大學生方程式賽車變速箱及傳動系統(tǒng)設計_圖文

1、大學生方程式賽車變速箱及傳動系統(tǒng)設計 摘 要變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。其設計任務是設計一臺用于FSAE賽車上的手動變速器。設計中選用本田CBR600-F4i作為方程式賽車的發(fā)動機。根據發(fā)動機型號，可以得出發(fā)動機的最大轉矩、最大功率、最高轉速等參數。設計的賽車無主減速器，采用鏈傳動，且傳動比已知。根據以上參數，結合汽車設計、汽車理論、機械設計、汽車底盤設計等相關知識計算變速器的參數，并驗證變速器的合理性。設計中利用了CAD、UG等軟件制作了變速器主要總成的模型，并繪制了變速器裝配總圖及主要零件的二維圖。通過設計，我學習和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關專業(yè)的知識，也提高了個人能力，

2、更重要的是鍛煉了與人協(xié)作的精神。關鍵詞： 汽車工程；變速器；設計；手動The Design of Formula SAE Car Gearbox and Transmission SystemAbstractGearbox is the one main component of the vehicle transmission.The duty of this design is to design a manual transmission used in the FSAE Racing car.We chose Honda CBR600-F4i as the engine of FSAE

3、 Racing car. According to the engine model, we can draw the maximum engine torque, maximum power, maximum speed and other parameters. The design of the car without main gear, using chain drive, and the transmission ratio is known. Based on the above parameters, combining automotive design, automotiv

4、e theory, mechanical design, automotive chassis design and other related knowledge ,calculate transmission parameters and verify the reasonableness of the transmission.Duiring design, I use CAD, UG and other softwares to produce the model of main transmission assembly , and the mapping of the transm

5、ission assembly diagram and major parts of total two-dimensional diagram .By designing, I not only learn and consolidate knowledge ,understanding of a number of specialized courses related professional knowledge, but also improve the ability of individuals, but more importantly is to exercise the sp

6、irit of collaboration with others.Key Words：Automotive engineering;Transmission;Design;Manual目 錄摘 要 iAbstract ii第一章 緒論 11.1 課題研究背景 11.2 課題研究意義 11.3 本課題研究的現(xiàn)狀及發(fā)展 21.4 本章小結 3第二章 變速器傳動機構布置方案 32.1 變速器概述 32.2 變速器傳動機構布置方案 42.3本章總結 5第三章 變速器主要參數的選擇 53.1. 變速器擋數的選擇及各擋傳動比的確定 53.1.1.變速器的擋位數 53.1.2.變速器的傳動比 53.2.中

7、心距 63.3.變速器的軸向尺寸 73.4.齒輪參數 73.4.1齒輪模數 73.4.2壓力角 83.4.3螺旋角 83.4.4齒寬計算 83.4.5齒輪變?yōu)橄禂档倪x擇原則 93.4.6齒頂高系數 93.5各擋齒輪齒數的分配 103.5.1確定1擋齒輪的齒數. 103.5.2對中心距A進行修正 113.5.3確定常嚙合傳動齒輪齒輪副的齒數 113.5.4修正螺旋角的值 113.5.5確定其它各擋的齒數 113.6變速器齒輪的幾何尺寸計算 133.6.1直齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算 133.6.2斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算 143.6.3根據以上公式計算各齒輪參數 153.7變速器輪齒強度計算 1

8、73.7.1變速器齒輪的材料及熱處理 173.7.2計算變速器各軸所傳遞的轉矩 173.7.3輪齒強度計算 183.8本章小結 24第四章變速器軸設計計算 244.1軸的功用及要求 244.2軸的結構形狀 244.3 初選軸的直徑 254.4軸的剛度和強度的計算 254.4.1第一軸的剛度驗算 264.4.2中間軸的剛度驗算 274.4.3第二軸的剛度驗算 304.4.4軸的強度驗算 324.5本章小結 34第五章變速器的同步器設計 355.1同步器的設計 355.1.1慣性式同步器 355.1.2同步器工作原理 355.1.3同步器主要參數的確定 355.2變速器的操縱機構 375.3軸承及

