2T轻型货车变速箱设计说明书毕业设计(共47页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上太原科技大学本科毕业设计说明书2t轻型货车机械传动式变速箱设计2 Tons Of Light Trucks Mechanical Transmission Gearbox Design 学 院（系）： 机械工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： 祝三力 学 号： 9 指 导 教 师： 卫良保 评 阅 教 师： 张亮有 完 成 日 期： 2014年06月10日 太原科技大学 Taiyuan University of Science and Technology专心-专注-专业摘 要 变速箱是传动系中的主要部件。它用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和

2、转速。本次设计的主要内容包括变速箱传动机构布置方案的确定，变速箱主要参数如挡数、传动比范围、中心距、各挡传动比、齿轮参数、各挡齿轮齿数的选择，齿轮、轴的设计校核，同步器、操纵机构及箱体的设计。在设计的过程中，本文根据轻型货车变速箱的设计要求和车辆动力传动系统自身的特点，参考多篇文献资料，以及变速箱设计图册，设计出中间轴式变速箱。关键词：变速箱;齿轮；传动系统 AbstractTransmission is the main power train components. It is used to change the engines torque spread and wheel speed

3、. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, gear parameters and the number of each gear, the design and verification of gears and shafts,

4、 the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts, a kind of three-shafted transmission is designed. Keywords: Transmission；Gear；T

5、he transmission system 目 录 摘要.I Abstract.I 引言.1 1.轻型载货汽车主要参数的确定.2 1.1 质量参数的确定.2 1.2 发动机的选型.2 1.2.1根据已知数据对发动机最大功率进行估算.3 1.2.2发动机主要性能指标的选择.3 2.变速箱的设计与计算.5 2.1 变速箱的档位数和传动比.5 2.1.1 确定档位数和各档速比.5 2.1.2 档位数的确定.7 2.2. 设计方案的确定.8 2.2.1两轴式.8 2.2.2 三轴式.8 2.2.3液力机械式 .9 2.2.4 确定方案.9 2.3 零件的结构分析.10 2.3.1齿轮形式.10 2.

6、3.2 轴的结构分析.11 2.3.3 轴承形式.11 2.3.4 换挡机构形式.12 2.4 主要参数的选择和计算.12 2.4.1 中心距.12 2.4.2 变速器的外形尺寸.12 2.4.3 齿轮参数 .13 2.4.4 各档齿轮齿数的分配.16 2.4.5 变位系数的选择与计算.20 3 变速箱主要零部件的校核计算.23 3.1 齿轮的材料及热处理.23 3.2 齿根弯曲应力和齿面接触应力的计算方法.23 3.2.1 直齿齿轮弯曲应力.23 3.2.2 斜齿齿轮弯曲应力.24 3.2.3 齿轮接触应力计算.24 3.2.4 各档位齿轮强度的验算.25 3.3 变速箱轴的验算.28 3.

7、3.1 确定轴的结构.28 3.3.2 确定轴的尺寸.28 3.3.3 轴的校核.29 4 同步器的设计.32 4.1 同步器的结构.32 4.2 同步器的工作原理.34 4.3 主要参数.35 5 变速箱的操纵机构.38 5.1 变速箱操纵机构应满足的条件.38 5.2 变速箱操纵换挡方案的选择.38引 言变速箱是汽车传动系中最主要的部件之一。变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转距和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速箱传动比的交换，即实现换档，以达到变速变距。本设计为轻型货车五档变速箱设计，设计中一档和倒档齿轮为直齿圆柱齿轮，

