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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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第一轴.dwg
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三档从动齿轮.dwg
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输出轴.dwg
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四档从动齿轮.dwg
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四档主动齿轮.dwg
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中间轴.dwg
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和齿轮没有根切和齿顶干涉。
目前，对于细高齿制的齿顶高系数，还没有制定统的标准，由各企业自行确定，从小至.到大至.的都有，且许多变速器的对主从动齿轮的齿顶高系数不同。
各档传动比及其齿轮齿数的确定在初选中心距齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。
应该注意的是，各档相互啮合的齿轮的齿数最好为质数，以使齿面磨损均匀。
如图.是本次设计的变速器的传动方案。
确定档齿轮齿数档的传动比为.为了确定，的齿数，先求其齿数和斜齿轮应取为整数，为了使尽量大些，应将取得尽量小些，这样，在已定的条件下，的传动比可小些，以使第轴常啮合齿轮可分配到较多的齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承，的最少齿数受到中间轴轴颈的限制，因此，的选定应与中间轴轴颈的确定因素统考虑。
为避免发生根切，增强刚度，档小齿轮应为变位齿轮。
乘用车中间轴式变速器的时，则在内选择。
取。
则图.中间轴式变速器传动方案修正中心矩因为所以.初定中心矩应为确定常啮合齿轮副的齿数由式求得常啮合传动齿轮的传动比.而常啮合齿轮中心距与档齿轮的中心距相等，.初选解联立式.和式.得.，.取整后，所以，档实际传动比为.，与原传动比相差不大，符合要求。
螺旋角确定其他各档位的齿数二档齿轮二档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，由初选解联立式.和式.得.，.取整后，所以，二档实际传动比为.，与原传动比相差不大，符合要求。
螺旋角从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，必须满足下列关系式.把，及分别代入式.的左右两边方程左右两边近似满足轴向力平衡关系，所以符合条件。
三档齿轮三档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，由初选解联立式.和式.得.，.取整后，所以，三档实际传动比为.，与原传动比相差不大，符合要求。
螺旋角从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，必须满足下列关系式.把，及分别代入式.的左右两边方程左右两边近似满足轴向力平衡关系，所以符合条件。
四档齿轮四档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，由初选解联立式.和式.得.，.取整后，所以，四档实际传动比为.，与原传动比相差不大，符合要求。
螺旋角从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，必须满足下列关系式.把，及分别代入式.的左右两边方程左右两边近似满足轴向力平衡关系，所以符合条件。
倒档传动比及齿数通常倒档采用直齿轮，模数。
倒档传动比与档传动比比较接近，因为.，取.。
中间轴倒档传动齿轮的齿数比档主动齿轮略小，取，倒档轴齿轮的齿数，般在之间，取。
由.所以.，取整后。
由此，中间轴与倒档轴之间的中心距.倒档轴与输出轴之间的中心距.变速器齿轮的几何尺寸计算确定档齿轮变位系数法面模数端面模数.法面压力角端面啮合角.理论中心距中心距变动系数.查表得总变位系数.根据齿数比.，按线图分配变位系数得.，则.确定二档齿轮变位系数法面模数端面模数.法面压力角端面啮合角.理论中心距中心距变动系数.查表得总变位系数.根据齿数比.，按线图分配变位系数得.，则.确定三档齿轮变位系数法面模数端面模数.法面压力角端面啮合角.理论中心距中心距变动系数.查表得总变位系数.根据齿数比.，按线图分配变位系数得.，则.确定四档齿轮变位系数法面模数端面模数.法面压力角端面啮合角.理论中心距中心距变动系数.查表得总变位系数.根据齿数比.，按线图分配变位系数得.，则.确定输入轴常啮合斜齿轮变位系数法面模数端面模数.法面压力角端面啮合角.理论中心距中心距变动系数.查表得总变位系数.根据齿数比.，按线图分配变位系数得.，则.经过以上的计算，列出本次设计所有齿轮的几何尺寸直齿圆柱齿轮的几何尺寸如表.，.所示斜齿圆柱齿轮的几何尺寸如表.，.所示。
