汽車變速器設計標準-變速器主要參數(shù)選擇

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1、汽車變速器設計標準-變速器主要參數(shù)選擇.txt——某天你一定會感謝那個遺棄你的人，感謝那個你曾深愛著卻置之你不顧的人。做一個沒心沒肺的人,比什么都強。________舍不得又怎樣到最后還不是說散就散。機械CAD收集整理: 汽車技朮聯(lián)盟：johns_01 E-mail: 本資料來自網(wǎng)絡僅供參考使用，有涉及版權請來信告知刪除處理! 變速器主要參數(shù)的選擇 檔數(shù) 增加變速器的檔數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構越復雜，并 且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時操縱機構復雜，而且在使用時換檔頻率也增高。 在最低檔傳動比不變的條件下，

2、增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低檔與高檔之間傳 動比比值減小，是換檔工作容易進行。要求相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下,該制約小 換檔工作越容易進行。要求高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的傳 動比比值小。 近年來為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前轎車一般用4~~5個檔位，級 別高的轎車變速器多用5個檔，貨車變速器采用4~~5個檔位或多檔。裝載質(zhì)量在2~3.5T 的貨車采用5檔變速器，裝載質(zhì)量在4~8T的貨車采用6檔變速器。多檔變速器多用于重型 貨車和越野車。 一． 轉(zhuǎn)動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉(zhuǎn)

3、動比的比值。轉(zhuǎn)動比范圍的確 定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。 目前轎車的傳動比范圍在3~4之間，輕型貨車在5~6之間，其他貨車則更大。 二． 中心距A 對中間軸式變速器,是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距.其大小不僅對變 速器的外形尺寸,體積和質(zhì)量大小,而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸 應力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng) 軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。 此外受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。

4、 A=KA 3T emaxi 1η g 式中，A為中心距（MM）;KA為中心距系數(shù),轎車:KA=8.9~9.3,貨車:8.6~9.6,多檔變速 器:9.5~11.0;TEMAX為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.M）;I1為變速器一檔傳動比；ng為變速器傳動效率  0.96。 轎車變速器的中心距在65~80mm變化范圍，貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內(nèi) 變化。原則上總質(zhì)量小的汽車中心距小。 三． 外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確 定。 轎車四檔變速器殼體的軸向

5、尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關： 四檔2.2~2.7A 五檔2.7~3.0A 六檔3.2~3.5A 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)K應取給出系數(shù)的上限。為 檢測方便，A取整。 四． 軸的直徑 變速器工作時軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向 力。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。軸的剛度不足會產(chǎn)生彎曲變 形，破壞齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性產(chǎn)生影響，增加工作噪聲。 中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑D=0.45A，軸的最大直徑D和支撐

6、間距離L 的比值，對中間軸，D/L=0.16~0.18,對第二軸，D/L=0.18~0.21。 第一軸花健部分直徑D（MM）可按下式初選 d=K3T emax 式中K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6,Temax 為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m） 五． 齒輪參數(shù) 1. 模數(shù)的選取 遵循的一般原則：為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質(zhì)量小，增加數(shù)，同 時減少尺寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒數(shù) 應有不同的模數(shù)。減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選小；對貨 車，減小

7、質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數(shù)。 低檔齒輪應選大些的模數(shù)，其他檔位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各檔齒輪均  選用相同的模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應，同一變速器的接合 齒模數(shù)相同。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換檔。 2. 壓力角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接 觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。 變速器齒輪用20°,嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30°。 3. 螺旋角

8、 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪 的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角；而從提 高高檔齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。 斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同 時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間 軸上的不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不 大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺 旋方向應一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應取為左旋。軸向力經(jīng)軸承

9、蓋 作用到殼體上。一擋和倒擋設計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力 不能抵消(但因為這些擋位使用得少，所以也是允許的)，而此時第二軸則沒有軸向 力作用。 根據(jù)圖3—12可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件 111tanβnaFF= 222tanβnaFF= 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 2211rFrFnn= 2121tantanrr= ββ 式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2為軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為圓周力r1，r2為節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。  最后可用調(diào)整螺旋角

