【正文】 厚????2=79???? ????2=90???? ????2=80????；端面齒厚 ；當量齒數(shù) ?！?9????；齒根圓直徑????1=??1+2???=63+2≈68????；法面齒厚????1=??1?2???=63?2≈56????；端????1=(??2+2??4????????)????=（ ??2+2（ ?） tan20176。（法面）模數(shù) ???? 端面模數(shù) ???? ????=????/????????≈齒寬 19（p= s+e）法面齒距 ???? ????=??????=????端面齒距 ???? ????=????/????????≈????法面基圓齒距 ?????? ??????=????????????≈????法向齒頂高系數(shù) ?????? 1法面頂隙系數(shù) ????? 端面變位系數(shù) ???? ????=??????????齒頂高 ??? ???=(????+??)????齒根高 ??? ???=(????+????????)????分度圓直徑 d ??=??????/????????基圓直徑 ???? ????=????????????齒頂圓直徑 ???? ????=??+2???齒根圓直徑 ???? ????=???2???法面齒厚 ???? ????=(??2+2??????????） ????端面齒厚 ???? ????=(??2+2??????????????） ????當量齒數(shù) ???? ????=??/??????3??（1）齒輪 1齒輪 1 齒數(shù) ,變位系數(shù) ，所以其端面變位系數(shù)??1=23 ??4=?；齒頂高????4=??4????????=???????25176。齒輪 13 示意圖： 2 斜齒輪的參數(shù)及幾何尺寸名稱 符號 參數(shù)、計算公式螺旋角 ?? 25176。齒輪 10 示意圖：齒輪 9 的齒數(shù) ，那么分度圓直徑： ；齒頂圓??9=38 ??9=38=95????直徑： ；齒根圓直徑： 。齒頂高系數(shù)：，頂隙系數(shù)：。齒根圓直徑： ????17=116????， ????12=(17?2?2)=33????。所以，單個齒輪沒有節(jié)圓直徑一說，只有兩齒輪嚙合，才會形成節(jié)點和節(jié)圓。1 標準直齒輪傳動幾何尺寸計算公式及本設計已知參數(shù)名稱 代號 小齒輪 大齒輪模數(shù) ????(??) 壓力角 ?? 20176。????≈??； ；mmzrz ???????。????≈7121??； ；mmzrz ???????。????≈3800??。????≈4300??已知，一擋齒寬 ， 而??1=20??2=31，； ????=????sin????????2??=??????1sin??2??????2?? ≈????；那么，mzmrnb ????????????=??????(1????+1????)= 4300??105??????20 （ ????+ ????）≈1000??????。齒輪螺旋角 ；所以 。式中， 為輪齒接觸應力（MPa） ；F 為齒面上的法向力????=??????(1????+1????) ????（N） ， ， 為圓周力， , 為計算載荷（） ，1/cosF?????1 ??1=2????/?? ????d 為節(jié)圓直徑（mm） ； 為節(jié)點處的壓力角（176。此時齒輪σ ??339。彎曲 σ ??339。=??????變形系數(shù) 。=2?? ??cos????????????3????????????= 2284400??????25176。3419≈曲應力在 180～350MPa 之間，滿足要求。??6=25??6??= 25??????325176。彎曲應 σ ??239。校核：常嚙合齒輪計算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 ，???? ??????????已知 ，齒寬 。 ??1 ??1=2????/??????d 為節(jié)圓直徑（mm）, ,法向模數(shù) ，z 為齒數(shù)，斜齒輪螺??=(??????)/cos?? ????=旋角 ； 為應力集中系數(shù)，可近似取 ； b 為齒寬（mm） ；t 為法向??=25176。參考《汽車設計》中，斜齒輪彎曲應力 的計算公式： 。=??????求。????=????????????2??1=211?????3123≈?????因為本變速器的齒輪取第一軸一檔齒輪的齒寬為 20mm，即 ,模數(shù)??1=20????初步選定為 ，而齒形系數(shù) y 與齒數(shù) Z 的關系如下圖表示： z(齒形系數(shù)圖 yz)圓周力 ， ，主動齒輪摩擦力影響??1=2??????=2=??????