9、平鍵的校核 385.3.1軸承選擇及校核 385.3.2鍵的校核 435.4變速器殼體 435.5本章小結 44第六章大學生方程式賽車鏈傳動系的設計 456.1 概述 456.2 FSAE方程式賽車傳動系的功用 456.3 滾子鏈傳動的設計計算 456.3.1 鏈輪齒數、和傳動比i 456.3.2節(jié)距和排數的確定 466.3.3鏈輪分度圓直徑與齒頂圓直徑的計算 466.3.4初選中心距 466.3.5鏈節(jié)數 466.3.6確定實際中心距 476.3.7鏈輪包角 476.4本章總結 47總結 48參考文獻 49致謝 49第一章 緒論1.1 課題研究背景2010年第一屆中國大學生方程式汽車大賽（簡

10、稱“中國FSAE”在上海舉行。中國大學生方程式汽車大賽是一項由高等院校汽車工程或汽車相關專業(yè)在校學生組隊參加的汽車設計與制造比賽。各參賽車隊按照賽事規(guī)則和賽車制造標準，在一年的時間內自行設計和制造出一輛在加速、制動、操控性等方面具有優(yōu)異表現(xiàn)的小型單人座休閑賽車，能夠成功完成全部或部分賽事環(huán)節(jié)的比賽。 中國FSAE比賽項目主要有高速避障、耐久性測試、制動測驗、動態(tài)試車、8字環(huán)繞以及直線競速等。各參賽隊伍為了取得優(yōu)異的成績，在提高賽車動力性、燃油經濟性、操作穩(wěn)定性等方面都下了很多功夫。其中耐力賽與直線競速對賽車的動力性及燃油經濟性要求頗高。這就要求賽車不僅要求發(fā)動機性能良好，還要變速箱工作可靠。

11、變速箱作為汽車的重要組成部分，它有以下幾個作用：（1）改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利(功率較高而油耗較低的工況下工作；（2）在發(fā)動機旋轉方向不變情況下，是汽車能倒退行駛；（3）利用空擋，中斷動力傳遞，以發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。 由此可見，變速箱的設計對賽車的動力性及經濟性的有一定的影響。賽車的動力性與經濟性是一對矛盾體。賽車高速行駛時要求動力性好，這會導致燃油消耗量大；賽車以中等速度行駛時經濟性較好。為了使賽車獲得良好的動力性及燃油經濟性，設計一款性能優(yōu)異的變速箱是我們的迫切需要。1.2 課題研究意義汽車自

12、問世以來就得到了迅猛發(fā)展。汽車作為現(xiàn)代化社會大工業(yè)的產物，它的發(fā)展促進了國民經濟的發(fā)展，提高了人民的生活水平。將人們帶入現(xiàn)代化生活的同時也帶來了能源與環(huán)境等諸多問題。近年來汽車產量的激增，使世界石油資源愈發(fā)緊張，石油價格不斷上漲。與此同時，大氣污染也變得嚴重了。今年中國幾大城市的霧霾事件正好說明了這一點。因此降低燃油消耗成為了節(jié)能的關鍵。賽車作為汽車家族中的特殊一員，需要在各式各樣的賽道上馳騁。這就要求在保證賽車動力性的前提下，兼顧燃油經濟性與操縱穩(wěn)定性。為了達到目標，需對變速箱優(yōu)化設計。設計一款全新的變速箱或在現(xiàn)有變速箱的基礎上進行優(yōu)化對實現(xiàn)降低油耗目標有很大的現(xiàn)實意義。此外，賽車傳動系統(tǒng)的

13、重要性也不容小覷。它將發(fā)動機輸出的轉矩傳給驅動車輪，以保證賽車在不同條件下正常行駛，并具有良好的動力性和燃油經濟性?？梢姡瑐鲃酉到y(tǒng)的設計對整車性能有重要影響。它的設計必將會為賽車的動力性及燃油經濟性帶來突出貢獻。1.3 本課題研究的現(xiàn)狀及發(fā)展現(xiàn)如今變速器種類繁多，有無級變速器、自動變速器、手自一體變速器等。無級變速器( Continuously VariableTransmission 由于能夠適應機器運轉中多變或轉速連續(xù)變化的要求,不僅廣泛應用于紡織、食品、造紙、橡膠等輕工業(yè)部門,而且也用于工作母機(機床 、起重運輸、石油化工等各類機械設備中,特別是近些年來它在汽車變速上的成功應用更使人們耳

