某客車變速器主要參數(shù)的選擇和齒數(shù)分配計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u306471.1變速器各擋傳動比的確定 157911.1.1變速器擋數(shù)最低擋傳動比的確定 163311.1.2變速器其他各擋傳動比的確定 311791.2中心距的確定 3323351.3變速器外形尺寸的初選 4239131.4變速器齒輪參數(shù)的選擇 438161.4.1模數(shù) 513234表1.1汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 526737表1.2汽車變速器常用齒輪模數(shù) 513329表1.3各擋變速器模數(shù) 6230461.4.2壓力角 6149401.4.3螺旋角 673371.4.4齒寬 7158781.4.5齒輪變位系數(shù)的選擇原則 8190911.4.6齒頂高系數(shù) 9139991.5變速器各擋齒輪齒數(shù)的分配 9210011.5.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 9251191.5.2對中心距進行修正 10184001.5.3確定常嚙合齒輪的齒數(shù) 11243881.5.4確定其他各擋齒輪的齒數(shù) 11243391）確定二擋齒輪的齒數(shù) 11281352）確定三擋齒輪的齒數(shù) 11138473)確定四擋齒輪的齒數(shù) 12248804)確定五擋齒輪的齒數(shù) 12286335)倒擋齒輪的設計和齒數(shù)確定 128241.6小結 1353161.1變速器各擋傳動比的確定 1.1.1變速器擋數(shù)最低擋傳動比的確定變速器的擋數(shù)一般位于3-20，且一般的變速器在6擋及以下，增加變速器擋位的優(yōu)勢在于提高汽車動力性和燃油經(jīng)濟性節(jié)約成本，使得車輛在最符合自身的去工況下工作，平均車速都得到提高，但缺點也很明晰七年會使輪廓尺寸和質量增大，操縱機構復雜性也會顯著上升，而且隨著在用時換擋頻率升高，換擋難度也會增加。為了降低油耗，變速器最好要取較多的擋位，目前來看，乘用車采用4-5擋，發(fā)動機排量較大采用5擋。最低擋傳動比不變的前提下，變速器擋位在允許范圍內增加會使得變速器相鄰擋位之間傳動比比值減小，換擋過程更容易進行，相鄰擋位之間傳動比最好在1.8以下了。該車的發(fā)動機功率較大，暫時采取5擋變速器。機械式變速器傳動比范圍=最低擋傳動比/最高擋傳動比[18]。有些車輛最高擋是直接擋，傳動比等于1.0，有些車輛的最高擋是超速擋，傳動比在0.7左右。確定汽車變速器最低擋的傳動比，不僅要考慮汽車爬坡的最大坡度、驅動車輪與路面的之間的附著力、汽車行駛時的最低穩(wěn)定車速、還要考慮主減速比和驅動車輪的滾動半徑等因素[19]。在選擇最低擋傳動比時，汽車最大爬坡度、附著率和汽車最低穩(wěn)定車速是首先應該考慮的3個問題。在汽車爬坡時車速不高的條件下，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力[20]。故有 則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為 （3-1）式中，G——汽車總質量G=165000N；——滾動阻力系數(shù)，；——最大爬坡度對應的角度，；——車輪滾動半徑，=0.512m；——發(fā)動機最大轉矩，取為；——主減速器傳動比，；——傳動系的傳動效率，取為0.86。算得。為了滿足附著條件，應使最低擋傳動比 （3-2）式中，——驅動輪所承受的靜載荷，；——輪胎與地面的附著系數(shù)，取為0.85。把數(shù)據(jù)=0.512m、=950N·m、=6.43、=0.86代入式（3-2）算得9.11。取。1.1.2變速器其他各擋傳動比的確定 按等比數(shù)列分配其他各擋傳動比，，則，=5，=1.3，=2.2，=1.48，=0.98。105851.2中心距的確定關于中間軸式變速器，將中間軸與輸出軸之間的距離稱之為變速器中心距；而對兩軸式變速器而言，將變速器輸入軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距。它是一個基本參數(shù)，其大小十分關鍵它不僅只對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且還會對輪齒的接觸強度有影響。并且當中心距越小，輪齒的接觸應力就會相應增大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距的確定應該由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置變速器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，最好中心距取大些，如果變速器中心取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度減弱以及影響齒輪的嚙合狀態(tài)[21]。