8、其他档位的齿轮为斜齿圆柱齿轮，用了两个同步器。本设计先对轻型货车进行了总体计算，选出作用的发动机，然后由发动机开始，进入到变速箱的详细设计计算，确定了本设计的传动方案，对齿轮进行了弯曲强度和接触疲劳强度的校核，之后对轴进行了校核，最后介绍了一些同步器设计的知识和变速箱操纵机构的知识。 第1章 轻型载货车主要参数确定1.1 质量参数的确定商用货车的总质量ma由整备质量m0、载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 ma=m0+me+65n1 本设计主要参数如表1.1所示。 表1.1 主要质量参数1)整车整备质量 mam0=2000kg2）汽车装载质量3）汽车总质量kg2)质量系数m0 m

9、0=me/m0=2000/2000 =1m0=1 1.2 发动机的选型1.2.1根据已知数据对发动机最大功率进行估算由公式： （1.1）其中_传动系统效率，对单级主减速器型驱动桥的42汽车取0.90； _重力加速度，此处取9.8m/; _滚动阻力系数，对货车取0.02； -空气阻力系数，对货车取0.8-1.0，此处取0.8； -汽车正面投影面积，对货车有 为前轮距，对于本设计轻型货车取 为汽车正面投影面积，此处 ； -最高车速，本例为120km/h (已知）； -汽车总质量，此处为4130kg；代入数据，得： =1/0.90（41309.80.02120/3600+0.82.341203/71

10、640） = 84.4kw1.2.2发动机主要性能指标的选择1) 发动机最大功率与相应转速 根据给定的比功率和最大总质量，可得： 为满足动力性能要求，所选发动机的功率不应小于此值，故比较上述两个结果后，满足设计要求的最大功率。查表1.2得表1.2 最大功率转速的范围（r/min)汽油机3000-7000乘用车4000-7000轻型、微型货车4000-5000中型货车4000以下柴油机18004000乘用车、轻型、微型货车3200-4000大货车1800-26002) 发动机的最大转矩和相应的转速发动机最大转矩查相关资料的的值在1.4至2.0之间，在此取1.6，计算得-最大功率时相应的转速；-最

11、大转矩时相应的转矩；发动机主要参数如表1.3表1.3本设计发动机主要参数额定功率/转速（kw/r/min）85/4500最大扭矩/转速（N.m/r/min）226/2800汽缸数4缸径（mm）87.5第2章 变速箱的设计与计算2.1变速箱的档位数和传动比 不同类型汽车的变速箱，其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小（约为34），过去常用3个或4个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用5个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为56，其他货车为7以上，其中总质量在3.5t以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加1个超速档；总质量为3.5l0t多用五档变速器；

12、大于l0t的多用6个前进档或更多的档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。2.1.1确定档位数和各档速比 一般来说，汽车发挥最大车速时对应的发动机转速就是最大功率时的转速。轻型车轮轮胎尺寸根据国家标准可选用6.00R16LT，即轮胎名义宽度为6.00英寸，轮辋名义直径为16英寸，货车轮胎扁平率为90-100，在此取90，则轮胎直径可以计算为： （2.1） 则车轮半径为r=0.34m。 确定传动系最大传动，要考虑三个问题：最大爬坡度，一档最大动力因数、附着力和汽车最低稳定车速。传动系最大的传动

13、比通常是变速器一档传动比与主减速器传动比的乘积，即： （2.2）a.当汽车爬坡时车速很低，可以忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为： （2.3） 各表达式展： （2.4）则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为： （2.5） 式中 汽车总质量；重力加速度；道路阻力系数，此处取0.02；最大爬坡要求； 驱动车轮的滚动半径； 发动机最大转矩； 主减速比4.40； 汽车传动系的传动效率，此处取0.9。 本课题变速器igh=1，该货车的最大爬坡度约为30%，即=16.7， （2.5）= =4.713 即一档传动比大于4.713，即可以满足爬坡度的要求。b.根据驱动车轮与路面的附着条件确定 一档传动比还应满