14、目一新。作為無級變速器的代表，金屬帶式無級變速器不僅能夠滿足傳遞較大功率、適應高轉速等條件,還具有如下幾方面的特性：(1 經濟性。該變速器通過傳動比的連續(xù)變化,使車輛外界行駛條件與發(fā)動機負載實現(xiàn)最佳匹配,使發(fā)動機在最佳工作區(qū)穩(wěn)定運轉從而充分發(fā)揮了發(fā)動機的潛力,燃燒完全,提高了整車的燃料經濟性,減少了廢氣排放,有利于環(huán)境保護。(2 動力性。在汽車起步、停止和變速過程中不至于產生沖擊和抖動,減少了噪音,滿足了汽車行駛多變的條件,使汽車在良好的性能狀態(tài)下行駛。(3 舒適性。駕駛平穩(wěn)、舒適,簡化了操作,減輕了駕駛員的勞動強度,提高了行車安全,符合人們日益增長的舒適性要求。(4 可靠性。據1993 年的

15、統(tǒng)計，在裝車的60萬套金屬帶式CVT 中，由于金屬帶傳動系統(tǒng)出現(xiàn)故障返還的只有120 套，占總數的0.02 % ,而在這120 套中因為金屬帶本身有問題的只有40例,可見其故障率極低。實踐表明金屬帶CVT 能達到與汽車相同的壽命。金屬帶式無級變速器本身就是一種自動變速器,而且它比目前在汽車上占主導地位的液力機械式自動變速器結構更加簡單緊湊,更加節(jié)能,動力性能更加優(yōu)良。它與目前流行的4 檔自動變速器(AT 相比,燃油消耗節(jié)約12 %17 % ，加速性能提高7.5 %11.5 % ，發(fā)動機排放減少10 % ，價格不比AT 貴19。大眾公司最近推出DSG(直接換擋變速器），是該集團將手動變速器和自動

16、變速器的優(yōu)點結合在一起所研發(fā)出來的新一代六速變速器。由于此變速器的最大特點在于采用了雙離合器，能夠提供無間斷的動力輸出，所以也稱為“雙離合變速器”。DSG采用手/自一體控制模式（Tiptronic）在行駛中，手/自動兩種控制模式之間可以隨時切換。因此，在結構上，DSG除了具有自動變速器的擋位外，車輛轉向盤上還配有手動控制的換擋撥片。選用手動模式時，只要把變速桿推往右邊，既可以上下?lián)軇油瓿缮?、降擋，此時，如果不做升擋操作，即使將加速踏板踩到底，DSG也不會自動升擋。并且在手動控制模式下，也可以實現(xiàn)跳躍降擋。為避免錯誤換擋所造成的發(fā)動機損傷，Tiptronic系統(tǒng)即使在手動模式下操作，若發(fā)動機轉速

17、過高而駕駛人仍未換擋，電控單元將適時介入執(zhí)行換擋；相反，駕駛人在不適當的發(fā)動機轉速下?lián)Q擋，電控單元也會立刻作出判斷，避免對車輛造成損傷18。除此以外，人們還對變速器的控制進行了分析，還利用軟件對傳動系及變速箱進行模態(tài)分析。比如應用于手自一體變速器換擋的非線性控制。它包括許多不同的控制任務，并且它允許發(fā)動機作為部分動力傳動系統(tǒng)的執(zhí)行機構。現(xiàn)如今一種基本換擋控制規(guī)律已經產生。利用后推方法設計控制器。該控制器含有轉矩傳遞控制及發(fā)動機轉速控制規(guī)律。仿真結果表明了換擋控制器良好性能21。為了得到一臺性能優(yōu)秀的FSAE賽車,依據計算機數據分析、模型的三維掃描和計算機虛擬裝配，可以將無級變速器改為4擋手動變

