1、.課程設計說明書題目：基于整車匹配的變速器總體設計及整車動力性計算課程：汽車設計院（部）： 機電工程學院專業：車輛工程方向班級：車輛 102 班學生：學號：指導教師：設計期限：. . .目錄1 前 言 .1課題的前景 .1設計背景 . .1課題意義 . .1設計容 .2設計方法 . .21 變速器的總體設計 .21.1汽車參數的選擇 .21.2變速器設計應滿足的基本要求 .31.3變速器傳動布置方案 . .41.3.1主變速器布置方案 . .41.3.2副變速器的布置方案 .51.3.3倒擋布置方案 .61.3.4其他問題 . .62 冷藏半掛車零部件結構方案分析 .62.1齒輪形式 .72.

2、2換擋結構形式 .72.3變速器軸承 . .83 冷藏半掛車變速器設計和計算 . .93.1擋數.93.2傳動比圍 .93.3中心距 A.113.4外形尺寸 .113.5齒輪參數計算 .123.5.1模數的選取 .123.5.2壓力角 . .123.5.3螺旋角 .123.5.4齒寬 b. .13. . .3.5.5齒輪變位系數的選擇 .143.6各擋齒輪齒數計算 .143.6.1確定一擋齒輪的齒數 .153.6.2對中心距 A 進行修正 .163.6.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 .163.6.4確定其他各擋的齒數 .163.6.5確定倒擋齒輪數 .184 冷藏半掛車整車動力性計算 .194

3、.1計算最高車速 .194.2計算最大爬坡度 .194.3最大加速度 . .195 冷藏半掛車車動力性計算軟件設計 .215.1軟件設計流程 .215.2驅動力一行駛阻力平衡圖 .225.3加速度倒數曲線 . .235.4功率平衡圖 .246 結 論 .26參考文獻.27. . .1 前 言課題的前景變速器是汽車傳動系統中一個比較關鍵的部件，它設計的好壞直接影響到汽車的實際使用性能。變速器的速比設計雖然有許多理論可以參考，但大多數只是經驗公式，對于具體傳動比的分配還沒有一種較為實用的計算方法。傳統理論一般是根據經驗或參照同類車型來確定變速器傳動比，這顯然有它的不足之處：主觀因素較大，而且沒有一

4、種有效的評價指標來確定性能的好壞?，F在汽車變速器的發展趨勢是向著可調自動變速器或無級變速器方向發展。世界各大汽車制造商也正競相開發無級變速器。預計不久將來中國各大汽車制造商也將生產自己的無級變速器，并廣泛應用于國產轎車。設計背景變速器一般是由變速傳動和操縱組成。根據前進擋數的不同，變速器有三、四、五和多擋幾種。根據軸的不同類型，又分為固定軸式和旋轉軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速器。它主要用于轉變發動機曲軸的轉矩及轉速，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條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。變速器在汽車中起著重要的作用，它能使汽車以非常低且穩

5、定的車速行駛，而這種低的車速只靠燃機的最低穩定轉速是難以達到的。現代汽車的動力裝置，幾乎都采用往復活塞式發動機。它雖具有相當多的優點，但其性能與汽車的動力性和經濟性之間存在著較大的矛盾。如在坡道上行駛時，所需的牽引力往往是發動機所能提供的牽引力的數倍。而且一般發動機如果直接與車輪相連，其輸出轉速換算到對應的汽車車速上，將達到現代汽車極限速度的數倍。上述發動機牽引力、轉速與汽車牽引力、車速要求之間的矛盾，單靠現代汽車燃機本身是無法解決的。因此就出現了車用變速箱和主減速器。它們的共同努力使驅動輪的扭矩增大到發動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發動機轉速的幾分之一。課題意義變速器是汽車傳動系統

6、中關鍵的零部件，它用來改變發動機傳到驅動輪上的轉矩. . .和轉速，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發動機在最有利的工況圍工作。由于變速器在汽車的運行中扮演著非常重要的角色。所以很多汽車常見的故障也來源于此。而技術先進的變速箱不僅能夠降低汽車的故障而且還能夠降低動力損失，減少燃油消耗。正因為如此，現在不少的客車用戶在選擇車輛的時候，變速箱都是一項重要的指標。 設計容本次設計選擇了對手動變速器作總體設計，對變速器的傳動方案進行了選擇，變速器的齒輪和軸做了詳細的設計計算以及對同步器和一些標準件做了選型設計，同時還對整車做了動力性計算以此體現變速

