大学生方程式赛车变速箱及传动系统.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流大学生方程式赛车变速箱及传动系统.精品文档. 大学生方程式赛车变速箱及传动系统设计 摘 要 变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。其设计任务是设计一台用于FSAE赛车上的手动变速器。设计中选用本田CBR600-F4i作为方程式赛车的发动机。根据发动机型号，可以得出发动机的最大转矩、最大功率、最高转速等参数。设计的赛车无主减速器，采用链传动，且传动比已知。根据以上参数，结合汽车设计、汽车理论、机械设计、汽车底盘设计等相关知识计算变速器的参数，并验证变速器的合理性。设计中利用了CAD、UG等软件制作了变速器主要总成的模型，并绘制了变速器装配总图及

2、主要零件的二维图。通过设计，我学习和巩固了专业课知识而且了解了不少相关专业的知识，也提高了个人能力，更重要的是锻炼了与人协作的精神。关键词： 汽车工程；变速器；设计；手动The Design of Formula SAE Car Gearbox and Transmission SystemAbstract Gearbox is the one main component of the vehicle transmission.The duty of this design is to design a manual transmission used in the FSAE Racing

3、car. We chose Honda CBR600-F4i as the engine of FSAE Racing car. According to the engine model, we can draw the maximum engine torque, maximum power, maximum speed and other parameters. The design of the car without main gear, using chain drive, and the transmission ratio is known. Based on the abov

4、e parameters, combining automotive design, automotive theory, mechanical design, automotive chassis design and other related knowledge ,calculate transmission parameters and verify the reasonableness of the transmission. Duiring design, I use CAD, UG and other softwares to produce the model of main

5、transmission assembly , and the mapping of the transmission assembly diagram and major parts of total two-dimensional diagram . By designing, I not only learn and consolidate knowledge ,understanding of a number of specialized courses related professional knowledge, but also improve the ability of i

6、ndividuals, but more importantly is to exercise the spirit of collaboration with others.Key Words：Automotive engineering;Transmission;Design;Manual 目 录摘 要iAbstractii第一章 绪论11.1 课题研究背景11.2 课题研究意义11.3 本课题研究的现状及发展21.4 本章小结3第二章 变速器传动机构布置方案 32.1 变速器概述32.2 变速器传动机构布置方案42.3本章总结5第三章 变速器主要参数的选择53.1. 变速器挡数的选择及各

7、挡传动比的确定53.1.1.变速器的挡位数53.1.2.变速器的传动比53.2.中心距63.3.变速器的轴向尺寸73.4.齿轮参数73.4.1齿轮模数73.4.2压力角83.4.3螺旋角83.4.4齿宽计算83.4.5齿轮变为系数的选择原则93.4.6齿顶高系数93.5各挡齿轮齿数的分配10 3.5.1确定1挡齿轮的齿数. 103.5.2对中心距A进行修正113.5.3确定常啮合传动齿轮齿轮副的齿数113.5.4修正螺旋角的值113.5.5确定其它各挡的齿数113.6变速器齿轮的几何尺寸计算133.6.1直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算133.6.2斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算143.6.3根据以上公

8、式计算各齿轮参数153.7变速器轮齿强度计算173.7.1变速器齿轮的材料及热处理173.7.2计算变速器各轴所传递的转矩173.7.3轮齿强度计算183.8本章小结24第四章变速器轴设计计算244.1轴的功用及要求244.2轴的结构形状244.3 初选轴的直径254.4轴的刚度和强度的计算254.4.1第一轴的刚度验算264.4.2中间轴的刚度验算274.4.3第二轴的刚度验算304.4.4轴的强度验算324.5本章小结34第五章变速器的同步器设计355.1同步器的设计355.1.1惯性式同步器355.1.2同步器工作原理355.1.3同步器主要参数的确定355.2变速器的操纵机构375.3

9、轴承及平键的校核385.3.1轴承选择及校核385.3.2键的校核435.4变速器壳体435.5本章小结44第六章大学生方程式赛车链传动系的设计456.1 概述456.2 FSAE方程式赛车传动系的功用456.3 滚子链传动的设计计算456.3.1 链轮齿数、和传动比i456.3.2节距和排数的确定466.3.3链轮分度圆直径与齿顶圆直径的计算466.3.4初选中心距466.3.5链节数466.3.6确定实际中心距476.3.7链轮包角476.4本章总结47总结48参考文献49致谢49第一章 绪论1.1 课题研究背景 2010年第一届中国大学生方程式汽车大赛（简称“中国FSAE”)在上海举行。

