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（图纸） 变速器第一轴.dwg

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（图纸） 第二轴.dwg

（图纸） 第二轴一挡齿轮.dwg

（图纸） 第二轴一档齿轮.dwg

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（图纸） 两齿一轴.dwg

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（其他） 设计封皮.doc

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（图纸） 中间轴.dwg

（图纸） 装配图.dwg

1、曲率半径，.将各参数代入公式后得所以挡齿轮的接触强度合格。二挡齿轮的强度校核弯曲强度校核二挡齿轮为斜齿轮，由式.得齿轮的弯曲应力公式为式中齿形系数由图.得，。将二挡齿轮的参数代入上式后得所以二挡齿轮的弯曲强度合格。接触强度校核由式.得齿轮接触强度的公式为确定有关的参数和系数齿面法向力将各参数代入得主从动齿轮节点处的曲率半径，.根据所确定的齿数，挡齿轮精确的螺旋角的值为确定常啮合齿轮的齿数由式得因常啮合齿轮副与挡齿轮副以及其它各挡齿轮副的中心距相同，故由式.可得联立求解并将取整数后得，故齿轮齿数不需调整。由于调整后中心距发生了变化，所以需对常啮合齿轮进行角度变位。中心距变动系数为啮合角为查变位系数。

2、所示。表.变速器齿轮的主要几何尺寸项目齿轮齿数螺旋角端面模数端面压力角分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽计算变速器各轴的扭矩和转速已知发动机的最的转矩为•，转速为离合器的传动效率为.，齿轮传动效率为.，轴承的传动效率为.。通过计算可得到各轴的转矩和转速。轴•中间轴•二轴挂挡时•挂挡时•图.变速器传动机构布置方案.本章小结本章主要依据变速器几种常见的传动机构布置方案，对两轴式和中间轴式的变速器的结构特点作了简要说明，分析了各种方案的优缺点，同时介绍了几种常见的倒挡机构布置方案，并比较了各个方案的优缺点。在零部件的选择部分，对变速器齿轮换挡机构的形式和变速器防止自动脱挡的结构进行了分析和说明。最后结。

3、和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的有变速器的挡数换挡机构形式以及齿轮形式。实际初可根据中心距离的尺寸参照下列关系初选。乘用车变速器壳体的轴向尺寸为。商用车变速器的轴向尺寸为四挡五挡六挡所以本设计变速器的轴向尺寸可初选为，取整。变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。.变速器齿轮参数的选择模数齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所确定。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，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对乘用车很重要，而对商用车则更应重视减小其质量。变速器用齿轮模数的范围如表.。所选模数应符。

4、与路面的附着条件可求得变速器挡传动比为.式中汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，道路的附着系数，计算时取其他参数同式.。将各数据代入式.得通过以上计算可得到，在本设计中，取。变速器其他各挡传动比的确定变速器的四挡为直接挡，其传动比为.，中间挡的传动比理论上按公比其中为挡位数的几何级数排列，实际上与理论值略有出入。将各数代入式中得则变速器其他各挡的传动比为.中心距的确定对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距。它是个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影。

5、数，齿数，斜齿轮螺旋角应力集中系数，齿面宽法向齿距，齿形系数，可按当量齿数在图.中查得重合度影响系数，。将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为.当计算载荷取作用到变速器第轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在范围，对货车为范围。轮齿接触应力.式中轮齿接触应力齿面上的法向力为圆周力为计算载荷•，为节圆直径，为节点处压力角，为齿轮螺旋角齿轮材料的弹性模量，齿轮接触的实际宽度，斜齿轮用代替主从动齿轮节点处的曲率半径，直齿轮，斜齿轮，主从动齿轮节圆半径。将作用在变速器第轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表.。常啮合齿轮强度的校核弯曲应力的校核常啮合齿。