7、器設計的是否匹配汽車。 設計方法變速器設計是一個重要的課題，因此充分利用現有參考文獻，資料進行認識，不斷地分析增進對變速器的了解。在對變速器有了較深刻的理解后開始對變速器的各個部分進行分布設計本設計通過對汽車構造 、汽車理論、汽車設計、機械設計、工程軟件開發應用等課程知識的綜合運用完成設計，達到綜合訓練的效果，并且為以后的相關工作和學習積累寶貴的經驗。1 變速器的總體設計1.1 汽車參數的選擇根據變速器設計所選擇的汽車基本參數如下表表 1.1 設計基本參數表. . .相關項目汽車總重量（ m）車輪半徑（ r ）發動機最大功率(Pemax )發動機最大轉矩( Ttq max )滾動阻力系數(f)

8、主減速器傳動比( i0 )軸距 (L)質心高度（滿載） ( hg ) 質心至前軸距離（滿載） (a) 迎風面積與風阻系數乘積 A 汽車傳動系傳動效率 ( T )汽車變速器傳動效率（g ）變速器擋數.參數值42000Kg0.536m275kw(2100r/min)1570N m（ 1400r/min ）0.0134.773.2m0.90.97.960.850.9八擋1.2 變速器設計應滿足的基本要求變速器用于轉變發動機曲軸的轉矩及轉速以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種路障等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出如下設計要求 :（

9、 1）變速器的擋位數和傳動比，使之與發動機參數優化匹配，以保證汽車具有良好的動力性與經濟性；（ 2）設置空擋以保證汽車在必要時能將發動機與傳動系長時間分離 ; 設置倒擋使汽車可以倒退行駛；（ 3）操縱簡單、方便、迅速、省力、傳動效率高，工作平穩、無噪聲；（ 4）體積小、質量輕、承戟能力強，工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現象發生；（ 5）制造容易、成本低廉；維修方便、使用壽命長；（ 6）貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規定；設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數，傳動比圍和各擋傳動

10、比有關。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比圍越大。. . .1.3 變速器傳動布置方案鑒于本設計是針對冷藏半掛車使用的變速器，而且要求前進擋數為八擋，固在整體設計中選擇主變速器加副變速器的方案。原因有二: 一是現如今沒有使用超過六個擋位的單變速器 ; 而是如果單個變速器擋位在八擋的話，傳動軸會很長，在保證強度的情況下軸的直徑會很大，不符合汽車整體輕量化的要求。這樣一來副變速器設置兩擋，則只需要搭配一個四擋主變速器即可滿足要求。本設計就是采用一個前置副變速器加四擋主變速器的整體布置方案。變速器根據軸的不同類型，可以分為固定軸式和旋轉軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中

11、間軸式變速器。1.3.1 主變速器布置方案圖 1.1中間軸式四擋變速器傳動方案本次設計是用在42t 的冷藏半掛車上，需要較大驅動力，這就要求需要較大傳動比，所以兩軸式變速器顯然不太適合，為了提高中間軸和第二軸剛度的目的，因此在本設計中采用中間軸式變速器。由于設計任務是設計一臺具有八擋的變速器，根據設計經驗，先確定一個四擋主變速器然后再匹配一個二擋副變速器，組合之后便可組成八擋變速器。由于本次設計的冷藏半掛車常在重載下工作且一擋傳動比較大故需要較大的支撐剛度，圖1.1 方案一擋布置在支撐端附近、二擋布置在附加箱體部這能夠大大提高軸的支撐剛度，并且采用四對常嚙合齒輪傳動減小了摩擦，增加齒輪壽命。綜

12、上所述所以設計中主變速器傳動方案采用了圖1.1 的布置形式。. . .1.3.2 副變速器的布置方案副變速器用于空、滿載的質量變化大、使用條件復雜、加之柴油機轉矩變化平緩、適應性差而需要擴大傳動比圍、增多擋位數以適應在各種使用條件下的動力性與經濟性要求的重型車。本設計為不使變速器的結構過于復雜和便于系列化，所以采用四擋變速器與兩擋副變速器組合，裝在變速器之前。前置副變速器用于分割主變速器相鄰擋位之間的間隔，并獲得兩倍于主變速器擋位數的擋位。組合后的多擋變速器也只有兩對齒輪進入嚙合，因此傳動比不變。由于已有的基本型變速器與前置副變速器組合的多擋變速器通用化程度高，能夠用于提高車速時或用于不大地提

