變速箱主要全參數地選擇計算

1、第三章變速箱主要參數的選擇根據變速箱運用的實際場合，結合同類變速箱的設計數據和經驗，來進展本 設計的主要參數的選擇，包括：擋數、傳動比 X圍、中心距、外形尺寸、齒輪參 數等。變速箱的擋數可在320個擋位X圍內變化。通常變速箱的擋數在6擋以下， 當擋數超過六擋以后，可在6擋以下的主變速箱根底上，再配置副變速箱，通過 兩者的組合獲得多擋位變速箱。傳動系的擋位增多后，增加了選用適宜擋位使發(fā)動機處于工作狀況的機會，有利于提高燃油經濟性。因此，轎車手動變速箱已根本采用5擋，也有6擋的。近年來，為了降低油耗，變速箱的擋位也有增加的趨勢。 發(fā)動機排量大的乘用車 多用5個擋?！颈驹O計采用5個擋位】變速箱傳動比

2、的X圍是指變速箱最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。高擋通常是直接擋，傳動比為1.0 ;有的變速箱最高擋是超速擋，傳動比為0.70.8。 影響最低擋傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽 車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以與 所要求達到最低穩(wěn)定性是車速等。目前乘用車的傳動比 X圍在3.05.4之間， 總質量輕些的商用車在5.08.0之間，其他商用車如此更大。本設計根據已給條件，最高擋擋選用超速擋，傳動比為i1=3.5，i2=2.5，i3=2.0，i4=1.5，i5=0.95，iR=3.5（倒擋）所給相鄰擋位間的傳動比比值在1.8以下，利于換

3、擋對中間軸式變速箱，變速箱中心距是指中間軸與第二軸軸線之間的距離。它是一個根本參數，其大小不僅對變速箱的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對齒輪的接觸有輕度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪壽命越 短；變速箱的中心距取的越小，會使變速箱長度增加，并因此而使軸的剛度被削 弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)破壞。中間軸式變速箱中心距A mm確實定，可根據對已有變速箱的統計而得出 的經驗公式初定：3-1a KA3Tmx式中：KA中心距系數。對轎車， K A =8.99.3 ;對貨車，K A =8.69.6 ; 對多擋主變速箱，K A =9.511;T max 變速箱處于一擋時的輸出扭矩此處意為最大轉矩

4、故可得出初始中心距： A=66.86mm圓整取 A為67mm3.4 外形尺寸變速箱的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以與倒擋中間齒輪和換擋機構的布 置初步確定。A。商用車變速箱殼體的軸向尺寸與擋數有關：四擋（2.22.7） A五擋（2.73.0） A六擋（3.23.5） A當變速箱選用的擋數和同步器多時，中心距系數KA應取給出系數的上限為檢測方便，A取整。本設計為五速手動變速箱，其殼體的軸向尺寸是3x67=201mm3.5 齒輪參數齒輪模數是一個重要參數，影響它選取的因素很多，如齒輪的強度、質量、 噪聲、工藝等。選取齒輪模數一般遵守的原如此有:在變速箱中心距一樣的情況下，選取較小的模數，就可以增加

5、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；為使質量小些，應 該增加模數，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數，而 從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重 要的意義，因此齒輪的模數應選的小些；對貨車，減小質量比減小噪聲更重要， 此時齒輪應該選用大些的模數；變速箱低擋齒輪應選用較大些的模數，其他擋位 選用另一種模數。所選模數應符合GB/T1357-2008規(guī)定的通用機械和重型機械用 直齒和斜齒漸開線圓柱齒輪的法向模數。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數 mnmn 0.473 Temaxmm 3-2T1maxTe maxi13-

6、3式中 為變速箱傳動效率，取96% T；max為發(fā)動機最大轉矩由 4-3 式得 Temax=122Nm 進而求得 g =2.33，取 m=2.5。一擋直齒輪的模數mm 0.333 T1max mm 3-4通過計算 m=2.45，取m=3同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一 變速箱中的結合套模數都取一樣，轎車和輕型貨車取23.5?！颈驹O計取2.5】3.5.2 齒形、壓力角a、螺旋角B和齒寬 b齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，傳動平穩(wěn)，能減少進入 嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可 提高輪齒的抗彎強度和外表接觸強度。汽

