轎車三軸變速器系統(tǒng)設(shè)計【轎車中間軸式五檔變速器】

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Its function is to change the transmission ratio, the torque and the speed of the engine to the driving wheel, so as to adapt to the changing driving conditions. The purpose of transmission work is to make the vehicle obtain different traction and speed under different driving conditions such as starting in situ climbing slope turning and accelerating and at the same time making the engine work in the most favorable range. In addition, the transmission has a gap and reverse gear. Without changing the direction of crankshaft rotation of the engine, the car can go backwards and use the gap to interrupt the power. The transmission enables the engine to start, idle, and facilitate transmission shift or power output. Therefore, the structural requirements of transmission have a direct and important impact on the vehicle's power performance, transmission smoothness, fuel economy, shift handling portability, reliability, comfort and efficiency. The purpose of this design is to apply and master the knowledge of mechanical principle, mechanical design, mechanical design and so on, but also to use automobile construction, automobile theory, automobile design, etc. The whole and parts of the three-axis and five-file manual transmission are designed, and the assembly drawing and part drawing are drawn by using the 2D software, such as AutoCAD, CAXA, etc. Finally, the 3D software, such as PROE and UG, is used to model the system. Assemble, etc. First of all, this paper briefly introduces the research purpose and significance of the design, as well as the current situation and the main development of the transmission. Want the content. Secondly, the working principle of three-axis and five-file manual transmission is expounded, the transmission schemes of different transmission are compared one by one, and a reasonable structure scheme is selected to design. Finally, the design and calculation of each gear, shaft and bearing of three-axis and five-speed manual transmission are carried out in detail, and the force analysis, strength and stiffness check and calculation are carried out, and the synchronizer is also selected. Key words: transmission; number of gears; transmission ratio; gear; shaft; synchronizer; modeling II 目錄 1 緒論......................................................................................................................... 1 1.1 變速器設(shè)計的目的以及意義............................................................................. 