1、本科学生毕业设计东风1254汽车变速器设计系部名称：汽车与交通工程学院专业班级： 学生姓名: 指导教师: 职 称:黑龙江工程学院二OO年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign Of Dongfeng 1254Auto TransmissionCandidate:Specialty:Class:Supervisor:变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，是汽车总成部件中的重要组 成部分，是主要的传动系统。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档 操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。本文设计研究了中间

2、轴式十二挡手动变速器，其目的是基于机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握，并利用 AutoCAD软件绘制装配图和零件图等五项 内容。同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科知识对中间轴式 十二档变速器进行设计。首先，本文将概述变速器的现状和发展趋势，介绍变速器领 域的最新发展状况。其次，对工作原理做了阐述，对不同的变速器传动方案进行比较， 选择合理的结构方案进行设计。再次，对变速器的各挡齿轮和轴以及轴承做了详细的 设计计算，并进行了受力分析、强度和刚度校核计算，并为为这些元件选择合适的工程 材料及热处理方法。对一些标准件进行了选型以及变速器的传动方案设计。简单讲

3、述 了变速器中各部件材料的选择。最后，本文将对变速器换档过程中的重要部件一同步 器以及操纵机构进行阐述，讲述同步器的类型、工作原理、设计方法以及重要参数。关键词：变速器；传动比；参数；设计计算；校核ABSTRACTTransmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive tran smissi on parts in the automobile assembly of an importa nt part of the main drive system. Tran

4、smissi on of the power structure of the vehicle, economy, man ipulati on of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency.This design study of the three-axis 12-speed manual transmission, the purpose is based on mecha ni cal prin ciples, mecha ni cal desig

5、n, AutoCAD and other kno wledge and mastery of the use of skilled and using Auto CAD software, draw ing assembly draw ings and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurementknowledge of the s

6、ubjects 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 developme nt state in the field of the tran smissi on. The sec on d, I will compare the tran smitt ing schem

7、e of differe nt tran smissi on, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mecha nic an alyses, stre ngth, stiffness check of the shafts and gears, which are the importa nt parts of the tran smissi on, and choose appropriate materials and heat treatme nt. At last, I will introduce the

8、 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.At the supplement, I will write some thing like formula, tableau graph and so on .It may be helpful for t

9、he future designKey words: Transmission； Transmission Ratio； Parameters Design and Calculation；Checking； Shaft; Gear目 录摘要IAbstractII第1章绪论11.1汽车变速器概述11.2课题研究现状、设计的目的和意义 11.2.1研究现状11.2.2设计目的意义21.3汽车变速器现状和发展趋势21.4变速器的特点和设计要求及内容 31.4.1变速器设计的主要内容 3第2章变速器传动机构布置方案 52.1. 变速器的选择52.1.1结构工艺性52.1.2变速器的径向尺寸 52.1

10、.3 变速器齿轮的寿命 52.1.4变速器的传动效率 52.2. 倒挡布置方案52.3. 零、部件结构方案分析 62.3.1齿轮形式62.3.2换挡机构形式 7233自动脱挡72.4本章小结8第3章 变速器主要参数的选择及齿数的分配 93.1概述93.2挡数93.3传动比范围93.4变速器各挡传动比的确定 93.5中心距A 113.6齿轮参数123.6.1 模数123.6.2压力角 123.6.3螺旋角 133.6.4 齿宽133.6.5齿顶高系数133.7各挡齿轮齿数的分配 133.7.1确定七档挡齿轮的齿数1.43.7.2确定常啮合传动齿轮 163.7.3确定其他各挡的齿数 183.8本章

11、小结33第4章齿轮校核344.1齿轮材料的选择原贝U 344.2计算各轴的转矩344.3轮齿强度计算364.3.1轮齿弯曲强度计算 364.3.2轮齿接触应力 j 414.4本章小结45第5章变速器轴和轴承的设计计算 465.1变速器轴的轴径和轴长设计计算 465.2变速器轴的强度计算 475.2.1齿轮和轴上的受力计算 475.2.2轴的强度计算485.2.3轴的刚度计算525.3变速器轴承的选择和校核 565.3.1第二轴轴承的选择和校核 565.3.2中间轴轴承的选择和校核 575.4本章小结58第6章 同步器和操纵机构的设计及格选用 596.1同步器的设计596.1.1锁销式同步器 5