表.直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算序号计算项目计算公式高度变位齿轮变位系数分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径中心距周节基节分度圆弧齿厚基圆直径表.直齿圆柱齿轮的几何尺寸齿数中心矩变位系数.分度圆直径齿顶高.齿根高.齿全高.齿顶圆直径.齿根圆直径.周节.基节.分度圆弧齿厚.基圆直径.表.斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算序号计算项目计算公式高度变位齿轮理论中心距端面啮合角中心距变位系数中心距变动系数齿顶降低系数分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径法向基节基圆直径法面分度圆弧齿厚当量齿数表.斜齿圆柱齿轮的几何尺寸齿数理论中心距.端面啮合角.中心距变位系数中心距变动系数.齿顶降低系数.分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径法向基节.基圆直径法面分度圆弧齿厚当量齿数.本章小结本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定档数传动比范围，根据最大爬坡度和驱动轮与地面的附着力确定档传动比，进而确定其它各档传动比，选择中心距以及齿轮参数，根据变速器的传动示意图确定各档齿轮齿数，进行各档齿轮变位系数的分配。
最后列出了各档齿轮的几何尺寸。
为以后齿轮轴的设计计算做了准备。
第章变速器主要结构元件的设计与计算.齿轮损坏的原因及形式变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断齿面疲劳剥落点蚀齿面胶合以及移动换档齿轮端部破坏。
齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡圆角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。
这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为次性断裂所呈现的粗粒状表面。
在汽车变速器中这种破坏情况很少发生。
而常见的断裂是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到定深度后产生的折断，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面。
变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少齿根较弱，其主要的破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。
齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。
齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。
啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。
点蚀使齿形误差加大而产生载荷，甚至可能引起轮齿折断。
通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重主动小齿轮较被动大齿轮严重。
对于高速重载齿轮，由于齿面相对滑动速度高接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。
在局部高温高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。
在般的汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。
增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲强度的措施。
合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面硬度等，可提高齿面的接触强度。
采用黏度大耐高温耐高压的润滑油，提高油膜强度，选择适当的齿面表面处理和镀层等，是防止齿面胶合的措施。
用移动齿轮的方法完成换档的低档和倒档齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换档瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。
.轮齿强度计算与其它机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件相似，此外，汽车变速器齿轮用的材料，热处理的方法，加工的方法，精度级别，支承方式也基本致。
因此，比用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，同样可以获得较为准确的结果。
轮齿弯曲强度计算直齿轮弯曲应力.式中弯曲应力计算载荷•应力集中系数.摩擦力影响系数，主从动齿轮在啮合上的摩擦力的方向不同，对弯曲应力影响也不同主动齿轮.，从动齿轮.模数齿形系数，如图.所示齿宽系数直齿。
斜齿轮弯曲应力.式中计算载荷•斜齿轮螺旋角应力集中系数.齿数法面模数齿形系数，可按当量齿数在图.中查得重合度影响系数，.齿宽系数斜齿，取。
图.齿形系数图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档齿轮，许用应力在范围，即，档倒档直齿轮许用应力在，即。
档主从动齿轮弯曲应力档主动齿轮弯曲应力.档从动齿轮弯曲应力.二档主从动齿轮弯曲应力二档主动齿轮弯曲应力.二档从动齿轮弯曲应力.三档主从动齿轮弯曲应力三档主动齿轮弯曲应力.三档从动齿轮弯曲应力.四档主从动齿轮弯曲应力四档主动齿轮弯曲应力.四档从动齿轮弯曲应力.常啮合主从动齿轮弯曲应力常啮合从动齿轮弯曲应力.常啮合主动齿轮弯曲应力.倒档主从动齿轮弯曲应力倒档主动齿轮弯曲应力.倒档从动齿轮弯曲应力轮齿接触应力计算轮齿接触应力
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