13、高車輪的牽引力時，因此采用此種形式。在本設計中鑒于所需的副變速器傳動比較小于主變速器傳動比，相鄰擋位之間的比值以獲得較好的擋位分配盡可能的發揮出柴油機轉速，來提高中高擋車速。所以設計所采用的副變速器為前置式副變速器如圖1.2 所示：圖 1.2 副變速器傳動方案圖 1.2 所示為前置式副變速器，有一直接擋跟一傳動比不是很大的降速擋組成，副變速器第二軸接主變速器第一軸，副變速器中間軸接主變速器中間軸，當主、副變速器均處于直接擋時傳動比為1，是該組合式變速器最高擋八擋。副變速器一軸與二軸通過結合套連在一起時為高速擋輸出，不嚙合時，通過一對常嚙合齒輪副由副變速器中間軸輸入到主變速器中間軸，對外輸出。.

14、 . .1.3.3 倒擋布置方案與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態下實現換倒擋，故本次設計方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現倒擋傳動，本方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中加入一個中間傳動齒輪的方案綜合考慮，本次設計采用輸出軸上直齒滑動換入倒擋換擋方式。其優點是：結構簡單，直齒輪加工要求不太高，無軸向力，成本低。但換擋時容易發生沖擊，產生噪聲大壽命短。圖 1.3倒擋換擋方式1.3.4 其他問題經常使用的擋位，其齒輪因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞。因此本次設計將高擋布置在靠近軸的支承中部區域，在該區因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小，齒輪保持較好的嚙合狀態，偏載減少能提

15、高齒輪壽命。機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力時處于工作狀態的齒輪對數，每分鐘轉速，傳遞的功率，潤滑系統的有效性，齒輪和殼體等零件的制造精度等。2 冷藏半掛車零部件結構方案分析變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結構型式、軸承型式、潤滑和密封等. . .因素。2.1 齒輪形式與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪使用壽命長，工作噪聲低，承受負荷大等優點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。因此本設計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，并導致變速器的轉動慣量增大。 2.

16、2 換擋結構形式換擋結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換擋的特點是結構簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等原因，在本設計中除一擋、倒擋采用外，其余擋均不使用。嚙合套換擋型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套換擋結構簡單，但還不能完全消除換擋沖擊，因此不能在輕型貨車上使用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊， 圖 2.1 防止自動脫擋的結構措施 1 使齒輪強度得以充分發揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行

17、駛安全性，此外，該種型式還有利于實現操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環的使用壽命較短。由于同步器具有諸多優點，綜合考慮選用同步器換擋。自動脫擋是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，本設計采用將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角，使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力。. . .圖 2.2 防止自動脫擋的結構措施22.3 變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷等優點，但也

18、有需要調整預緊，裝配麻煩，磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。變速器第一軸，第二軸的后軸承以及中間軸前，后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于20mm。滾針軸承、滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合等優點。滑動軸套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加。然而滑動軸套的優點是制造容易，成本低。在本次設計中主要選用了圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承和滾針軸承。.

19、 . .3 冷藏半掛車變速器設計和計算3.1 擋數增加變速器的擋數能改善汽車的動力性和經濟性。擋數越多，變速器的結構越復雜，并且是尺寸輪廓和質量加大。同時操縱復雜，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋數會使變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在 1. 8 以下，該比值越小換擋工作越容易進行。要求高擋區相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區相鄰擋位之間的傳動比比值小?？紤]到這些因素，此款冷藏半掛車選用多擋變速器，而且設計要求也是八擋變速器。3.2 傳動比圍變速器的傳動比圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋轉動比的比值

20、。傳動比圍的確定與選定的發動機參數，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。1. 根據最大爬坡度確定一擋傳動比汽車在最大上坡路面行駛時，最大驅動力應能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行駛時，車速不高，故忽略空氣阻力，這時有：Fk maxF f Fi max（3-1 ）其中： Fk max為最大驅動力； Ff為滾動阻力；Fffmg cosmax（3-2 ）Fi max 為最大上坡阻力。Fi max mg sinmax（3-3）Ttq maxi1i0TFk max（3-4 ）r帶入式（ 3-1 ），得. . .Ttq max i1i0Tsin max ) mgFk maxmg ( f

