中间轴式变速器课程设计.docx

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1、中间轴式变速器课程设计第一章 变速器传动机构布置方案 1.1变速器传动方案的选择与分析 机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。变速器传动方案分析与选择 机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。 其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点

2、是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。 而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。 对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同5。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速

3、和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 综上所述，由于此次设计的汽车为：中间轴式五档商用车 1.2 倒档方案的确定 倒档布置选择方案适用于全部齿轮均为常啮合的齿轮，换挡轻便。如下图 1.3换挡操纵装置方案的确定 倒档设置在变速器左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂到当时驾驶员移动变速杆的方向改变了，为防止无挂倒档，一般在挂倒档时设有一个挂到当时克服弹簧所产生的力，来提醒驾驶员本次设计选的变速器档杆换挡位置与顺序如下图： 1

4、.4变速器总传动方案的确定 由以上的内容可以基本设计出档位布置，如下图： 1-一轴常啮合齿轮 2-中间轴常啮合齿轮 3-二轴四挡齿轮 4-中间轴四挡齿轮 5-二轴三挡齿轮 6-中间轴三挡齿轮 7-二周二挡齿轮 8-中间轴二挡齿轮 9-二轴一挡齿轮 10-中间轴一挡齿轮 11-二轴倒挡齿轮 12-中间轴倒挡齿轮 13-倒挡中间齿轮。 第二章 变速器的设计与计算 2.1汽车基本参数的确定 商用车 最高车速(km/h) 95 总质量 4000 额定功率(kW) 62.5 最大功率转速(r/min) 3350 最大转矩(Nm) 196 最大转矩转速(r/min) 1850 轮胎 6.50R20 2.2

5、主要参数的选择和计算 2.2.1挡数的确定 不同类型的汽车的档数也不是相同的，主要决定于汽车的类型 燃油经济性 总质量等等。轿车轿车变速器传动比变化范围较小，过去常采用三个或四个挡位。但近年来为了提高燃油经济性多采用五个挡。轻型货车变速器总质量在3.5t以下多用四档，为了降低油耗经常也会增加一个挡位总质量在3.5t10t多用五档变速器；大于10t的汽车用六个或者个更多挡位的变速器。 本次设计汽车为商用车 总质量为4t 所以档数初选为五个挡位 2.2.2. 传动比范围 变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.

6、70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其它商用车则更大。 本设计最高档传动比为1。 2.2.3.变速器各档传动比的确定 1）确定主减速器传动比的 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为12： ua=0.377rnigi0式中： ； ua汽车行驶速度； n 发动机转速； r 车轮滚动半径ig 变速器传动比； i0 主减速器传动比。 已知：最高车速uamax=vamax=95

7、km/h；最高档为超速档，传动比ig=0.78；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格6.50R20得到r=420(mm)；发动机转速；由公式得到主减速器传动比计算公式： n=np=3350nr33504210-2i0=0.377=0.377=5.58 igua1952）最抵档传动比计算 按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角amax坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力13。用公式表示如下： Gfcosamax+Gsinamax 式中： Temaxi0ightrG 车辆总重量(N)； f 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面=0.010.02)； Temax发动机

8、最大扭矩(Nm)； i0 主减速器传动比； ig 变速器传动比； ； ht 为传动效率R 车轮滚动半径； amax最大爬坡度 由公式得： ig1 已知：m=4000kg；f=0.015；amax=16.7o；r=0.42m；Temax=196 Nm；(Gmcosamax+Gsinamax)rTemaxi0hti0=5.58；g=9.8m/s；ht=0.88，把以上数据代入式： (40009.80.015cos16.7o+40009.8sin16.7o)0.42ig1=4,73 1965.580.962满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： Temax

9、i0ig1htrGj ig1式中： GjrTemaxi0ht； G驱动轮的地面法向反力，G=0.7m1gj 驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面j可取0.50.6之间。 已知：前轮轴荷m1=1300kg；j取0.6，把数据代入式得： ig140009.80.750.60.427.06 1965.580.96所以，一档转动比的选择范围是： 4.73ig17.06 初选一档传动比为6。 3）变速器各档速比 按等比级数分配其它各档传动比，即： i1i2i3i4i6=q q=41=4=1.565 i51i2i3i4i5i16.0=3.834q1.565i3.834i3=2=2.449 q1.

