变速箱主要全参数地选择计算

1、第三章变速箱主要参数的选择根据变速箱运用的实际场合，结合同类变速箱的设计数据和经验，来进展本 设计的主要参数的选择，包括：挡数、传动比 X围、中心距、外形尺寸、齿轮参 数等。变速箱的挡数可在320个挡位X围内变化。通常变速箱的挡数在6挡以下， 当挡数超过六挡以后，可在6挡以下的主变速箱根底上，再配置副变速箱，通过 两者的组合获得多挡位变速箱。传动系的挡位增多后，增加了选用适宜挡位使发动机处于工作状况的机会，有利于提高燃油经济性。因此，轿车手动变速箱已根本采用5挡，也有6挡的。近年来，为了降低油耗，变速箱的挡位也有增加的趋势。 发动机排量大的乘用车 多用5个挡。【本设计采用5个挡位】变速箱传动比

2、的X围是指变速箱最低挡传动比与最高挡传动比的比值。高挡通常是直接挡，传动比为1.0 ;有的变速箱最高挡是超速挡，传动比为0.70.8。 影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽 车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以与 所要求达到最低稳定性是车速等。目前乘用车的传动比 X围在3.05.4之间， 总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其他商用车如此更大。本设计根据已给条件，最高挡挡选用超速挡，传动比为i1=3.5，i2=2.5，i3=2.0，i4=1.5，i5=0.95，iR=3.5（倒挡）所给相邻挡位间的传动比比值在1.8以下，利于换

3、挡对中间轴式变速箱，变速箱中心距是指中间轴与第二轴轴线之间的距离。它是一个根本参数，其大小不仅对变速箱的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对齿轮的接触有轻度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越 短；变速箱的中心距取的越小，会使变速箱长度增加，并因此而使轴的刚度被削 弱和使齿轮的啮合状态破坏。中间轴式变速箱中心距A mm确实定，可根据对已有变速箱的统计而得出 的经验公式初定：3-1a KA3Tmx式中：KA中心距系数。对轿车， K A =8.99.3 ;对货车，K A =8.69.6 ; 对多挡主变速箱，K A =9.511;T max 变速箱处于一挡时的输出扭矩此处意为最大转矩

4、故可得出初始中心距： A=66.86mm圆整取 A为67mm3.4 外形尺寸变速箱的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以与倒挡中间齿轮和换挡机构的布 置初步确定。A。商用车变速箱壳体的轴向尺寸与挡数有关：四挡（2.22.7） A五挡（2.73.0） A六挡（3.23.5） A当变速箱选用的挡数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限为检测方便，A取整。本设计为五速手动变速箱，其壳体的轴向尺寸是3x67=201mm3.5 齿轮参数齿轮模数是一个重要参数，影响它选取的因素很多，如齿轮的强度、质量、 噪声、工艺等。选取齿轮模数一般遵守的原如此有:在变速箱中心距一样的情况下，选取较小的模数，就可以增加

5、齿轮的齿数， 同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加， 并减少齿轮噪声；为使质量小些，应 该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而 从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重 要的意义，因此齿轮的模数应选的小些；对货车，减小质量比减小噪声更重要， 此时齿轮应该选用大些的模数；变速箱低挡齿轮应选用较大些的模数，其他挡位 选用另一种模数。所选模数应符合GB/T1357-2008规定的通用机械和重型机械用 直齿和斜齿渐开线圆柱齿轮的法向模数。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mnmn 0.473 Temaxmm 3-2T1maxTe maxi13-

6、3式中 为变速箱传动效率，取96% T；max为发动机最大转矩由 4-3 式得 Temax=122Nm 进而求得 g =2.33，取 m=2.5。一挡直齿轮的模数mm 0.333 T1max mm 3-4通过计算 m=2.45，取m=3同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一 变速箱中的结合套模数都取一样，轿车和轻型货车取23.5。【本设计取2.5】3.5.2 齿形、压力角a、螺旋角B和齿宽 b齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，传动平稳，能减少进入 啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可 提高轮齿的抗弯强度和外表接触强度。汽

7、车变速箱齿轮的齿形、压力角、螺旋角 按表3-1选取。表3-1汽车变速箱齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型齿形压力角a螺旋角卩轿车高齿并修形的齿形 ， 15， 16257 45一般货车GB1356-78规定的标准齿形20207 30重型车同上，25小螺旋角因国家规定的标准压力角为20。，所以变速箱齿轮普遍采用压力为20啮合套或同步器取30;斜齿轮螺旋角B取30。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。 为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋, 其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高

8、但试验明确，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承 载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于 减轻变速箱的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数m mn的大小来选定齿宽：b为齿宽12 4mmmm。米用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时取第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应 力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。模数一样的各挡齿轮，挡位低的齿轮 的齿宽系数取得稍大。3.5.3 齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了防止齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强

9、度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力与 齿轮的啮合噪声。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴组合并构成的变速箱，会因保证各挡传动 比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有一样的中心距， 应对齿轮进展变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。角度变位可获得良好的啮合性能与传动质 量指标，采用得多。对斜齿轮传动，还可以通过选择适宜的螺旋角来达到中心距 一样的要求。变速箱齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高 挡齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合 剂耐磨损最有利的原如此选择变位系数。

10、为提高接触强度，应使总变位系数尽可 能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小 齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但 是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，变速箱中除去一、二挡和倒挡以外的其他各挡 齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一挡主 动齿轮10的齿数Z10=15 17,因此一挡齿轮需要变位。变位系数3-517 Z17式中Z为要变位的齿轮齿数。【本设计中变位系数