10、中国大学生方程式汽车大赛是一项由高等院校汽车工程或汽车相关专业在校学生组队参加的汽车设计与制造比赛。各参赛车队按照赛事规则和赛车制造标准，在一年的时间内自行设计和制造出一辆在加速、制动、操控性等方面具有优异表现的小型单人座休闲赛车，能够成功完成全部或部分赛事环节的比赛。 中国FSAE比赛项目主要有高速避障、耐久性测试、制动测验、动态试车、8字环绕以及直线竞速等。各参赛队伍为了取得优异的成绩，在提高赛车动力性、燃油经济性、操作稳定性等方面都下了很多功夫。其中耐力赛与直线竞速对赛车的动力性及燃油经济性要求颇高。这就要求赛车不仅要求发动机性能良好，还要变速箱工作可靠。 变速箱作为汽车的重要组成部分，

11、它有以下几个作用：（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利(功率较高而油耗较低)的工况下工作；（2）在发动机旋转方向不变情况下，是汽车能倒退行驶；（3）利用空挡，中断动力传递，以发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。 由此可见，变速箱的设计对赛车的动力性及经济性的有一定的影响。赛车的动力性与经济性是一对矛盾体。赛车高速行驶时要求动力性好，这会导致燃油消耗量大；赛车以中等速度行驶时经济性较好。为了使赛车获得良好的动力性及燃油经济性，设计一款性能优异的变速箱是我们的迫切需要。1.2 课题研究意义 汽车自问世以来就得到了迅猛发展。

12、汽车作为现代化社会大工业的产物，它的发展促进了国民经济的发展，提高了人民的生活水平。将人们带入现代化生活的同时也带来了能源与环境等诸多问题。近年来汽车产量的激增，使世界石油资源愈发紧张，石油价格不断上涨。与此同时，大气污染也变得严重了。今年中国几大城市的雾霾事件正好说明了这一点。因此降低燃油消耗成为了节能的关键。 赛车作为汽车家族中的特殊一员，需要在各式各样的赛道上驰骋。这就要求在保证赛车动力性的前提下，兼顾燃油经济性与操纵稳定性。为了达到目标，需对变速箱优化设计。设计一款全新的变速箱或在现有变速箱的基础上进行优化对实现降低油耗目标有很大的现实意义。 此外，赛车传动系统的重要性也不容小觑。它将

13、发动机输出的转矩传给驱动车轮，以保证赛车在不同条件下正常行驶，并具有良好的动力性和燃油经济性。可见，传动系统的设计对整车性能有重要影响。它的设计必将会为赛车的动力性及燃油经济性带来突出贡献。 1.3 本课题研究的现状及发展 现如今变速器种类繁多，有无级变速器、自动变速器、手自一体变速器等。无级变速器( Continuously VariableTransmission) 由于能够适应机器运转中多变或转速连续变化的要求,不仅广泛应用于纺织、食品、造纸、橡胶等轻工业部门,而且也用于工作母机(机床) 、起重运输、石油化工等各类机械设备中,特别是近些年来它在汽车变速上的成功应用更使人们耳目一新。作为无

14、级变速器的代表，金属带式无级变速器不仅能够满足传递较大功率、适应高转速等条件,还具有如下几方面的特性： (1) 经济性。该变速器通过传动比的连续变化,使车辆外界行驶条件与发动机负载实现最佳匹配,使发动机在最佳工作区稳定运转从而充分发挥了发动机的潜力,燃烧完全,提高了整车的燃料经济性,减少了废气排放,有利于环境保护。 (2) 动力性。在汽车起步、停止和变速过程中不至于产生冲击和抖动,减少了噪音,满足了汽车行驶多变的条件,使汽车在良好的性能状态下行驶。 (3) 舒适性。驾驶平稳、舒适,简化了操作,减轻了驾驶员的劳动强度,提高了行车安全,符合人们日益增长的舒适性要求。 (4) 可靠性。据1993 年