中間軸式變速器的中心距(mm)可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選，經(jīng)驗公式為 (3-3)式中：－中心距系數(shù)，乘用車：，商用車：；多擋變速器－發(fā)動機的最大轉矩(N·m)；－變速器一擋傳動比；－變速器的傳動效率，取96%。將各數(shù)代入式(3-4)中得=142.6~159.1故可初選中心距mm。128401.3變速器外形尺寸的初選變速器的橫向外形尺寸要受到許多因素影響，齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置可以初步確定其外形尺寸。變速器殼體軸向尺寸考慮的因素還包括變速器的擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式?？筛鶕?jù)中心距離的尺寸參照下列關系進行初選。乘用車變速器殼體的軸向尺寸為。商用車變速器的軸向尺寸為：四擋；五擋；六擋所以本設計變速器的軸向尺寸可初選為mm，取整外形尺寸420mm。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。1.4變速器齒輪參數(shù)的選擇37701.4.1模數(shù)齒輪模數(shù)收到兩個因素的影響包括齒輪的彎曲疲勞強度以及最大載荷作用下的靜強度所確定。選擇模數(shù)時應考慮兩個問題1.較小的模數(shù)，造成齒輪的齒數(shù)的增加，重合度增加，齒輪的噪聲也會減小，2.較大的模數(shù)，可使質量減小對貨車而言，為了拉更多的貨減少質量的重要性要高于減少噪聲，故齒輪應選用大些的模數(shù)來實現(xiàn)其目的；變速器低擋齒輪應選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)，只有極少數(shù)情況，汽車變速器各擋齒輪選用相同模數(shù)。汽車變速器常用齒輪模數(shù)的范圍見表1.1表1.1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/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14.0≥14.0模數(shù)/mm2.25～2.752.75～1.001.50～4.504.50～6.00當增大齒寬時變速器的噪聲會降低，而為了減小變速器的質量，則應增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。但對乘用車來說噪聲的降低較為重要，而對商用車則更應重視減小其質量。所選模數(shù)應符合國家標準GB/T1357—2008的規(guī)定，見表3-2，選用時優(yōu)先考慮第一系列。表1.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)第一系列1.00—1.25—1.5—2.00—2.50—1.00—4.00—5.00—6.00第二系列—1.125—1.375—1.75—2.25—2.75—1.50—4.50—5.50—嚙合套與同步器一般取用范圍：乘用車和總質量化在1.8~4.0t的貨車為2.0~1.5mm總質量大于14.0t的貨車為1.5~5.0mm[22]。用公式來計算各擋齒輪的模數(shù)：常嚙合齒輪模數(shù) (3-5)一擋齒輪模數(shù) (3-6)高擋齒輪模數(shù) (3-7)表1.3各擋變速器模數(shù)擋位模數(shù)五擋四擋三擋二擋一擋五擋箱齒輪mn4.54.54.54.55.01.4.2壓力角齒輪重合度會隨著壓力角的降低而增大，齒輪的剛度也會隨之降低，能夠減少進入嚙合與推出嚙合的動載荷，噪聲也會進一步減??；平穩(wěn)性也會更好。輪齒的抗彎強度和表面接觸強度隨著齒輪壓力角的增大會進一步增加；對于大中型客車，為提高輪齒承載能力選用20或者25度等較大型壓力角，經(jīng)過與現(xiàn)有刀具參數(shù)比較分析以及本次設計的客車符合大中型客車的概念選用20°壓力角。嚙合套與同步器的結合齒壓力角有20°，25°和30°，但普遍選用30°[23]。1.4.3螺旋角斜齒輪廣泛應用于二三四五擋的設計，斜齒輪的螺旋角非常重要會對齒輪工作的噪聲，齒輪的強度以及軸向力均有影響。齒輪的重合度會隨著螺旋角的增加而增大，因而工作平穩(wěn)，噪聲小，但也不能一味的增大當螺旋角大于30度時，抗彎強度會大幅度下降，為了保證低擋齒輪抗彎強度，以15°~25°最為宜[24]。從工藝簡便的角度出發(fā)，在中間軸軸向力不大時，可以取一種或者兩種的螺旋角類型螺旋角。一擋和倒擋設計為直齒，這種情況是允許的，因為此時第二軸沒有軸向力。低擋齒輪采用較小角，高擋齒輪選用較大角。