12、96.1.2锁环式同步器 606.1.3同步器主要尺寸的确定616.1.4同步器主要参数的确定 646.2变速器操纵机构的设计 66621变速器操纵机构的要求及分类 66622变速器操纵机构分析676.3变速器箱体的设计686.4本章小结69结论7.0.致谢错误!未定义书签。参考文献71附录73第1章绪论1.1汽车变速器概述变速器用于改变发动机曲轴的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及 克服各种道路障碍等不同行驶条件下，满足驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。 随着汽车工业的不断发展，今后要求汽车车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车 的发展趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环

13、节之一，它是用来改变发动 机传到驱动轮上的转矩和转速，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的 性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶， 而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒 退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻 便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优 化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，其他 结构措施，可使操纵可靠，不产生跳挡、乱挡、自动

14、脱挡和误挂倒挡；采用同步器可 使换挡轻便，无冲击及噪声；采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、 噪声低，不同的传动比还可以使在其不同路面提高汽车的动力性和经济性，使汽车和 发动机有良好的匹配性。1.2课题研究现状、设计的目的和意义1.2.1研究现状重型汽车的装载质量大，使用条件复杂，欲保证重型汽车具有良好的动力性、经 济性和加速性，则必须扩大传动比范围并增多档数。传统结构三轴式变速器的最大容 量：档位数一般最多蛤能布置到6个前进档和一个倒档，最大输出扭矩约为8400Nm近 年来重型汽车需要更多档位（8-16个）前进档，需要爬行档（最低档）速比为10-17。 显然传统结构变速器远不能

15、满足需求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组 合式机械变速器则能满足上述要求。而组合机械变速器的组成是在传统变速器（称主 箱）后部（或前部）加装一个副变速器（称副箱，一般为两档），将主箱的档位数增加 一倍，所增加档位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘积，而齿轮对数小于 档位数，因此箱体尺寸大为缩小，轴的长度减短，刚度增大，并且增大了变速器的容 量。1.2.2设计目的意义重型货车装载数十吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动 力之外，还需要变速器的全力协助。大家都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有 足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。

16、而对于 其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。从我国的具体情况来看，机械式变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资 历郊深的司机都是用机械式变速器的，他们对机械式变速器的认识程度是非常深刻的， 如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。1.3汽车变速器现状和发展趋势现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能 满足人们的需要。而自动变速器技术得到了迅速发展。目前，国内变速器厂商都向着 无级变速器和自动变速器方向发展，国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器， 而重型多挡位汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。无级变速器又称为连续变速

17、式无级变速器 (Continuously Variable Transmission 简称CVT)。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行变速传动。无级变速器结构比传统 变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂 的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。 这是汽车的无奈和缺憾。但是，人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力，各 大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情，极度重视CVT在汽车领域

18、的实用化 进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器的研究的终极目标。在今 后，摩擦传动 CVT液力传动；电控机械式自动变速器(Automated MechanicalTransmission 简称AMT)；齿轮无级变速器(Gear Continuously Variable Transmission )是围绕着汽车变速箱四个主要的研究方向。齿轮无级变速器(Gear Continuously Variable Transmission )这是一种全新的 设计思想，是利用齿轮传动实现高效率、大功率的无级变速传动。据最新 消息：一种齿轮无级变速装置(Gear Continuously V

19、ariable Transmission简称G-CVT)已经试制成功，并已经进行了多次样机试验。齿轮无级变速装置结构相当简单，只有不足20种非标零件，51个零件，生产成本甚至低于手 动变速箱。预计今年进行装车试验。齿轮无级变速器的优势表现为：（1）传动功率大200KW的传动功率是很容易达到的；（2）传动效率高，90%以上的传动效率是很容易达到的；（3）结构简单，大幅度降低生产成本，相当于自动变速箱的1/10 ；（4）对汽车而言，提高传动效率，节油 20%（5）发动机在理想状态下工作，燃料燃烧完全，排放干净，极大的减 少了对环境的破坏。1.4变速器的特点和设计要求及内容在本次设计中，由于是对传统