18、速器。該設計的原則和基礎建立在FSAE賽車的制造和試驗上22。傳動系統(tǒng)（發(fā)動機，離合器，變速箱，等等。所有主要部分都可借助POG圖形處理技術建立了模型。通過仿真可以顯示模型在設計過程中的實用性23?？傊? 變速器是汽車除發(fā)動機外的主要裝置之一, 伴隨著汽車技術更新?lián)Q代和市場需求，在向實現(xiàn)理想變速器發(fā)展過程中將會取得更加巨大的成就。變速器會應對市場要求朝操縱舒適、輕柔、傳動效率高、低油耗、環(huán)保與低噪聲方向發(fā)展, 汽車變速器市場的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長17。1.4 本章小結本章分析了課題的研究背景及其意義，對先進變速器進行了簡單的介紹。第二章 變速器傳動機構布置方案2.1 變速器概述變速器用來改變發(fā)

19、動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。變速器的結構對汽車的動力性、經濟性、操縱的可靠性與輕便性，傳動的穩(wěn)定性和效率都有著直接的關系，變速器與主減速器以及發(fā)動機的參數做優(yōu)化的匹配，可得到良好的動力性、經濟性，采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，可使操作可靠，不跳擋，不亂擋，自動換擋和誤掛擋，采用同步器可使換擋輕便，無沖擊以及噪聲。變速器采用飛濺潤滑第一和第二軸承為了保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應具有如下的設計要求： 保證汽車有必要的動力性

20、和經濟性。 設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 設置倒擋，使汽車能倒退行駛。 設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 換擋迅速，省力，方便。 工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 變速器應當有高的工作效率。 變速器的工作噪聲低。除此以外，變速器應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數，傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。變速器由傳動機構和操縱機構組成。變速器傳動機構可按前進擋數或軸的形式不同分類，具體分類如下：變速器按擋數分為三

21、擋變速器、四三檔變速器、五擋變速器及多擋變速器。按軸分為固定軸式和旋轉軸式。固定軸式又可以分為兩軸式、中間軸式、雙中間軸式和多中間軸式。在原有變速傳動機構基礎上，再加上一個副箱體，這就在結構變化不大的基礎上，達到增加變速器擋數的目的。近年來，變速器操縱機構有向自動操縱機構方向發(fā)展的趨勢15。2.2 變速器傳動機構布置方案機械式變速器因具有結構簡單，傳動效率高，制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛應用。我們根據汽車總布置的要求、結構工藝性、變速器的徑向尺寸、變速器齒輪的壽命、變速器的傳動效率，選擇三軸式變速器3。主要原因有：三軸式變速器第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與

22、中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、二軸同心，將第一、二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉矩。因此，直接擋的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸式的主要優(yōu)點。其他前進擋需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此，在齒輪中心距（影響變速器的主要參數）較小的情況下依然可以獲得大的一擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點4。根據變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以變速器的低擋與倒擋，都應布置在靠近軸的支撐處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝載。與直齒圓柱齒輪比較，

23、斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于一擋和倒擋。中間軸式變速器采用了常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或接合套來實現(xiàn)。本文設計的變速器均采用了接合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多，而輪齒又不參與換擋，所以它們都不會過早損壞。作旋轉運動的變速器軸支撐在殼體或其他部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處安置軸承。變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。至于何處應當采用何種

24、類型的軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同5。圓錐滾子軸承因有直徑較小、寬度較寬，因而容量大，可承受高負荷和通過對軸承預緊能消除軸向間隙及軸向竄動等優(yōu)點，故在一些變速器上得到應用。變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于620mm。滾針軸承、滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、徑向配合間隙小、定位及運轉精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的