14、足附着条件： （2.6）对于后轮驱动汽车，最大附着力有如下公式： （2.7）取=0.7，式子中为后轴轴载，可以从汽车设计手册中查得； 回代得：综上：暂取。因此，此变速器传动比范围为1-6.00，传动系统最大传动比为=4.406=26.4 （2.2）2.1.2档位数确定 增加变速箱的档位数能改善汽车的动力性和经济性。但是，档位数越多，变速箱的结构越复杂，使得轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也会增高。 在最低档传动比不变的条件下，增加变速箱的档位数会使得变速箱相邻的低档和高档之间的传动比值减小，使得换挡工作容易进行。在确定汽车最大和最小传动比之后，应该确定中间各个档位的传动比。实际上，汽车

15、传动系各档位传动比大体上按照等比级数分配的。因此，各档位传动比的大致关系为： （q为各档之间的传动比）（2.8） 因此，各档传动比为 （2.9） （2.10） （2.11）. 若为五档变速箱，且，则各档传动比与q有如下关系： （2.12） （2.13） （2.14） （2.15） 若档位数为n,有 （2.16）暂定档位数为5，则 对于选择的档位数有如下要求：1. 为了减小换挡难度，相邻档位之间的传动比比值在1.8以下；2. 高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档位区相邻档位之间的比值小。综上，选择5档位满足要求。则各个档位速比大致为： 2.2 设计方案的确定 轻型载货车变速箱一般选用机械式变速

16、箱，它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。采用这种变速箱的轻型载货车通常有35个前进档和一个倒档。最近几年液力机械变速箱和机械式无级变速箱在汽车上的应用越来越广泛，根据目前广泛使用变速器的种类，以及应用的范围，初步拟定三种设计方案。2.2.1 两轴式 两轴式变速箱结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高。两轴式变速箱的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档位均采用常啮合齿轮（斜齿圆柱齿轮）传动,但两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，

17、因而噪声较大，也增加了磨损。这种结构适用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车和微、轻型货车上，其特点是输入轴和输出轴平行，无中间轴。2.2.2 三轴式 三轴式变速箱的第一轴常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小, 其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，但除了直接档外其他各档的传动效率有所降低，适用于传统的发动机前置

18、、后轮驱动的布置形式。 2.2.3 液力机械式 由液力变矩器和齿轮式有级变速箱组成,其特点是传动比可在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化，但结构复杂，造价高，传动效率低。2.2.4 确定方案 由于轻型载货车一般是传统的发动机前置，后轮驱动的布置形式，同时考虑到制造成本以及便于用户维护等因素，再结合变速箱的特点和任务书的要求，现选用机械三轴式变速箱。 倒档的形式及布置方案：倒档的使用率不高，所以，直齿滑动齿轮方案换入倒档被普遍采用。图2.1常见倒档布置方案 如图2.1所示是常用的倒档布置方案，经过对比比较，本次设计用g)所示的倒档方案。综上，该五档变速箱传动方案如下：图2.2 五档变速

19、箱传动方案示意图 各档速比计算如下：一档传动比: (2.17)二档传动比: (2.18)三档传动比: (2.19)四档传动比: (2.20)五档传动比: 倒档传动比: (2.21)2.3 零部件的结构分析2.3.1齿轮型式 本设计中采用斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮，两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造时稍微复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。2.3.2轴的结构分析 变速箱轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、轴

20、承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。 第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。 第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。当一档、倒档采用滑动齿轮挂档时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。 旋转式中

21、间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮常与轴做成一体，而高档齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等作轴向定位。刚度主要由支承于其上的连体齿轮（宝塔齿轮）的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖时。2.3.3轴承型式 变速箱多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。 第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承或者圆锥滚子轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承

22、的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。 第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承或者圆锥滚子轴承，因为它也要承受向外的轴向力。某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承盖困难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承受。中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制，故有时采用无内圈的短圆柱滚子轴承。2.3.4换挡机构形式 此变速箱换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。2.4主要参数的选择和计算2.4.1 中心距