20、的变速器进行改进性设计，在给定的发动机最大转矩、转速及最高车速、发动机标定功率等条件下，主要完成变速器机构的设计，并绘 制出变速器装配图及主要零件的零件图。在本设计中主要设计是带有主副变速箱的中间轴式十二档变速器。主箱是中间轴 式六档的变速器，采用惯性锁环式同步器，最高档位为直接档1。副箱采用一对直接档齿轮传动和一对减速档齿轮传动并采用锁销式同步器来改变传动比。从而使挂入副箱减速档时或得通过减速齿轮后的六个减速档位。对于变速器的要求：（1）保证汽车有必要的动力性和经济性；（2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；（3）设置倒档，使汽车能到推行驶；（4）设置动力输出装置，需要时能进行功率

21、输出；（5）换挡迅速、省力、方便。工作可靠；（6）汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档以及换挡冲击等现象发生；（7）变速器应当有高的工作效率；（8）变速器的工作噪声要低。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求，满足汽车有必要的动力性和经济性指标。1.4.1变速器设计的主要内容：本次设计主要是依据给定的重型货车有关参数，通过对变速器各部分参数的选择 和计算，设计出一种基本符合要求的手动12档变速器。本文主要完成下面一些主要工 作：1、参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各档齿轮齿 数的分配；2、变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变

22、速器齿轮的强度计算及材 料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验；3、变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、 轴的加工工艺分析；4、变速器轴承的选择及校核；5、同步器的设计选用和参数选择；6、变速器操纵机构的设计选用；7、变速器箱体的结构设计设计。第2章变速器传动机构布置方案2.1. 变速器的选择2.1.1 结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器 可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而当发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工-f-p 乙。2.1.2变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则

23、有二对齿轮副。因 此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。 2.1.3变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低挡齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作次数比大齿轮要高的多, 因此，小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速器的各前进挡，均为常啮合斜齿轮 传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转， 不影响齿轮寿命。2.1.4变速器的传动效率两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但仍要有一对齿轮传动，因而有功 率损失。而中间轴式变速器，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动 效率较高，磨损小，噪声也较小。轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式

24、变速器比较多，而中、重型载货汽车则多采 用中间轴式变速器。因此设计的变速器采用中间轴式6。2.2. 倒挡布置方案倒挡布置应注意以下几点：(1) 倒挡齿轮在非工作位置时，不得与第二轴的齿轮有啮合现象；(2) 换入倒挡时不得与其他齿轮发生干涉；(3) 倒挡轴在变速器壳体上的支承不得与与中间轴的齿轮相碰。图2.1为常见的倒挡布置方案。图2.1a方案主要用于小客车上。图2.1b方案用于四挡直齿滑动齿轮的变速器上。（a）小客车常用 （b）直齿滑动啮合四挡（c）多数五挡采用（d） c 方案的改进戸rn（e）前进挡常啮合 前进挡常啮合（g） 、倒挡各用一跟拨叉轴图2.1挡布置方案图2.1d方案是对c的修改。

25、图2.1e用于所有前进档都是常啮合的变速器上。图2.1f也是用于所有前进档都是常啮合的变速器上.为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.1g方案; 缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器盖中的操纵机构复杂一些。倒档结构方案的选择，应根据其它档布置情况。力求位置合理并缩短变速器的轴 向长度。综合以上几种变速器倒挡布置方案，选择图2.1f为变速器的倒挡布置方案7， 2.3.零、部件结构方案分析2.3.1齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优 点；缺点是制造时稍有复杂，工作时有轴

26、向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿 轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转 动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。一挡、二挡和倒挡齿轮用直齿，其他 挡齿轮用斜齿轮。(a)直齿滑动齿轮换挡(b)啮合套换挡(c)同步器换挡图2.2换挡机构形式232换挡机构形式如图2.2变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。直齿滑动齿轮换挡要求驾驶员有熟练的操作技术(如两脚离合器)才能使换挡时 齿轮无冲击；换挡行程长，换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。因此， 尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部 分的惯性