25、定位和運轉精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易、成本低。本變速器第一軸、中間軸及第二軸均采用了圓錐滾子軸承。2.3本章總結本章對變速器進行了簡單介紹，對變速器傳動機構布置方案進行了分析確定。確定本文設計的變速器是中間軸式變速器，無倒擋，一擋齒輪是直齒圓柱齒輪，其余各擋均為斜齒圓柱齒輪。第三章 變速器主要參數的選擇3.1. 變速器擋數的選擇及各擋傳動比的確定3.1.1.變速器的擋位數變速器的擋數可在320個擋位范圍內變化。通常變速器的擋數在6擋以下，當擋數超過6擋以后，可在6擋以下的主變速器基礎上，再行配副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。增加變速器的擋數，能夠改善汽車的動力性和燃

26、油經濟性以及平均車速。擋數越多，變速器的結構越復雜，并且使輪廓尺寸和質量加大，同時操縱機構復雜，而且在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。不同類型汽車變速器，其檔位數也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較?。s為34），過去常用3個或4個前進擋，但近年來為了提高其動力性尤其是燃油經濟性，多已采用5個前進擋。賽車一般采用5、6個前進擋。本文設計的變速器有6個擋位，包括直接擋。3.1.2.變速器的傳動比選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮確定。由最大爬坡度要求的變速器I擋傳動比為 （3-1）式中 汽車總質量

27、重力加速度 道路最大阻力系數 驅動車輪的滾動半徑 m發(fā)動機最大轉矩 主減速器比 汽車傳動系的傳動效率 代入式（3-1）可得 根據驅動車輪與路面的附著條件求得的變速器I擋傳動比為 （3-2）汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷； 代入式（3-2）可得 由上述初步確定變速器I擋傳動比。變速器的最高檔一般為直接檔， 6。所以變速器的傳動比為：按等比級數初選各檔傳動比： （3-3）實際傳動比值與理論值略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數的合理匹配。3.2.中心距對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A；對兩軸式變速器，將變速器輸入

28、軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器中心距A。它是一個基本參數，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距去大些。此外，受一擋小齒輪齒數不能過少的限制，要求中心距也要取大些。還有，變速器中心距取得過小，會使變速器長度增加，并因此而使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。初選中心距可以由發(fā)動機最大轉矩按下式直接求出A （3-4）式中

29、按發(fā)動機最大轉矩直接求A時的中心距系數對轎車取14.516.0；對貨車取17.019.5。此處代入式（3-4）可得A=62.64mm，此處取A=62mm7。3.3.變速器的軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，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。變速器的軸向尺寸與檔位數、齒輪型式 、換擋機構的結構型式等都有直接關系，設計初可根據中心距A的尺寸初選。乘用車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.03.4）A。商用車四擋變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數據選用：四擋 （2.22.7）A五擋 （2.73.0）A六擋 （3.23.5）A當變速器選用的擋數和同步器多時，上述中心距系數應取給出范圍的上限

30、。為了檢測方便，中心距A最好取為整數。變速器殼體的軸向尺寸：L=3.0*A=186mm。變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。3.4.齒輪參數3.4.1齒輪模數齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數，就可以增加齒輪的齒數，同時增加齒寬可以使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；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，各擋齒輪應該選用同一種模數，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意義，

31、因此齒輪的模數應選得小些。變速器低擋齒輪應選用大些的模數，其他擋位選用另一種模數。從齒輪應力的合理性及強度考慮，每對齒輪應有各自的模數，但從工藝性考慮，一個變速器的齒輪模數應盡量統(tǒng)一，其選取范圍是：轎車及輕、中型貨車為23.5；重型貨車為3.55。表4.1給出了汽車變速器齒輪法向模數的范圍，設計時所選模數值應符合國際GB135778規(guī)定并滿足強度要求。在給定模數范圍內，初選模數：直齒輪模數m2.5mm；斜齒輪法面模數=2.5mm。接合套和同步器的接合齒多數采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。其取用范圍是：乘用車和總質量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質

32、量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換擋。3.4.2壓力角齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒的剛度，為此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。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為28時強度最高，超過28強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為25時強度最高。因此，理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應取14.5、15、16等小些的壓力角；對于商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5或25等大些的壓力角。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20；嚙

33、合或同步器的接合齒普遍采用30的壓力角。3.4.3螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的接觸強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以1525為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應當選用較大的螺旋角。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產生的軸向力平衡，以減小

