【正文】 =（7） 確定副變速箱常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)（=25）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 ==常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 = =得=，==21，=35，則：==≈對常嚙合齒輪進行角度變位：理論中心距 =端面壓力角 tan=tan/cos= =176。九擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 = =齒頂高 = = 式中：= =齒根高 = =齒全高 =齒頂圓直徑 = =齒根圓直徑 = =（3）十擋齒輪為斜齒輪，初選=20176。= =517/176。 齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的?；?5176。其取值范圍是：～～；～。 ②滿足附著條件。商用車變速器采用4～5個擋或多擋。這種方案比較有效，應用較多。 自動脫擋由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導致自動脫擋。（a）直齒滑動齒輪換擋 （b）嚙合套換擋 （c）同步器換擋 換擋機構形式 換擋機構形式、嚙合套和同步器換擋三種形式。倒檔結構方案的選擇，應根據(jù)其它檔布置情況。因此設計的變速器采用中間軸式[6]。 變速器的徑向尺寸兩軸式變速器的前進擋均為一對齒輪副，而中間軸式變速器則有二對齒輪副。工作可靠；（6）汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；（7）變速器應當有高的工作效率；（8）變速器的工作噪聲要低。預計今年進行裝車試驗。無級變速器結構比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。傳統(tǒng)結構三軸式變速器的最大容量：檔位數(shù)一般最多蛤能布置到6個前進檔和一個倒檔，最大輸出扭矩約為8400Nm。隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，今后要求汽車車型的多樣化、個性化、智能化已成為汽車的發(fā)展趨勢。變速器的結構除了對汽車的動力性、經(jīng)濟性有影響同時對汽車操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。而組合機械變速器的組成是在傳統(tǒng)變速器（稱主箱）后部（或前部）加裝一個副變速器（稱副箱，一般為兩檔），將主箱的檔位數(shù)增加一倍，所增加檔位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘積，而齒輪對數(shù)小于檔位數(shù)，因此箱體尺寸大為縮小，軸的長度減短，剛度增大，并且增大了變速器的容量。目前，國內變速器廠商都向著無級變速器和自動變速器方向發(fā)展，國內現(xiàn)已有好幾款轎車已經(jīng)應用上無級變速器，而重型多擋位汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開。 齒輪無級變速器（Gear Continuously Variable Transmission）這是一種全新的設計思想，是利用齒輪傳動實現(xiàn)高效率、大功率的無級變速傳動。副箱采用一對直接檔齒輪傳動和一對減速檔齒輪傳動并采用鎖銷式同步器來改變傳動比 。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉速；齒輪強度計算及檢驗；變速器軸設計計算。 變速器的傳動效率兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動比，但仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。(a) 小客車常用 (b) 直齒滑動嚙合四擋 (c) 多數(shù)五擋采用 (d) c方案的改進 (e) 前進擋常嚙合 (f) 前進擋常嚙合 (g) 一、倒擋各用一跟撥叉軸。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的質量和轉動慣量增大。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。（3）將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2176?！∮饶峥?764基本參數(shù)整備質量最大總質量最高車速最大爬坡度最大功率最大扭矩輪胎變速器擋數(shù)后橋速比9055kg25000kg90km/h30%19112 擋數(shù)近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢?！?，其他商用車則更大。 模數(shù)對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。、16176。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。其余擋斜齒輪螺旋角24176。一擋傳動比為 為了求，,的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 ==即==5617=39對中心距進行修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。八擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 = =齒頂高 = = 式中：= =齒根高 = =齒全高 =齒頂圓直徑 = =齒根圓直徑 = =（2）九擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=18176。低速檔傳動比為 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，初選=25176。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。）；—應力集中系數(shù)，=；—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得；—齒寬系數(shù)=—重合度影響系數(shù)，=。