27、力矩，但除一挡、倒挡已很少使用。啮合套换挡不能消除换挡冲击，而且要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增 设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此，目前这种换 挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关， 从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽 然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。2.3.3自动脱挡由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决 这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有

28、效的方案有以下 几种：(a)接合齿位置错开(b)齿厚切薄(c)工作面加工成倒锥角图2.3防止自动脱挡的措施(1) 将两接合齿的啮合位置错开，如图 2.3a所示。这样在啮合时，使接合齿端 部超过被接合齿的13mm使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部 形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。(2) 将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄(切下 0.30.6mm),这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图2.3b所示。(3) 将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角(一般倾斜23),使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图2.3 (c)所示。这种方案比较有效，应

29、用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果2.4本章小结本章首先对比了两轴式和中间轴式的优、缺点，由于中间轴式变速器的结构工艺 性、变速器径向尺寸、变速器齿轮的寿命、变速器传动效率好于两轴式，因此设计的变 速器选择中间轴式；接着本章确定了倒挡布置方案；然后对零部件的结构方案进行了 分析，即对齿轮及换挡机构的形式进行了分析；最后对倒挡的布置方案以及防止自动 脱挡进行了设计。第3章 变速器主要参数的选择及齿数的分配3.1概述满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传 动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。

30、表3.1 尤尼克2764基本参数整备质量最大总质量最咼车速最大爬坡度最大功率最大扭矩轮胎变速器挡数后桥速比9055kg25000kg90km/h30%1911025N.m10.00R20126.333.2挡数近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。商用车变速器采用45个挡或多挡。载质量在2.03.5t的货车采用五挡变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。本设计采用 十二挡变速器。3.3传动比范围变速器传动比是指变速器最高挡与最低挡传动比的比值。目前乘用车

31、的传动比范 围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在 5.08.0之间，其他商用车则更大。3.4变速器各挡传动比的确定初选传动比：设12挡为直接挡，则igmin =1a m ax=0.377吋i g minlo式中：Uamax 最高车速5发动机最大功率转速r车轮半径Igmin 变速器最小传动比i0主减速器传动比Temax=9549X 上墨（转矩适应系数=1.11.3 ）np1 3 191 所以，np=9549X=231.32r/minp171由上述两两式取n p =2400 r/mini0 =0.377 Xnpr1 g min ua max=5.107双曲面主减速器，当i0 6时，取 =90

32、%轻型商用车ig1在5.08.0范围，g=96% T = X T =90% 96%=86.4%最大传动比ig1的选择：满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式Temaxi g i 0 TGfrCD A 221.15UaGidu m dt汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为Temaxi g i 0 TGfcosrGsinGr fcos sin 即，心=一T e maxi0 T式中：G作用在汽车上的重力，G mg，m 汽车质量,Temax 发动机最大转矩，T max = 1025N.Rg 重力加速度,i。一主减速器传动比，i。=5.107t 传动系效率，t =86.4%;r 车轮半径，r

33、=0.508 ;=16.78.43Fz2f 滚动阻力系数，对于货车取 f =0.02 ;爬坡度，取计算得igi满足附着条件Temaxigli。Tr在沥青混凝土干路面， =0.70.8，取 =0.75即 ig1 12.38得 8.43 igi VW 1.61.6 v VW 2.56.0 v ma w 14.0ma 14.0模数mn/mm2.25 2.752.75 3.003.50 4.504.50 6.00表3.3汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50一根据表3.2及

34、3.3，齿轮的模数定为5.0mm3.6.2压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5 、15、16、16.5 等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5。或25等大些的压力 角。国家规定的标准压力角为20,所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。3.6.3螺旋角实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角 时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产 生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴 向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角 应该是不

35、一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的， 或者仅取为两种螺旋角。货车变速器螺旋角：1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为24,其余挡斜齿轮螺旋角24 。3.6.4齿宽b直齿b kcm，kc为齿宽系数，取为4.58.0，斜齿b kcmn， kc取为6.08.5。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24mm3.6.5齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。3.7各挡齿轮齿数的分配如图3.1所示为主变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后, 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