11、根据上式 3-5求得】3.5.4 齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮廓精度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切 和吃定厚度等有影响。假如齿顶高系数小，如此齿轮重合度小、工作噪声大；但 因齿轮受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不 高，并认为齿轮上受到的载荷几种作用在齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。在齿9轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定 齿顶高系数取为1.0。本设计中也取齿顶高系数为1.0。3.6 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速箱的挡数、传动比和传 动方案来分配各挡齿轮的齿数。下

12、面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。3.6.1确定一挡齿轮的齿数一挡传动比Z2Zg 3-6il工T宁H工-ZC 丁 J为了确定Z9和Z10的齿数,先求其齿数和Z :-XT丄丄丄-jJZ3-72Am其中 A =67mm m =3;故有 Z 44.7。乙 Zio图3-1三轴五速变速箱示意图乘用车中间轴式变速箱i1 3.53.9时，如此中间轴上一挡齿轮的齿数 乙。可 在1517之间选取，此处取 乙0=15，如此可得出Z9=30。上面根据初选的A与m计算出的Z可能不是整数，将其调整为整数后，从式3-7看出中心距有了变化，这时应从 Z与齿轮变位系数反过来计算中心距A,再以这个修正后的中心距作为以后计算

13、的依据这里Z修正为45,如此根据式3-7反推出A=67.5mm362确定常啮合齿轮副的齿数由式3-6丨求出常啮合齿轮的传动比Z2 3-8Z10ii乙Z9由已经得出的数据可确定1.75而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等3-9mn0 Z2)2 cos由此可得:3-10)乙Z22Acosmn而根据已求得的数据可计算出：乙 乙 47与联立可得：乙=17、乙=30。如此根据式3-6丨可计算出一挡实际传动比为：i1=3.533.6.3确定其他挡位的齿数二挡传动比3-11而i22.5Z2 Z7 i2Z1 Z8对于斜齿轮,三 1.417Z82 A cosmn3-12按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮Z

14、526 Z621；四挡齿轮Z321、乙 26。364确定倒挡齿轮的齿数一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比拟为接近，在本设计中倒挡传动比ig取3.5。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮10略小，取乙2 13。i13-1390可80故70计算出乙1可得出中间轴与倒挡轴的中心距60=45mm3010轴的2所示:第三季度齿数z403-1520各符号50 而倒挡轴与第丁中心：第一称度参数如01轴常啮合齿轮Z117乙1Z13A=1 3-14)东部A西部II北部Z13 Z2Z12Z12mn(Z12 Z13)mn (Z11 乙3 )=61.25mm模数m分度圆 直径dmm基圆直径db压力角a螺旋角卩齿宽

15、bmm203020表3-2齿轮相关参数而通常情况下，倒挡轴齿轮 乙3取2123,此处取 乙3=23。中间轴5挡齿轮Z23075184挡从动齿轮Z321204挡主动齿轮Z42665183挡从动齿轮Z52665223挡主动齿轮Z621222挡从动齿轮Z72870202挡主动齿轮Z819221挡从动齿轮Z9303900201挡主动齿轮Z10154522倒挡从动齿轮Z11266520倒挡主动齿轮Z1212303022倒挡轴齿轮Z132322第四章 变速箱齿轮的强度计算和材料选择4.1 齿轮的损坏形式变速箱齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落点蚀、移动换挡齿轮端部破坏以与齿面胶合。轮齿折断分一下

16、两种情况：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲 折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然 后出现弯曲折断。前者在变速箱中出现的极少，而后者出现的较多。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于吃面细小裂缝 中的润滑油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点， 称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的低挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的 齿轮存在角速度差，换挡瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。4.2 轮齿强度计算与其他机械设备用变速箱比拟，不同用途汽车的变速箱齿轮使用

17、条件仍是相 似的。此外，汽车变速箱齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、 支撑方式也根本一致。如汽车变速箱齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精 加工，齿轮外表采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得 较为准确的结果。本设计在这里所选择的齿轮材料为40Cr,采用计算汽车变速箱齿轮强度用的简化公式。4.2.1轮齿弯曲强度计算1直齿轮弯曲应力wbty式中：w为弯曲应力MPa；Ftio为一挡齿轮10的圆周力N，Fo=2Tg/d ;其中Tg为计算载荷Nmrd为节圆直径；K为应力集中系数，可近似取1.65 ;

18、Kf为摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9 ;b为齿宽mm取18;t为端面齿距mn,t= n my为齿形系数。如图4-1所示，当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为：TgTemaxZ9 Z2=430588NmF10故由2Tgd可以得出Ft10 ；再将所得出的数据代入式5-1丨可得4-2=122 1000 30/15 30/17w9 533.0MPa当计算载荷取作用到变速箱第一轴上 的最大扭矩Tma卩寸，一挡直齿轮的弯曲应力 在 400850MPa之 间。2）斜齿轮弯曲应力0 7?0,21CU讣1. IS0.17,miAw btyr11 /154-3 y式中K为重合度影响系数，取2.0 ；其他参数均与式4-1注释一样，K 1.50图4-1齿形系数图选择齿形系数y时，按当量模数召 z/coS在图4-1中查得二挡齿轮圆周力:Ft8Ft7d84-4根据斜齿轮参数计算公式可得出：Ft8 Ft7齿轮8的当量齿数Zn z/cog =47.7，由图5-1丨得：沧0.153w8212.28MPa6798.8 1.520 7.85 0.153 2同理可得：w7 231.9MPa。依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：四挡：w1 2