34、軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上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為左旋。軸向力經軸承蓋作用到殼體上。一擋設計為直齒輪時，在此擋位上工作時，中間軸上的軸向力不能抵消，而此時第二軸沒有軸向力作用。兩軸式變速器為2025； 中間軸式變速器為2234；貨車變速器：1826。3.4.4齒寬計算齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪的強度及工作平穩(wěn)性的要求?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方

35、面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒輪的工作應力增加。選用寬些的齒寬，工作時回因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常是根據齒輪模數來確定齒寬b：bb式中 齒寬系數，直齒輪取4.48.0；斜齒輪取7.08.6；直齒輪模數，=2.5斜齒輪模數，=2.5第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。同步器和嚙合套的接合齒的工作寬度初選時可?。?4）mm。3.4.5齒輪變?yōu)橄禂档倪x擇原則齒輪的變位是齒輪設計中

36、一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變?yōu)辇X輪，除為了避免齒輪產生的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，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數之和等于零。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相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的齒根強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊載荷。對于高擋齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最

37、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些，這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠，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(xiàn)齒根彎曲、斷裂的現(xiàn)象。為提高小齒輪的抗彎強度，應根據危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數，此時小齒輪的變位系數大于零。由于工作需要，有時齒輪齒數取得少（如一擋主動齒輪）會造成根切。這不僅削弱了輪齒的抗彎強度，而且使重合度減小。此時應對齒輪進行正變位，以消除根切現(xiàn)象。3.4.6齒頂高系數齒頂高系數對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高

38、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小。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中作用到齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數為0.750.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不在被采用，包括我國在內，規(guī)定齒輪的齒頂高系數=1.0。變速器基本參數列入表3-1：表3-1變速器參數參數模數壓力角螺旋角齒寬系數齒頂高系數 值2.52025直6，斜71.03.5各擋齒輪齒數的分配3.5.1確定1擋齒輪的齒數圖3-1.變速器示意圖一擋傳動比：且已知=2.833，為了求，的齒數，先求其齒數的和。直齒 斜齒 由已知=62mm，=2.5mm，=2

39、.5mm。計算得：直齒=49。計算后取為整數，然后進行大、小齒輪數的分配。中間軸上的一擋小齒輪的齒數盡可能取小些，由已定，的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪齒數多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度。汽車變速器中間軸式變速器的=3.53.8時則可在1517的范圍內選擇，取=17，則，則=32。3.5.2對中心距A進行修正因為計算齒數和后，經過取整數使中心距A有了變化，所以應根據取定的重新計算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數分配的依據。由，計算得=61.25mm，當取整為A=60mm。3.5.3確定常嚙合傳動齒輪齒輪副的齒數由公式 （3-5）而常嚙合傳動齒輪

40、中心距和一擋齒輪的中心距相等，即 （3-6）由已知=2.5mm，=2.833,初選=25，32，=17。計算后取整數得：=18，=25。3.5.4修正螺旋角的值根據所確定的齒數和公式 ，計算校核得=26.38。3.5.5確定其它各擋的齒數1）二擋齒輪的齒數由二擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式傳動比 （3-7）中心距 （3-8）而從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 （3-9）聯(lián)解上述三個公式，采用比較方便的試湊法，即先選定螺旋角，解式（3-7）和式（3-8），求出、，再把、及代入式（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，則要調整螺旋角，

41、重復上述過程，直至符合設計要求為止，初選=18根據上述的計算方法的：=28，=17，=18。2）三擋齒輪的齒數由三擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式傳動比 （3-10）中心距 （3-11）而從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 (3-12由已知=1.8679，=21，經計算校核得=25，=19，=21。3）四擋齒輪的齒數由四擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式傳動比 （3-13）中心距 （3-14）而從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 （3-15）由已知=1.5167，=21，經計算校核得=23，=21，=21。4）五擋齒輪的齒數由四