= = =100～250MPa = =100～250MPa 輪齒接觸應力 （）式中：—輪齒的接觸應力（MPa）；—計算載荷（）；—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點處壓力角（176。第5章 變速器軸和軸承的設計計算變速器在工作時承受著轉矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。第二軸 mm故第二軸的長度可初選為438mm軸徑的選擇還需根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標準以及軸的剛度和強度驗算結果進行修正。驗算時可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計算轉矩為發(fā)動機的最大轉矩。（3）中間軸的應力計算 在水平方向 = 在彎矩和轉矩的聯(lián)合作用下　　　　　　　　　 =故中間軸上的軸應力為 所以中間軸強度合格。常嚙合齒輪副的撓度不必計算，因為距離支撐點較近，符合較小，撓度值不大。中間軸剛度的校核（1）中間軸撓度的計算和校核中間軸在垂直面內的撓度為 =得中間軸在水平面內的撓度為： =故軸的全撓度為： =所以中間軸的撓度合格。－考慮載荷性質引入的載荷系數(shù)，對汽車來說。第6章 同步器和操縱機構的設計及格選用 同步器的設計同步器使變速器換擋輕便、迅速，無沖擊，無噪聲，且可延長齒輪使用壽命，提高汽車的加速性能并節(jié)省燃油。掛擋時，在軸向力作用下摩擦元件相靠，在慣性轉矩作用下產(chǎn)生摩擦力矩，使被結合的兩部分逐漸同步；鎖止元件用于阻止同步前強行掛擋；彈性元件使嚙合套等在空擋時保持中間位置，又不妨礙整個結合和分離過程。在慣性式同步器中b彈性元件的重要性僅次于摩擦元件和鎖止元件，它用來使有關部分保持在中立位置的同時，又不妨礙鎖止、解除鎖止和完成換擋的進行。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并滑塊予以定位。尺寸a應等于1/4接合齒齒距。預留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦面會因摩擦而磨損，并在接下來的換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。尺寸a應等于1/4接合齒齒距。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應當選用耐磨性能良好的材料。由黃銅合金與鋼材構成的摩擦 。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存在于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。 設計得越大，則摩擦力矩越大。 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。鎖止角 鎖止角選取得正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換擋。其轉動慣量的計算是：首先求得各零件的轉動慣量，然后按不同擋位轉換到被同步的零件上。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。撥叉軸9和10的兩端均支承于變速器蓋的相應孔中，可以軸向滑動。為了保證變速器在任何情況下都能準確、安全、可靠地工作，對變速器操縱機構提出如下要求：保證變速器不自行脫擋或掛擋，在操縱機構中。三四擋撥叉2的上端具有撥塊。遠距離操縱手動換擋變速器平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅動汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換擋手力經(jīng)過這些轉換機構才能完成換擋功能。 變速器操縱機構的設計 變速器操縱機構的要求及分類根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋。同步時間 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。原則上是在可能的條件下，盡可能將取大些。（2）、錐面半錐角。摩擦因數(shù)大，則換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設計工作帶來困難。（3）、鎖銷轉動距離c 鎖銷在滑動齒套鎖銷孔中的轉動距離影響分度尺寸鎖銷直徑、鎖銷轉動距離c與銷孔直徑e之間的關系如下e=d+2c 鎖銷轉動距離與接合齒齒距的關系如下 式中：－鎖銷軸向移動后的外半徑（即摩擦錐環(huán)外半徑）；－接合齒分度圓半徑。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設計不當而影響同步器壽命。（3）滑塊轉動距離c （圖65）滑塊在鎖環(huán)缺口內轉動距離c影響分度尺寸a。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。鎖止元件位于滑動齒套3的圓盤部分孔中做出的錐形肩角和裝在上述孔中、在中部位置處有相同角度的斜面鎖銷4。常壓式同步器結構雖然簡單，但又不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相同）換檔的缺點，現(xiàn)已很少使用。則軸承的使用預期使用壽命可按汽車以平均車速行駛至大修前的總行駛里程S來計算： 式中的汽車平均車速可取 。一般是根據(jù)布置并考慮軸的受力情況，按國家規(guī)定軸承的標準選定，再進行其使用壽命的驗算。 計算時，僅計算齒輪所在位置處的撓度和轉角。變速器第二軸的剛度最小，～。在求取支點的垂直面和水平面內的反力后，計算相應的垂向彎矩、水平彎矩。圖 齒輪和軸上的受力簡圖第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內徑確定。設計變速器軸時，其剛度大小應以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。）；—齒輪材料的彈性模量（MPa）；—齒輪接觸的實際寬度(mm)；、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、斜齒輪；、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。（1）計算七擋齒輪11，12的彎曲應力 ，=39，=17，=，=，=，=，=176。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25