【正文】 =28，=29，=，=，=，=，=176。= ==100～250MPa ==100～250MPa（3）計算九擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力=34，=24， =，=，=，=，=176。（1）計算七擋齒輪11，12的彎曲應(yīng)力 ，=39，=17，=，=，=，=，=176。）；—應(yīng)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)，=。計算倒擋齒輪13，14，15的彎曲應(yīng)力 =38，=10，=16，=，=，=，=，= =400～850MPa ==400～850MPa = = 400～850MPa斜齒輪彎曲應(yīng)力式中：—計算載荷（N第一軸： ==102598%96%=中間軸 ： ==96%99%32/24=第二軸 ： ==39/17= ==37/21= ==34/24= ==31/27= ==28/29= === 第二軸是主變速器輸出軸也是副變速器輸入軸。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。端面嚙合角 變位系數(shù)之和 = =查變位系數(shù)線圖得： 計算精確值 常嚙合齒輪參數(shù)：分度圓直徑 = =齒頂高 =（1++）5= =（+）5= 式中：=（）/5= =+= 齒根高 =（1+）5= =（1++）5=齒全高 =齒頂圓直徑 = =齒根圓直徑 = = 本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。= =513/176。低速檔傳動比為 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，初選=25176。端面嚙合角 == 變位系數(shù)之和 =查變位系數(shù)線圖得： = ==精確值=十一齒輪4參數(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 = =（5） 確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。 = = 得=，= 取整=31，=27 = =≈=對十擋齒輪進行角度變?yōu)椋豪碚撝行木? =端面壓力角 tan=tan/cos= =176。端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 =查變位系數(shù)線圖得： = =計算精確值： =176。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。 == ==得=，==37，=21則，==≈=對八擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =端面壓力角 tan=tan/cos =176。=齒頂高 = = 式中：=（）/5= ==齒根高 = =齒全高 =齒頂圓直徑 = =齒根圓直徑 = = 確定常嚙合傳動齒輪 取 ==常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 = =得=，==24，=32，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。對七擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos= = 嚙合角 ： cos== =變位系數(shù)之和 =查變位系數(shù)線圖得： 計算精確值：A= 計算七擋齒輪112參數(shù)：分度圓直徑 =539/176。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(yīng)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)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 齒輪傳動方案。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm。其余擋斜齒輪螺旋角24176。～26176。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。設(shè)計時，應(yīng)力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。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。所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。等大些的壓力角。等小些的壓力角；對商用車，176。、16176。 壓力角理論上對于乘用車，176。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。 模數(shù)對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。則：式中：—變速器中心距（mm）；—中心距系數(shù)，多檔變速器：=～；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（）；—變速器一擋傳動比， =；—變速器傳動效率，取96% ；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，= 。 根據(jù)汽車行駛方程式 汽車以一擋在無風、瀝青混凝土干路面行駛，公式簡化為 即，式中：G—作用在汽車上的重力，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=；—主減速器傳動比，=—傳動系效率，=%；—車輪半徑，=；—滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=；—爬坡度，取=176。～，～，其他商用車則更大。本設(shè)計采用十二擋變速器。～，～。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個擋?！∮饶峥?764基本參數(shù)整備質(zhì)量最大總質(zhì)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。 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇及齒數(shù)的分配滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力，（c）所示。（3）將接合齒的工作面設(shè)計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2176。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：(a) 接合齒位置錯開 (b) 齒厚切薄 (c) 工作面加工成倒錐角 防止自動脫擋的措施（1）將兩接合齒的嚙合位置錯開。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。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(yīng)用。嚙合套換擋不能消除換擋沖擊，而且要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。直齒滑動齒輪換擋要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)（如兩腳離合器）才能使換擋時齒輪無沖擊；換擋行程長，換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。一擋、二擋和倒擋齒輪用直齒，其他擋齒輪用斜齒輪。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(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。. 零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。力求位置合理并縮短變速器的軸向長度。.為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，；缺點是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器蓋中的操縱機構(gòu)復雜一些。(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。倒擋布置應(yīng)注意以下幾點：（1）倒擋齒輪在非工作位置時，不得與第二軸的齒輪有嚙合現(xiàn)象；（2）換入倒擋時不得與其他齒輪發(fā)生干涉；（3）倒擋軸在變速器殼體上的支承不得與與中間軸的齒輪相碰。轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，而中、重型載貨汽車則多采用中間軸式變速器。 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。中間軸式變速器的各前進擋，均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命較接近。因此，對于相同的傳動比要求，中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。 第2章 變速器傳動機構(gòu)布置方案 結(jié)構(gòu)工藝性兩軸式