10、的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中 心距不等現(xiàn)象得以消除。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 轎車變速器： 兩軸式變速器為 20°~30° 中間軸式變速器為 22°~34° 貨車變速器：18°~34° 4．齒寬b 應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的 均勻程度均有影響。 考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。減少齒 寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應力增加。使用寬些的齒寬，工作時 會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿

11、齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常更據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。 直齒：b=KCm, KC為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0 斜齒：b= KCmn，KC取6.0~8.5 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，KC可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降 低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 5． 變位系數(shù)的選擇原則 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(chǎn) 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。  變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變

12、位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變 位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的 程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度 變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺 點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的 需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對 齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些 的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指

13、標，故 采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪， 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(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)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。對于低檔齒輪，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(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，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

14、振動，故噪聲要小些。 更據(jù)上述理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一，二檔和倒檔以外的其他各檔齒 輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。 七．各檔齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可更據(jù)變速器的檔數(shù)，傳動比和傳動方案 來分配各檔齒輪的齒數(shù)。四檔變速器為例，說明分配齒數(shù)的方法。盡可能使各檔齒輪的 齒數(shù)比應該不是整數(shù)。  1． 確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比 i1=(z2z7)/(z1z8) 如果z7z8齒數(shù)確定了，則z2與z1的傳動比可求出。為了求z7z8的齒數(shù)，先求其 齒數(shù)和

15、Zh 直齒Zh=2A/m 斜齒Zh=2Acosb/Mn 計算后取整，然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù) 盡可能取小些，以便使z7/z8的傳動比大些，在i1已定的情況下，z2/z1的傳動比 可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設置第二軸的前軸承 并保證輪軸有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能 性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸經(jīng)尺寸的限制，即受剛度的限制。 在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。轎車中間軸式變速器一檔傳動比 i1=3.5~3

16、.8時，中間軸上一檔齒輪數(shù)可在15~17間取，貨車災2~17間取。  2． 對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)zh和齒輪 變位系數(shù)新計算中心距，在以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 3． 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 求出傳動比z2/z1=i1z8/z7 而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即 A=mn(z1+z2)/2cosb 解方程式（3-3）和式（3-4）求z1與z2,求出的z1，z2都應取整數(shù)；然后核算一 檔傳動比與原傳動比相差多少，如相差較大，只要調(diào)

17、整一下齒數(shù)即可；最后根據(jù)所確定的齒 數(shù)，按式（3-4）算出精確的螺旋角值。 .. 確定其他各檔的齒數(shù) 若二檔齒輪是直齒輪，模數(shù)與一檔齒輪相同時，則得： i2=z2z5/z1z6 A=m(z5+z6)/2 解兩方程式求出z5,z6。用取整后z5,z6的計算中心距，若與中心距A有偏差，通 過齒輪變位來調(diào)整。 二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角b6與常嚙合齒輪的b6不同時，由式(3-5)得 z5/z6=i2z1/z2 而A=Mn(z5+z6)/2cosb6 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 ta

18、nb2/tanb6=z2(1+z5/z6)/(z1+z2) 聯(lián)解上述三個方程式，可求出z5,z6和b6三個參數(shù)。但借此方程組比較麻煩，可 采用比較方便的試湊法，即先選定螺旋角b6，解式(3-7)和(3-8)式，求出z5,z6，再 把z5,z6及b6代入式(3-9)中，檢查是否滿足或近似滿足軸向力平衡的關系。如相 差太大，則要調(diào)整螺旋角b6，重復上述過程，直至符合設計要求為止。 其他各檔齒輪的齒數(shù)用同一方法確定。 5,確定倒檔齒輪齒數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相同。圖3-13所是倒檔齒輪z10的齒數(shù)，一般在 21-22之間，初選z10后，可計算出中間軸與倒檔州的中心距A’ A’=m(z8+z10)/2  為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應保持在以 上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑應為 De8/2+0.5+De9/2=A’ De9=2A’-De8-1 根據(jù)求得的De9，再選擇適當?shù)凝X數(shù)及采用變位齒輪，使齒頂圓De9符合式(3-10)。 最后計算倒檔軸與第二軸的中心距A’’.