1 1.2 變速器的發(fā)展及現(xiàn)狀......................................................................................... 1 2 變速器主要參數(shù)的選擇及機構(gòu)布置方案.......................................................... 4 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇.................................................................................. 4 2.1.1 檔數(shù)與傳動比.............................................................................................. 4 2.1.2 中心距........................................................................................................... 6 2.1.3 軸向尺寸.......................................................................................................... 6 2.2 變速器傳動機構(gòu)布置方案的確定..................................................................... 7 2.2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析................................................................................. 7 2.2.2 倒檔布置方案................................................................................................. 8 3.齒輪的設(shè)計........................................................................................................... 10 3.1 齒輪參數(shù)........................................................................................................ 10 3.1.1 齒輪模數(shù)....................................................................................................... 10 3.1.2 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬 b........................................................ 11 3.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定................................................................... 13 3.2.1 確定一檔齒數(shù)............................................................................................... 13 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)........................................................................... 14 3.2.3 確定其他檔位的齒數(shù)................................................................................... 15 3.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù)................................................................................... 17 3.3 齒輪變位系數(shù)的選擇....................................................................................... 19 4.變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 19 4.1 齒輪的強度計算與校核 24 4.1.1 齒輪彎曲強度計算 24 4.1.2 齒輪接觸應力 27 5.變速器軸的強度計算與校核 30 5.1 確定軸的尺寸 30 5.2 軸的校核 31 6.變速器同步器的設(shè)計 38 7.變速器的裝配及仿真分析 45 7.1 變速器的裝配 45 7.2 變速器的仿真分析 47 7.3 變速器結(jié)構(gòu)的有限元分析 38 8.