四輪汽車驅動變速器設計

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1、 畢 業(yè) 設 計 論文題目： 學 生： 指導教師：

2、 專 業(yè)： 班 級： 四輪汽車驅動變速器設計 摘 要 汽車作為人類的代步工具，在生活中起著越來越重要的作用。變速器是傳動系中的主要部件。它用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速。目的是在各種工作狀況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度。

3、從而使汽車擁有良好的動力性和燃油經(jīng)濟性。本設計的主要內(nèi)容包括變速器傳動機構布置方案的確定，變速器主要參數(shù)如擋數(shù)、傳動比范圍、中心距、各擋傳動比、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)的選擇，齒輪、軸的設計校核，同步器、操縱機構及箱體的設計。在設計的過程中，本文根據(jù)轎車變速器的設計要求和車輛動力傳動系統(tǒng)自身的特點，參考多篇文獻資料，以及變速器設計圖冊，設計出中間軸式變速器。 關鍵詞：變速器；齒輪；軸；設計；計算機輔助設計 The design of Four-wheel drive transmission Abstract Automo

4、bile as a means of transport of human life plays an increasingly important role. Transmission is the main power train components. It is used to change the engine's torque spread and wheel speed. Aim is to work in a variety of conditions，different vehicle traction and speed，so that the car has good p

5、ower and fuel economy。The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, gear parameters and the numble of each gear, the design and verification

6、of gears and shafts, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts, a kind of three-shafted transmission is designed. Ke

7、y words: Transmission；Gear；Shaft；Design；Computer Aided Design I 目 錄 摘 要 II Abstract II 1 緒 論 1 1.1課題研究的現(xiàn)狀 1 1.2 課題研究的目的和意義 2 1.3設計完成的主要內(nèi)容 3 1.4車型基本參數(shù) 3 2 變速器傳動機構布置方案 5 2.1 傳動機構布置方案分析 5 2.1.1 兩軸式和中間軸式變速器 5 2.1.2倒檔的形式和布置方案 5 2.2 零、部件布置方案分析 7 2.2.1 齒輪形式 7 2.2.2

8、換檔的結構形式 7 2.2.3變速器軸承 8 2.3本章小結 8 3 變速器主要參數(shù)的選擇及設計計算 9 3.1變速器的檔位數(shù)，傳動比和中心距的確定 9 3.1.1檔數(shù) 9 3.1.2傳動比范圍 9 3.1.3確定最低檔傳動比 9 3.1.4 初步確定其他各檔傳動比 12 3.1.5 初選中心矩 12 3.2 齒輪參數(shù)的確定 12 3.2.1齒輪的模數(shù) 12 3.2.2壓力角 14 3.2.3螺旋角 14 3.2.4齒寬 14 3.2.5 齒輪的變位系數(shù)的選擇原則 15 3.2.6 齒頂高系數(shù) 16 3.2.7 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 17 3.2.8

9、變速器齒輪的幾何尺寸計算 22 3.3 本章小結 30 4 變速器主要結構元件的設計與計算 31 4.1齒輪損壞的原因及形式 31 4.2輪齒強度計算 錯誤！未定義書簽。 4.2.1輪齒彎曲強度計算 錯誤！未定義書簽。 4.2.2輪齒接觸應力計算 錯誤！未定義書簽。 4.3 變速器齒輪材料的選擇及熱處理 錯誤！未定義書簽。 4.4軸的設計計算 錯誤！未定義書簽。 4.4.1初選軸的直徑 錯誤！未定義書簽。 4.4.2軸的剛度計算 錯誤！未定義書簽。 4.4.3 軸的強度計算 錯誤！未定義書簽。 4.5本章小結 錯誤！未定義書簽。 5 同步器的選擇 錯誤！未定義書簽。