=系數(shù) ，一擋主動齒輪齒寬 b=20mm=，端面齒距????=。 齒輪彎曲強度計算1 直齒輪彎曲應力 的計算σ w參考《汽車設計》中，直齒輪彎曲應力 的計算公式： 。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級。齒面膠合是指相嚙合點兩齒面，在高壓下直接接觸發(fā)生粘著，同時隨著兩齒面的切向相對滑動，使金屬從齒面上撕落而形成的一種比較嚴重的粘著磨損現(xiàn)象。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。時， 。除了圓錐齒輪有時采用切向變位 外，???? ????圓柱齒輪一般只采用徑向變位。根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。對于高檔齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和小的齒輪副應該采用正角度變位。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。=12????(??10+??13)=(23+15)=????而倒檔軸與第二軸的中心的距離：??39。??13=15而通常情況下，倒檔軸齒輪 10 的齒數(shù)，一般在 21～23 之間。????5=??2??1??3??4=31231935≈5 各擋實際傳動比一檔實際傳動比 ，二檔實際傳動比 ，三檔實際傳動比????1= ????2=，四檔實際傳動比 ，五擋實際傳動比 。????3=??2??1??5??6=31232925=3 四擋齒數(shù)及其傳動比的確定四擋傳動路線如上圖所示，四檔實際傳動比 , ????4=4 五擋齒數(shù)及其傳動比的確定五擋傳動路線如上圖所示，五檔傳動比 所以????5=??2??1??3??4=。????2=??2??1??7??8=31233321=2 三擋齒數(shù)及其傳動比的確定三擋傳動路線如上圖所示，三檔傳動比 ,所以????3=??2??1??5??6=。????1=??2??1??11??12=31234317= 確定其他檔位的齒數(shù) 1 二擋齒數(shù)及其傳動比的確定二擋傳動路線如上圖所示，二檔傳動比 ,所以????2=??2??1??7??8=。但是本設計初步求出的齒數(shù)和 恰好是正????數(shù)，不用圓整，因此中心距 A 沒有變化，A=75mm。一檔傳動比: 。本變速器的齒輪取第一軸一檔齒輪的齒寬為 20mm,第五擋齒輪的齒寬為 17mm，其余齒輪的齒寬都取 19mm。4 齒寬 b在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力均勻程度均有影響。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。2 壓力腳 的選定α國家規(guī)定的標準壓力角為 20176。應當指出，選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：在變速器中心距相同的條件下選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒輪寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲。參考《汽車設計》 （王望予主編） ，乘用車變速器中心距在60～80mm 范圍內變化，其中發(fā)動機前置后輪驅動（FR）乘用車中心距變化范圍多在 70～80mm。目前乘用車 1 擋的傳動比范圍在 ～ 之間， ≥????1≥初步選取 。+sin16176。????5= （）??????????=????????????????????0式中： ——最高車速,?????????? ??????????=223????? ——發(fā)動機最大功率轉速???? ——車輪半徑, =?? r ——變速器最高擋傳動比?????????? ——主減速器傳動比 ??0??0=????????????????????????????=(3000~4500)223 ≈～ 本設計初步選定 ??0=2 變速器最大傳動比 的選擇：????1(1) 變速器最大傳動比 需要滿足最大爬坡度????1根據(jù)汽車行駛方程式 （）dtumGiuACGfriTaDTg ?????20emax15.汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 （） ??sin co0emax GfriTTg??即， ()??TtqgifGi?01snco??式中： — 汽車質量， m=1545Kg； —重力加速度， ； g=10m/??2G — 作用在汽車上的重力， ；??=????=15450?? —發(fā)動機最大轉矩， ；?????????? ??????????