結(jié)論 50 致謝 51 參考文獻 52 1 緒論 1.1 變速器設(shè)計的目的以及意義 伴隨著經(jīng)濟與科學技術(shù)以及我國汽車工業(yè)不斷地壯大，我國汽車行業(yè)在不斷地快速的 發(fā)展，汽車工業(yè)也逐漸的成為了我們國家的支柱產(chǎn)業(yè)。因此，我國的汽車工業(yè)方面也面臨 著前所未有的機遇與挑戰(zhàn)，那么如何設(shè)計出既經(jīng)濟實惠，又工作可靠，性能優(yōu)良的汽車就 成為了當前汽車設(shè)計者急于解決的緊迫問題。為了發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能，那就必須有一 套傳動效率很高高，維修保養(yǎng)成本又低，并且能夠帶來駕駛樂趣的變速裝置，來協(xié)調(diào)汽車 發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和汽車車輪的實際行駛速度。在面臨著汽車行業(yè)急速發(fā)展帶來的機遇和挑戰(zhàn) 的同時，我們也不得不承認我國與發(fā)達國家在汽車技術(shù)方面上還存在著一定程度的差距， 因此我們要運用我們的知識為我國汽車行業(yè)的發(fā)展做出努力。 1.2 變速器的發(fā)展及現(xiàn)狀 在汽車變速器 100 多年的歷史中，經(jīng)歷了無數(shù)次的變革與改進，變速器的性能也在不斷的提高，為汽車的行駛及操縱性能提供更多的便利，也是汽車的舒適性得以提高。從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和變速器的發(fā)展歷史來看，全世界的汽車研究者以及汽車生產(chǎn)商家都對提高 AT 的性能以及研制無級變速器(CVT)表現(xiàn)出積極的看法，汽車行業(yè)非常重視 CVT 在汽車上的應用以及實用化進程。目前汽車上應用較多的汽車變速器是手動變速器(MT)、 電控液力自動變速器(ECT)、金屬帶(鏈)式無級變速器(CVT)、電控機械式自動變速器 (AMT)、雙離合器變速器(DCT)及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器(IVT)等數(shù)種，這幾種變速器都具有各自優(yōu)勢。 （1）手動變速器 MT 自汽車發(fā)明以來，手動變速器一直得到廣泛應用。手動變速器采用的是齒輪組，對應 的汽車的每檔的齒輪是都是固定的，因此各檔的變速比也是固定不變的。在 20 世紀 60 年 代，大部分的汽車變速器還僅僅只有 3 個檔位，并且只有高速檔才具備同步器。雖然低檔 速率對節(jié)約燃料有一定的好處，但是加快速度還是需要變高速檔，所以人們一直在研究和 提高變速器的檔數(shù)，因此發(fā)展到現(xiàn)在，大多數(shù)的手動變速器都具有 5 檔，甚至是 6 檔速率。 但是隨著自動變速機構(gòu)的出現(xiàn)，很多人說手動變速器必將淘汰，因為它的操縱的難度以及 復雜性阻礙了汽車的高速發(fā)展。但是我認為從市場需求以及適用性方面來說，手動變速器 1 還是會存在于市場上，畢竟手動變速器在一些車型上所體現(xiàn)出來的優(yōu)越性是其他變速器所 取代不了的。而且隨著人們生活水平的提高，汽車走進了尋常百姓家，因此在考錄經(jīng)濟適 用性方面，手動變速器更受歡迎。 （2）自動變速器 AT 自動變速器是從上世紀 40 年代開始使用，在當時，由于電子裝置還沒有很好的發(fā)展 起來，因此只有通過液壓系統(tǒng)才能控制相關(guān)的操縱裝置。隨著汽車的不斷發(fā)展，自動變速 器的檔位數(shù)也像手動變速器得檔位一樣在逐漸增加。自動變速器是利用行星齒輪機構(gòu)來進 行變速，自動變速器可以根據(jù)汽車自身行駛的速度以及駕駛者踩踏踏板的程度來自動的調(diào) 節(jié)汽車的速度。與手動變速器和老一代產(chǎn)品相比較來說，二者的重量差不多，但是自動變 速器傳遞的扭矩增大了許多。同時，它還采用了多檔位與小速比差，這樣就可以減少燃料 的消耗，而且還增加了車輛行駛的平順性，提高了汽車的運動性能與舒適性。 （3）自動變速的手動變速器 AMT 對于 AMT 的出現(xiàn)，起初很受歡迎，因為 AMT 的價格比 AT 和 CVT 要便宜得多。雖然對于小轎車來說，自動變速的手動變速系統(tǒng)不是那么完美，在換擋的時候偶爾會造成動力的中斷，但是卻可以讓人們體驗到兩種駕駛方式，這也是駕駛者在駕駛過程中提高了駕駛的樂趣。在平常駕駛中可以使用手動操作，感受駕駛的樂趣，而在交通擁擠的時候，又可以切換為自動駕駛模式，減少操縱的不便性，這在一定程度上也很適合我們國家的交通情況。這種自動變速的手動變速器大多應用在多檔位的重型卡車上，因此，自動變速的手動變速器的使用，主要是考慮到車的重量以及動力傳遞方面的特性要求。 （4）無級變速器 CVT 如今汽車的發(fā)展是非常迅速的，駕駛者對于汽車性能的要求也是越來越高，因此無級變速器便應運而生。無級變速器是利用鏈條傳送動力的，它需要起動機離合器或者是液力變扭器。汽車實現(xiàn)倒車性能．還需要一套額外的倒車齒輪組。由于無級變速器并不是同手動變速器和自動變速器一樣使用齒輪變速，而是采用了一個滑輪以及兩個鋼帶來實現(xiàn)變速，所以無級變速器的傳動比可以隨意的改變。無級變速器在承接自動變速器的優(yōu)良性能的基礎(chǔ)上還克服了自動變速器換擋時跳檔以及油門反應比較慢等問題。 （5）雙離合變速器 DCT 變速器發(fā)展的主要驅(qū)動力就是降低成本，因此在 AMT 之后，雙離合器變速器(OCT)的 出現(xiàn)成為了一個在 AT 和 CVT 之外的選擇。