10、565i2.449i4=3=1.564q1.565i2=2.2.4.中心距的选择 中间轴式变速器初选中心距可根据经验公式计算14： A=KA3Temaix1hg 式中： A 变速器中心距； KA 中心距系数，商用车KA=8.69.6； m）； Temax发动机最大输出转距为196319660.96=10.41=89.54899.936mm 轿车变速器的中心距在8697mm范围内变化。 也可以由发动机最大转矩来确定 A=KA3Temax 式中： A 变速器中心距； KA 中心距系数，商用车KA=1619； m）； Temax发动机最大输出转距为1963196=5.838=98.749110.92

11、7mm 综上所述 初取A=100mm。 2.2.5.变速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： L=(2.73.0)A=(2.73.0)100=270300mm 初选长度为285mm。 2.2.6.齿轮参数的选择 1、模数 选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，

12、减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 表3.2 汽车变速器齿轮法向模数 乘用车的发动机排量V/L 车型 1.0V1.6 模数mn/mm 2.252.75 1.6V2.5 2.753.00 货车的最大总质量ma/t 6.0ma14.0 3.504.50 ma14.0 4.506.00 表3.3 汽车变速器常用齿轮模数 2.0一系列 1.00 1.25 1.5 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 0 5） 根据表3.2及3.3.一挡和倒档定为4.0mm,其他挡定位3.5 。 2、压力角a 压力角较小时，重合度较大，传动平稳

13、，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或25等大些的压力角15。 国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。 3、螺旋角b 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下

14、降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。 本设计初选螺旋角全部为25。 4、齿宽b 齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承

15、载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数m(mn)的大小来选定齿宽： 斜齿b=kcmn，kc取为6.08.5，取7.0 b=kcmn=74.0=28mm 直齿b=kcm，kc为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0， b=kcmn=74.0=28mm 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取4mm。 5、齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所

16、以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。 本设计取为1.00。 2.2.7.各挡齿轮齿数的分配及齿轮变位计算 在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。一、二、三、四、五挡选用斜齿轮，倒挡选用直齿轮。 1、确定一挡齿轮的齿数 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在1217之间选用，最小为1214，取Z10=14，一挡齿轮为斜齿轮。 一挡传动比为ig1=Z2Z9 Z1Z10为了求Z

17、9，Z10的齿数，先求其齿数和Zh， 斜齿Zh=2Acosb mn2100cos25=45.3取整为46 4即Z9=Zh-Z10=46-14=32 2、对中心距A进行修正 因为计算齿数和Zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的Zh和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各档齿轮齿数分配的依据。 A0Zm=nh2cosb=4=101.5mm取整为A=102mm。 2cos25对一挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 tanat=tanan/cosb1 oat=22.01 端面啮合角at, 101.5A,cos22.01 cosat= cosat=102A,U= z932

18、=2.28 a,=22.19 z1014查变位系数线图得： xn=0.31 xn10=-0.09 xn9=0.4 A-A0=102-101.5=0.125中心变动系数 ln= 4mn齿顶降低系数 sn=xS-ln=0.31-0.125=0.185 计算b精确值：A=一挡齿轮参数： 分度圆直径 d9=z9mn/cobs1=324/cos25.5=141.9mm d10=z10mn/cosb1=144/cos25.5=62.08mm mnZh2cosb10 b=25.5 齿顶高 ha9=(fo+x9-sn)mn=(1.0+0.4-0.185)4=4.86mm ha10=(fo+x10-sn)mn=

19、(1.0-0.09-0.185)4=3.62mm 齿根高 hf9=(fo+c-x9)mn=(1+0.25-0.4)4=3.4mm hf10=(fo+c-x10)mn=(1.0+0.25+0.09)4=5.36mm 齿全高 h=(2fo+c-sn)mn(21.0+0.25+0.18)54=9.74mm 齿顶圆直径 da9=d9+2ha9=141.9+24.86 =151.62mm da10=d10+2ha10=62.08+23.62=69.32mm 齿根圆直径 df9=d9-2hf9=141.9-23.4=135.1mm df10=d10-2hf10=62.08-25.36=51.36mm 当量

20、齿数 Zn9=Z932=43.54 co3sb1cos325.5Z1014=19.05 33cosb1cos25.5 Zn10=2、确定常啮合传动齿轮副的齿数 由式求出常啮合传动齿轮的传动比 ZZ214=i110=6=2.625 32Z1Z9mn(Z1+Z2) 2cosb02Acosb02102cos25.5=52.61 3.5mn常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 A= Z1+Z2=由式、得Z1=14.51，Z2=38.1取整为Z1=15，Z2=38，则： i1=Z2Z93832=5.79 Z1Z101514mn(Z1+Z2)3.5(15+38)=102.83mm 2cos25

