變速箱主要參數(shù)的選擇計(jì)算

.第三章 變速箱主要參數(shù)的選擇根據(jù)變速箱運(yùn)用的實(shí)際場(chǎng)合，結(jié)合同類變速箱的設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)和經(jīng)驗(yàn)，來(lái)進(jìn)行本設(shè)計(jì)的主要參數(shù)的選擇，包括：擋數(shù)、傳動(dòng)比圍、中心距、外形尺寸、齒輪參數(shù)等。3.1 擋數(shù)變速箱的擋數(shù)可在 3～20個(gè)擋位圍變化。通常變速箱的擋數(shù)在 6擋以下，當(dāng)擋數(shù)超過(guò)六擋以后，可在6擋以下的主變速箱基礎(chǔ)上，再配置副變速箱，通過(guò)兩者的組合獲得多擋位變速箱。傳動(dòng)系的擋位增多后，增加了選用合適擋位使發(fā)動(dòng)機(jī)處于工作狀況的機(jī)會(huì)，有利于提高燃油經(jīng)濟(jì)性。因此，轎車手動(dòng)變速箱已基本采用 5擋，也有6擋的。近年來(lái)，為了降低油耗，變速箱的擋位也有增加的趨勢(shì)。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車多用5個(gè)擋?！颈驹O(shè)計(jì)采用5個(gè)擋位】3.2 傳動(dòng)比圍變速箱傳動(dòng)比的圍是指變速箱最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)比的比值。高擋通常是直接擋，傳動(dòng)比為1.0；有的變速箱最高擋是超速擋，傳動(dòng)比為0.7～0.8。影響最低擋傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到最低穩(wěn)定性是車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比圍在3.0～5.4之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其他商用車則更大。本設(shè)計(jì)根據(jù)已給條件，最高擋擋選用超速擋，傳動(dòng)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(dòng)比比值在 1.8以下，利于換擋。3.3 中心距A對(duì)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(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速箱的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對(duì)齒輪的接觸有輕度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短；變速箱的中心距取的越小，會(huì)使變速箱長(zhǎng)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(jù)對(duì)已有變速箱的統(tǒng)計(jì)而得..出的經(jīng)驗(yàn)公式初定：A KA3TImax3-1）式中：KA——中心距系數(shù)。對(duì)轎車，KA=8.9～9.3；對(duì)貨車，KA=8.6～9.6；對(duì)多擋主變速箱，KA=9.5～11；TImax——變速箱處于一擋時(shí)的輸出扭矩（此處意為最大轉(zhuǎn)矩） 。故可得出初始中心距：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(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。乘用車四擋變速箱殼體的軸向尺寸 3.0～3.4A。商用車變速箱殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)：四擋(2.2～2.7)A五擋(2.7～3.0)A六擋(3.2～3.5)A當(dāng)變速箱選用的擋數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù) KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便，A取整。本設(shè)計(jì)為五速手動(dòng)變速箱，其殼體的軸向尺寸是 3x67=201mm。3.5 齒輪參數(shù)3.5.1 模數(shù)齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，影響它選取的因素很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝等。選取齒輪模數(shù)一般遵守的原則有：在變速箱中心距相同的情況下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)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(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；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(shù)應(yīng)選的小些；對(duì)貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，此時(shí)齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)； 變速箱低擋齒輪應(yīng)選用較大些的模數(shù)， 其他擋位選用另一種模數(shù)。所選模數(shù)應(yīng)符合 GB/T1357-2008規(guī)定的通用機(jī)械和重型機(jī)械用直齒和斜齒漸開線圓柱齒輪的法向模數(shù)。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn..mn 0.473Temaxmm3-2）T1max Temaxi13-3）式中 為變速箱傳動(dòng)效率，取 96%；Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。由4-3式得Temax=122Nm，進(jìn)而求得mn=2.33，取m=2.5。一擋直齒輪的模數(shù)mm 0.333T1max mm3-4）通過(guò)計(jì)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(jié)合套模數(shù)都取相同，轎車和輕型貨車取2～3.5。【本設(shè)計(jì)取2.5】3.5.2 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b齒輪壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低了輪齒剛度，傳動(dòng)平穩(wěn)，能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。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、壓力角與螺旋角項(xiàng)目齒形壓力角α螺旋角β車型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(biāo)準(zhǔn)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(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)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β取30°。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)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(jīng)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(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)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(qiáng)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(jù)齒輪模數(shù) m（mn）的大小來(lái)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取為6.0～8.5b為齒寬（mm）。采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)取2～4mm。第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。模數(shù)相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。3.5.3 齒輪變位系數(shù)的選擇齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)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，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。由幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸組合并構(gòu)成的變速箱，會(huì)因保證各擋傳動(dòng)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(duì)齒輪有相同的中心距，應(yīng)對(duì)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(dòng)或高度變位時(shí)，對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，采用得多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可以通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。變速箱齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高擋齒輪，其主要損壞形勢(shì)是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑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)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對(duì)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，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象?？傋兾幌禂?shù)越小，一對(duì)齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。