雙離合器變速器與一般自動變速器有很大的區(qū) 別，它的特別之處就是它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來的，但它也不是自動變速器，雙 2 離合變速器既傳承了手動變速器的燃油經(jīng)濟性與靈活性，同時還具有自動變速器的靈活 性，最重要的是除此之外它還能提供不間斷的動力輸出，這也使它成為了目前變速器的最 高技術(shù)的代表。 3 2 變速器主要參數(shù)的選擇及機構(gòu)布置方案 本次設(shè)計是圍繞奇瑞 1.8L 手動豪華車型而開展的，設(shè)計中所采用的大部分相關(guān)參數(shù)全 部來源于這種車型： 表 2-1 參考車型的相關(guān)參數(shù) Table 2-1 parameters of reference models 發(fā)動機型號 SQR481FC 主減速器比 4.782 最高轉(zhuǎn)速 6000r/min 最大功率(kW) 93kw/5600 最高車速（kmh） 190km/h 輪胎型號 195/60R16 最大扭矩(Nm) 154Nm/4000 檔位數(shù) 5 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 2.1.1 檔數(shù)與傳動比 在進行設(shè)計的時候，首先要通過我們所研究的汽車的使用條件以及使用要求來確定汽 車變速器的檔位數(shù)、傳動比范圍以及變速器各檔位的傳動比，是因為這些內(nèi)容對汽車的動 力性以及燃料經(jīng)濟性都有著重要的直接影響。 因為要考慮到汽車在平坦的硬路面上正常行駛時的燃料經(jīng)濟性，因此變速器的最高檔 位大多數(shù)為直接檔（即傳動比為 1）或超速檔（即傳動比小于 1）。這時的汽車的動力性 以及汽車的燃料經(jīng)濟性都由發(fā)動機以及驅(qū)動橋的主減速比決定的。變速器的低檔（通常為 一檔，有時還有爬行檔）的傳動比以及主減速比可以決定汽車的最大爬坡度。因此在選擇 最低檔的傳動比時，就應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪和路面的附著力、汽車的最小穩(wěn)定 車速及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等一些數(shù)據(jù)條件來綜合考慮和確定。 根據(jù)《汽車理論》中“最大傳動比選擇”這一內(nèi)容可以知道確定傳動比要考慮三方 面 問題：最大爬坡度，附著率和最低穩(wěn)定車速。傳動系最大傳動比 imax 為變速器一檔的傳動 4 比 ig1 和主減速器傳動比 i0 的乘積。當 i0 已定時，確定傳動比即為確定變速器一檔傳動比。在汽車爬陡坡時的車速不高，因此空氣阻力可以被忽Ft略3，F(xiàn)f那+F么i汽車的最大驅(qū)動力則用 于克服輪胎和路面之間的滾動阻力以及爬坡阻力。故有 即 Te maxigI i0hT 3 mg ( f cos amax + sin amax ) = mgy max （2-1） rr 式中 m----汽車質(zhì)量； g----重力加速度； Ψ max----道路最大阻力系數(shù)； r r---- 驅(qū)動輪的滾動半徑； Te max---- 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； i0---- 主減速比； η ---- 汽車傳動系的傳動效率。 f ——道路滾動阻力系數(shù)取 0.020； a max ——汽車的最大爬坡度。轎車的最大爬坡度一般都是大于 30%，根據(jù)查閱 資料以及參照相似車型的最大爬坡度，本文將最大爬坡度定為為 36.0％，即amax ＝19.80° 因此由最大爬坡度要求的變速器的一檔傳動比是 ig1 3 G（fcosamax + sinamax）rr （2-2） Temaxi0hT 根據(jù)車輪與路面的附著條件有 Ttqig1i0ht ￡ F ′j （2-3） rr z 式中 FZ----地面作用在車輪上的法向反力，即汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷，F(xiàn)Z=G2=m0g； φ ----路面的附著系數(shù)，已知在干燥路面上φ的值為 0.7~0.8，計算時取φ=0.8。 根據(jù)公式（1-2）與（1-3）可知：1.92≤ig1≤5.74，則取 ig1=3.83 增加變速器的檔數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。近年來，為 了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般采用 4~5 檔，因此本次設(shè)計 中選用五檔變速器。變速器的最高檔有時為直接檔，有時為超速檔。此次設(shè)計采用的是超 速檔，超速檔的的傳動比一般為 0.7~0.8。 據(jù) ua = 0.377 nrr 可知， ua5 = 0.377 nrr = uamax ，其中 n 為最大功率時的轉(zhuǎn)速，故可以計 igi0 ig5i0 算出 ig5=0.75 在變速器最高檔以及最低檔的傳動比確定以后，中間幾檔的傳動比在理論上是按下述 的公式確定： ig max q = n-1 ig min （2-4） 式子中的 n 為檔位數(shù)，則計算可得 q=1.50，故可計算各檔傳動比為 i2=ig1 ÷q=3.83÷1.50=2.55 i3=i1÷q2=3.83÷1.52=1.70 i4=i1÷q3=3.83÷1.53=1.13（修正為 1） 2.1.2 中心距 對于三軸式的變速器而言，它的中心距是指第一和第二軸中心線與中間軸的中心線之 間的距離。中心距是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有 影響，而且對齒輪的接觸強度有影響。