21、.52cosb0对常啮合齿轮进行角度变位： 理论中心距 Ao=端面啮合角 tanat=tana=0.398 cosb0at=21.98 啮合角 cosat,=Ao102.83cos21.98=0.935 cosat=102A at,=20.8 变位系数之和 xS=(z1+z2)(invat,-invat) 2tana =0.48 x1=0.255 x2=-0.73 中心距变动系数 ln=A-A0102-102.83=-0.237 =3.5mn齿顶降低系数 sn=xS-ln=-0.243 分度圆直径 d1=z1mn153.5=58.20mm cos25.5cosb0z2mn383.5=147.4

22、5mm cosb0cos25.5 d2=齿顶高 ha1=(fo+x1-sn)mn=(1.0+0.25+0.243)3.5=5.23mm ha2=(fo+x2-sn)mn=(1.0-0.73+0.243)3.5=1.79mm 齿根高 hf1=(fo+c-x1)mn=(1.0+0.25-0.25)3.5=3.5mm hf2=(fo+c-x2)mn=(1.0+0.25+0.73)3.5=6.93mm 齿全高 h=(2fo+c-sn)mn=(21.0+0.25+0.243)3.5=8.73mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=58.20+25.23=68.66mm da2=d2+2ha2=147.

23、45+21.79=151.03mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf1=58.20-23.5=51.20 mm df2=d2-2hf2=147.45-26.93=133.59mm 当量齿数 zn1=z115=20.41 33cosb0cos25.5z238=51.7 cos3b0cos325.5 zn2=3.确定二挡啮合传动齿轮副的齿数 齿轮的模数为3.5，螺旋角b2与常啮合齿轮的b0不同时， i2=Z2Z7 Z1Z8Z7Z15=i21=3.834=1.513 38Z8Z2A=mn(Z7+Z8) 2cosb2此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式 tanb0ZZ2=(1+

24、7) tanb2(Z1+Z2)Z8由式、得b2=15o，Zh=56，取Z7=34，Z8=22 i2=对二挡齿轮进行角度变位： Z2Z73834=3.91 Z1Z81522mn(Z7+Z8)3.5(34+22)=101.45mm 2cos152cosb2tana=0.376 cosb2理论中心距 Ao=端面啮合角 tanat=at=20.72 啮合角 cosat,=Ao101.45cos20.72=0.93 cosat=102A at,=21.98 变位系数之和 xS=(z7+z8)(invat,-invat) 2tana =0.37 x7=0.31 x8=-0.06 中心距变动系数 ln=A-

25、A0102-101.45=0.16 =3.5mn齿顶降低系数 sn=xS-ln=0.21 分度圆直径 d7=z7mn/cosb2=343.5/cos15=123.188mm d8=z8mn/cosb2=223.5/cos15=79.71mm 齿顶高 ha7=(fo+x7-sn)mn=(1.0+0.31-0.21)3.5=3.85mm ha8=(fo+x8-sn)mn=(1.0+0.06-0.21)3.5=2.975mm 齿根高 hf7=(fo+c-x7)mn=(1.0+0.25-0.31)3.5=3.29mm hf8=(fo+c-x8)mn=(1.0+0.25-0.06)3.5=4.16mm

26、齿全高 h=(2fo+c-sn)mn=(21.0+0.25-0.01)3.5=7.84mm 齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=123.188+23.85=130.89mm da8=d8+2ha8=79.71+22.975=85.66mm 齿根圆直径 df7=d7-2hf7=123.188-23.29=116.6mm df8=d8-2hf8=79.71-24.16=71.39mm 当量齿数 zn7=z734=37.73 cos3b2cos315z822=24.42 33cosb2cos15zn8=4.确定三挡啮合传动齿轮副的齿数 三挡齿轮为斜齿轮，齿轮的模数为3.5，螺旋角b3与常啮合齿轮的b

27、0不同时， Z5Z=i31 =0.967 Z6Z2A=mn(Z5+Z6) 2cosb3此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式 tanb0z2=tanb3z1+z2z51+z =1.41 6由式、得b3=18.8o，Z5=27，Z6=28 i3=对三挡齿轮进行角度变为： Z2Z53827=2.443 Z1Z61528mn(Z5+Z6)3.5(27+28)=101.74mm 2cos18.82cosb3tana=0.38 cosb3理论中心距 Ao=端面啮合角 tanat=at=21.05 啮合角 cosat,=Ao101.74cos21.05=0.937 cosat=102

28、A at,=20.42 变位系数之和 xS=(z5+z6)(invat,-invat) 2tana =0 x5=-0.11 x6=0.11 中心距变动系数 ln=A-A0102-1.1.74=0.07 =3.5mn齿顶降低系数 sn=xS-ln=-0.07 分度圆直径 d5=z5mn/cosb3=273.5/cos18.8=99.89mm d6=z6mn/cosb3=283.5/cos18.8=103.59mm 齿顶高 ha5=(fo+x5-sn)mn=(1.0-0.11+0.07)3.5=3.36mm ha6=(fo+x6-sn)mn=(1.0+0.11+0.07)3.5=4.13mm 齿根