42、擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式傳動比 （3-16）中心距 （3-17）而從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式 （3-18）由已知=1.2315，=25，經計算校核得=23，=20，=25。3.6變速器齒輪的幾何尺寸計算汽車變速器齒輪均為漸開線齒輪。漸開線齒輪除了能滿足傳動機構平穩(wěn)、傳動比恒定不變等基本要求外，還有互換性好、中心距具有可分離性及切齒刀具制造容易等優(yōu)點。漸開線齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數、分度圓壓力角必須分別相等，兩斜齒輪的螺旋角必須相等而且方向相反。漸開線圓柱齒輪的基準齒輪（GB135678）見表3-1。表3-1漸開線圓柱齒輪基準齒形基本要

43、素名稱代號標準齒短齒增大齒形角齒形角202025齒頂高系數1.00.81.0徑向間隙系數0.25(0.35*mm0.300.20齒根圓角半徑0.38(0.25*mm0.46mm0.35mm注：考慮某些工藝要求，徑向間隙允許增大至0.35mm，齒根圓角半徑允許減少至0.25mm。3.6.1直齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算表5-2中給出了角度變位直齒圓柱齒輪的計算公式，角度變位能獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故變速器設計多采用之。表中的為模數；，分別為齒數和變位系數，計算時應分別計算主、被動齒輪的有關項目，主、被動齒輪的有關項目的下標分別為“1”和“2”。表中的，見表3-1。表3-2漸開線直齒圓柱齒

44、輪的幾何尺寸計算序號計算項目角度變位齒輪的計算公式已知中心距已知變?yōu)橄禂担?理論中心距2嚙合角3中心距（已知）4中心距變位系數5變位系數之和6齒頂降低系數7分度圓直徑8齒頂高9齒根高10齒全高11齒頂圓直徑12齒根圓直徑13周節(jié)14基節(jié)15分度圓弧齒厚16基圓直徑注：表中的值計算主動齒輪時取，計算被動齒輪時取。3.6.2斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算表5-3中給出了角度變位直齒圓柱齒輪的計算公式，角度變位能獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故變速器設計多采用之。表中的為模數；，分別為齒數和變位系數，計算時應分別計算主、被動齒輪的有關項目，主、被動齒輪的有關項目的下標分別為“1”和“2”。表中的，見

45、表3-1。上表下面已經給出的介紹。表3-3漸開線直齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算序號計算項目角度變位齒輪的計算公式已知中心距已知變位系數，1理論中心距2端面嚙合角3中心距（已知）4中心距變位系數5變位系數之和6齒頂降低系數7分度圓直徑8齒頂高9齒根圓10齒全高11齒頂圓直徑12齒根圓直徑13當量齒數14法向基節(jié)15分度圓弧齒厚16基圓直徑3.6.3根據以上公式計算各齒輪參數1）計算直齒輪參數一擋直齒輪：=32，=17。=61.25mm，=60mm=16.4=-0.5；=-0.458；=0.042；=80mm；=42.5mm；=1.25mm；=2.395mm；=4.27mm；=3.125mm；=5.5

46、2mm；=5.52mm；=82.5mm；=47.29mm；=71.46mm；=36.25mm；=7.85mm；=7.38mm；=3.09mm；=3.93mm；=75.2mm；=40.0mm。2）計算斜齒輪參數斜齒圓柱齒輪各參數值如下表3-4所示：表3-4斜齒圓柱齒輪各參數值計算項目理論中心距59.99959.30760.20558.91359.145端面嚙合角22.1123.4721.2323.8222.98中心距6060606060中心距變位系數0.00040.2772-0.0820.43480.342變位系數之和4.0008*0.2869-0.08110.45980.358齒頂降低系數0.