對于三軸式變速器的中心距 A（mm）可以根據(jù)對已 有變速器的統(tǒng)計從而得出的經(jīng)驗公式初步計算： A = KA3 Temax i1h g （2-5） 式中 K A----中心距系數(shù)。對于轎車，K A =8.9~9.3；對于貨車，K A =8.6~9.6；對于多檔主變速器，K A =9.5~11；本文取 K A=9.1 η g----變速器的傳動效率，取ηg=0.96 TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩為： TI max=Te max i1 ηg =566.23N﹒m 所以計算可得出初始中心距 A=75.28mm。 2.1.3 軸向尺寸 關(guān)于三軸五檔變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪的直徑以及倒檔中間齒輪與換檔 機構(gòu)的布置從而初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換擋機構(gòu)形式以及齒 輪形式等。轎車五檔變速器殼的軸向尺寸可以用 3.0~3.4A 確定。當變速器選用的常嚙合 齒輪對數(shù)以及同步器多時，中心距系數(shù) KA 就應取給出的系數(shù)的上限。有時為了檢測方便， A 通常取整。 本文所采用設(shè)計是 5+1 手動擋變速器，可計算出其殼體的軸向尺寸是 3.4A=255.97mm， 變速器殼體的具體的最終的軸向尺寸應該由變速器總設(shè)計圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 2.2 變速器傳動機構(gòu)布置方案的確定 2.2.1 傳動機構(gòu)布置方案分析 三軸五檔變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上和發(fā)動機后置后驅(qū)的客車上，三 軸五檔變速器的第一軸的前端經(jīng)過軸承支撐在發(fā)動機飛輪上，第一軸的花鍵還用來裝設(shè)離 合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。 圖 2-1 展示了四種五檔變速器的傳動方案。各種傳動方案的共同特點是：變速器的第 一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)變速器的傳動方案的第二軸前端經(jīng)軸承支 撐在第一軸后端的孔內(nèi)，并且保證兩軸軸線在同一直線上。在除直接檔以外的其他檔位在 工作時，三軸五檔變速器的傳動效率略有降低，這也是這種傳動方案的缺點。 在檔數(shù)相同的條件下，各中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)、軸的支承方式、換 擋方式和倒擋傳動方案以檔位的布置順序上有一些差別。 圖 2-1 中間軸式五檔變速器傳動方案 Fig. 2-1 Transmission scheme of intermediate shaft five speed transmission 圖 2-1a 所示方案中，除了一檔以及倒擋使用直齒滑動齒輪來換檔之外，其余各檔均為 7 常嚙合齒輪傳動。圖 2-1b、c、d 所示的三軸五檔變速器傳動方案的各個前進檔都是采用常 嚙合齒輪傳動。圖 2-1d 所展示的變速器的傳動方案中的倒檔以及超速檔都安裝在變速器后 面的副箱箱體內(nèi)，這樣的布置方式除了可以提高軸的剛度、減少齒輪的磨損以及可以降低 工作噪聲以外，同時還可以在不需要超速檔的前提下，非常容易的就形成一個僅有四個超 速檔的中間軸式變速器。圖 2-1a 方案中的第一檔、倒擋以及圖 2-1d 傳動方案中的倒擋采 用的是直齒滑動齒輪來換檔，其余的各個檔位采用的都是常嚙合齒輪換檔。 發(fā)動機是前置后驅(qū)的轎車一般采用中間軸式變速器，如圖 2-1a、b 所示，為了縮短傳 動軸的長度，把第二軸加長并放到附加殼體內(nèi)。如 2-1a 所示，如果在附加的殼體內(nèi)來布置 倒檔的傳動齒輪以及換檔機構(gòu)，除了能夠縮短傳動軸長度以外，還能夠提高中間軸以及輸 出軸的剛度，并且能夠減小變速器主體部分的外形尺寸。 2.2.2 倒檔布置方案 與前進檔相比較，倒檔的使用率并不高，并且都是在停車的狀態(tài)下進行倒檔操作，因 此大多數(shù)的倒檔布置方案都采用的是直齒滑動齒輪的方式。為了實現(xiàn)倒檔傳動，有些傳動 方案利用了在中間軸與第二軸上的齒輪傳動路線中再加入一個中間傳動齒輪的方案，如圖 2-1a、b 中的那樣。 圖 2-2 倒檔布置方案 Fig. 2-2 reverse gear layout 圖 2-2 為常見的幾種倒檔的布置方案。圖 2-2a 所示的倒檔傳動方案為最常用的倒檔傳 動方案，在前進檔的傳動路線中加入一個傳動，這樣使得結(jié)構(gòu)更加簡單，但是這樣的布置 8 方案也使齒輪在工作時處于一個正負交替的對稱彎曲應力的狀態(tài)下，因此這種倒檔布置方案通常用于同步器式四檔變速器上。圖 2-1b 所示的布置方案利用了位于中間軸上的一檔齒輪來進行換檔，因此可以實現(xiàn)中間軸的長度縮短。但是此方案的缺點是在換檔時需要兩對齒輪同時進入嚙合狀態(tài)，這也就使得換檔變的更加困難。圖 2-2c 所示的倒檔布置方案雖然能夠獲得較大的傳動比，但是換檔的程序卻不太合理。圖 2-2d 的傳動方案是在 2-2c 的基礎(chǔ)上改善了 2-2c 的缺點所得的傳動方案，經(jīng)常用于輕型貨車上的變速器。圖 2-2e 所 示傳動方案將將中間軸上的第一檔以及倒檔齒輪做成一體的形式，又或者是將它們的齒寬進行加長。圖 2-2f 的傳動方案是適合齒輪副都全部是常嚙合齒輪的變速器，這樣使得換擋更加輕便。圖 2-2g 所示的倒檔傳動方案中縮短了變速器的軸向長度，這樣使變速器空間得到充分的利用，缺點是位于變速器的上蓋中的操縱機構(gòu)會變得復雜一些。 