36、的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀3.7.1确定七档挡齿轮的齿数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Z12=17,挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为ig1Z2Z11Z1Z12为了求，乙1, Z12的齿数，先求其齿数和Zh，斜齿Zh2 A cos 11 12mn2 153coS245=55.90取整为56即 Z11 =Zh - Z12 =56-17=39对中心距A进行修正因为计算齿数和Zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的Zh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。A 0= 5 （

37、17 39）=153.25mm取整为 A=154mm2cos 2cos24对七挡齿轮进行角度变位：端面啮合角t:tant=ta n n/cos 11-12 =0.398t =21.71啮合角t:cost = AL cos t =0.925 At =22.20变位系数之和Z11 Z12invt inv tn2ta nn=0.45查变位系数线图得：120.4211n120.03计算精确值9-10 :A= mnZh2cos n-1211 1224.62计算七挡齿轮11、12参数: 分度圆直径d11 mnzl1 / cos 11-12 =5X 39/cos24.62 =214.52mm d12mnz1

38、2 / cos 11-12 =5X 17/cos24.62 =93.51mm齿顶高ha11 han 11 yn =3.65mmha12han12 y n m. =5.60mm式中：yn (A Ao) /mn= (154-153.25 ) /5=0.15ynnyn =0.45-0.15=0.30齿根高hfnhanc11 mn=6.10mmhf12hanc12 mn =4.15mm齿全高h ha11 hf11 =9.75mm齿顶圆直径da11 d11 2ha11=221.82mmda12d12 2ha12 =104.71mm齿根圆直径d f 11 du 2hfi2 =20332mmd fi2 di

39、2 2hf 12=85.21mm3.7.2确定常啮合传动齿轮取 1 224 Z12g7石= 3.05 17 =1.3339常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即mn Z1 Z22 cos 1 2乙 Z22Acos 1 2mn2 154cos245=56.27得乙=24.15，Z2=32.12 取整为 乙=24，Z?=32，贝ig7Z2Z11Z1Z12=2.06 3.05对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距=153.25mmA mn 乙乙=524 322 cos 1 2 2cos24端面压力角tan t =ta n n/cos 12 =0.398t =21.71端面啮合角变位系数之和=

40、0.45查变位系数线图得:cosZ1Zi计算精确值Acos t A22.20z2 inv15325cos21.71154t2ta n ninv t24 32 inv22.20 inv21.712tan201.3310.3020.15常啮合齿轮数：分度圆直径齿顶高ha1ha10式中:ynyn齿根高hf1mnZh2cosd1d2h anh an(Ahan1 224.62=132.01mmcos 2Z2“lncosA 0)-=176.02mm2yn mn= (1+0.30-0.3 ) x 5=5mmyn mn = (1+0.15-0.3 ) x 5=4.25mm/mn= (154-153.25 )

41、/5=0.15y n =-0.45-0.15=0.3cn1 mn= (1+0.25-0.3 ) x 5=4.75mmhf2 han Cn2 mn = (1+0.25-0.15 ) x 5=5.5mm齿全高h ha1 hf1 =9.75mm齿顶圆直径da1 d1 2ha1 =142.01mmda2 d2 2ha2=184.52mm齿根圆直径d f1 d1 2hf1 =122.51mmd f2 d2 2hf2 =165.02mm3.7.3确定其他各挡的齿数(1)八挡齿轮为斜齿轮，模数与七挡齿轮相同，初选910=18ig2乙Z9乙Z10ZgZ10唱=244 S83mn Z 9 Z102cos 910

42、Z9 Z102Acos 910 =2 佰8 =58.58 mn5得 Z9 =37.88，Z10=20.7 取整为 Z9 =37，乙。=21则，i8Z.2Z9 = 3J2=2.35ig8=2.448 Z1Z1024 24g对八挡齿轮进行角度变位：理论中心距A mn Z9 Z10 =152.63mm2cos 9 10端面压力角tant =ta n n/cos 910t =20.96端面啮合角cos tA0 cos t=15263cos20.96A15422.25变位系数之和Z9 Z10 inv tinv t2 ta n=0.48查变位系数线图得：u 互 1.85Zio0.4810 =0.369=

