【正文】 ??? nn m aay 0 .2 0∑ ????? nyxy 分度圓直徑 : cos 99 ?? ?Zmd nmm c os 1010 ?? ?Zmd nmm 齒頂高： )( 9*9 ????? nana myxhh mm )( 10*10 ????? nana myxhh mm 畢業(yè)設計（論文）報告紙 29 齒根高 : ???? nanf mxchh )( 9**9 ???? nanf mxchh )( 10**10 全齒高 : 。cos ? 解得 39。 端面嚙合角： aa nt ?? cos39。?t? ? 查表得變位系數和： ∑x =0 7x = ∑8 ?????? xxx 畢業(yè)設計（論文）報告紙 28 .20039。39。 ??? nn m aay 0 .2 0∑ ????? nyxy 分度圓直徑 : cos 55 ?? ?Zmd nmm cos 66 ?? ?Zmd nmm 齒頂高： )( 5*5 ????? nana myxhh mm )( 6*6 ????? nana myxhh mm 齒根高 : ???? nanf mxchh )( 5**5 ???? nanf mxchh )( 6**6 全齒高 : 25555 ??? fa hhh mm 6 .1 2 5666 ??? fa hhh mm 齒頂圓直徑 : 6 6 .3 22555 ??? aa hddmm 9 7 .6 92 666 ??? aa hdd mm 齒根圓直徑 : 5 4 .0 72 555 ??? ff hdd mm 8 5 .4 42 666 ??? ff hdd mm 當量齒數 : 28 .15c os 355 ?? ?ZZ v 43 .52c os 366 ?? ?ZZ v ④四 檔齒輪變位后的參數： 角度變位后的端面壓力角 ： t?tan =??costan n 所以 ?t? 。cos ? 解得 39。 端面嚙合角：aa nt ?? cos39。?t? ? 查表得變位系數和： ∑x = 3x = .2 13∑4 ?????? xxx 39。39。 ??? nn m aay 0 .0 6 5∑ ???? nyxy 分度圓直徑 : cos 11 ?? ?Zmd nmm c os 22 ?? ?Zmd nmm 齒頂高 ： 3 .6 2)( 1*1 ???? nana myxhhmm )( 2*2 ????? nana myxhh mm 圖 23 選擇變位因數線圖（ ? = ?02 ， ha*=1） 畢業(yè)設計（論文）報告紙 26 齒根高 : ???? nanf mxchh )( 1**1 ???? nanf mxchh )( 2**2 全齒高 : 2111 ??? fa hhh mm 6 .0 0 9222 ??? fa hhh mm 齒頂圓直徑 : 4 0 .0 42111 ??? aa hddmm 1 2 3 .4 2 82 222 ??? aa hdd mm 齒根圓直徑 : 11 1 ??? ff hddmm 1 1 1 .4 12 222 ??? ff hddmm 當量齒數 : 14cos 311 ?? ?ZZv c os 322 ?? ?ZZ v ②二檔齒輪變位后的參數： 角度變位后的端面壓力角 ： t?tan =??costan n 所以 ?t? 。cos ? 解得 39。 端面嚙合角： aa nt ?? cos39。 由該線圖選擇的 ∑x 并分配的 1x 、 2x 可保證： （ 1）加工時不產生根切； （ 2）齒頂厚 msa ? ； （ 3）端面重合度 ≥εa ； （ 4）嚙合時不發(fā)生齒廓干涉； （ 5）兩輪最大滑動率接近或相等。圖中陰影區(qū)以內為許用區(qū)，各射線為等嚙合角線。 得： 一檔時： 5 5 5 . 2 2 N m0 .9 90 .9 63 .7 6 91551m a xm a x1 ?????? 離原 ?? gge iTT 5 3 5 . 6 3 N m0 .9 90 .9 63 .6 3 61551m a xm a x1 ?????? 離?? gge iTT 畢業(yè)設計（論文）報告紙 23 扭矩變化率 %100%m a x1m a x1m a x1m a x11 ?????原原TT TT? 二檔時： 3 0 8 . 6 2 N m0 .9 90 .9 62 .0 9 51 5 52m a xm a x2 ?????? 離原 ?? gge iTT 2 9 4 .6 2 N m0 .9 90 .9 621 5 52m a xm a x2 ?????? 離?? gge iTT 扭矩變化率 %100%m a x2m a x2m a x2m a x22 ?????原原TT TT? 三檔時： 2 1 1 . 1 0 N m0 .9 90 .9 61 .4 3 31 5 53m a xm a x3 ?????? 離原 ?? gge iTT 2 2 7 . 6 0 N m0 .9 90 .9 61 .5 4 51553m a xm a x3 ?????? 離?? gge iTT 扭矩變化率 %100%m a x3m a x3m a x3m a x33 ?????原原TT TT? 四檔時： 1 5 8 . 9 5 N m0 .9 90 .9 61 .0 7 91 5 54m a xm a x4 ?????? 離原 ?? gge iTT 1 7 0 . 0 0 N m0 .9 90 .9 61 .1 5 41554m a xm a x4 ?????? 離?? gge iTT 扭矩變化率 %100%m a x4m a x4m a x4m a x44 ?????原原TT TT? 五檔時： 1 2 5 . 3 6 N m0 .9 90 .9 60 .8 5 11 5 55m a xm a x5 ?????? 離原 ?? gge iTT 1 2 7 . 7 2 N m0 .9 90 .9 60 .8 6 71555m a xm a x5 ?????? 