為了防止意外的掛入倒檔，一般都會在進行掛倒檔操作時設(shè)置一個在掛倒檔時需要克服的一個彈簧所產(chǎn)生的力。同時，因為變速器的第一檔或者倒檔的傳動比比較大，因此在工作時作用在齒輪上的力也很大，這樣就會導致變速器的軸產(chǎn)生非常大的轉(zhuǎn)角或者撓度，使齒輪嚙合的狀態(tài)惡化，從而導致齒輪磨損加劇以及工作時的噪聲會增加。因此為了改善上述的不良狀況，變速器的一檔以及倒檔都應該在靠近軸的支承處去布置，然后再按照從低到高的順序去布置各檔的齒輪，這樣做能夠使軸的剛性足夠大并且容易裝配。綜合以上兩點考慮，本次設(shè)計采用圖 2-2b 所示的倒檔傳動布置方案。 3.齒輪的設(shè)計 3.1 變速器齒輪的設(shè)計準則 由于汽車變速器各檔位的齒輪的的工作狀態(tài)都是不一樣的，所以根據(jù)轉(zhuǎn)速、齒輪受力情況以及噪音等要求，可以將變速器齒輪分為高檔工作區(qū)以及低檔工作區(qū)，因此兩個工作區(qū)的齒輪的參數(shù)選擇都有不同的原則。 第一、二以及倒檔齒輪稱為低檔工作區(qū)，低檔工作區(qū)的齒輪的工作特點是工作時間比較短，行車利用率較低，并且低檔工作區(qū)的齒輪在工作時的轉(zhuǎn)速較低，因此由于轉(zhuǎn)速而引起的噪音也比較小，所以在設(shè)計低檔工作區(qū)的齒輪時首要考慮的就是如何提高齒輪的強度，降低噪聲是次要的。 將第三、四、五檔齒輪稱為高檔工作區(qū)，高檔工作區(qū)的齒輪的工作特點為它們是汽車的經(jīng)濟性檔位，行車利用率也比較高。高檔工作區(qū)的齒輪在工作時的轉(zhuǎn)速都比較高，因此工作時因轉(zhuǎn)速而產(chǎn)生的噪音也比較大，但是高檔工作區(qū)的齒輪工作時受力卻很小，即使輪齒的強度減小，齒輪的壽命也在適用的范圍內(nèi)。故在設(shè)計高檔工作區(qū)的齒輪時，首要保證的便是使其傳動平穩(wěn)以及降低其工作時的噪聲，而齒輪強度是次要的。 綜上所述，低檔工作區(qū)的齒輪為了增大齒輪的彎曲強度，滿足低檔工作區(qū)齒輪低速大扭矩的強度要求，通常選用較大的模數(shù)、壓力角、變位系數(shù)以及較小的螺旋角。在高檔工作區(qū)的齒輪，為了滿足變速器的設(shè)計要求，達到降低噪音、傳動平穩(wěn)的最佳效果，通常選用較小的模數(shù)、壓力角、變位系數(shù)以及較大的螺旋角。 3.2 齒輪參數(shù) 3.2.1 齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)是齒輪設(shè)計中一個非常重要的參數(shù)，由上述內(nèi)容可知齒輪的模數(shù)越大，齒厚就越大且齒輪的彎曲強度隨之也越大，這使齒輪的承載能力變的越大。相反的，模數(shù)越小齒厚就會越小，隨之齒輪的彎曲強度就會變小。對于高速擋齒輪來說，齒輪在工作時的轉(zhuǎn)速高、扭矩小，因此齒輪承受的彎曲應力也比較小，通常在保證齒輪足夠的彎曲應力的條件下選擇較小的模數(shù)，這樣就可以使齒輪的齒數(shù)增大從而得到較大的重合度，達到降低噪音的目的。而對于低速擋的齒輪來說，在工作時的轉(zhuǎn) 速低、扭矩大，因此齒輪承受的彎曲應力也比較大，故需要選擇較大的模數(shù)來保證 齒輪的強度要求。 表 3-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) mn Table 3-1 normal Modulus of Automobile Transmission Gear mn 車型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 ma /t 1.0≤V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜ ma ≤14 ma ＞14.0 模數(shù) mn /mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50~6.00 關(guān)于變速器齒輪的模數(shù)其選取范圍是：轎車及輕中型貨車取 2~3.5；重型貨車選取 3.5~5.由于本次論文所需數(shù)據(jù)都是以東風日產(chǎn) 2018 款 1.6XL 手動豪華版軒逸汽車為參照，故發(fā)動機排量為 1.6，經(jīng)查表 3-1 可知，變速器齒輪的法向模數(shù)的取值范圍是 2.25~2.75。 表 3-2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自 GB/T1357-1987） (mm） Table 3-2 Gear Modulus commonly used in Automotive Transmission (from GBR / T1357-1987) 一系列 1.00 1.25 1.50 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 —— 考慮到齒輪的強度問題，本設(shè)計中變速器的一檔及倒檔齒輪采用直齒齒輪，而第二檔至第五檔齒輪采用斜齒齒輪。故根據(jù)表 3-2 可選一檔及倒檔齒輪的模數(shù)為2.75mm，而其余各檔的法向模數(shù)可取 mn=2.5mm。 3.2.2 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬 b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 3-3 選取。 