10、 5.1 慣性式同步器 錯誤！未定義書簽。 5.2主要參數(shù)的確定 錯誤！未定義書簽。 5.2.1摩擦因數(shù)f 錯誤！未定義書簽。 5.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定 錯誤！未定義書簽。 5.2.3鎖止角 錯誤！未定義書簽。 5.2.4同步時間 錯誤！未定義書簽。 5.2.5轉動慣量的計算 錯誤！未定義書簽。 5.3本章小結 錯誤！未定義書簽。 6 變速器操縱機構的選擇和箱體設計原則 錯誤！未定義書簽。 6.1變速器操縱機構的選擇 錯誤！未定義書簽。 6.2變速器箱體設計原則 錯誤！未定義書簽。 結 論 錯誤！未定義書簽。 致 謝 錯誤！未定義書簽。 參考文獻 錯誤！未定義書

11、簽。 II 四輪汽車驅動變速器設計 1 緒 論 1.1課題研究的現(xiàn)狀 汽車變速器是汽車的重要部件之一，用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行使工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設有空檔，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒檔，使汽車獲得倒退行使能力。 汽車變速器技術的發(fā)展歷史： 手動變速器（MT：Manual Transmisson）主要采用了齒輪傳動的降速原理。變速器內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作

12、，也就是通過操縱機構使變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。 自動變速器（AT：Automatic Transmisson）是由液力變矩器，行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力變矩器和齒輪組合的方式來達到變速變矩。 AMT是在傳統(tǒng)干式離合器和手動齒輪變速器的基礎上改造而成，主要改變了手動換擋操縱部分。即在MT總體結構不變的情況下改用電子控制來實現(xiàn)自動換擋。 無級變速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又稱為連續(xù)變速式機械變速器。金屬帶式無級變速器主要包括主動輪組，從動輪組，金屬帶和液壓泵等基本部件。主要靠主動輪，從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化，傳動

13、帶一般用橡膠帶，金屬帶和金屬鏈等。 無限變速式機械無級變速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用的是一種摩擦板式變速原理。IVT的核心部分由輸入傳動盤，輸出傳動盤和Variator傳動盤組成。它們之間的接觸點以潤滑油作介質，金屬之間不接觸，通過改變Variator裝置的角度變化而實現(xiàn)傳動比的連續(xù)而無限的變化。 汽車的發(fā)展經(jīng)歷了三大革命，動力革命（內(nèi)燃機的使用），傳動革命（機械傳動的完善和液體傳動的使用）和控制革命（用傳感器、微機和電液閥進行信息處理）。 從先進國家來看，動力革命和傳動革命已經(jīng)完成，目前正處于控制革命階段，要解決的主要是機械太“機械

14、”，沒有靈性的問題，過去機械全靠人來操縱控制，然而人的生理和心理能力（感覺器官的功能、頭腦分析的能力和體能）是有限的，操縱汽車這樣復雜的機械對于人來說體力和腦力負擔是很重要的，更主要的是單靠人力操縱將阻礙汽車的發(fā)展和其性能的提高。因此必須對汽車各部分（發(fā)動機、變速器、懸架、制動和轉向機構等）進行自動控制，并從各部分的單獨控制向整車一體化控制發(fā)展，從一般控制向智能控制發(fā)展。要解決機械信息處理能力問題，機械本身是無能為力的，液壓控制在性能上也達不到要求，必須引入具有良好控制性能和信息處理能力的電子技術。但是僅僅采用機電液技術還不夠，還需要應用聲學、光學、和化學等多學科技術才能使機械具有良好的信息處

15、理能力，實現(xiàn)高度自動化。 從技術發(fā)展角度來看，汽車傳動技術中的關鍵是電子技術、電液控制技術和傳感器技術。目前，世界主要的變速器制造生產(chǎn)廠家都致力于這些關鍵技術的研究與應用，極大地促進了自動變速器的發(fā)展[16]。 計算機輔助設計（Computer Aided Design,簡稱CAD），泛指設計者以計算機為主要工具，對產(chǎn)品進行設計、繪圖、工程分析與編撰技術文檔等設計工作的總稱，是一項綜合性的技術。其中工程分析泛指包括有限元分析、可靠性分析、動態(tài)分析、優(yōu)化設計及產(chǎn)品的常規(guī)分析等內(nèi)容，亦稱計算機輔助工程分析（Computer Aided Engineering,簡稱CAE）。 最近幾年，CAD