15、的统计，在装车的60万套金属带式CVT 中，由于金属带传动系统出现故障返还的只有120 套，占总数的0.02 % ,而在这120 套中因为金属带本身有问题的只有40例,可见其故障率极低。实践表明金属带CVT 能达到与汽车相同的寿命。 金属带式无级变速器本身就是一种自动变速器,而且它比目前在汽车上占主导地位的液力机械式自动变速器结构更加简单紧凑,更加节能,动力性能更加优良。它与目前流行的4 档自动变速器(AT) 相比,燃油消耗节约12 %17 % ，加速性能提高7.5 %11.5 % ，发动机排放减少10 % ，价格不比AT 贵19。 大众公司最近推出DSG(直接换挡变速器），是该集团将手动变速

16、器和自动变速器的优点结合在一起所研发出来的新一代六速变速器。由于此变速器的最大特点在于采用了双离合器，能够提供无间断的动力输出，所以也称为“双离合变速器”。DSG采用手/自一体控制模式（Tiptronic）在行驶中，手/自动两种控制模式之间可以随时切换。因此，在结构上，DSG除了具有自动变速器的挡位外，车辆转向盘上还配有手动控制的换挡拨片。选用手动模式时，只要把变速杆推往右边，既可以上下拨动完成升、降挡，此时，如果不做升挡操作，即使将加速踏板踩到底，DSG也不会自动升挡。并且在手动控制模式下，也可以实现跳跃降挡。为避免错误换挡所造成的发动机损伤，Tiptronic系统即使在手动模式下操作，若发

17、动机转速过高而驾驶人仍未换挡，电控单元将适时介入执行换挡；相反，驾驶人在不适当的发动机转速下换挡，电控单元也会立刻作出判断，避免对车辆造成损伤18。 除此以外，人们还对变速器的控制进行了分析，还利用软件对传动系及变速箱进行模态分析。比如应用于手自一体变速器换挡的非线性控制。它包括许多不同的控制任务，并且它允许发动机作为部分动力传动系统的执行机构。现如今一种基本换挡控制规律已经产生。利用后推方法设计控制器。该控制器含有转矩传递控制及发动机转速控制规律。仿真结果表明了换挡控制器良好性能21。为了得到一台性能优秀的FSAE赛车,依据计算机数据分析、模型的三维扫描和计算机虚拟装配，可以将无级变速器改为

18、4挡手动变速器。该设计的原则和基础建立在FSAE赛车的制造和试验上22。传动系统（发动机，离合器，变速箱，等等。)所有主要部分都可借助POG图形处理技术建立了模型。通过仿真可以显示模型在设计过程中的实用性23。 总之, 变速器是汽车除发动机外的主要装置之一, 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展, 汽车变速器市场的需求量将继续持续增长17。 1.4 本章小结 本章分析了课题的研究背景及其意义，对先进变速器进行了简单的介绍。第二章 变速器传动机构布置方案2.1 变速器概

19、述 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性，传动的稳定性和效率都有着直接的关系，变速器与主减速器以及发动机的参数做优化的匹配，可得到良好的动力性、经济性，采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，可使操作可靠，不跳挡，不乱挡，自动换挡和误挂挡，采用同步器可使换挡轻便，无冲击以及噪声。变速器采用飞溅润滑第一和第二轴承为了保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应具有如下的设计要求： 保

20、证汽车有必要的动力性和经济性。 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 换挡迅速，省力，方便。 工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。 变速器应当有高的工作效率。 变速器的工作噪声低。 除此以外，变速器应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。变速器由传动机构和操纵机构组成。变速器传动机构可按前进挡数或轴的形式不同分类，具体分类如

21、下：变速器按挡数分为三挡变速器、四三档变速器、五挡变速器及多挡变速器。按轴分为固定轴式和旋转轴式。固定轴式又可以分为两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式。 在原有变速传动机构基础上，再加上一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操纵机构方向发展的趋势15。2.2 变速器传动机构布置方案 机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。我们根据汽车总布置的要求、结构工艺性、变速器的径向尺寸、变速器齿轮的寿命、变速器的传动效率，选择三轴式变速器3。主要原因有：三轴式变速器第一轴的常啮合齿

22、轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心，将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩。因此，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距（影响变速器的主要参数）较小的情况下依然可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点4。根据变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以变速器的低挡与倒挡，都应布置在靠近轴的支撑处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易