7、車變速箱齒輪的齒形、壓力角、螺旋角 按表3-1選取。表3-1汽車變速箱齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項目車型齒形壓力角a螺旋角卩轎車高齒并修形的齒形 ， 15， 16257 45一般貨車GB1356-78規(guī)定的標準齒形20207 30重型車同上，25小螺旋角因國家規(guī)定的標準壓力角為20。，所以變速箱齒輪普遍采用壓力為20嚙合套或同步器取30;斜齒輪螺旋角B取30。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。 為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪取左旋, 其軸向力經軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高

8、但試驗明確，在齒寬增大到一定數值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承 載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于 減輕變速箱的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據齒輪模數m mn的大小來選定齒寬：b為齒寬12 4mmmm。米用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時取第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應 力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。模數一樣的各擋齒輪，擋位低的齒輪 的齒寬系數取得稍大。3.5.3 齒輪變位系數的選擇齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了防止齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強

9、度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力與 齒輪的嚙合噪聲。由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸組合并構成的變速箱，會因保證各擋傳動 比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。為保證各對齒輪有一樣的中心距， 應對齒輪進展變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，對齒數和少些的齒輪副應采用正角度變位。角度變位可獲得良好的嚙合性能與傳動質 量指標，采用得多。對斜齒輪傳動，還可以通過選擇適宜的螺旋角來達到中心距 一樣的要求。變速箱齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高 擋齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合 劑耐磨損最有利的原如此選擇變位系數。

10、為提高接觸強度，應使總變位系數盡可 能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低擋齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小 齒輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象?？傋兾幌禂翟叫。粚X輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但 是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。根據上述理由，為降低噪聲，變速箱中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋 齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一擋主 動齒輪10的齒數Z10=15 17,因此一擋齒輪需要變位。變位系數3-517 Z17式中Z為要變位的齒輪齒數。【本設計中變位系數

11、根據上式 3-5求得】3.5.4 齒頂高系數齒頂高系數對重合度、輪廓精度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切 和吃定厚度等有影響。假如齒頂高系數小，如此齒輪重合度小、工作噪聲大；但 因齒輪受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不 高，并認為齒輪上受到的載荷幾種作用在齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數為0.750.80的短齒制齒輪。在齒9輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內，規(guī)定 齒頂高系數取為1.0。本設計中也取齒頂高系數為1.0。3.6 各擋齒輪齒數的分配在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速箱的擋數、傳動比和傳 動方案來分配各擋齒輪的齒數。下

12、面結合本設計來說明分配各擋齒數的方法。3.6.1確定一擋齒輪的齒數一擋傳動比Z2Zg 3-6il工T寧H工-ZC 丁 J為了確定Z9和Z10的齒數,先求其齒數和Z :-XT丄丄丄-jJZ3-72Am其中 A =67mm m =3;故有 Z 44.7。乙 Zio圖3-1三軸五速變速箱示意圖乘用車中間軸式變速箱i1 3.53.9時，如此中間軸上一擋齒輪的齒數 乙?？?在1517之間選取，此處取 乙0=15，如此可得出Z9=30。上面根據初選的A與m計算出的Z可能不是整數，將其調整為整數后，從式3-7看出中心距有了變化，這時應從 Z與齒輪變位系數反過來計算中心距A,再以這個修正后的中心距作為以后計算

13、的依據這里Z修正為45,如此根據式3-7反推出A=67.5mm362確定常嚙合齒輪副的齒數由式3-6丨求出常嚙合齒輪的傳動比Z2 3-8Z10ii乙Z9由已經得出的數據可確定1.75而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等3-9mn0 Z2)2 cos由此可得:3-10)乙Z22Acosmn而根據已求得的數據可計算出：乙 乙 47與聯立可得：乙=17、乙=30。如此根據式3-6丨可計算出一擋實際傳動比為：i1=3.533.6.3確定其他擋位的齒數二擋傳動比3-11而i22.5Z2 Z7 i2Z1 Z8對于斜齒輪,三 1.417Z82 A cosmn3-12按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪Z

