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常齿合从动齿轮.dwg
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倒挡从动齿轮1.dwg
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倒挡从动齿轮2.dwg
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倒档轴.dwg
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中间轴.dwg
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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如下渗碳齿轮挡和倒挡，常啮合齿轮和高档。
档主从动齿轮接触应力档主动齿轮接触应力.档从动齿轮接触应力.二档主从动齿轮接触应力二档主动齿轮接触应力.二档从动齿轮接触应力.三档主从动齿轮接触应力三档主动齿轮接触应力.三档从动齿轮接触应力.四档主从动齿轮接触应力四档主动齿轮接触应力.四档从动齿轮接触应力.常啮合主从动齿轮接触应力常啮合从动齿轮接触应力.常啮合主动齿轮接触应力.倒档主从动齿轮接触应力倒档主动齿轮接触应力.四档从动齿轮接触应力.变速器齿轮材料的选择及热处理现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度弯曲强度及耐磨性。
在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。
国产汽车变速器齿轮的常用材料是过去的钢号是，也有采用的。
这些低碳合金钢都需随后的渗碳淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。
为消除内应力还要进行回火。
变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐范围如下.，渗碳深度.，渗碳深度，渗碳深度。
渗碳齿轮在淬火回火后，要求轮齿的表面硬度为，心部硬度为。
些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数齿轮采用了或钢并进行表面氰化处理。
这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标，氰化钢热处理后变形小也是其优点。
但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高，故接触强度和承载能力均受到限制。
对于氰化齿轮，氰化层的深度般为，不应小于.，表面硬度为。
对于本设计中的齿轮材料，选用。
.轴的设计计算变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。
要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。
因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度耐磨性和工作噪声等均有不利影响。
因此，在设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。
设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。
初选轴的直径轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调，变速器轴的最大直径与支承间的距离可按下列关系式初选对第轴及中间轴，.对输二轴.中间轴式变速器第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选.第轴花键部分直径可根据发动机最大转矩按下式初选初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键，弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。
经过计算得第轴花键部分直径中间轴的最大直径支承间的距离第二轴的的最大直径支承间的距离轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。
前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合后者使齿轮相互歪斜，如图.所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。
轴在垂直面内的变形轴在水平面内的变形图.变速器轴的变形示意简图轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。
计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。
第轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。
变速器齿轮在轴上的位置如图.所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算东风悦达起亚.手动档四轮驱动狮跑车汽车变速器设计摘要过圆整后取中心距。
.齿轮参数的确定齿轮的模数齿轮模数是个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度质量噪声工艺要求等。
应该指出，选取齿轮模数时般要遵守的原则是在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选得小些变速器低档齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另种模数。
少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数，变速器用齿轮模数的范围如表.。
所选模数值应符合国家标准的规定，如表.。
选用时，应优先选用第系列，括号内的模数尽可能不用。
输入轴常啮合斜齿轮的法面模数.取。
档齿轮为直齿轮.取。
表.汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车的发动机排量货车的最大总质量.模数表.汽车变速器常用的齿轮模数系列.二系列压力角齿轮压力角较小时，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，压力角为时强度最高，但是超过强度增加不多对于斜齿轮，压力角为时强度最高。
因此，理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用等小些的压力角对商用车，为提高齿轮承载能力应选用.或等大些的压力角。
实际上，因国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为。
啮合套或同步器的接合齿压力角为等，但普遍采用压力角。
应该指出，国外有些企业生产的乘用车变速器齿轮采用两种压力角，即高档齿轮采用小些的压力角以减少噪声而低档和倒挡齿轮采用较大的压力角，以增加强度，必须指出，齿轮采用小压力角和小模数时，除必须采用大的齿高系数外，还应采用大圆弧齿根，这样可以提高弯曲强度在以上。
螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。
选取斜齿轮的螺旋角，应注意它对齿轮工作噪声轮齿的强度和轴向力有影响。
在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳噪声降低。
试验还证明随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。
不过当螺旋角大于时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。
因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以为宜而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。
斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用乘用车变速器两轴式变速器为中间轴式变速器为货车变速器齿宽在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸质量齿轮工作平稳性齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。
考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，应该选用较小的齿宽。
另方面，齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。
齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。
选用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。
通常是根据齿轮模数来确定的。
直齿为齿宽系数，取斜齿为齿宽系数，取为齿宽。
采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为。
第轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。
对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。
齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性要求。
齿轮的变位系数的选择原则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，耐磨损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之和等于零。
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相接近的程度。
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，又避免了其缺点。
由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，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。
当齿数和多的齿数副采用标准齿轮传动或高度变位时，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，故采用得较多。
对斜齿轮传动，还可以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，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及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，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，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，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。
为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择来选择大小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大雨零。
由于工作需要，有时齿轮齿数取得少如挡主动齿轮会造成轮齿根切。
这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减少。
此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。
总变位系数减少，对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。
但是由于轮齿的刚度减小，易于吸收冲击振动故噪声要小些。
另外，值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降噪有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷时
（毕业设计图纸全套）东风悦达起亚2.0L手动档四轮驱动狮跑车汽车变速器设计（含说明书）