圖1.1中間軸軸向力平衡 （3-8）r1和r2為中間軸同時工作齒輪的節(jié)圓半徑和為中間軸同時工作齒輪的螺旋角表1.4各擋變速器螺旋角擋位螺旋角五擋四擋三擋二擋一擋常嚙合齒輪五擋齒輪222120170221.4.4齒寬齒寬同樣是變速器不可或缺的參數(shù)，齒寬不僅對變速箱的軸向尺寸,質量，齒輪工作平穩(wěn)性有影響，還會對對齒輪強度和齒輪工作時受力均勻程度有影響。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)性的要求。通?？梢愿鶕?jù)齒輪模數(shù)來選擇齒寬b[7]。 (3-9)式中：－齒寬系數(shù)，直齒輪取，斜齒輪?。唬婺?shù)。當采用嚙合套或同步器換擋時，結合齒工作寬度可取為2~4mm表1.5各擋變速器齒寬擋位齒寬五擋四擋三擋二擋一擋常嚙合齒輪五擋箱齒輪b2929.53031.535401.4.5齒輪變位系數(shù)的選擇原則齒輪的變位同樣也是齒輪設計非常重要的一環(huán)，變位齒輪的采用，不僅可以避免齒輪產(chǎn)生跟切還可以湊中心距，其值的大小還可以影響齒輪強度，耐磨損，使用平穩(wěn)性，抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要分為兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副一對嚙合齒輪變位系數(shù)之和等于0。前者的優(yōu)勢在于增加小齒輪的齒根強度，達到和大齒輪強度相近的程度。當然他也有其缺陷不能同時增加一對齒輪的強度，噪聲也沒有辦法減少,角度變位齒輪副變位系數(shù)之和不等于0，角度變位既繼承了高度變位的優(yōu)點，又避免他的缺點[25]。根據(jù)《汽車變速器原理與設計》這本書總結來看。為了減小噪聲，對于除去一二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值，一般情況下，最高擋和一軸齒輪副的選為-0.2~0.2。隨著擋位降低，理應逐漸增大。一擋二擋和倒擋應選用較大值，來獲得高強度齒輪副。一擋齒輪的值可以選用1.0以上。根據(jù)下面即將要求的齒輪數(shù)算出下列數(shù)據(jù)。根據(jù)總變位系數(shù)線圖可得表1.5各擋變速器變位系數(shù)擋位變位系數(shù)五擋四擋三擋二擋一擋常嚙合齒輪主動齒輪數(shù)0.10.150.30.50.50.1被動齒輪數(shù)-0.10.20.20.10.60.11.4.6齒頂高系數(shù)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都與齒頂高系數(shù)的大小有關。齒輪重合度隨著齒頂高系數(shù)的減小而減小，工作噪聲反而會大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。我國規(guī)定，齒頂高系數(shù)取為1.00[26]。1.5變速器各擋齒輪齒數(shù)的分配1.5.1確定一擋齒輪的齒數(shù)已知一擋傳動比，且為了確定，的齒數(shù)，先求齒數(shù)和直齒輪 (3-10)斜齒輪 (3-11)由于一擋齒輪為直齒輪，故可用式(3-10)計算。代入數(shù)據(jù)后得 計算后應取為應該先圓整，然后再進行大、小齒輪齒數(shù)的分配，中間軸上小齒輪的最小齒數(shù)，受剛度的限制。在選定時，要綜合考慮軸的尺寸和齒輪齒數(shù)。為避免根切、增加強度，中間軸一擋小齒輪應為要小。則可取 取一擋小齒輪齒數(shù) 1315119753113151197531141221412210086100864圖1.2變速器各擋齒輪1.5.2對中心距進行修正計算完齒數(shù)和后，取整數(shù)使中心距有了調整，應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，故中心距變?yōu)?mm1.5.3確定常嚙合齒輪的齒數(shù)由式得 因常嚙合齒輪副與1擋齒輪副以及其它各擋齒輪副的中心距相同，故由式(3-11)可得 聯(lián)立求解并將、取整數(shù)后得 ，1.5.4確定其他各擋齒輪的齒數(shù)1）確定二擋齒輪的齒數(shù)二擋齒輪為斜齒輪，則有 聯(lián)立求解，并對齒數(shù)取整后得 ，2）確定三擋齒輪的齒數(shù)三擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式 求解上述三式，取整得，，。3)確定四擋齒輪的齒數(shù)四擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式 求解上述三式，取整得，，。4)確定五擋齒輪的齒數(shù)五擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式 求解上述三式，取整得，，。5)倒擋齒輪的設計和齒數(shù)確定如圖為倒擋齒輪示意圖圖1.3倒擋齒輪分布通常1擋與倒擋齒輪選用同一模數(shù)，故倒擋齒輪的模數(shù)可以取為5。取倒擋中間齒輪15的齒數(shù)取。中間軸倒擋齒輪的齒數(shù)