16、/CAM技術在我國發(fā)展很快，廣泛應用于汽車制造業(yè)、工程機械、航天航空業(yè)、鐵道車輛及設備、國防工業(yè)、通用機械制造業(yè)、造船業(yè)、機械電子工業(yè)、人機工程學、工程咨詢業(yè)、運動器械及娛樂設備等各領域。一些制造生產(chǎn)商將CAD/CAM技術引入各自的產(chǎn)品開發(fā)中，大大簡化機械產(chǎn)品的開發(fā)過程，大幅縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，提高產(chǎn)品的系統(tǒng)及性能，獲得最優(yōu)化和創(chuàng)新的產(chǎn)品，取得了很好的經(jīng)濟效益。 1.2 課題研究的目的和意義 為了縮短設計周期和降低開發(fā)成本，通過CAD軟件平臺實現(xiàn)汽車變速器的輔助設計。使產(chǎn)品的設計階段以較少的時間和精力進行虛擬裝配并對裝配結果進行驗證，得到了可靠的裝配檢驗結果。減少建模時間，增加模型可信度，提

17、高產(chǎn)品質量，加快產(chǎn)品上市的時間。 變速器是汽車的重要部件之一，主要是在汽車行進過程中改變傳動比，從而改變汽車的行駛速度和驅動輪上的轉矩，以適應變化的行駛條件；或利用倒檔實現(xiàn)汽車的倒向行駛；在發(fā)動機不熄火的情況下利用空擋中斷動力傳遞，便于汽車起動、怠速、換擋、和動力輸出。它由幾十個零件組成，零件之間的裝配關系復雜。因此變速器的設計需要較長的時間和反復的實驗。為了縮短設計周期和降低成本，基于CAD軟件平臺實現(xiàn)變速器的輔助設計是現(xiàn)代制造技術的必要手段。對于車輛工程專業(yè)的本科學生，通過本畢業(yè)設計可以充分復習所學知識，并能提高計算機及軟件使用水平，為以后的工作打下堅實基礎。 1.3設計完成的主要內(nèi)容

18、 1、了解汽車變速器的研究現(xiàn)狀； 2、掌握汽車變速器結構及工作原理，繪出結構原理簡圖； 3、確定主要零部件（齒輪、軸等）主要設計參數(shù)，并對關鍵部位進行校核； 4、確定零部件結構尺寸； 5、使用AutoCAD完成工程圖紙； 6、編寫設計說明書。 1.4車型基本參數(shù) 本設計是根據(jù)東風悅達起亞2.0L四驅汽車的一些主要技術參數(shù)來設計變速器。通過網(wǎng)絡查找此車型的基本參數(shù)，見表1.1 。 表1.1 車型基本參數(shù) 名 稱 數(shù) 據(jù) 總質量m m=1793kg 最大道路阻力系數(shù) =0.417 最大扭矩 =184/4500rpm 最大功率P/n P = 106kw

19、/6000rpm 傳動系機械效率 η=0.93 最大爬坡度 =16.5 最高車速 前、后輪胎規(guī)格 215/65 R16 加Q：1037774652，高質量CAD圖紙，開題報告、周志、答辯PPT等 2 變速器傳動機構布置方案 2.1 傳動機構布置方案分析 變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進檔數(shù)或軸的不同分類，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類，而前者又分為兩軸式，中間軸式和多中間軸式變速器等。 2.1.1 兩軸式和中間軸式變速器 現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用固定軸式變速器，而兩軸

20、式和中間軸式應用最為廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。在設計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，還要考慮以下幾個方面： 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在高檔工作是齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結構限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設計的很大。對于前進檔，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方

21、向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉動方向相同。 中間軸式變速器可以設置直接檔，在使用直接檔時，變速器的齒輪和軸承及軸承均不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90％以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命。在除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點［3］。 對于本設計，采用如圖2.1所示的傳動方案。 2.1.2倒檔的形式和布置方案 圖2.2為常見的布置方案。圖2.2（a）方案廣泛用于前進檔都是同步器換檔的四檔轎車和輕型貨車變速器中；圖2.2（b）方