6、本次设计所依据车辆的主要技术参数，选择了本设计的传动机构布置方案和零部件的结构形式，作为以后各章节设计的基础。第章变速器主要参数的选择和齿数分配.变速器各挡传动比的确定变速器最低挡传动比的确定在选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度驱动车轮和地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。汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有则由最大爬坡度要求的变速器挡传动比为.式中汽车总质量，重力加速度，道路附着系数，驱动车轮的滚动半径，发动机最大转矩，主减速比，.汽车传动系的传动效率，。将各数据代入式.中得根据驱动车轮。

7、图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。根据所确定的齿数，常啮合齿轮精确的螺旋角的值为确定其他各挡齿轮的齿数确定二挡齿轮的齿数二挡齿轮为斜齿轮，则有联立求解，并对齿数取整后得，由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力中心距为由于调整后中心距发生了变化，所以需对二挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为啮合角为齿轮总变位系数为齿轮齿数比为变位系数可分配为，。确定三挡齿轮的齿数三挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式求解上述三式，取整得。故齿轮齿数不需调整。由于调整后中心距发生了变化，所以需。

8、对三挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。确定五挡齿轮的齿数五挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式求解上述三式，取整得。故齿轮齿数不需调整。由于调整后中心距发生了变化，所以需对五挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为啮合角为查变位系数线图得变位系数之和为而齿轮齿数比为故可以分配变位系数得，。倒挡齿轮的设计和齿数确定通常挡与倒挡齿轮选用同模数，故倒挡齿轮的模数可以取为.。取倒挡中间齿轮的齿数取。中间轴倒挡齿轮的齿数取为，倒挡时的传动比为。第二轴。

9、加工方法精度级别支撑方式也基本致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于级。因此，比用于通用齿轮强度公式更为简化些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。轮齿的弯曲应力直齿轮弯曲应力公式为.式中弯曲应力圆周力，计算载荷•节圆直径应力集中系数，可近似取.摩擦力影响系数，主从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮.，从动齿轮.齿宽端面齿距，模数齿形系数，如图.所示。图.齿形系数图因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数代入式后得.斜齿轮的弯曲应力公式为式中圆周力，计算载荷•节圆直径法向模。

10、为斜齿轮，由式.得齿轮的弯曲应力公式为式中齿形系数。由图.得，。通过以上的计算，把各个参数代入公式后得所以常啮合齿轮的弯曲强度合格。表.变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮挡和倒挡常啮合齿轮和高挡接触应力的校核由式.得齿轮的接触应力公式为确定有关的参数和系数齿面法向力.主从动齿轮节点出的曲率半径，将各参数代入公式后得所以常啮合齿轮的接触应力合格。挡齿轮强度校核弯曲强度的校核挡齿轮为斜齿轮，由式.得斜齿轮的弯曲应力公式为结合挡齿轮的变位系数，由图.得，将各参数代入公式后得所以挡齿轮的弯曲强度合格。接触强度的校核由式.得接触应力的公式为确定有关的参数和系数齿面法向力主从动齿轮节点处的。

11、。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。还有，变速器中心取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。中间轴式变速器的中心距可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选，经验公式为.式中中心距系数，乘用车，商用车发动机的最大转矩•变速器挡传动比变速器的传动效率，取。将各数代入式.中得故可初选中心距。.变速器外形尺寸的初选变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮。

12、挡齿轮的齿数为.，取。倒挡轴与中间轴的中心距为倒挡轴与第二轴的中心距为.本章小结本章主要任务是对齿轮齿数进行分配确定中心距。在确定完传动方案后，开始进行齿轮各参数的选择以及齿轮齿形和齿数的计算，为后续设计打下基础。第章变速器齿轮的设计计算.变速器齿轮的几何尺寸计算汽车变速器均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳传动比恒定不变等基本要求外，还有互换性好中心距具有可分性及切齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是两齿轮的模数分度圆压力角必须分别相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。根据以上计算所得到的变速器齿轮的齿数模数齿顶高系数齿宽系数等条件，可计算得出变速器齿轮的几何尺寸如表.。

参考资料：

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