符合q的要求。

∴i1=4.25；i2=2.62；i3=1.62；i4=1.0(直接档)；

三、中心矩A

对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A 初选中心矩A时，可根据经验公式计算

A=Ka×(Temax×ig1×ηg)1/3 （3.2） Ka—— 中心矩系数：Ka=8.6~9.6,取9.0；

i1 —— ig1=4.25；

--（《汽车设计》第4版P90）

?g —— 变速器传动效率：取ηg＝96％； Memax —— 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）； ∴A＝9.0*（206*4.25*0.96）1/3＝84.93mm 初选A=85mm

轻型货车变速器壳体的尺寸与档位数有关 变速器的轴向尺寸L

四档(2.2~2.6)A取2.4 L=2.4A=204mm

四、齿轮参数选择

（一）模数的选择

对货车，减小质量比减少噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。该设计选用同一模数进行，故斜齿轮法向模数mn=3；直齿轮模数取.m=3。

--（《汽车设计》第4版P91） （二）压力角α的选择

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°。 （三）螺旋角β

螺旋角的选择范围是18°到26 ° 选β=20° （四）齿宽b

齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿 强度和齿轮工作时受力的均匀程度。 通常根据模数m（mn）来选择齿宽： 直齿：b=Kcm, Kc为齿宽系数，取4.5～8

斜齿：b=Kcmn，Kc取为6.0～8.5； --（《变速器》第1版P15） *直齿

b=(4.5～8)×3=3*5=15(mm) *斜齿

b=(6.0～8.5)×3=7*3=21(mm)

9

--（《汽车设计》第 4版P91）

（五）各档齿数Z

齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数。 * 一档齿轮齿数

1)斜齿Zh=2×A×cosβZh=2×85×cos20°/3 =53.25 取Zn=53（圆整）

由Zh?Z9?Z10进行大小齿轮齿数分配，为使Z9/Z10的传动比更大些， 9.10

/mn,选取β

9.10

＝20°， （3.3）

取Z9=38,Z10=15； 2)A=mn×(Z9+Z10)/(2×cosβ9.10

) =3×(39＋14)/(2 ×cos20°)=84.6mm

取A＝85mm

3)Z2/Z1＝i1Z10/Z9=4.25×15/38=1.67； 4)由A= mn×(Z1+Z2)/(2×cos?1,2)得

Z1+Z2＝2×85cos20°/3=53.24，取Z1+Z2＝53； 取Z1=20，Z2=33（圆整）； 5)修正ig1

i1=Z2×Z9/(Z1×Z10) =33×38/（15×20）=4.18 Ig1%=(|4.18-4.25|/4.25)×100%=1.7%<5% (合格)； 6）修正β

由A＝mn(Z2+Z1)/2*cosβ1. β1.2

＝arccos［mn×(Z1+Z2)/2*A］=20.72° 同理

β

9.10

＝arccos［mn×(Z9+Z10)/2*A］=20.72°

确定Ⅱ档齿轮齿数（取β5.6

＝20°）

1)Z5/Z6=i2×Z1/Z2=2.452×20/33=1.486；

2)Z5+Z6=2×A×cosβ5.6

/mn=2×85×cos20°/3=53

取Z5+Z6 =52(圆整) Z5=32,Z6=21；

3)修正ig2

Ig’2 ＝Z2×Z5/（Z1×Z6 )＝33×32/（21×20）＝2.514 ig2％＝（|2.514-2.62|/2.62）×100%＝4%<5% (合格)；4)修正β5.6

β

5.6

＝arccos［mn(Z5+Z6)/A*2］=20.72°

5)tgβ1.2

/tg5.6=1

Z2/(Z1+Z2)×(1+Z5/Z6)=1.3 |1.36-1|<0.5 两者相差不大，近似认为轴向力平衡。 确定Ⅲ档齿轮齿数（β

3.4

＝20 °）

10

3.4）

3.5） 3.7） （（（

1)Z3/Z4＝i3×Z1/Z2＝1.62×20/33＝0.98 2)由A＝mn×(Z3+Z4)/2*cosβ取Z3＝27，Z4＝26 （整）； 3)修正i3

ig3=Z2×Z3/（Z1×Z4)=33×27/20×26=1.682 i3%=（|1.682-1.621|/1.621）×100%=3.4%<5% 4)修正ββ