22、案的優(yōu)點是可以利用中間軸上的1檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換檔時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換檔困難，某些輕型貨車四檔變速器采用這種方案；圖2.2（c）方案能獲得較大的倒檔速比，突出的缺點是換檔程序不合理；圖2.2（d）方案針對前者的缺點作了修改，因而在貨車變速器中取代了圖2.2（c）方案；圖2.2（e）方案中，將中間軸上的一檔和倒檔齒輪做成一體，其齒寬加大，因而縮短了一些長度；圖2.2（f）方案采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便；為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車采用圖2.2（g）方案，其缺點是一檔和倒檔得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。后述

23、五種方案可供五檔變速器的選擇［3］： 圖2.1　中間軸式變速器傳動方案 圖2.2　倒檔布置方案 本次設計采用中間軸式變速器，圖2.2（f）所示的倒檔布置方案。 2.2 零、部件布置方案分析 2.2.1 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的質量和轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。 2.2.2換檔的結構形式 變速器換檔機構形式分為直

24、齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種。 1、滑動齒輪換檔 通常采用滑動直齒輪換檔，也有采用斜齒輪換檔的?；瑒又饼X輪換檔的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換擋時齒面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用于一檔和倒檔。 2、嚙合套換檔 用嚙合套換檔，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。用嚙合套換檔，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換檔，它們都不會過早損壞，但不能消除換檔沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操縱技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器的軸向尺寸和旋轉部分的總慣性力矩增大。因此，這種換檔方法目前只

25、在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用。 3、同步器換檔 現(xiàn)代大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器能保證迅速，無沖擊，無噪聲換檔，而與操縱技術熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行車安全性。同上述兩種換檔方法相比，雖然它有結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸大。同步環(huán)使用壽命短缺等缺點，但仍然得到廣泛應用。由于同步器的廣泛應用，壽命問題已得到基本解決。 上述三種換檔方案，可同時用在一變速器中的不同檔位上，一般倒檔和一檔采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式；對于常用的高檔位則采用同步器或嚙合套。轎車要求輕便性和縮短換檔時間，因此采用同步器換檔［3］。 2.2.3變速器軸承 作

26、為旋轉運動的變速器軸支承在殼體或其他部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應安置軸承。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類型的軸承，受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 近年來，變速器的設計趨勢是向輕量化方向發(fā)展。圓錐滾子軸承在一些變速器上得到應用。其主要優(yōu)點如下：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。 滾針軸承主要用于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［3］。 2.3

27、本章小結 本章對變速器傳動機構的布置方案和零、部件結構方案進行了系統(tǒng)的分析，并給出了此次設計的具體方案，即設計中間軸式變速器，倒檔布置方案如圖2.1（f）所示，前進檔皆為斜齒圓柱齒輪，倒檔為直齒圓柱齒輪，采用全同步器換擋形式，軸承選取滾針軸承、圓錐滾子軸承。 3 變速器主要參數(shù)的選擇及設計計算 3.1變速器的檔位數(shù)，傳動比和中心距的確定 3.1.1檔數(shù) 變速器的檔數(shù)可在3～20個檔位范圍內(nèi)變化，通常變速器的檔數(shù)在6擋以下，當檔數(shù)超過6檔以后，可在6檔以下的主變速器基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多檔變速器。 增加變速器的檔數(shù)，能夠改變汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性

28、以及平均車速。檔數(shù)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，而且在使用時換檔頻率增高并增加了換檔難度。 在最低檔傳動比不變的條件，增加變速器的檔數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。要求相鄰檔位之間的傳動比值在1.8以下，該值越小換檔工作越容易進行。因高檔使用頻繁，所以又要求高檔區(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，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔［3］。 對四輪驅動的汽車，選用4個前進檔和1個倒檔的變速器。

