【文章內容簡介】 ci —— 分動 器傳動比 。 代入式 （ ） ： r iiiT Tce ?10max≥ )s inc o s(m a xm a x ?? ?fmg =max?mg 式中 max? —— 最大道路阻力系數 由發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式： 11 ca iiirnu? 求得： 50 37 iurniiac ? = 1171 3???? ? = 所以 1i ≥Tce iiTrmg ??0maxmax = ?? ??? = 所以 ，由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比為： 1i = 根據驅動車輪與路面的附著條件 ： r iiiT Tce ?10max ≤ ?2G （ ）求得變速器一檔傳動比為： 1i ≤Tce iiTrG ??0max2 ? = 式中 2G —— 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，計算時取 ? =～ 所以 ≤1i ≤ 在乘用車的傳動比范圍內 ～ 之間 。 初步確定其他各檔傳動比 變速器的最高檔位直接檔，所以5i=1，取 1i =。 根據經驗公式，按等比級數分配， 12 qiiiiiiii ???? 54433221 （ ） q —— 幾何級數的公比 所以， 2i =，3i=， 4i =。 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 A 時，可根據經驗公式計算 ： A=3 1max geA iTK ? （ ） 式中 AK —— 中心距系數 ,對乘用車 AK =～ ，取 AK =9 所以， A = 乘用車變速器的中心距約在 65～ 80 范圍內變化，經過圓整 后取中心距 A =80mm。 齒輪參數的確定 齒輪的模數 齒輪模數是一個重要參數，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，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少模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數，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的意義，因此齒輪的模數應選得小些；變速器低檔齒輪應選用大些的模數，其他擋位選用另一種模數。少數情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數，變速器用齒輪模數的范圍如表 。 所選模數值應符合國家標準 GB/T1357—1987 的規(guī)定，如表 。選用時，應優(yōu)先選用第一系列，括號內的模數盡可能不用。 輸入軸常嚙合斜齒輪的法面模數 nm ： 13 nm = maxeT （ ） = 取nm= 3mm。 一檔齒輪為直齒輪 m ： m = 3 1max ?iTe （ ） = mm 取 m =3mm。 表 汽車變速器齒輪的法向模數 nm 車型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質量 am /t ＞ V≤ ＜ V≤ ＜ am ≤ am ＞ 模數nm /mm ～ ～ ～ ～ 表 汽車變速器常用的齒輪模數 （ mm） 一系列 二系列 （ ） （ ） — 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 28176。時強度最高，但是超過28176。強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為 25176。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 176。、 15176。、 16176。、 176。等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用 176。或 25176。等大些的壓力角。 實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為 20176。，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20176。嚙合套或同步器的接合齒壓力角為 20176。、 25176。、 30176。等，但普遍采用 30176。壓力角。 應該指出，國外有些企業(yè)生產的乘用車變速器齒輪采用兩種壓力角，即高檔齒輪 14 采用小些的壓力角以減少噪聲；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時，除必須采用大的齒高系數外，還應采用大圓弧齒根，這樣可以提高彎曲強度 在 30%以上。 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 30176。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 15176。～ 25176。為宜；而從提高高檔齒輪的接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選用： 乘用車變速器 ： 兩軸式變速器為 20176?！?25176。 中間軸式變速器為 22176?！?34176。 貨車變速器： 18176?！?26176。 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的。 直齒 mkbc? ck為齒寬系數 , 取ck=～ 斜齒ncmkb? ck為齒寬系數 , 取ck=～ 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 ck 可取大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低， 15 以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數取得稍大。 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 。 齒輪的變位系數的選擇原則 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和不同。為 保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒數副采用標準齒輪傳動或高度變位時，對齒數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。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。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現齒根彎曲、斷裂的現象。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來選擇大小齒輪的變位系數，此時小齒輪的變位系數，此時小齒輪的變位系數大雨零。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，以消除根切現象。 總變位系數 21 ??? ??c 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， c? 值越 16 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，對由于齒根減薄而產生的削弱強度的因素有所抵消。 根據上述理由，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 齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值，以便獲得低噪聲傳動。一般情況下，最高 檔 和一 軸齒輪副的 c? 可以選為－ ～ 。隨著 檔 位的降低， c? 值應該逐 檔 增大。一、二 檔 和倒 檔 齒輪，應該選用較大的 c? 值，以便獲得高強度齒輪副。一 檔 齒輪的 c?值可以選用 以上。 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。若齒頂高系數小，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，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 ～ 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，規(guī)定齒頂高系數為 。 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大于 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。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，還沒有制定統(tǒng)一的標準，由各企業(yè)自行確定，從小至 到大至 的都有，且許多變速器的一對主、從動齒輪的齒頂高系數不同 ［ 3］ 。 各檔傳動比及其齒輪齒數的確定 在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的檔數、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。應該注意的是，各檔相互嚙合的齒輪的齒數最好為質數，以使齒面磨損均勻。如圖 是本次設計的變速器的傳動方案。 確定一檔齒輪齒數 一檔的傳動比為： 1i ==10192zzzz （ ） 為了確定9z ， 10z的齒數，先求其齒數和?z 17 斜齒輪： ?z=nmA 109cos2 ?? = 3 23cos802 ??? = （ ） 應取?z為整數， ?z=49 為了使9z/10z盡量大些，應將10z取得盡量小些，這樣，在 1i 已定的條件下， 2z / 1z的傳動比可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多的齒數，以便在其內腔設置第二軸的前軸承，10z的最少齒數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 1i =～ 時，則10z在 15～ 17 內選擇。取