21、cos maxri1mgrTtq maxi0T其中： Ttq max 為發動機最大扭矩； i1 為變速器一擋傳動比； i0 為主減速器傳動比；T 為汽車傳動系總效率；m 為汽車總質量；g 為重力加速度；為道路最大阻力系數； r 為驅動輪滾動半徑；f 為滾動阻力系數；max 為道路最大上坡角。2. 根據驅動輪與路面的附著力確定一擋傳動比汽車行駛時，為了使驅動輪不打滑，必須使驅動力等于或小于驅動輪與路面間的附著力，此條件可用下列不等式表示：Ttq max i1i0TrN（3-5 ）N ri1Ttq maxi 0T其中：為道路附著系數，計算時取0.2185 ；N 為驅動輪垂直反力，用下列公式計算：N

22、mX cosShg sin（3-6 ）L其中：X 、 S 為后輪驅動時， Xa, S1；前輪驅動時， Xb, S1；后輪驅動時， XL,S0；為路面坡度角； a 、 b 分別為汽車重心矩前后軸的距離，汽車在水平位置量度；L 為汽車軸距； ha 為汽車滿載時重心高度。3. 根據最低穩定車速確定一擋傳動比為了避免汽車在松軟里面上行駛時，由于土壤受沖擊剪切破壞而損失地面附著. . .力， imax 應保證汽車能在極低車速下穩定行駛。設最低穩定車速為a min ，則有：0.377rnminimaxamin i 0i （3-7 ）其中：r 為汽車滾動半徑； nmin 為發動機最低轉速； i 為分動器低擋

23、傳動比。根據上述三個條件確定的一擋傳動比圍為：10.39i1 11.598在此圍選擇了一擋傳動比為10.5 ，而最高擋傳動比設計為1。3.3 中心距 A對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距。其大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪壽命越短。最小允許中心距當有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承的方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外受一擋小齒輪齒數不能過少的限制，要求中心距也要大些。據有關統計經驗公式：AK A 3 Temax i1 gA 為變速器中心距

24、（mm）； K A 為中心距系數，此處選取 10；Temax 為發動機最大轉矩（N ? m）； i1 為變速器一擋傳動比 ;g 為變速器傳動效率，取 90% 。計算得 A=160mm。3.4 外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋的布置初步確定。根據設計經驗，貨車八擋變速器殼體的軸向尺寸(3.6-4.0 ) A。當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數K 應取給出系數的上限。因此本設計八擋變速器軸向尺寸初定為640mm. . .3.5 齒輪參數計算3.5.1 模數的選取根據模數選擇的基本原則及工藝需求，初選齒輪模數為: 直齒輪 m5.0mm ，斜齒輪 mn

25、 5.0mm。3.5.2 壓力角根據壓力角選擇的基本原則及其承載能力，本設計中的變速器齒輪除倒擋外選用o斜齒輪壓力角取=。3.5.3 螺旋角根據螺旋角對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響，選斜齒輪的螺旋角。綜合考慮以上因素，因此采用大壓力角、小螺旋角以提高齒輪的承載能力，減小軸向力。如圖 3.1 所示受力分析：圖 3.1 軸向力受力圖根據圖 3.1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件：Fa1Fn1 tan 1(3-8)Fa 2Fn 2 tan 2(3-9)由于 TFn1 r1 Fn2 r2 ，為使兩軸向力平衡，必須滿足. . .tantan1 r12r2(3-10)式中，

26、 Fa1 ， Fa 2 為作用在中間軸齒輪1 、2 上的軸向力， Fn1 ， Fn2 為作用在中間軸齒輪1 、2 上的圓周力； r1 ， r2 為齒輪1 、2 的節圓半徑； T 為中間軸傳遞的轉矩。最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數或齒數和不同等原因而造成的中心距不等現象得以消除。根據貨車可采用大壓力角、小螺旋角以提高齒輪的承載能力，減小軸向力的要求，若副變速器以直接擋工作，而主變速器以非直接擋工作，則主變速器一、二、三擋應分別與主變速器常嚙合齒輪組進行軸向力平衡，若副變速器以低速擋工作且主變速器以非直接擋工作，則主變速器一二三擋分別應與副變速器常嚙合齒輪組進行軸向力平衡；若副變速

27、器以低速擋工作且主變速器以直接擋工作則主變速器常嚙合齒輪副應與副變速器常嚙合齒輪副進行軸向力平衡。需要等進一步確定齒輪齒數在求出值。為方便起見，初選螺旋角20。3.5.4 齒寬 b考慮到齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。考慮到盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸，所以選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩的優點被削弱，還會使工作應力增加。使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據齒輪模數m 的大小來選定齒寬。直齒 : bK c m ， Kc 為齒寬系數，取為 4. 58. 0