29、 3.1.2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。最高擋通常是1.0，有的變速器最高擋是超速擋,傳動比為0.7～0.8。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的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間［3］。 本次設計的變速器最高檔位直接檔。 3.1.3確定最低檔傳動比 應依據(jù)汽車最大爬坡度，驅動車輪與路面間的附著力，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綜合考慮確定。 汽車在最大上坡路面上行駛時，

30、最大驅動力應能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行駛時車速不高，故忽略空氣阻力。這時， ≥ + （3.1） = = = 式中 ——最大驅動力； ——滾動阻力； ——最大上坡阻力； ——汽車總質量； g ——重力加速度； ——驅動車輪滾動半徑； ——發(fā)動機最大轉矩； ——主減速器傳動比； ——傳動系傳動效率； ——滾動阻力系數(shù)；

31、 ——變速器一檔傳動比； ——道路最大上坡角； ——分動器傳動比。 代入式（3.1）： ≥ = 式中 ——最大道路阻力系數(shù) 由發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式： 求得： = =4.537 所以 ≥ = =3.24 所以，由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比為：=3.24 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件：

32、 ≤ （3.2）求得變速器一檔傳動比為： ≤ =3.88 式中 ——汽車滿載靜止于水路平面時驅動橋給地面的載荷 ——道路的附著系數(shù)，計算時取=0.5～0.6 所以 3.24≤≤3.88 在乘用車的傳動比范圍內(nèi)3.0～4.5之間。 3.1.4 初步確定其他各檔傳動比 變速器的最高檔位直接檔，所以=1，取=3.5。 根據(jù)經(jīng)驗公式，按等比級數(shù)分配，

33、 （3.3） ——幾何級數(shù)的公比 所以，=2.56，=1.87，=1.37。 3.1.5 初選中心矩 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離成為變速器的中心矩。它的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，所以，最小允許的中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。 中間軸式變速器初選中心距時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算： =

34、 （3.4） 式中 ——中心距系數(shù),對乘用車=8.9～9.3，取=9 所以，=76.67mm 乘用車變速器的中心距約在65～80范圍內(nèi)變化，經(jīng)過圓整后取中心距=80mm。 3.2 齒輪參數(shù)的確定 3.2.1齒輪的模數(shù) 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，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。 應該指出，選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是： 在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，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少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少

35、齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(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)應選得小些；變速器低檔齒輪應選用大些的模數(shù)，其他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)的范圍如表3.1。 所選模數(shù)值應符合國家標準GB/T1357—1987的規(guī)定，如表3.2。選用時，應優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。 輸入軸常嚙合斜齒輪的法面模數(shù)： =0.47

36、 （3.5） = 2.67mm 取= 3mm。 一檔齒輪為直齒輪： =0.33 （3.6） =2.81 mm 取=3mm。 表3.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模數(shù)/mm

37、 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 表3.2　汽車變速器常用的齒輪模數(shù) （mm） 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.50 — 3.2.2壓力角 齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，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

38、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，但是超過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用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，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°。嚙合套或同步器的接合齒壓力角為20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。 應該指出，國外有些企業(yè)生產(chǎn)的乘用車變速器齒輪采用兩種壓力角，即高檔齒輪采用小些的

39、壓力角以減少噪聲；而低檔和倒擋齒輪采用較大的壓力角，以增加強度，必須指出，齒輪采用小壓力角和小模數(shù)時，除必須采用大的齒高系數(shù)外，還應采用大圓弧齒根，這樣可以提高彎曲強度在30%以上。 3.2.3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。試驗還證明：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，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15°～25°為宜；而從提高高檔齒輪的接

40、觸強度和增加重合度著眼，應選用較大的螺旋角。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 乘用車變速器： 兩軸式變速器為20°～25° 中間軸式變速器為22°～34° 貨車變速器：18°～26° 3.2.4齒寬 在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力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少質量，應該選用較小的齒寬。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，工作時會因軸的

41、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(jù)齒輪模數(shù)來確定的。 直齒 為齒寬系數(shù), 取=4.5～8.0 斜齒 為齒寬系數(shù), 取=6.0～8.5 b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可取為2～4 mm。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)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。對于模數(shù)相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。 齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性要求。 3.2.5 齒輪的變位系數(shù)的選