14、526 Z621；四擋齒輪Z321、乙 26。364確定倒擋齒輪的齒數一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比擬為接近，在本設計中倒擋傳動比ig取3.5。中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數比一擋主動齒輪10略小，取乙2 13。i13-1390可80故70計算出乙1可得出中間軸與倒擋軸的中心距60=45mm3010軸的2所示:第三季度齒數z403-1520各符號50 而倒擋軸與第丁中心：第一稱度參數如01軸常嚙合齒輪Z117乙1Z13A=1 3-14)東部A西部II北部Z13 Z2Z12Z12mn(Z12 Z13)mn (Z11 乙3 )=61.25mm模數m分度圓 直徑dmm基圓直徑db壓力角a螺旋角卩齒寬

15、bmm203020表3-2齒輪相關參數而通常情況下，倒擋軸齒輪 乙3取2123,此處取 乙3=23。中間軸5擋齒輪Z23075184擋從動齒輪Z321204擋主動齒輪Z42665183擋從動齒輪Z52665223擋主動齒輪Z621222擋從動齒輪Z72870202擋主動齒輪Z819221擋從動齒輪Z9303900201擋主動齒輪Z10154522倒擋從動齒輪Z11266520倒擋主動齒輪Z1212303022倒擋軸齒輪Z132322第四章 變速箱齒輪的強度計算和材料選擇4.1 齒輪的損壞形式變速箱齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落點蝕、移動換擋齒輪端部破壞以與齒面膠合。輪齒折斷分一下

16、兩種情況：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲 折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然 后出現彎曲折斷。前者在變速箱中出現的極少，而后者出現的較多。輪齒工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在于吃面細小裂縫 中的潤滑油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現塊狀剝落而形成小麻點， 稱之為齒面點蝕。它使齒形誤差加大，產生動載荷，并可能導致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換擋的低擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的 齒輪存在角速度差，換擋瞬間在輪齒端部產生沖擊載荷，并造成損壞。4.2 輪齒強度計算與其他機械設備用變速箱比擬，不同用途汽車的變速箱齒輪使用

17、條件仍是相 似的。此外，汽車變速箱齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、 支撐方式也根本一致。如汽車變速箱齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精 加工，齒輪外表采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得 較為準確的結果。本設計在這里所選擇的齒輪材料為40Cr,采用計算汽車變速箱齒輪強度用的簡化公式。4.2.1輪齒彎曲強度計算1直齒輪彎曲應力wbty式中：w為彎曲應力MPa；Ftio為一擋齒輪10的圓周力N，Fo=2Tg/d ;其中Tg為計算載荷Nmrd為節(jié)圓直徑；K為應力集中系數，可近似取1.65 ;

18、Kf為摩擦力影響系數，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9 ;b為齒寬mm取18;t為端面齒距mn,t= n my為齒形系數。如圖4-1所示，當處于一擋時，中間軸上的計算扭矩為：TgTemaxZ9 Z2=430588NmF10故由2Tgd可以得出Ft10 ；再將所得出的數據代入式5-1丨可得4-2=122 1000 30/15 30/17w9 533.0MPa當計算載荷取作用到變速箱第一軸上 的最大扭矩Tma卩寸，一擋直齒輪的彎曲應力 在 400850MPa之 間。2）斜齒輪彎曲應力0 7?0,21CU訃1. IS0.17,miAw btyr11 /154-3 y式中K為重合度影響系數，取2.0 ；其他參數均與式4-1注釋一樣，K 1.50圖4-1齒形系數圖選擇齒形系數y時，按當量模數召 z/coS在圖4-1中查得二擋齒輪圓周力:Ft8Ft7d84-4根據斜齒輪參數計算公式可得出：Ft8 Ft7齒輪8的當量齒數Zn z/cog =47.7，由圖5-1丨得：滄0.153w8212.28MPa6798.8 1.520 7.85 0.153 2同理可得：w7 231.9MPa。依據計算二擋齒輪的方法可以得出其他擋位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下：四擋：w1 2