28、 取 K c 5斜齒 :bK c mn ， K c 取 6.0 8.5取 K c =6第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數，K c 可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力. . .降低，以提高傳動平穩性和齒輪壽命。bK m5 5mm25mm本設計中，直齒：c3.5.5 齒輪變位系數的選擇齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環節。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合構成的變速器，會因保證各擋傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。為保證各對

29、齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高擋齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低擋齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒

30、輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象?？傋兾幌禂翟叫?，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。根據上述由，為降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。3.6 各擋齒輪齒數計算在初選中心距，齒輪模數和螺旋角以后，可更據變速器的擋數，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數，方案布置圖如圖 3-2. . .圖 3-2變速器傳動方案3.6.1 確定一擋齒輪的齒數在前面我就確定了傳動比圍為10.5 ，即一擋傳動比為10.5 最高擋 ( 八擋 ) 傳動比為 1，這樣我們就可以確定中間

31、各擋的傳動比了。實際上，汽車傳動系各擋的傳動比大體上是按等比級數分配的。這樣可以充分利用發動機提供的功率，提高汽車的動力性。還可以保證汽車換擋平順運行平穩。i110.5，i8 1，令公比為q。( 常數 ) ，則各擋傳動比為：i7q ， i6q2 ， i 5 q3 ， i4q4 ， i3 q5 ， i2 q6所以i1q710.5，即q1.40得： i110.5, i27.53, i35.38,i4 3.85,i 5 2.744, i6 1.96, i7 1.4,i 8 1為實現這樣的插入式傳動比則需要副變速器的低擋傳動比為q32.744i5z2 z7z1z8（3-11 ）主變速器一擋傳動比為：由

32、于 z1z2 ，若要確定 z7和 z8的齒數，只要求得齒數和zh 即可。2 Acoszhmn（3-12 ）得 zh61 ， z7 =45， z8 =16. . .3.6.2 對中心距 A 進行修正計算齒數和 zh 后，經過取整數使中心距發生變化，所以應根據取定的zh 和齒輪變化系數重新計算中心距A，再以修正后的中心距A 作為各擋齒輪齒數分配的依據。mn(z7z8 )A162.29 mm求得實際中心距為 :2cosAAy0.458所以中心距變動系數為:mn根據中心距變動系數合理分配到一對嚙合齒輪, 即齒輪變位系數 , 大齒輪用負變位 ,小齒輪用正變位 .根據已求得的數據修正88cos 1 ( z

33、7z8 ) mn17.61o2A3.6.3 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數已知常嚙合齒輪傳動比為1, 所以 z1z2 , 而常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋中心距相等,即A mn ( z1z2 ) 2cos求得 z1 z230.5mm , 取整后得 z1 z231mm.經核算 , 一擋傳動比與原傳動比相差不大. 所以不需要調整齒輪的齒數 .修正 2( zz )mo2 =arccos12n14.363.6.4 確定其他各擋的齒數二擋齒輪為斜齒輪其螺旋角6與常嚙合齒輪螺旋角2不同時，. . .z5z1i6z6z2( zz ）mAn562cos 6z539.82, z6 20.32所以取整得 z540, z

34、621校正 6:6arccos ( z5 z6 )mn17.61o2 Atantan2 0.816z2(1z5 ) 1.45z1 z2z6從抵消或減少中間軸上的軸向力出發，應滿足:z2(1z5 )tanz1 z2z6tan26而以上計算顯示，相差過大。因此需要調節6。重復以上過程，直至符合設計要求為止。其他各擋齒輪用同一種方法確定。表 3.1各齒輪參數表參數模數齒數壓力角螺旋角齒寬齒數mzb153125o14.36 20mm253125o14.36 20mm353925o14.420mm452325o14.420mm554025o14520mm652125o14520mm754525o17.61 20mm851625o17.61 20mm952125o1820mm1052225o17.820mm. . .11513o1010.143.6.5 確定倒擋齒輪數20mm20mm倒擋齒輪選用模數與一擋相同，mn5選取 z1022 ，計算出中間軸與倒擋軸的中心距 A 。A1 m( z8z10 )15(1622)9522De92 ADe81 95（3-13 ）De8mn z82 han*mn94cos8（ 3-14 ）De9mn z92 (h*c*) mcosannn（3-15 ）根據（ 3-13 ）、（ 3-14