表 3-3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 Table 3-3 Tooth form, pressure angle and spiral angle of automobile transmission gear 項目 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)定的標準齒形 20° 20°~30° 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 22.5°，25° 小螺旋角 11 汽車變速器齒輪大多采用漸開線齒廓。為了改善齒輪的嚙合狀態(tài)、降低噪聲以及提 高齒輪的強度，現(xiàn)代轎車變速器的齒輪大多采用高齒并修形的齒形。 對于同一分度圓的齒輪而言，若分度圓的壓力角不同，則基圓也就不同。當齒輪的壓 力角較小時，基圓直徑就會變大，齒形漸開線就會變的平直一些，齒根也會變薄，從而會 使齒輪的彎曲強度以及接觸強度下降。但是，隨著壓力角的減小，齒輪的重合度也會變大， 齒輪的剛度也會減小，并且可以減小進入以及退出嚙合時齒輪的動載荷，進而降低齒輪工 作時的噪聲。許多實驗證明：對于直齒輪，壓力角為 28°時強度最高；對于斜齒輪，壓力 角為 25°時強度最高。因此在理論上，對于乘用車而言應選取小一些的壓力角以達到加大 重合度，減小噪音的目的。然而實際上，國家規(guī)定的標準壓力角為 20°，所以變速器齒輪 的壓力角普遍選取 20°。嚙合套以及同步器的接合齒壓力角有多種選擇，但大多數(shù)采用 30° 壓力角。 斜齒輪與直齒輪相比，具有噪聲小、傳動平穩(wěn)、沖擊小、重合度大等優(yōu)點，因此在變速器中得到了廣泛的應用。斜齒輪的螺旋角應選取適宜，太小了，發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性；太大了則會使軸向力過大。當齒寬一定時，斜齒輪的重合度隨螺旋角的增加而增加，從而齒輪的承載能力也就越強，平穩(wěn)性也隨之變好，因此在保證傳遞效率的前提下，螺旋角越大越好。通常乘用車中間軸式變速器的螺旋角取值范圍是 22°~34°，故取斜齒輪螺旋角為 25°。 在選擇齒寬的時候，應注意齒寬對變速器質(zhì)量、軸向尺寸、齒輪工作時的受力均勻程度、齒輪工作平穩(wěn)性以及齒輪強度等都有一定程度的影響。b 加大，齒的承載能力增高，但試驗表明，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，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m 斜齒 b=(6.0~8.5)mn 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低， 以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。已知：mn=2.5mm m=2.75mm 故可得：第一軸常嚙合齒輪副齒寬取 20mm，第二、三、五檔齒輪的齒寬可取20mm，一檔及倒檔齒輪的齒寬可取 19.25mm。 12 3.3 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 在初選了變速器中心距、齒輪的模數(shù)及螺旋角、變速器的檔位數(shù)以及各檔傳動比后， 就可以根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、結(jié)構(gòu)方案以及傳動比來分配變速器各檔齒輪的齒數(shù)。下 面結(jié)合本設(shè)計的中間軸式五檔變速器來說明一下分配各檔位齒數(shù)的方法。 圖 1-1 五檔變速器示意圖 Fig. 1-1 schematic diagram of five-speed transmission 3.2.1 確定一檔齒數(shù) 已知一檔齒輪為直齒輪且一檔傳動比為 ig1=3.83 igI = Z2 × Z9 （3-1） Z10 Z1 常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，如式（3-1）所示，若 Z9 和 Z10 的齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪 Z1 和 Z2 的傳動比即可求出。那么為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Z S ，由于一檔齒輪為直齒輪，故采用下述公式計算齒數(shù)和: Z S = 2 A 13 m （3-2） 其中 A =75.28mm、m =2.75；故有 ZS = 54.75 。 選擇齒輪的齒數(shù)時，應取齒數(shù)和 ZΣ為整數(shù)，且應注意最好避免使相互配合的齒輪的齒 數(shù)和為偶數(shù)，以減少大小齒輪的齒數(shù)之間會出現(xiàn)公約數(shù)的可能，不然則會引起由齒面不均勻 導致的磨損。因此齒數(shù)和為 ZΣ=55，齒數(shù)和取整之后，將齒數(shù)和分配給 Z9 和 Z10。為了使 Z9 和 Z10 的比值盡可能大一些，所以我們應將 Z10 盡量取的小一些，這樣就會使在一檔傳動比已經(jīng)確定的情況下使 Z2/Z1 的傳動比小一些。當轎車三軸式的變速器 i1 = 3.5 ~ 3.9 時，則Z10可在15 ~ 17范圍內(nèi)選擇 ，此處取 Z10 =16，則可得出 Z 9 =39。上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算 出的 ZS 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-2）看出中心距有了變化，這時應從 ZS 及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距 A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 這里 ZS 修正為 55，則根據(jù)式（3-2）反推出 A=75.625mm。 