29、高 hf5=(fo+c-x5)mn=(1.0+0.25+0.11)3.5=4.76mm hf6=(fo+c-x6)mn=(1.0+0.25-0.11)3.5=3.99mm 齿全高 h=(2fo+c-sn)mn=(21.0+0.25+0.07)3.5=8.12mm 齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=99.89+23.36=104.61mm da6=d6+2ha6=103.59+24.13=111.85mm 齿根圆直径 df5=d5-2hf5=99.89-24.76=90.37mm df6=d6-2hf6=103.59-23.99=95.61mm 当量齿数 zn5=z527=31.84 33co

30、sb3cos18.8z628=33.02 cos3b3cos318.8 zn6=四挡齿轮为斜齿轮，螺旋角b4与常啮合齿轮的b0不同时， Z3Z=i41=0.617 Z4Z2mn(Z3+Z4) A=2cosb4tanb0z2=tanb4z1+z2z31+z=1.16 4由、得b4=22.4o，Z3=21，Z4=33，则： i4=对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 Ao=Z2Z33821=1.612 Z1Z41533mn(Z3+Z4)3.5(21+33)=102.27mm 2cos22.42cosb4tana=0.39 cosb4端面啮合角 tanat=at=21.30 啮合角 cosat,=A

31、o102.27cos21.30=0.94 cosat=102A at,=20.1 变位系数之和 xS=(z3+z4)(invat,-invat) 2tana =0.08 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 当量齿数 x3=-0.22 x4=0.30 lA-A0102-n=m=102.24n3.5=-0.07 sn=xS-ln=0.15 d3=z3mn/cosb4=213.5/cos22.4=79.55mm d4=z4mn/cosb4=333.5/cos22.4=125mm ha3=(fo+x3-sn)mn=(1.0-0.22-0.15)3.5

32、=2.205mm ha4=(fo+x4-sn)mn=(1.0+0.3-0.15)3.5=4.025mm hf3=(fo+c-x3)mn=(1.0+0.25+0.22)3.5=5.145mm hf4=(fo+c-x4)mn=(1.0+0.25-0.30)3.5=3.325mm h=(2fo+c-sn)mn=(21.0+0.25-0.15)3.5=7.35mm da3=d3+2ha3=79.55+22.205=83.96mm da4=d4+2ha4=125+24.025=133.05mm df3=d3-2hf3=79.55-25.145=69.26mm df4=d4-2hf4=125-23.325

33、=118.35mm zz321n3=cos3b=cos322.4=26.58 4zz4n4=cos3b=333=41.77 4cos22.45、确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮Z13的齿数一般在2123之间，初选Z12后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A，。初选Z13=22，Z12=15，则： 11m(Z13+Z12)=4(15+22)=74mm 22为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保A，=持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径De11应为 De12D+2+e11=A 22 De11=2A-De12-1 =210244 =13

34、2mm De11=m(Z11+2) Z11=De11135-2=2=31.75mm 4m Z11取31 为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取Z11为31 计算倒挡轴和第二轴的中心距A A,=m(z13+z11)4(22+31)=106mm 22计算倒挡传动比 i倒=对齿轮进行变为： U=z2z13z11382232=5.4 z1z12z13151522z1322=1.466 Uz1215 = z1131=1.454 z1322a,=20 查变位系数线图得： xn=0 xn13中心变动系数 =0.1 xn12=-0.1 xn11=0.1 ln=A-A0=0 mn齿顶

35、降低系数 sn=xS-ln=0 一挡齿轮参数： 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 当量齿数 d11=z11mn=124mm d12=z12mn=60mm d13=z13mn=88 mm ha11=(fo+x11-sn)mn=4.1mm ha12=(fo+x12-sn)mn=3.6mm ha13=(fo+x13-sn)mn=4.4mm hf11=(fo+c-x11)mn=4.1mm hf12=(fo+c-x12)mn=4.1mm hf13=(fo+c-x13)mn=4.1 h=(2fo+c-sn)mn=9.74mm da11=d11+2ha11=132mm da12=d

36、12+2ha12=68mm da13=d13+2ha13=96mm df11=d11-2h11=104.73mm df12=d12-2hf12=41.02mm df13=d13-2hf13=78.8 Zn11=31 Zn12=15 Zn13=22 本节首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各+.挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。 2.3变速器齿轮的校核 2.3.1.齿轮材料的选择 速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿这段、齿面疲劳剥落、移动换挡轮齿端部破坏以及齿面胶合。所以变速器齿轮必须进行校核： 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，