=211????? —主減速器傳動比， ；0i ??0= —傳動系效率， =%；T?T? —車輪半徑， =；rr —滾動阻力系數(shù)，參考《汽車理論》中輪胎的滾動阻力系數(shù)圖，f初步選定 。1 變速器最高擋傳動比 的選擇：ig5本設計初步確定此變速箱五擋為超速擋,傳動比大多數(shù)為 ～；四擋為直接擋，即 。 傳動比的確定本設計以 2022 年奔馳 C180K 經典型小轎車為參考因數(shù)，初步選定傳動比。綜上所述，本設計的變速器前進擋均使用鎖環(huán)式同步器；倒擋采用嚙合套輔助換檔。這不但改善了同步效能，增加了可靠性，而且使換擋 力大為減小。軸向尺寸大是它的缺點。(1) 鎖環(huán)式同步器：它工作可靠，零件耐用，但因結構布置上的限制，彎矩容量不大，齒面磨損大，易失效。慣性式同步器依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。慣性增力式同步器能可靠的保證只在同步狀態(tài)下?lián)Q擋。 同步器的選擇同步器一般有常壓式、慣性式和增力式三種，其中，慣性式同步器較為常用。與直齒圓柱齒輪相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運行平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，缺點是制造復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利，但這個缺點可以在進行軸的載荷計算時予以平衡。 。前置后驅的安排也使發(fā)動機、離合器和變速器等總成臨近駕駛室，簡化了操縱機構的布置和轉向機構的結構，更加便于車輛的保養(yǎng)和維修。與發(fā)動機前置，前輪驅動相比，發(fā)動機前置，后輪驅動（簡稱：發(fā)動機前置后驅,FR）有明顯的優(yōu)點：操控性好。三軸式變速器除有第一軸、第二軸外，還增設了中間軸。 固定軸式變速器應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。變速傳動機構的主要作用是改變轉矩和轉速的數(shù)值和方向；操縱機構的主要作用是控制傳動機構，實現(xiàn)變速器傳動比的變換，即實現(xiàn)換檔，以達到變速變矩。如在低速時，讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時，讓傳動比小的齒輪副工作。 如 果 愿 意 以 較 高 成 本 使 用 自 動 手 排 ， 則 可 以 兼顧 自 排 的 方 便 性 及 手 排 的 高 效 率 。 一 般 來 說 ， 手 動 變 速 器 的 傳 動 效 率 要 比 自 動 變 速 器 的 高 ， 因 此 駕 駛 者 技術 好 ， 手 動 變 速 的 汽 車 在 加 速 、 超 車 時 比 自 動 變 速 車 快 ， 也 省 油 。半自動操縱式變速器有兩種形式。目前轎車和輕、中型載貨汽車變速器的傳動比通常有 3～5 個前進檔和 1 個倒檔，而所謂的變速器擋數(shù)，均指前進檔位數(shù)。此外，本設計的特點是用采用慣性式同步器，可從結構上保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以避免齒間沖擊和噪聲，以使本次設計的產品換擋平順、操縱輕便、故障率低、可靠性高。本設計采用中間軸式變速器，與國內同類型產品相比該變速器具有兩個突出的優(yōu)點：一是其直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最?。欢窃邶X輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。自動操縱式變速器的傳動比選擇是自動進行的，即檔位的變換是借助反映發(fā)動機負荷和車速的信號系統(tǒng)來控制換檔系統(tǒng)的執(zhí)行元件來實現(xiàn)的，駕駛員只需操縱加速踏板即可控制車速。手動變速在操縱時必須踩下離合，方可撥得動變速桿。 維 修 保養(yǎng) 上 會 比 自 動 變 速 箱 便 宜 。簡單的說，變速箱內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換檔行為，也就是通過操縱機構使變速箱內不同的齒輪副工作。 變速器結構方案及其布置方案的確定 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇變速箱由變速傳動機構和變速操縱機構兩部分組成。設計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要求，確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經濟性都有重要的直接影響。通常