離?? gge iTT 扭矩變化率 %100%m a x5m a x5m a x5m a x55 ?????原原TT TT? 畢業(yè)設計（論文）報告紙 24 對以上計算的數據繪制表格，如圖 22所示 綜上可以看出 ，一、二檔時，扭矩稍有減小， 三、四檔時扭矩增大率較大，保證了在三、四檔速度較高的情況下，仍然具有較好的加速性能，考慮到速騰 （ Sagitar）的定位，其消費者為國內一、二、三線城鎮(zhèn)的群體，加上現階段城鄉(xiāng)交通道路的大量完善，所以，即使一、二檔的扭矩較原 MQ200 稍微小一點點，但結合現在的交通路況，本次設計所選用的傳動比 是合理的。m ； gii —— 變速器 i 擋傳動比； g? —— 變速器傳動效率，取 96%； 離? —— 離合器傳動效率，取 99%。m 。 （ 1）傳動比的對比 修正后的傳動比的 對比如表 25 所示 表 25 傳動比分配對照表 檔位 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 倒檔 原減速器傳動比 修正后傳動比 （ 2） 傳動比變化前后 扭矩 變化定量 對比 通過提高低檔的利用率，適當縮小低檔傳動比之間的差距，通過以下經驗公式可以計算變速器在每個檔位下的輸出扭矩。111219121119 ??? ZZZZZZiR 所以，經計算修正后齒輪的傳動比如表 24所示 畢業(yè)設計（論文）報告紙 22 表 24 修正后的傳動比 檔位 一 二 三 四 五 倒檔 傳動比 2 新修正傳動比前后工況比較 正如前所述，根據我國公路交通和城市道路交通的基本國情，本著節(jié)約能源和減少汽車尾氣排放的原則下，通過改變變速器的參數來改善汽車的排放和經濟水平。a )( 191239。 倒檔齒輪 19Z 的齒數一般在 21～ 23之間， 初選 11Z 后，可以計算出動力輸入軸和倒檔軸的中心距 a 。 。 ； 三、 四、五檔中心距 75 .5022c os2 os2 )(c os2 )( 1098739。 所以 修正后 畢業(yè)設計（論文）報告紙 21 一、 二 檔 中心距 75 .6022c os2 os2 )(c os2 )( 432139。一、二、三、四、五擋選用斜齒輪，倒擋選用直齒輪。本變速器齒輪的齒頂高系數也采用 。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為齒輪上受到的載荷集中作用到齒頂上面，所以曾采用過齒頂高系數為 ～ 的短齒制齒輪。 ha* 畢業(yè)設計（論文）報告紙 19 齒頂高系數對重合度、齒輪強度、工作噪聲、齒輪相對滑動速度、齒根切和齒頂厚度等 皆 有影響。 ； 本變速器 一、二、三 、四、五 檔 螺旋角 初選 為 22176。 ； 中間軸式變速器為 22176。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用： 乘用車變速器：兩軸式變速器為 20176。 時，其抗彎強度驟然下降 ， 而接觸強度仍繼續(xù)上升。因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意到它對齒輪工作噪聲、輪齒的 強度和軸向力 的 影響。 對于模數相同的各檔齒輪，檔位低的齒寬系數取得稍大。 所以， 通常根據齒輪模數 m(mm)的大小來選定齒寬： 直齒： mb d?? ， d? 為齒寬系數，取為 ～ ； 斜齒： ndmb ?? ， d? 取 ～ ； 采用嚙合套或同步器換檔時，其接合齒的工作寬度初選時可取為 2～4mm。齒寬 過 窄還會使齒輪的工作應力增加。考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺小和減小質量， 應該 選用較小的齒 寬。同步器的接合齒壓力角為 30186。必須指出，齒輪采用小壓力角和小模數時，除必須采用大的齒高系數外，還應采用大圓弧齒根，這樣可以提高彎曲強度在 30%以上。 壓力角。、 30186。嚙合套或同步器的接合齒壓力角 20186。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為 20 186。、 16186。 時強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為 25 時強度最高。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為 28186。 綜合以上可得， 一、二 檔 、倒檔 齒輪的模數定為 ，三 、 四 、 五檔模數為 。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數都取相同轎車和輕型貨車取 2～。 表 22 汽車變速器齒輪法向模數 車型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車 最大總質量 am /t ＞ V≤ ＜ V≤ ＜am ≤ am ＞ 模數 nm /mm ～ ～ ～ ～ 表 23 汽車變速器常用齒輪模數 （摘自 GB/T13571987） 一系列 二系列 — 選用時，應優(yōu)先選用第一系列，括號內的模數盡可能不用。例如，可以利用下列經驗公式初選模數： 畢業(yè)設計（論文）報告紙 17 第一軸常嚙合齒輪模數 nm 3 en Tm ? mm，其中 maxeT =155N選取齒輪模數時一般 要遵守的原則是如下： （ 1） 在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數，就可以增加齒輪的齒數，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減 小 模數，同時增加齒寬； （ 2） 為使質量小些，應該增加模數，同時減小齒寬； （ 3） 從工藝方面考慮，各檔齒輪