變速器主要參數(shù)的選擇精

1、第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇一、擋數(shù)增加變速器的擋數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進(jìn)行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。近年來為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，轎車一般用45個擋位的變速器，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用45個擋或多擋。裝載質(zhì)量在23.5t的

2、貨車采用5擋變速器，裝載質(zhì)量在48t的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。二、傳動比范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機(jī)參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件（如要求的汽車爬坡能力）等因素有關(guān)。目前轎車的傳動比范圍在34之間，輕型貨車在56之間，其它貨車則更大。三、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稱為變速器中心距Ao它是一個基本參數(shù)，具大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小，而且對拎齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度

3、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(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要取大些。初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算A=KA3Temaxi；式中，A為變速器中心距（mm）;Ka為中心距系數(shù)，轎車：Ka=8.99.3,貨車：Ka=8.69.6,多擋變速器：Ka=9.511.O；Temax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（Nm）；）為變速器一擋傳動比；%為變速器傳動效率，取96%。轎車變速器的中心距在6580mm范圍內(nèi)變化，而貨車的變速器中心距在80170mn范圍內(nèi)變化。原則上總質(zhì)量小的汽車，變速器中心距也小些。四、外形尺寸變速器

4、的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間(過渡)齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布量初步確定。轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸為(3.O3.4)Ao貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，可參考下列數(shù)據(jù)選用：四擋(2.22.7)A五擋(2.73.O)A六擋(3.23.5)A當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù)K應(yīng)取給由范圍的上限。為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)。五、軸的直徑變速器工作時(shí)，軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪則還有軸向力。在這些力的作用下,變速器的軸必須有足夠的剛度和強(qiáng)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(qiáng)度和耐磨性均產(chǎn)生不利影響，還會增

5、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-O.45A,軸的最大直徑d和支承間距離L的比值，對中間軸，d/L=O.16O.18,對第二軸，d/L=O.180.21。第一軸花鍵部分直徑d(mm)可按下式初選d=K3Tema：emax式中，K為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.O4.6；Temax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N,m)。六、齒輪參數(shù)1、模數(shù)的選取齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。應(yīng)該指由，選取齒輪模數(shù)時(shí)一般遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，

6、而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的膜數(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(yīng)選得小些；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)。變速器低擋齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其它擋位選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。變速器用齒輪模數(shù)范圍大致如下：微型和普通級轎車為2.252.75mm,中級轎車為2.753.00mm.中型貨車為3.54.5mm重型貨車為4.56.0mmo所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)GB1357-78的規(guī)定。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：轎車和輕、中型貨車為2

7、.O3.5mm；重型貨車為3.55.0ram。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋2、壓力角民壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對于轎車，為加大重合度以降低噪聲，應(yīng)取用14.5。、15o、16o、16.5o等小些的壓力角；對貨車，為提高齒輪承載能力，應(yīng)選用22.5o或25。等大些的壓力角。實(shí)際上，因國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20o,所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20o。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20o、25o、30o等，但普遍采用30o壓力角。3、螺旋角B斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意到它對齒輪工作

8、噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)還證明：、隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高，不過當(dāng)螺旋角大于30o時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度由發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負(fù)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(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角設(shè)計(jì)成一樣的，或者僅取為兩種螺旋

9、角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一擋和倒擋設(shè)計(jì)為直齒時(shí)，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消（但因?yàn)檫@些擋位使用得少，所以也是允許的），而此時(shí)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Fai=Fmtan'iFa2uEtan”由于T=Fniri=Fn2r2為使兩軸向力平衡，必須滿足tani_乜tan22圖312中間軸軸向力的平衡式中，F(xiàn)ai、Fa2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力；Fni、小為作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；%、r2為齒輪1、2的節(jié)

10、圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。最后可用調(diào)整螺旋角的方法，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20o25o中間軸式變速器為22o34o貨車變速器：18o26o4、齒寬b在選擇齒寬時(shí)，應(yīng)該注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使之壽命降低；齒寬窄還會使齒輪的工作應(yīng)力增

