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1、公式得初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出式中按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取，对货车取。由公式得商用车变速器的中心距约在范围内变化,初选轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。六档变速器壳体的轴向尺寸。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关四档五档六档当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数应取给出系数的上限。为检测方便，取整。本次设计采用手动挡变速器，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。齿轮参数齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合规定的标准值。第轴常啮合斜齿轮的法向模数其中，可得出.。档直齿轮的模数通过计算.。同步器和啮。

2、数比档主动齿轮略小，取。而通常情况下，倒档轴齿轮取，此处取。由可计算出。故可得出中间轴与倒档轴的中心距.而倒档轴与第二轴的中心.齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器。

3、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为。齿轮弯曲强度计算直齿齿轮弯曲应力式中计算载荷，∙应力集中系数，直齿齿轮取.摩擦力影响系数，主动齿轮取.，被动齿轮取.齿轮模数齿轮齿数齿宽系数，直齿齿轮取齿形系数轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许。因为该变速器所有的齿轮采用同种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险的档位齿轮。故分别计算Ⅰ档倒档齿轮的弯曲强度。.档齿轮副主动齿轮从动齿轮Ⅰ档主动齿轮的计算载荷.•由公式得主动齿轮的弯曲强度档从动齿轮的计算载荷Ⅰ•从动齿轮的弯曲强度.倒档齿轮副因为倒档齿轮相当于个惰轮,所以主动齿轮是，从动齿轮是。通过惰轮后主动齿轮是，从动轮是。惰轮的计算载荷.•通过惰轮前，的弯曲强度由公式得通过惰轮后主动轮是，从动轮是。

4、载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的些数值，以便获得低噪声传动。其中，档主动齿轮的齿数，因此档齿轮需要变位。变位系数式中为要变位的齿轮齿数。第章变速器齿轮的强度计算与材料的选择.齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种轮齿折断齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。。

5、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。.根据汽车最大爬坡度确定汽车爬陡坡时车速不高，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Ⅰ档传动比为式中汽车总质量重力加速度道路阻力系数道路最大阻力系数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汽车传动系的传动效率。主减速比的确定式中车轮的滚动半径，发动机转速，变速器最高档传动比最高车速，。本课题变速器，般货车的最大爬坡度约为，即，.由公式得由公式得.根据驱动车轮与路面的附着条件确定变速器Ⅰ档传动比为式中汽车满载静止于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。因为货车后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为所以。

6、，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递。

7、合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同变速器中的结合套模数都是相同，轿车和重轻型货车取.。本设计.。齿形压力角螺旋角和齿宽汽车变速器齿轮的齿形压力角及螺旋角按表选取。表汽车变速器齿轮的齿形压力角与螺旋角项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形般货车规定的标准齿形重型车同上低倒档齿轮.小螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取,啮合套或同步器取斜齿轮螺旋角取。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮律去右旋，而第轴和第二轴上的的斜齿轮。

8、去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度的大小直接影响着齿轮的承载能力，加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽直齿，斜齿，第轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。.各档传动比及其齿轮齿数的确定在初选了中心距齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。确定档齿轮的齿数为了确定和的齿数，先求其齿数和其中.故有。当三轴式的。

9、在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图所示第章变速器主要参数的选择与主要零件的设计.变速器主要参数的选档数和传动比不同类型汽车的变速器，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，过去常用个或个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为，其他货车为以上，其中总质量在.以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加个超速档总质量为.多用五档变速器大于的多用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。

10、由公式和公式得综合和条件得，取.变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为其中为档位数的几何级数排列。因为，所以.，.，.，.，实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。在变速器结构方案档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。中心距中心距对变速器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可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选式中中心距系数。对轿车取对货车取对多档主变速器，取.变速器处于Ⅰ档时的输出转矩，发动机最大转矩，∙变速器的Ⅰ档传动比变速器的传动效率，取.。由公式得.•由。

11、齿轮工作时，对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。.齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料热处理方法加工方法精度等级支撑方式也基本致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，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，比用于计算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。

12、速器时，则，此处取，则可得出。上面根据初选的及计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从公式看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为，则根据公式反推出.。确定常啮合齿轮副的齿数由公式求出常啮合齿轮的传动比由已经得出的数据可确定而常啮合齿轮的中心距与档齿轮的中心距相等由此可得而根据已求得的数据可计算出。联立可得。则根据公式可计算出档实际传动比为。确定其他档位的齿数二档传动比而对于斜齿轮，故有联立得。按同样的方法可分别计算出三档齿轮四档齿轮。五档齿轮综上所述各档实际传动比为确定倒档齿轮的齿数般情况下，倒档传动比与档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取.。中间轴上倒档传动齿轮的齿。

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