根據(jù)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(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。其中，一擋主動(dòng)齒輪10的齒數(shù)Z10=15＜17，因此一擋齒輪需要變位。變位系數(shù)17Z（3-5）17式中Z為要變位的齒輪齒數(shù)?！颈驹O(shè)計(jì)中變位系數(shù)根據(jù)上式3-5求得】3.5.4齒頂高系數(shù)..齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪廓精度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和吃定厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)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(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為齒輪上受到的載荷幾種作用在齒頂上， 所以曾采用過(guò)齒頂高系數(shù)為 0.75～0.80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(guó)在，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.0。本設(shè)計(jì)中也取齒頂高系數(shù)為1.0。3.6 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)變速箱的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各擋齒數(shù)的方法。3.6.1 確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動(dòng)比Z2Z9（3-6）i1Z10Z1為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Z:Z2A（3-7）m其中A=67mm、m=3；故有Z44.7。圖3-1三軸五速變速箱示意圖乘用車中間軸式變速箱i13.5~3.9時(shí)，則中間軸上一擋齒輪的齒數(shù)Z10可在15～17之間選取，此處取Z10=15，則可得出Z9=30。上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的Z可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-7）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從Z及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。這里Z修正為，則根據(jù)式（3-7）反推出A=67.5mm。453.6.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)..由式（3-6）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比Z2Z10（3-8）Z1i1Z9由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定Z21.75○1Z1而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等Amn(Z1Z2)（3-9）2cos由此可得：2AcosZ1（3-10)Z2Z1mn2而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出：Z247。1與2聯(lián)立可得：Z1=17、Z2=30?！稹稹饎t根據(jù)式（3-6）可計(jì)算出一擋實(shí)際傳動(dòng)比為：i1=3.53。3.6.3 確定其他擋位的齒數(shù)二擋傳動(dòng)比Z2 Z7i2Z1 Z83-11）而i22.5，故有：Z71.4173Z8○對(duì)于斜齒輪，Z2Acos（3-12）mn故有：Z7Z8474○○3聯(lián)立○4得：Z7 28、Z8 19。按同樣的方法可分別計(jì)算出：三擋齒輪 Z5 26、Z6 21；四擋齒輪Z3 21、Z4 26。3.6.4 確定倒擋齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒擋傳動(dòng)比與一擋傳動(dòng)比較為接近， 在本設(shè)計(jì)中倒擋傳動(dòng)比 ig取3.5。中間軸上倒擋傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一擋主動(dòng)齒輪 10略小，取Z12 13。而通常情況下，倒擋軸齒輪Z13取21～23，此處取Z13=23。由Z11Z13Z2i1Z12Z1Z13（3-13）可計(jì)算出Z11 26。.8070.60故可得出中間軸與倒擋軸的中心距50東部1Z13)（3-14)A=mn(Z12西部240北部=45mm而倒擋軸與第二軸的中心:130Amn(Z11Z13)（3-15)220=61.25mm。各擋齒輪相關(guān)參數(shù)如下表3-2所示：100表3-2齒輪相關(guān)參數(shù)第三季度齒寬b第一季度分度圓基圓名稱齒數(shù)z模數(shù)（mm符號(hào)m直徑d直徑壓力角α螺旋角β（mm）db）1軸常嚙合齒輪Z11742.539.920中間軸5擋齒輪Z2307570.5184擋從動(dòng)齒輪Z32152.549.3204擋主動(dòng)齒輪Z4262.56561.130°183擋從動(dòng)齒輪Z5266561.1223擋主動(dòng)齒輪Z62152.549.3222擋從動(dòng)齒輪Z7287065.820°202擋主動(dòng)齒輪Z81947.544.6221擋從動(dòng)齒輪Z93039084.60°201擋主動(dòng)齒輪Z10154542.322倒擋從動(dòng)齒輪Z11266561.120倒擋主動(dòng)齒輪Z12122.53028.230°22倒擋軸齒輪Z132357.554.022..第四章 變速箱齒輪的強(qiáng)度計(jì)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(diǎn)蝕）、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。輪齒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(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速箱中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的較多。輪齒工作時(shí)，一對(duì)齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時(shí)存在于吃面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點(diǎn)，稱之為齒面點(diǎn)蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，并可能導(dǎo)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換擋的低擋和倒擋齒輪，由于換擋時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在輪齒端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。4.2 輪齒強(qiáng)度計(jì)算與其他機(jī)械設(shè)備用變速箱比較，不同用途汽車的變速箱齒輪使用條件仍是相似的。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(jí)、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(jí)。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。本設(shè)計(jì)在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr，采用計(jì)算汽車變速箱齒輪強(qiáng)度用的簡(jiǎn)化公式。4.2.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算1）直齒輪彎曲應(yīng)力 WFt10KKf）W（4-1bty式中： W為彎曲應(yīng)力（MPa）；..Ft10為一擋齒輪10的圓周力（N），F(xiàn)10=2Tg/d；其中Tg為計(jì)算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑；K為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65；Kf為摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，從動(dòng)齒輪取0.9；b為齒寬（mm），取18；為端面齒距（mm）,t=πm；為齒形系數(shù)。如圖4-1所示，當(dāng)處于一擋時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為：TgTemaxZ9Z2Z10Z1（4-2）=122100030/1530/17=430588Nm故由2Tg可以得出Ft10；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（5-1）可得F10dw9533.01MPa當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速箱第一軸上的最大扭矩Temax時(shí)，一擋直齒輪的彎曲應(yīng)力在400～850MPa之間。2)斜齒輪彎曲應(yīng)力wF1K（4-3）ybtyK式中K為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（4-1）注釋相同，K1.50，圖4-1齒形系數(shù)圖選擇齒形系數(shù)y時(shí)，按當(dāng)量模數(shù)znz/cos3在圖（4-1）中查得。二擋齒輪圓周力：2TgFt8Ft7d8（4-4）..根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出： Ft8 Ft7=6798.8N齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)znz/cos3=47.7，由圖（5-1）得：y80.153。故w86798.81.5212.28MPa7.850.153202同理可得： w7 231.99MPa。依據(jù)計(jì)算二擋齒輪的方法可以得出其他擋位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下：三擋：w5276.2MPa266.4MPaw6四擋：w1211.5MPaw2197.4MPa五擋： w3w4

218.8MPa216.