計算一擋齒輪的參數(shù)： 分度圓直徑 d9=mZ9=107.25mm d10=mZ10=44mm 齒頂高 h = (h* )m =2.75mm a9 a h = (h* )m =2.75mm a10 a 齒根高 hf 9 = (h*a + c* )m =3.4375mm hf 10 = (h*a + c* )m =3.4375mm 齒頂圓直徑 da9 = d 9 + 2ha9 =112.75mm da10 = d10 + 2ha10 =49.5mm 齒根圓直徑 d f 9 = d 9 - 2hf 9 =100.375mm d f 10 = d10 - 2hf 10 =37.125mm 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（3-1）求出常嚙合齒輪的傳動比 Z 2 = i ′ Z10 （3-3） 1 Z1 Z9 Z2 =1.57 Z1 14 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ① 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 A = mn (Z1 + Z 2 ) （3-4） 2 cos b 由此可得： Z1 + Z 2 = 2 A cos b (3-5) mn 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： Z1 + Z2 = 54.8316 ，取 Z1+Z2=55 ② ①與②聯(lián)立可得：Z1=21、Z2=34。 修正齒數(shù)： ig1 = Z 2 . Z 9 = 3.9464 Z1 Z10 則 i%=（|3.83-3.9464|/3.9464）×100%=0.03%<5% （合格）；與一檔的原傳動比相差不大， 所以常嚙合齒輪副的齒數(shù)為 Z1=21、Z2=34。 根據(jù)所確定的齒數(shù)可以按照式（3-4）算出精確的螺旋角值為β=arccos mn（Z1 + Z 2) =24.62°。 2 A 計算常嚙合齒輪的參數(shù)： 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑  d1 = Z1mn =57.75mm cos b d2 = Z2 mn =93.50mm cos b ha1 = (h*an )mn =2.5mm ha 2 = (h*an )mn =2.5mm hf 1 = (h*an + cn * )mn =3.125mm h f 2 = (h *an + cn * )mn =3.125mm da1 = d1 + 2ha1 =62.75mm da 2 = d2 + 2ha 2 =98.50mm d f 1 = d1 - 2hf 1 =51.5mm d f 2 = d2 - 2hf 2 =87.25mm 3.2.3 確定其他檔位的齒數(shù) 15 二檔齒輪齒數(shù)的確定 二檔傳動比為 已知 i2=2.55，故有： 對于斜齒輪有： 故有： 3 聯(lián)立④得 修正 i2： 計算二檔齒輪的參數(shù) 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 三檔齒輪齒數(shù)確定三檔傳動比為 已知 i3=1.70，故有：  i2 = Z2 × Z7 Z1 Z8 Z7 = i2 ′ Z1 =1.575 Z 2 Z8 Z = 2 A cos b S mn Z7 + Z8 = 55 Z7 = 34、Z8 = 21 ig 2 = Z 2 . Z 7 = 2.62 Z1 Z 8 d7 = Z7 mn =93.5mm cos b d8 = Z8mn =57.75mm cos b ha1 = (h*an )mn =2.5mm ha 2 = (h*an )mn =2.5mm hf 1 = (h*an + cn * )mn =3.125mm h f 2 = (h *an + cn * )mn =3.125mm da7 = d7 + 2ha 7 =98.5mm da8 = d8 + 2ha8 =62.75mm d f 7 = d7 - 2hf 7 =87.25mm d f 8 = d8 - 2hf 8 =51.5mm i3 = Z 2 × Z5 Z1 Z6 Z5 = i3 ′ Z1 =1.05 Z6 Z 2 Z = 2 A cos b S mn  （3-6） ③ （3-7） ④ （3-8） ③ 16 對于斜齒輪有： 故有： Z5 + Z6 = 55 4 聯(lián)立④得 Z5 = 28、Z6 = 27 修正 i3： i3 = Z 2 × Z5 = 1.68 Z1 Z6  （3-9） ④ 三檔齒輪的參數(shù)計算： 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 五檔齒輪齒數(shù)確定五檔傳動比為 已知 i5=0.75，故有： 對于斜齒輪有： 故有： 5 聯(lián)立④得 修正 i3： 五擋齒輪參數(shù)： d5 = Z5mn =77.0mm cos b d6 = Z6 mn =74.25mm cos b ha5 = (h*an )mn =2.5mm ha 6 = (h*an )mn =2.5mm hf 5 = (h*an + cn * )mn =3.125mm hf 6 = (h*an + cn * )mn =3.125mm d a5 = d5 + 2ha5 =82mm d a 6 = d 6 + 2ha 6 =79.25mm d f 5 = d5 - 2h f 5 =70.75mm d f 6 = d 6