篈=198mm （3.2）
精確螺旋角：
對一擋齒輪進行角度變位：
端面壓力角
tan=tan/cos
=21.72°
端面嚙合角
變位系數之和
=0
查變位系數線圖得：
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒全高：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
當量齒數：
3.7.2 確定常嚙合傳動齒輪
初選螺旋角
（3.3）
==2.902
而常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即
（3.4）
=
=65.776
得=16.86，=48.93取整為=17，=49，則
故可取，無需調整齒輪。
精確螺旋角值：
=
對常嚙合齒輪進行角度變位：
理論中心距
==198.68mm
端面壓力角
tan=tan/cos
=21.72°
端面嚙合角
變位系數之和
=
=-0.13
查變位系數線圖得：
分度圓直徑
=
=
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
當量齒數
3.7.3 確定其他各擋的齒數
（1） 二檔齒輪為斜齒輪，初選
（3.5）
==2.22
==66.75
得=46.06，=20.71取整為=46，=21
則，
==6.31≈=6.41
故可取，無需調整齒輪。
精確螺旋角：
對二擋齒輪進行角度變位：
理論中心距
==198.72mm
端面壓力角
tan=tan/cos
=21.43°
端面嚙合角
變位系數之和
=0
查變位系數線圖得：
=-0.44 =
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
mm
齒根圓直徑
當量齒數
（2）三擋齒輪為斜齒輪，初選
(3.6)
==1.533
取整為=40，=26
則，
故可取，無需調整齒輪。
對三擋齒輪進行角度變位：
精確螺旋角：
理論中心距
=
端面壓力角
tan=tan/cos
=21.43°
端面嚙合角
變位系數之和
=0
查變位系數線圖得：
=-0.4 =
分度圓直徑
==240.01mm
齒頂高
=
式中：
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
當量齒數
（3）四擋齒輪為斜齒輪，初選=22°
(3.7)
==1.06
取整=34，=32
=
=3.06≈=3.05
故可取，無需調整齒輪。
對四擋齒輪進行角度變?yōu)椋?
精確螺旋角
=
理論中心距
==195.75mm
端面壓力角
tan=tan/cos
=21.43°
端面嚙合角
變位系數之和
=0
查變位系數線圖得：
=-0.36 =0+0.36=0.36
分度圓直徑
=204.01mm
=192.01mm
齒頂高
式中：
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
當量齒數
（4）五擋齒輪為斜齒輪，初選
(3.8)
=
=0.73
(3.9)
取整=28，=38
則：
=
=2.12≈=2.10
對五擋齒輪進行角度變位：
精確螺旋角
理論中心距
端面壓力角
tan=tan/cos
=21.43°
端面嚙合角
變位系數之和
=0
查變位系數線圖得：
=-0.4 =0+0.4=0.4
分度圓直徑
=168.00mm
=228.01mm
齒頂高
式中：
=0.41
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
當量齒數
（5）六擋齒輪為斜齒輪，初選
(3.10)
=
=0.503
A= (3.11)
取整得：=22，=44
對六擋齒輪進行角度變位：
精確螺旋角
理論中心距
端面壓力角
tan=tan/cos
=21.43°
端面嚙合角
變位系數之和
=0
查變位系數圖得；
，
分度圓直徑
=132.00mm
=264.01mm
齒頂高
式中：
=0.41
齒根高
齒全高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
當量齒數
（6）確定倒檔齒輪齒數
倒擋齒輪選用的模數與一擋相同，倒檔齒輪的齒數一般在指尖，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=23，=16，則：
(3.12)
=
=107.25mm
為中間軸與倒檔之間的中心距，取=110mm
為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪16和15的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪15的齒頂圓直徑應為
(3.13)
=2×198－88－1
=307mm
=－2=53.81
為了保證齒輪13和14的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取=54
計算倒擋軸和第二軸的中心距
(3.14)
=
=211.75mm
取整： =215mm
計算倒擋傳動比
=
=9.73
查表得： ，，
分度圓直徑
=54×5.50=297mm
16×5.50=88mm
23×5.50=126.5mm
齒頂高
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