3.4

3.4

3.4

,得Z3＋Z4 ＝2×A×cosβ

3.4

/mn

＝arccos［mn×(Z3+Z4)/2*A］=20.72°

确定倒档传动比

倒档齿轮的模数往往与一档相同，为保证中间轴倒档齿轮不发生根切，初选Z8＝ 18，倒档齿轮一般在21～23之间选择。

初选Z11＝22。 ——（《汽车设计》第4版P96） 根据中间轴和输出轴的中心距A=85mm 那么 85= mn×(Z7+Z8)/2+2*ha 代入数字整圆后可求得Z7=21.5

为了保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉， 齿轮7和齿轮8的齿顶圆之间应保持0.5以上的间隙。假设取Z7=25，间隙=25-21.5=3.5＞0.5，齿轮能正常啮合且不发生运动干涉，所以取Z7=25。

修正倒档传动比： ir=Z2×Z7/(Z1×Z8) =32×25/21×18 =2.116 1)中间轴与倒档轴之间的中心矩A′

A′=mn×(Z11+Z8)/2 =3×(22+18)/2 =60.00mm 2)第二轴与倒档轴之间的中心矩A

A′′=mn×(Z7+Z8)/2=3×(25+18)/2=64.5mm A′+A′′=124.5>A=85mm 3)由A=m(Z7+Z8+4ha)/2.0+间隙 得

间隙＝A－m×(Z7+Z8+4ha)/2.0＝85－3×(43+12)/2.0＝2.5＞0.5 齿轮能正常啮合且不发生运动干涉。 （六）齿轮精度的选择

根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取Z1～Z4为6级，Z5～Z11为7级。 （七）螺旋方向

由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。故中间轴上全部齿轮螺旋方向一律做齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。

（八）齿轮变位系数的计算

选择变位系数首先要考虑到齿轮传动的使用场合和齿轮的材料和热处理等，使变位后的齿轮性能达到预期的要求，如提高承载能力，避免根切等。由于

11

齿轮的变位影响齿轮的加工和齿轮的尺寸，因此，齿轮变位系数的选择受到一定条件的限制：外齿轮要保证加工时不根切和不顶切，保证必要的齿顶厚，保证必要的重合度以及啮合时不干涉。合理的选择是既要满足齿轮使用性能方面的要求，又满足变位的限制条件。根据中心距求啮合角

αt cosαt= mn(Zk+ Zk+1) cosα/(2*A) 其中：9≥k≥1 则分别求出αt =28.49°，28.49°，28.49°，28.49°,28.49°。 （九）计算所得齿轮参数： Z b β mt mn at Z1 Z2 Z4 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z3 Z5 20 21 33 21 20.72° 3.21 3 28.49° 3 27 21 26 21 32 21 21 21 20.72° 3.20 3 28.49° 25 21 18 21 0° 3.21 3 28.49° 3 38 14 15 15 22 22 20.72° 3.20 3 28.49° 3.000 3 20.72° 0° 3.21 3 28.49° 3.000 3.000 3 3.21 3 ha 3 3.000 3.000 3 hf 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 63 69 75 81 54 60 114 120 45 51 66 72 d 60 99 105 81 87 78 84 96 102 da 66 df 55.5 88.5 73.5 70.5 91.5 52.5 67.5 46.5 109.5 34.5 58.5 y 0.139 0.156 0.148 0.146 0.153 0.141 0.144 0.133 0.157 0.129 0.143 (1) 直齿圆柱齿轮： (2) 斜齿圆柱齿轮： 分度圆直径：d=Z×m 端面模数mt=mn/cosβ 齿顶高ha=m（ha*+xn） 分度圆直径：d=Z×mt

齿根高hf=(ha*＋c*-Xt)×m 齿顶高：ha=ha*×mt+Xt×mt 齿顶圆直径：da=d+2×ha 齿全高：h=(2×ha*+C*)×mt 齿高h=ha+hf 齿顶圆直径齿顶高系数ha*=1.0 齿根高系数c*=0.25 齿根圆直径：df=d-2hf 齿根圆直径：df=d-2hf

12