變速箱主要參數的選擇計算

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，來進行本設計的主要參數的選擇，包括：擋數、傳動比范圍、中心距、外形尺寸、齒輪參數等。3.1 擋數 變速箱的擋數可在320個擋位范圍內變化。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擋以下的主變速箱基礎上，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，增加了選用合適擋位使發(fā)動機處于工作狀況的機會，有利于提高燃油經濟性。因此，轎車手動變速箱已基本采用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】3.2 傳

2、動比范圍變速箱傳動比的范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及所要求達到最低穩(wěn)定性是車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.05.4之間，總質量輕些的商用車在5.08.0之間，其他商用車則更大。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，

3、利于換擋。3.3 中心距A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。它是一個基本參數，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）的確定，可根據對已有變速箱的統(tǒng)計而得出的經驗公式初定： （3-1）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； 變速箱處于一擋時的輸出扭矩（此處意為最大轉矩）。故

4、可得出初始中心距：A=66.86mm，圓整取A為67mm。3.4 外形尺寸變速箱的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。乘用車四擋變速箱殼體的軸向尺寸3.03.4A。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=201mm。3.5 齒輪參數3.5.1 模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則有：在變速

5、箱中心距相同的情況下，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；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/T 1357-2008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mn （3-2） （3-3）式中為變速箱傳

6、動效率，取96%；為發(fā)動機最大轉矩。由4-3式得=122Nm，進而求得=2.33，取m=2.5。一擋直齒輪的模數m 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相同，轎車和輕型貨車取23.5。【本設計取2.5】3.5.2 齒形、壓力角、螺旋角和齒寬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表面接觸強度。汽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、

7、壓力角與螺旋角項目 車型 齒形壓力角螺旋角轎車 高齒并修形的齒形14.5°，15°，16°16.5°25°45°一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形20°20°30°重型車同上 低擋、倒擋齒輪22.5°，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

8、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。但試驗表明，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：直齒 b=kcm，kc為齒寬系數，取為4.58.0斜齒 b= kcmn，kc取為6.08.5b為齒寬（mm）。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時取24mm。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

9、穩(wěn)性和齒輪壽命。模數相同的各擋齒輪，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，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。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。為保證各對齒輪有相同的中心距，應對齒輪進行變位。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及傳動質量指標，采用得多。對斜齒輪傳動，還可以通過選擇合適的螺旋角來

10、達到中心距相同的要求。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則選擇變位系數。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

11、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=1517，因此一擋齒輪需要變位。變位系數 （3-5）式中 Z為要變位的齒輪齒數?！颈驹O計中變位系數根據上式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。若齒頂高系數小，則齒輪重合度小、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

12、.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 （3-6） 為了確定Z9和Z10的齒數，先求其齒數和: （3-7） 其中 A =67mm、m =3；故有。 圖3-1 三軸五速變速箱示意圖乘用車中間軸式變速箱時，則中間軸上一擋齒輪的齒數可在1517之間選取，此處取=15，則可得出=30。上面根據初選的A及m計算出的可能不是整數，將其調整為整數后，從式（3-7）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數反過

13、來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。這里修正為45，則根據式（3-7）反推出A=67.5mm。3.6.2 確定常嚙合齒輪副的齒數由式（3-6）求出常嚙合齒輪的傳動比 （3-8）由已經得出的數據可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 （3-9）由此可得： （3-10)而根據已求得的數據可計算出： 。 與聯立可得：=17、=30。則根據式（3-6）可計算出一擋實際傳動比為：i1=3.53 。3.6.3 確定其他擋位的齒數二擋傳動比 （3-11）而 ，故有： 對于斜齒輪， （3-12）故有： 聯立得：。按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪 ；四擋齒輪 。3.6.4 確

14、定倒擋齒輪的齒數一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近，在本設計中倒擋傳動比取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。而通常情況下，倒擋軸齒輪取2123，此處取=23。由 （3-13）可計算出。故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 （3-14) =45mm 而倒擋軸與第二軸的中心: （3-15)=61.25mm。各擋齒輪相關參數如下表3-2所示：表3-2 齒輪相關參數名稱符號齒數z模數m分度圓直徑d（mm）基圓直徑db壓力角螺旋角齒寬b（mm）1軸常嚙合齒輪Z1172.542.539.920°30°20中間軸5擋齒輪Z2307570.5184擋從動齒輪Z

15、32152.549.3204擋主動齒輪Z4266561.1183擋從動齒輪Z5266561.1223擋主動齒輪Z62152.549.3222擋從動齒輪Z7287065.8202擋主動齒輪Z81947.544.6221擋從動齒輪Z93039084.60°201擋主動齒輪Z10154542.322倒擋從動齒輪Z11262.56561.130°20倒擋主動齒輪Z12123028.222倒擋軸齒輪Z132357.554.022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及齒面膠合。輪齒

16、折斷分一下兩種情況：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較，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、支撐方式也基本一致。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，齒輪表面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 （4-1）式中：為彎曲應力（MPa）；為一擋齒輪10的圓周力（N），=2Tg/d；其中Tg為計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑；為應力集中系數，可近似取1.

18、65；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（mm）,t=m；y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： （4-2） =122100030/1530/17 =430588Nm 故由 可以得出；再將所得出的數據代入式（5-1）可得 當計算載荷取作用到變速箱第一軸上的最大扭矩時，一擋直齒輪的彎曲應力在400850MPa之間。2)斜齒輪彎曲應力 （4-3） y式中 為重合度影響系數，取2.0；其他參數均與式（4-1）注釋相同，圖4-1齒形系數圖選擇齒形系數y時，按當量模數在圖（4-1）中查得。 二擋齒輪圓周力： （4-4）根據斜齒輪參數計算公式可得出：=6798.8N齒輪8的當量齒數=47.7，由圖（5-1）得：。故 同理可得： 。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：三擋：四擋：五擋： 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180350MPa范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。4.2.2 齒輪接觸應力 （4-5） 式中， -齒輪的接觸應力（MPa）； F -齒面上的法向力（N），； -圓周力在（N）， ； -節(jié)點處的壓力角（°）；-齒輪螺旋角（°）；E-