23、装载。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于一挡和倒挡。中间轴式变速器采用了常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或接合套来实现。本文设计的变速器均采用了接合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏。作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处安置轴承。变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴

24、套等。至于何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同5。圆锥滚子轴承因有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向间隙及轴向窜动等优点，故在一些变速器上得到应用。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于620mm。滚针轴承、滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大、易

25、磨损、间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易、成本低。本变速器第一轴、中间轴及第二轴均采用了圆锥滚子轴承。2.3本章总结本章对变速器进行了简单介绍，对变速器传动机构布置方案进行了分析确定。确定本文设计的变速器是中间轴式变速器，无倒挡，一挡齿轮是直齿圆柱齿轮，其余各挡均为斜齿圆柱齿轮。第三章 变速器主要参数的选择3.1. 变速器挡数的选择及各挡传动比的确定3.1.1.变速器的挡位数 变速器的挡数可在320个挡位范围内变化。通常变速器的挡数在6挡以下，当挡数超过6挡以后，可在6挡以下的主变速器基础上，再行配副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。增加变速器的挡

26、数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。不同类型汽车变速器，其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小（约为34），过去常用3个或4个前进挡，但近年来为了提高其动力性尤其是燃油经济性，多已采用5个前进挡。赛车一般采用5、6个前进挡。本文设计的变速器有6个挡位，包括直接挡。3.1.2.变速器的传动比 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑确定。由最大爬坡度要求的变速器I挡传动比

27、为 （3-1）式中 汽车总质量 重力加速度 道路最大阻力系数 驱动车轮的滚动半径 m 发动机最大转矩 主减速器比 汽车传动系的传动效率 代入式（3-1）可得 根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I挡传动比为 （3-2） 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 代入式（3-2）可得 由上述初步确定变速器I挡传动比。变速器的最高档一般为直接档， 6。所以变速器的传动比为：按等比级数初选各档传动比： （3-3） 实际传动比值与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 3.2.中心距 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速

28、器的中心距A；对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距去大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此而使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。 初选中心距可以由发动

29、机最大转矩按下式直接求出 A （3-4）式中 按发动机最大转矩直接求A时的中心距系数对轿车取14.516.0；对货车取17.019.5。此处代入式（3-4）可得A=62.64mm，此处取A=62mm7。3.3.变速器的轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式 、换挡机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸初选。乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。商用车四挡变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四挡 （2.22.7）A 五挡 （2.73.0）A 六挡 （3.23.5）A当变速器选

30、用的挡数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距A最好取为整数。变速器壳体的轴向尺寸：L=3.0*A=186mm。变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。 3.4.齿轮参数3.4.1齿轮模数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。 在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；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，各挡齿轮应该选用同一种模数，而从强度方面考虑，各

31、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意义，因此齿轮的模数应选得小些。 变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。从齿轮应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，一个变速器的齿轮模数应尽量统一，其选取范围是：轿车及轻、中型货车为23.5；重型货车为3.55。表4.1给出了汽车变速器齿轮法向模数的范围，设计时所选模数值应符合国际GB135778规定并满足强度要求。在给定模数范围内，初选模数：直齿轮模数m2.5mm；斜齿轮法面模数=2.5mm。接合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取用范围是：

32、乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。3.4.2压力角 齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿的刚度，为此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表面接触强度。试验证明：对于直齿轮，压力角为28时强度最高，超过28强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为25时强度最高。因此，理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取14.5、15、16等小些的压力角；对于商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角。 实际上，因国

33、家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20；啮合或同步器的接合齿普遍采用30的压力角。3.4.3螺旋角 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的接触强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承

34、上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡设计为直齿轮时，在此挡位上工作时，中间轴上的轴向力不能抵消，而此时第二轴没有轴向力作用。 两轴式变速器为2025； 中间轴式变速器为2234； 货车变速器：1826。3.4.4齿宽计算 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮的强度及工作平稳性的

35、要求。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，工作时回因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 通常是根据齿轮模数来确定齿宽b： b b式中 齿宽系数，直齿轮取4.48.0；斜齿轮取7.08.6； 直齿轮模数，=2.5 斜齿轮模数，=2.5 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。同步器和啮合套的接合

36、齿的工作宽度初选时可取（24）mm。3.4.5齿轮变为系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变为齿轮，除为了避免齿轮产生的根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的齿根强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受