43、n 100.12计算精确值7 8 :A乩 9 10=19.68 2 cos 910八挡齿轮参数：分度圆直径d9z9mn =196.60mmcos 9 10d10Z10mn =111.58mmcos 9 10齿顶高ha9h an9y n mn =4.57mmha10h an10yn mn =5.77mm式中：yn(AA。)/m n =0.274ynny n =0.206齿根高hf 9hancn9 mn=5.4mmhf10han510 mn =4.7mm齿全高hha9hf 9=9.97mm齿顶圆直径da9d92ha9=205.74mmd a10d102ha10=123.12mm齿根圆直径d f 9

44、d92hf 9 =185.3mmd f 10d 102hf10 =102.68mmi g9Z2Z7乙Z8(2)九挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选7 8=18Z7Z8mn Z7 Z82cos 7 8Z7 Z8=58.582Acos 7 8 = 2 154cos28 mn5得Z7 =34.72，Z8 =24.13 取整为 Z?=34, Zg=24则，i9= 34 32 =1.90 ig9=1.959 Z1Z824 24g对九挡齿轮进行角度变位:理论中心距A mn Z7 乙=i52.63mm2 cos 7 8端面压力角端面啮合角t =20.96 A152.63 一cos tcost =cos

45、21.71A1541t22.25tant =tan n /cos 7 8变位系数之和Z7Z8inv t inv t2ta n n=0.48查变位系数线图得:1.4Z80.488=0317 = n80.17计算精确值mn Z7 Z82 cos 78=19.68 九挡齿轮参数:分度圆直径d7Z7mn=180.66mmcos 7 8齿顶高ha7d8Zim=127.52mmCOS 7 8han7 ynmn=4.82mmha8han 8 yn min=5.52mm式中：yn (a Ao) /mn=0.27ynn yn =0.206齿根高hf7han Cn7 m* =5.4mmhf8han Cn8 m.

46、=4.7mm齿全高h ha7 hf7=10.22mm齿顶圆直径da7 d7 2ha7=190.3mmd a8 d8 2ha8=138.56mm齿根圆直径df7 d7 2hf7 =169.86mmdf8 d8 2hf8 =118.12mm(3) 十挡齿轮为斜齿轮，初选5 6=20ZsZ6i10Z2= 1.562432=1.17mn Z5 Z62C0S 5 6得 Z5 =31.25，Z6 =26.63取整 Z5=31, Z6=27=1.53对十挡齿轮进行角度变为:理论中心距端面压力角tan端面啮合角cos变位系数之和=0.2查变位系数线图得:1.17计算精确值Z2Z5ig10 花32 3124 2

47、7ig10=1.56mn Zs Z6 =154.25mm2 cos 5 6t =tan n /cos 5 6 =0.387t =21.16,Aot cosA154 25154.25 cos21.16 =0.93015420.93z5 z6 inv t inv t2ta n n6=0.125 =0.48-0.3=0.08mn Z52 cos 5 6Z65 619.68十挡齿轮5、6参数:分度圆直径d5Z5mn =164.72mmCOS 5 6deZ6mn =143.46mmCOS 5 6齿顶高ha5han5丫.口.=4.15口口ha6han6yn =4.35mm式中：yn (A Ao) /mn

48、=-0.05yn n yn =0.25齿根高hf5han Cn5 m. =5.85mmhf6 han Cn6 m. =5.65mm齿全高h ha5 hf5 =10mm齿顶圆直径da5 d5 2ha5=173.02mm da6 d6 2ha6=152.16mm齿根圆直径df5 d5 2hf 5=153.02mmd f6 d6 2hf6 =132.166mm(4) 十 挡齿轮为斜齿轮Z3Z4Ig4Z1乙= 1.252432=0.94mn Z3 Z42 cos 3 4tan 1 2tan 3 4Z2ZlZ2Z3乙Z3=27.66 , Z4=29.4422取整 Z3=28, Z4=29则：i g4Z2Z3乙乙=1.2832 2824 29ig4=1.23对挡齿轮进行角度变位：理论中心距A mn Z3 J =153.72mm2 cos 3 4端面压力角tan t =tan n/cos 3 4 =0.392端面啮合角t =21.43 ,Aocos tcos t :At 21.69153 72cos21.43 =0.929154变位系数之和Z3 Z4 inv / inv t2