42、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(shù)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，又避免了其缺點。 由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

43、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)和多的齒數(shù)副采用標準齒輪傳動或高度變位時，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量指標，故采用得較多。對斜齒輪傳動，還可以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。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷

44、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(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇來選擇大小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)大雨零。由于工作需要，有時齒輪齒數(shù)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度，而且使重合度減少。此時應對齒輪進行正變位，以消除根切現(xiàn)象。 總變位系數(shù)減少，一對齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。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，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的著力點距齒根近，彎曲力矩減小，相當于齒根強度提高

45、，對由于齒根減薄而產(chǎn)生的削弱強度的因素有所抵消。 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)要選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。一般情況下，最高檔和一軸齒輪副的可以選為－0.2～0.2。隨著檔位的降低，值應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值，以便獲得高強度齒輪副。一檔齒輪的值可以選用1.0以上。 3.2.6 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)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。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小、工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減少，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，

46、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(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。 在齒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(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)為1.00。 為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大于1.00的細高齒制。采用細高齒制時，必須通過驗算保證齒頂厚度不得小于0.3m。和齒輪沒有根切和齒頂干涉。目前，對于細高齒制的齒頂高系數(shù)，還沒有制定統(tǒng)一的標準，由各企業(yè)自行確定，從小至1.05到大至1.90的都有，且許多變速器的一對主、從動齒輪的齒頂高系數(shù)不同［3］。 3.2.7 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 在初選中心距、齒輪

47、模數(shù)和螺旋角以后，可根據(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)。應該注意的是，各檔相互嚙合的齒輪的齒數(shù)最好為質數(shù)，以使齒面磨損均勻。如圖3.1是本次設計的變速器的傳動方案。 1、確定一檔齒輪齒數(shù) 一檔的傳動比為： == （3.7） 為了確定，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 斜齒輪： ===49.09 （3.8） 應取為整數(shù)， =49 為了使/盡量大些，應將取得盡量小些，這樣，在已定的條件下，/的

48、傳動比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多的齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設置第二軸的前軸承，的最少齒數(shù)受到中間軸軸頸的限制，因此，的選定應與中間軸軸頸的確定因素統(tǒng)一考慮。 為避免發(fā)生根切，增強剛度，一檔小齒輪應為變位齒輪。 乘用車中間軸式變速器的=3.5～3.8時，則在15～17內(nèi)選擇。取=17。則 圖3.1　中間軸式變速器傳動方案 2、修正中心矩A 因為 = 所以 ==79.87mm 初定中心矩應為： =80mm 3、確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式 == 求得常嚙合傳動齒輪的傳動比：

49、 （3.9） 而常嚙合齒輪中心距與一檔齒輪的中心距相等， = （3.10） 初選= 解聯(lián)立式（3.9）和式（3.10）得：=16.1，= 30.04 取整后：= 17，=30 所以，一檔實際傳動比為==3.32，與原傳動比相差不大，符合要求。 螺旋角=arcos= 4、確定其他各檔位的齒數(shù) 二檔齒輪： 二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時

50、，由 == （3.11） = （3.12） 初選= 解聯(lián)立式（3.11）和式（3.12）得：=28.83，= 19.88 取整后：= 29，=20 所以，二檔實際傳動比為==2.56，與原傳動比相差不大，符合要求。 螺旋角=arcos= 從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，必須滿足下列關系式：

51、 （3.13） 把 ，及 分別代入式（3.13）的左右兩邊： =1.247 =1.561 方程左右兩邊近似滿足軸向力平衡關系，所以符合條件。 三檔齒輪： 三檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，由 == （3.14） = （3.15） 初選=