47、0008*0.00970.00090.0250.016分度圓直徑50.23269.76655.16863.44462.9457.4766.94750.87973.6044.69齒頂高2.5012.503.1932.4762.502.2952.43753.5872.463.355齒根高3.1243.1252.4083.1253.1253.333.1251.97553.1252.23齒全高5.6255.6015.6255.56255.585齒頂圓直徑55.23474.76661.55468.39667.9462.0671.82258.03678.5251.40齒根圓直徑43.98463.51650

48、.35257.19456.6950.8160.69746.92867.3540.23當量齒數25342731312631233320法向基節(jié)7.387.387.387.387.38分度圓弧齒厚3.933.934.453.933.933.783.934.763.934.58基圓直徑46.5464.6451.19458.87458.4753.3962.37447.40468.7441.743.7變速器輪齒強度計算與其他機械行業(yè)比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒

49、或磨齒加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為GB/T10095.2-2008，6級和7級6。3.7.1變速器齒輪的材料及熱處理齒輪滿足工作條件的要求：為大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞、抗接觸疲勞的能力，現(xiàn)代汽車變速器齒輪大部采用滲碳合金鋼，其表面的硬度較高，而心部具有較高韌性。在選用鋼材料及熱處理方法時，對切削加工性能及成本也應該考慮。 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒斷裂、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時嚙合的輪齒對數，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質材料等，都是提高輪齒彎曲強度的措施，合理選擇齒輪參

50、數及變位系數，降低接觸應力，提高齒面硬度等，可提高齒面的接觸強度，采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，提高齒面硬度，選擇適當的齒面表面處理和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。在材料的選擇上，現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造，使齒輪表面的高硬度與輪齒心部的高韌性相結合，以大大提高其接觸強度、彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應考慮到其機械加工性能及制造成本。國產汽車變速器的齒輪材料是20CrMnTi，20Mn2TiB，20MnVB，20MnMoB。國外汽車變速器齒輪大都選用鉻鎳合金鋼。變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下：3.5mm； 滲碳層深度 0.81.2

51、mm3.55mm 滲碳層深度 0.91.0mm5mm 滲碳層深度 1.01.6mm9齒輪滲碳后需淬火，使材料晶粒細化，提高表面硬度。為清除內應力，還需要回火。滲碳齒輪表面的硬度應為HRC58HRC63，心部硬度為HRC33HRC48。某些輕型貨車和轎車的齒輪采用40Cr或35Cr鋼并進行表面氰化處理。這種中碳鉻鋼具有滿意的鍛造性能及良好的強度指標，氰化鋼的特點是熱處理后變形小，但承載能力和耐磨性均不如滲碳鋼。對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2mm，表面硬度為HRC48HRC5310。3.7.2計算變速器各軸所傳遞的轉矩發(fā)動機最大扭矩為=60Nm，齒輪傳動效率98%，離合器傳動效率98%，軸

52、承傳動效率96%。則：I軸 =600.980.96=56.448Nm中間軸 =56.4480.960.9825/18=76.832NmII軸 一擋=76.8320.960.9832/17=136.063Nm二擋=76.8320.960.9828/17=119.055Nm三擋=76.8320.960.9825/19=95.110Nm四擋=76.8320.960.9823/21=79.168Nm五擋=76.8320.960.9820/23=62.855Nm3.7.3輪齒強度計算1.輪齒彎曲強度計算1）直齒輪彎曲應力 （3-19）式中 彎曲應力（MPa計算載荷（Nmm應力集中系數，可以近似取=1.5

53、 齒形系數， 齒寬系數，=6.0 摩擦力影響系數，主從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同，主動齒輪 =1.1，從動齒輪=0.9。齒寬（mm） 模數。=0.422MPa850MPa348MPa850MPa 2）斜齒輪彎曲應力 （3-20）式中： 計算載荷（Nmm）法向模數 斜齒輪螺旋角 應力集中系數 =1.5；齒形系數，按當量齒數取齒寬系數，=7.5重合度影響系數 =2.0。斜齒輪選取所受扭矩最大的二擋齒輪9、10為例，=109MPa250MPa =119MPa250MPa3）輪齒接觸應力式中：輪齒的接觸應力（MPa）計算載荷（Nmm）節(jié)圓直徑（mm）節(jié)點處壓力角齒輪螺旋角齒輪材料的彈性模量齒輪接觸的實際寬度、主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，直齒輪，斜齒輪，。、主從齒輪節(jié)圓半徑（mm）。計算一擋齒輪的接觸應力：=，齒寬mm，=32，=17，=136.063Nm，=76.832Nm，=80mm，