23、中心距对变速箱的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： (2.22) 式中 中心距系数。对轿车取8.99.3；对货车取8.69.6；对多档主变速器，取9.511对本设计，轻型货车去9.4；变速箱处于1档时的输出转矩，； （2.23) 发动机最大转矩，Nm；变速箱的1档传动比；变速箱的传动效率，取0.96。由公式（2.23）得： =22660.96 =1301.76Nm由公式（2.22)得: mm2.4.2 变速箱的外形尺寸 变速箱的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根

24、据中心距A的尺寸参用下列关系初选。 货车变速箱壳体的轴向尺寸：四档（2.42.8）A五档（2.73.0）A六档 （3.23.5）A初选轴向尺寸:（2.73.0）A=（2.73.0）103=278309mm 对于本设计轻型货车，五档变速箱的轴向尺寸取310mm. 变速箱壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。2.4.3齿轮参数a.齿轮模数m齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速箱的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。根据圆柱齿轮强度的

25、简化计算方法，可列出齿轮模数m与弯曲应力之间有如下关系：直齿轮模数 (2.24) 式中 计算载荷，Nmm； 应力集中系数，直齿齿轮取1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9； 齿轮齿数； 齿宽系数，直齿齿轮取4.47.0；齿形系数，见图3-3。齿高系数相同、节点处压力角不同时：，；压力角相同、齿高系数为0.8时，；轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。图2.3 齿形系数y（当载荷作用在齿顶,=20,f0=1.0） 根据参考同类车型，初选第一轴的轴齿轮的齿数z=19，查图3-3得y=0.125。由公式（3-8）得：2.7343.515 从轮齿应力的合理性及强度考虑,

26、每对齿轮应有各自的模数,但出于工艺考虑，模数应尽量统一,多采用折衷方案。表3-1给出了汽车变速箱齿轮模数范围。表2.1汽车变速箱齿轮的法向模数mn车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车mn2.252.752.7533.504.54.506 设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定（表3-2）并满足强度要求。由表2.1并且参照同类车型选取一档和倒档齿轮模数选取m=3.5，其他档位齿轮选取模数m=3.0。 啮合套和同步器的结合齿多数采用渐开线齿形，由于工艺上的原因，同一变速器中的结合齿模数相同。按照取用范围，选取较小的模数可使得齿数增多，有利于换挡，在此取2.0。b.齿形、压力角和螺旋角

27、 汽车变速箱齿轮的齿形、压力角和螺旋角按下表取值。表2.2 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角 项目车型齿形压力角（度）螺旋角（度）轿车高齿并修形14.5、15、16、16.52545一般货车标准齿轮GB1356-78201826重型车标准齿轮GB1356-78低档、倒档22.5、25小螺旋角 齿形压力角较小时，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；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试 验证明对于直齿轮压力角为28时强度最高，超过28强度增加不多；实际上，因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

28、20。本课题的所有齿轮选用标准齿轮。c.齿宽b 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，但是齿宽减小使得齿轮传动平稳性的优点被削弱，齿轮的工作应力增加；选用宽的齿轮，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使得齿轮沿着齿宽方向的受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 第一轴的常啮合直齿齿轮宽度系数可以取得大一些，使得接触线长度增加、接触应力降低，以提高平稳性和使用寿命。 通常是根据齿轮模数来确定齿宽b： （2.25） 式中 齿宽系数，

29、直齿齿轮取4.58.0，斜齿轮取6.08.5；法面模数。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。由公式（2.25）得：b=（4.47.0）3.5=15.424.5mm,可以确定各挡的齿轮的齿宽。具体齿轮宽度，根据对齿轮的强度验算，来确定。d.齿顶高系数 在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被使用，包括我国在内，规定齿轮的齿顶高系数1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。现代轿车变速器多采用齿顶高系数大于1的“高齿齿轮”（或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮），因为它不仅可使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善，但存在相对滑动速度