37、冲击载荷。对于高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大些，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，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。为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一挡主动齿轮）会造成根切。这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减小。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。 3.4.6齿顶高

38、系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、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小。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中作用到齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不在被采用，包括我国在内，规定齿轮的齿顶高系数=1.0。 变速器基本参数列入表3-1：表3-1变速器参数参数模数压力角螺旋角齿宽系数齿顶高系数 值2.52025直6，斜71.0 3.5各挡齿轮齿数的分配 3.5.1确定1挡齿轮的齿数图3-1.变速器示意图 一挡

39、传动比：且已知=2.833，为了求，的齿数，先求其齿数的和。 直齿 斜齿 由已知=62mm，=2.5mm，=2.5mm。 计算得：直齿=49。 计算后取为整数，然后进行大、小齿轮数的分配。中间轴上的一挡小齿轮的齿数尽可能取小些，由已定，的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度。汽车变速器中间轴式变速器的=3.53.8时则可在1517的范围内选择，取=17，则，则=32。 3.5.2对中心距A进行修正 因为计算齿数和后，经过取整数使中心距A有了变化，所以应根据取定的重新计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。由，计

40、算得=61.25mm，当取整为A=60mm。3.5.3确定常啮合传动齿轮齿轮副的齿数由公式 （3-5）而常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即 （3-6）由已知=2.5mm，=2.833,初选=25，32，=17。计算后取整数得：=18，=25。 3.5.4修正螺旋角的值 根据所确定的齿数和公式 ，计算校核得=26.38。 3.5.5确定其它各挡的齿数 1）二挡齿轮的齿数由二挡齿轮为斜齿轮，螺旋角和常啮合齿轮的不同，有公式 传动比 （3-7） 中心距 （3-8）而从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式 （3-9）联解上述三个公式，采用比较方便的试凑法，即先选定螺旋角，解式

41、（3-7）和式（3-8），求出、，再把、及代入式（3-9）中，检查是否满足或近似满足轴向力平衡的关系。如相差太大，则要调整螺旋角，重复上述过程，直至符合设计要求为止，初选=18 根据上述的计算方法的：=28，=17，=18。 2）三挡齿轮的齿数 由三挡齿轮为斜齿轮，螺旋角和常啮合齿轮的不同，有公式 传动比 （3-10） 中心距 （3-11） 而从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式 (3-12) 由已知=1.8679，=21，经计算校核得=25，=19，=21。 3）四挡齿轮的齿数 由四挡齿轮为斜齿轮，螺旋角和常啮合齿轮的不同，有公式 传动比 （3-13） 中心距 （3-14）

42、而从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式 （3-15） 由已知=1.5167，=21，经计算校核得=23，=21，=21。 4）五挡齿轮的齿数 由四挡齿轮为斜齿轮，螺旋角和常啮合齿轮的不同，有公式 传动比 （3-16） 中心距 （3-17） 而从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式 （3-18） 由已知=1.2315，=25，经计算校核得=23，=20，=25。3.6变速器齿轮的几何尺寸计算 汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动机构平稳、传动比恒定不变等基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分离性及切齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是

43、：两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而且方向相反。渐开线圆柱齿轮的基准齿轮（GB135678）见表3-1。表3-1渐开线圆柱齿轮基准齿形基本要素名称代号标准齿短齿增大齿形角齿形角202025齿顶高系数1.00.81.0径向间隙系数0.25(0.35)*mm0.300.20齿根圆角半径0.38(0.25)*mm0.46mm0.35mm注：考虑某些工艺要求，径向间隙允许增大至0.35mm，齿根圆角半径允许减少至0.25mm。3.6.1直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 表5-2中给出了角度变位直齿圆柱齿轮的计算公式，角度变位能获得良好的啮合性能及传动质量指标，故变速器设计多采用之。表中的为模数；，分别为齿数和变位系数，计算时应分别计算主、被动齿轮的有关项目，主、被动齿轮的有关项目的下标分别为“1”和“2”。表中的，见表3-1。表3-2渐开线直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算序号计算项目 角度变位齿轮的计算公式已知中心距已知变为系数，1理论中心距2啮合角3中心距（已知）4中心距变位系数 5变位系数之和6齿顶降低系数