11、加。選用寬些的齒寬，工作時(shí)會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(mn)的大小來選定齒寬：直齒：b=Kcm,(為齒寬系數(shù)，取為4.58.O斜齒：b=Kcmn,Kc取為6.O8.5b為齒寬（mm）。采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，具接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為（24）m。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(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。5、齒輪變位系數(shù)的選擇原則齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)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(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力及齒輪

12、的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對齒輪的強(qiáng)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(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各擋傳動比的需要，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(shí)應(yīng)對齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時(shí)，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能

13、及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達(dá)到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對于高擋齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大些，這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低擋齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能由現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。為提高小齒輪的抗彎強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)，此時(shí)小齒輪的變位系數(shù)大于零。由于工作需要，有時(shí)齒輪齒數(shù)

14、取得少（如一擋主動齒輪）會造成輪齒根切，這不僅削弱了輪齒的抗彎強(qiáng)度，而且使重合度減小。此時(shí)應(yīng)對齒輪進(jìn)行正變位，以消除根切現(xiàn)象。總變位系數(shù)6c=電十超越小，一對齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小一些。另外，加值越小，齒輪的齒形重合度越大，這不但對降噪有利，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷時(shí)的著力點(diǎn)距齒根近，彎曲力矩減小，相當(dāng)于齒根強(qiáng)度提高，對由于齒根減薄而產(chǎn)生的削弱強(qiáng)度的因素有所抵消。根據(jù)上述理由，為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。一般情況下，

15、最高擋和軸齒輪副的&可以選為-O.2O.2。隨著擋位的降低,值應(yīng)該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的生值,以便獲得高強(qiáng)度齒輪副。一擋齒輪的現(xiàn)值可以選用1.O以上。七、各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面以圖313所示四擋變速器為例，說明分配齒數(shù)的方法。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)。1、確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比r注(3-1)如果Z7和的齒數(shù)確定了，則Z2與Z1的傳動比可求生。為了求Z7、Z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh直齒Zh=2A/m斜齒4=2(3-2)mn計(jì)算后取Zh為整數(shù)，然

16、后進(jìn)行大、小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一擋小齒輪的齒數(shù)盡可能取少些，以便使Z7/Z8的傳動比大些，在ii已定的條件下，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(shè)置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸承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)，還受中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時(shí)，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擋傳動比ii=3.53.8時(shí)，中間軸上一擋齒輪齒數(shù)可在Z8=1517之間選取，貨車可在1217之間選用。一擋大齒輪齒數(shù)用Z7=Zh-Z8計(jì)算求得。2、對中心距A進(jìn)

17、行修正因?yàn)橛?jì)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(yīng)根據(jù)取定的Zh和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距A,再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)3、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)由式(3-1)求生常嚙合傳動齒輪的傳動比生=ii聲(3-3)ZiZ7而常嚙合傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即mnZi.Z22cos:(3-4)解方程式(3-3)和式(3-4)求乙與Z2,求生的Zi、Z2都應(yīng)取整數(shù)；然后核算一擋傳動比與原傳動比相差多少，如相差較大，只要調(diào)整一下齒數(shù)即可；最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式(3-4)算由精確的螺旋角值。4、確定其它各擋的齒數(shù)若二擋齒輪是直齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同時(shí)，則

18、得i2=咨(3-5)ZiZ6A二mZ；Z6(3-6)解兩方程式求生Z5、Z6。用取整數(shù)后的Z5、Z6計(jì)算中心距，若與中心距A有偏差，通過齒輪變位來調(diào)整。二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角嵬與常嚙合齒輪的02不同時(shí),由式(3-5)得2-i2-(3-7)Z6Z2而A=mnZ51Z6(3-8)2cos6止匕外，從抵消或減少中間軸上的軸向力由發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式匹(3-9)tan?64+Z21Z6J聯(lián)解上述三個方程式，可求由Z5、4和風(fēng)三個參數(shù)。但解此方程組比較麻煩，可采用比較方便的試湊法，即先選定螺旋角兔，解式(3-7)和式(3-8),求生Z5、Z6,再把Z5、Z6及P6代人式(3-9)中，檢查是否滿足或近似滿足軸向力平