52、 解聯(lián)立式（3.14）和式（3.15）得：=25.07，= 23.65 取整后：= 25，=24 所以，三檔實際傳動比為==1.84，與原傳動比相差不大，符合要求。 螺旋角=arcos= 從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，必須滿足下列關系式： （3.16） 把 ，及 分別代入式（3.16）的左右兩邊： =1.247 =1.30 方程左右兩邊近似滿足軸向力平衡關系，所以符合條件。 四檔齒輪： 四檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，由 ==

53、 （3.17） = （3.18） 初選= 解聯(lián)立式（3.17）和式（3.18）得：=21.28，= 27.43 取整后：= 22，=27 所以，四檔實際傳動比為==1.43，與原傳動比相差不大，符合要求。 螺旋角=arcos= 從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，必須滿足下列關系式： （3.19） 把

54、，及 分別代入式（3.19）的左右兩邊： =1.247 =1.158 方程左右兩邊近似滿足軸向力平衡關系，所以符合條件。 倒檔傳動比及齒數(shù)： 通常倒檔采用直齒輪，模數(shù)=3mm。 倒檔傳動比與一檔傳動比比較接近，因為=3.32，取=3.3。 中間軸倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取=15，倒檔軸齒輪13的齒數(shù)，一般在21～23之間，取=21。 由 = （3.20）所以=28.05，取整后=29。 由此，中間軸與倒檔軸之間的中心距：

55、 （3.21） 倒檔軸與輸出軸之間的中心距： （3.22） 3.2.8變速器齒輪的幾何尺寸計算 1、確定一檔齒輪變位系數(shù) 法面模數(shù) =3 端面模數(shù) ==≈3.26mm 法面壓力角 =20° 端面嚙合角 ≈21.81° 理論中心距 A==3.26=79.87mm 中心距變動系數(shù) ==0.043 查表得總變位系數(shù) =0.32 根據(jù)齒數(shù)比==1.88，按線圖分配變位系數(shù)得=0.35，則 =－=0.32-0.35=

56、-0.03 2、確定二檔齒輪變位系數(shù) 法面模數(shù) =3 端面模數(shù) ==≈3.265mm 法面壓力角 =20° 端面嚙合角 ≈21.61° 理論中心距 A==3.265=79.99mm 中心距變動系數(shù) ==0.002 查表得總變位系數(shù) =0.3 根據(jù)齒數(shù)比==1.45，按線圖分配變位系數(shù)得=0.23，則 =－=0.3-0.23=0.07 3、確定三檔齒輪變位系數(shù) 法面模數(shù) =3 端面模數(shù) ==≈3.265mm 法面壓力角 =20° 端面嚙合角 ≈21.61° 理論中

57、心距 A==3.265=79.99mm 中心距變動系數(shù) ==0.002 查表得總變位系數(shù) =0.3 根據(jù)齒數(shù)比==1.04，按線圖分配變位系數(shù)得=0.18，則 =－=0.3-0.18=0.12 4、確定四檔齒輪變位系數(shù) 法面模數(shù) =3 端面模數(shù) ==≈3.265mm 法面壓力角 =20° 端面嚙合角 ≈21.61° 理論中心距 A==3.265=79.99mm 中心距變動系數(shù) ==0.002 查表得總變位系數(shù) =0.3 根據(jù)齒數(shù)比==1.23，按線圖分配變位系數(shù)得=0.18，則 =－=0.3-0.18=0.

58、12 5、確定輸入軸常嚙合斜齒輪變位系數(shù) 法面模數(shù) =3 端面模數(shù) ==≈3.404mm 法面壓力角 =20° 端面嚙合角 ≈22.44° 理論中心距 A==3.265=79.99mm 中心距變動系數(shù) ==0.002 查表得總變位系數(shù) =0.4 根據(jù)齒數(shù)比==1.76，按線圖分配變位系數(shù)得=0.36，則 =－=0.4-0.36=0.04 經(jīng)過以上的計算，列出本次設計所有齒輪的幾何尺寸：直齒圓柱齒輪的幾何尺寸如表3.3, 3.4所示；斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸如表3.5, 3.6所示［2］。 表3.3　直齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算

59、 序號 計算項目 計算公式（高度變位齒輪） 1 變位系數(shù) 2 分度圓直徑 3 齒頂高 4 齒根高 5 齒全高 6 齒頂圓直徑 7 齒根圓直徑 8 中心距 9 周節(jié)

60、 10 基節(jié) 11 分度圓弧齒厚 12 基圓直徑 表3.4　直齒圓柱齒輪的幾何尺寸 齒數(shù) 29 15 21 中心矩 =54mm =75mm 變位系數(shù) -0.1 0.1 -0.1 分度圓直徑 87mm 45mm 63mm 齒頂高 2.7mm 3.3mm 2.7mm 齒根高 5.55mm 4.