30、大、易发生轮齿根切或齿顶变尖（齿顶厚小于0.3）等问题。本课题的齿顶高系数1.0。2.4.4 各档齿轮齿数的分配 在初选变速箱的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速箱的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配。（1） 确定1档齿轮的齿数 在本设计中，一档采用滑动直齿轮9传动，模数为3.5，中心距为103，带入式子 （2.26）其中A-中心距；m-齿轮模数-两啮合齿轮齿数之和。带入式（2.26）得：=发现不为整数，所以说明中心距选得不太合适，现在将齿数凑为60，则此时中心距变为105mm. 综上，修正后的中心距为105。 先取齿数和为整数，然后分配给z9、z10。为了

31、使z9/z10尽量大一些，应将z10取得尽量小一些，这样，在ig1已定的条件下z2/z1的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。Z10的最少齿数受到中间轴轴径的限制，因此z10的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速箱中间轴的1档直齿轮的最小齿数为1217。由公式（2.26）得：初步取z10=112，得出z9=60-12=48。（2） 确定常啮合传动齿轮副的齿数由公式（2.17），求出常啮合传动齿轮的传动比，常啮合传动齿轮，的中心距和一档齿轮的中心距相等，由式子 （2.27）得到：常啮合齿轮1,2采用斜圆柱齿轮，模数为=3.0，初步选取螺旋角，

32、带入以上两式子，求得，取整得 得 ，取整得；核算传动比：=6.08计算误差：5 （合格）根据算出来的齿数，按照式（2.27）算出精确的螺旋角，在之间，所以螺旋角符合要求。（3）2档齿轮副的齿数： （2.28） 联立 （2.29） 此外，从抵消或者减小中间轴上的轴向力出发，还要满足以下关系式 （2.30）已知，又货车斜齿轮螺旋角的选用范围为18度至24度，这里取，则此时 尽管相差比较大，但基本满足要求，因为该档采用斜齿轮，由于常啮合齿轮的轴向力不可能完全消失，且二档位较低档，使用频率也比较低，而在设计过程中主要使频率高的档位轴向力尽可能减小。 将回代得：，；取整为：，；由此数据即可算出精确的螺旋

33、角：由（2.29）即可得出。所以选不合适，改选，由此可得；计算精确传动比：计算误差率： 符合要求。（4） 三档齿轮参数三档常啮合齿轮通常是斜齿圆柱齿轮，计算过程与二档相似，有， （2.31） （2.32）从低效或者减小中间轴上的轴向力出发，还须满足, （2.33）计算,选，则有，与1.576相比很接近，基本可以满足轴向力相互抵消的要求，从而可以求得，取整，取整， 下面精确计算螺旋角，由，代入数据得故调整齿数，将调整为40，不变；或者不变，将调整为25；经过计算，方案=41 =25 引起的速比误差较小，故综上=41 =25 计算此时的精确螺旋角为，此时=1.37，与1.567相比接近核算传动比，

34、有速比误差0.05基本满足要求。综上=41 =25 齿轮副的螺旋角为，（5） 四档齿轮参数设计由 （2.34） （2.35） （2.36）计算先对进行假设，假设，此时，与1.22接近，基本满足要求。现在将回并取整得 根据所求得的齿数，核算传动比：算出精确螺旋角，此时与很接近，可以满足轴向力互相抵消一部分的要求。（6） 五档为直接档.（7） 确定倒档齿数、中心距及传动比 如传动示意图中所示，倒档齿轮的齿数，一般在21-23之间，初步选取，之后，便可以计算出中间轴与倒档轴的中心距,即本设计初步取=21，=22 m=3.5则倒档齿轮与一档齿轮，可以选择相同的齿数。则可以计算出倒档轴与第二周的中心距 （2.37）则倒档传动比为 （2.38）2.4.5变位系数的选择及计算 用范成法切制齿轮时，有时刀具的顶部会过多地切入齿轮根部，因而将齿轮根部的渐开线切去一部分，这种现象被称为齿轮的根切。严