61、95mm 5.55mm 齒全高 8.25mm 8.25mm 8.25mm 齒頂圓直徑 92.4mm 51.6mm 68.4mm 齒根圓直徑 75.9mm 35.1mm 51.9mm 周節(jié) 9.42mm 9.42mm 9.42mm 基節(jié) 8.85mm 8.85mm 8.85mm 分度圓弧齒厚 4.492mm 4.928mm 4.492mm 基圓直徑 81.75mm 42.29mm 59.20mm 表3.5　斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算 序號 計算項目 計算公式（高度變位齒輪） 1

62、 理論中心距 2 端面嚙合角 3 中心距 4 變位系數(shù) 5 中心距變動系數(shù) 6 齒頂降低系數(shù) 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 法向基節(jié) 14 基圓直徑 15 法面分度圓弧齒厚 16 當量齒數(shù) 表3.6　斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸

63、 齒數(shù) 17 30 22 27 25 24 29 20 32 17 理論中心距 79.99mm 79.99mm 79.99mm 79.99mm 79.87mm 端面嚙合角 22.44° 21.61° 21.61° 21.61° 21.81° 中心距 80mm 80mm 80mm 80mm 80mm 變位系數(shù) 0.36 0.04 0.12 0.18 0.12 0.18 0.07 0.23 -0.03 0.35 中心距變動系數(shù) 0.002 0.002 0.002 0.002 0

64、.043 齒頂降低系數(shù) 0.4 0.30 0.30 0.30 0.28 分度圓直徑 57.87 mm 102.12 mm 71.83 mm 88.15 mm 81.63 mm 78.36 mm 94.69 mm 65.30 mm 104.3 2mm 55.42 mm 齒頂高 2.89 mm 1.93 mm 2.47 mm 2.65 mm 2.47 mm 2.65 mm 2.32 mm 2.80 mm 2.26 mm 3.50 mm 齒根高 4.17 mm 5.13 mm 4.89 mm

65、 4.71 mm 4.89 mm 4.71 mm 5.04 mm 4.56 mm 5.80 mm 4.56 mm 齒全高 7.06 mm 7.06 mm 7.36 mm 7.36 mm 7.36 mm 7.36 mm 7.36 mm 7.36 mm 8.06 mm 8.06 mm 齒頂圓直徑 63.64 mm 105.95 mm 76.76 mm 93.44 mm 86.56 mm 83.65 mm 99.32 mm 70.89 mm 108.8 4mm 62.22 mm 齒根圓直

66、徑 49.56 mm 91.84 mm 62.05 mm 78.73 mm 71.85 mm 68.94 mm 84.61 mm 56.18 mm 92.72 mm 46.30 mm 法向基 節(jié) 8.85 8.85 8.85 8.85 8.85 基圓直 徑 53.5 mm 94.4 mm 66.78 mm 81.95 mm 75.89 mm 72.85 mm 88.03 mm 60.71 mm 96.85 mm 51.45 mm 法面分度圓弧齒 厚 4.97 mm 4.74 mm 4.97 mm 5.10 mm 4.97 mm 5.10 mm 4.86 mm 5.21 mm 5.05 mm 5.95 mm 當量齒 數(shù) 24.84 43.84 28.37 34.82 32.24 30.95 37.40 25.79 41.03 21.80 3.3 本章小結 本章主要介紹了變速器主要參數(shù)的選擇，包括確定檔數(shù)、傳動比范圍，根據(jù)最大爬坡