(2.15)--11变速器设计汽车设计.pdf

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1、复习（1）第一节概述）第一节概述变速器变速器的基本设计的基本设计要求。要求。（2）变速器传动机构布置方案）变速器传动机构布置方案各种各种形式变速器的形式变速器的特点。特点。1.某微型轿车采用四档两轴式变速器,其中ig4=1,所以第四档为直接档。()正确A错误B提交单选题1分2.中间轴式变速器一档传动比不可能设计的很大。()正确A错误B提交单选题1分3.中中间轴式间轴式变速器除直接挡以外，其他挡位工作时的变速器除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率传动效率略低于两略低于两轴式轴式变速器变速器。错误正确AB提交单选题1分4.变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。正确错误AB提交单选题1分5.（）

2、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。圆锥滚子轴承滚针轴承球轴承滑动轴套ABCD提交多选题1分第三节 变速器主要参数的选择一、挡数二、传动比范围三、中心距A四、外形尺寸五、齿轮参数六、各档齿轮齿数的分配一、档数 档数多优点档数多优点 改善动力性、燃油经济性、平均车速。改善动力性、燃油经济性、平均车速。在最低档不变情况下在最低档不变情况下 相邻速比低相邻速比低换挡容易。换挡容易。挡数选择的要求：挡数选择的要求：相邻档传动比在相邻档传动比在1.8以下；以下；高档区相邻档传动比要低些。高档区相邻档传动比要低些。一、档数 档数多缺点档数多缺点 结构复杂；结构复杂；尺寸和重量加大；尺

3、寸和重量加大；换挡频率高。换挡频率高。一、档数乘用车乘用车45个挡位，排量大用个挡位，排量大用5挡；挡；货车装载量货车装载量2.03.5t（5挡），挡），4.08.0t（6挡）；挡）；多挡变速器用于总质量大些的货车和越野汽车上。多挡变速器用于总质量大些的货车和越野汽车上。一、档数二、二、传动比范围传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动传动传动比的比值传动比的比值。二、二、传动比范围传动比范围最高挡传动比是最高挡传动比是1.0（直接挡）或（直接挡）或0.70.8（超速挡）（超速挡）；二、二、传动比范围传动比范围最低挡传动比选

4、取的影响因素有最低挡传动比选取的影响因素有:汽车汽车最大爬坡能力；最大爬坡能力；驱动轮与路面间的附着力；驱动轮与路面间的附着力；主减速比；主减速比；驱动轮的滚动半径；驱动轮的滚动半径；汽车的最低稳定行驶车速。汽车的最低稳定行驶车速。最低档传动比的选择最低档传动比的选择汽车爬坡时，车速不高空气阻力可以忽略，最大驱动力用汽车爬坡时，车速不高空气阻力可以忽略，最大驱动力用来克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。来克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。max0maxmaxmaxcossinegTrTi img fmgr由最大爬坡度要求的变速器第一挡传动比为：由最大爬坡度要求的变速器第一挡传动比为：ma

5、xmax 0rgeTmgriTi：道路的最大阻力系数：道路的最大阻力系数max最低档传动比的选择最低档传动比的选择根据驱动车轮与路面的附着条件根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器第一挡传动比为：求得的变速器第一挡传动比为：G2:汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷：道路的附着系数，计算时取：道路的附着系数，计算时取0.50.6；maxmax02egTrTi iGr2max 0rgeTGriTi最低档传动比的选择最低档传动比的选择对于越野汽车，变速器第一挡传动比也应该满足最低稳定车对于越野汽车，变速器第一挡传动比也应该满足最低稳定车速的要求：速

6、的要求：nemin:发动机最低稳定车速发动机最低稳定车速iF1：分动器低档传动比；：分动器低档传动比；minmin 00.377regaFr nivi i传动比的选择传动比的选择变速器的一挡传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档变速器的一挡传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接挡，有时为超速挡。一般为直接挡，有时为超速挡。中间挡的传动比理论上按公比为：中间挡的传动比理论上按公比为：max11minggnnggniiqii实际上与理论值略有出入，实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用挡位间的公因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。比宜小些，另

7、外还要考虑与发动机参数的合理匹配。二、二、传动比范围传动比范围目前轿车的传动比范围在目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在之间，轻型货车在56之之间，其它货车则更大。间，其它货车则更大。ig超速档超速档轿车轿车3.04.50.70.8货、大客货、大客5.08.0越野、牵引车越野、牵引车1020三、中三、中心距心距A是指中间轴与第二轴或（输入轴与输出轴）轴线之间的距是指中间轴与第二轴或（输入轴与输出轴）轴线之间的距离。离。变速器中心距变速器中心距A对轮齿的接触强度的影响分析对轮齿的接触强度的影响分析轮齿的接触应力按简化方法计算：轮齿的接触应力按简化方法计算：12110.418jFEbp1，p

8、2:节点处的齿廓曲率半径，节点处的齿廓曲率半径，对直齿轮对直齿轮:p1=r1sina,p2=r2sina；对斜齿轮对斜齿轮:r1,r2:主、被动齿轮的节圆半径，主、被动齿轮的节圆半径，mm因因p1，p2分别与分别与r1,r2成正比，而成正比，而p1，p2的增大会使接触应力减的增大会使接触应力减小，故小，故r1,r2的增加或中心距的增加或中心距 A=r1+r2增加将降低接触应力。增加将降低接触应力。在保证轮齿接触强度等设计要求的前提下，中心距尽量取小。在保证轮齿接触强度等设计要求的前提下，中心距尽量取小。Barp211cos/sinBarp222cos/sin三、中三、中心距心距A中心距选取的影

9、响因素：中心距选取的影响因素：中心距小，则变速器的外形尺寸和质量小；中心距小，则变速器的外形尺寸和质量小；但中心距越小，轮齿的接触应力越大；但中心距越小，轮齿的接触应力越大；中心距小，布置轴承不方便，壳体强度差；中心距小，布置轴承不方便，壳体强度差；中心距小，一挡小齿轮齿数可能过少；中心距小，一挡小齿轮齿数可能过少；中心距过小，为保证强度会使变速器长度增加，中心距过小，为保证强度会使变速器长度增加，影响轴的刚度和齿轮的啮合状态。影响轴的刚度和齿轮的啮合状态。中心距越小，轮齿的接触应力越大。在保证轮齿接触中心距越小，轮齿的接触应力越大。在保证轮齿接触强度等设计要求的前提下，中心距尽量取小。强度等

10、设计要求的前提下，中心距尽量取小。()正确错误AB提交单选题1分初选中心距初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算时，可根据下面的经验公式计算：31maxgeAiTKAKA为中心距系数：为中心距系数：轿车：轿车：KA=8.99.3，货车货车：KA=8.69.6，多挡变速器：多挡变速器：KA=9.511.0。gTemax为发动机最大转矩为发动机最大转矩(N m)；i1为变速器一挡传动比；为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取为变速器传动效率，取96。乘用车变速器中心距的初选乘用车变速器中心距的初选发动机排量(L)FF车FR车变速器中心距(mm)中心距的范围 乘用车60mm80mm 商用车80m

11、m170mm根据扭矩估算 德国ZF公司有中心距80、95、105、115、120、143、154mm,7种基型变速器，适应输入扭矩为1301900Nm，档位数从317个，有各种操纵方式的变速器适应不同匹配要求的车辆。日本丰田汽车公司爱信精机公司备有中心距72、78、88、98、135mm，5种基型组合，286种变速器供用户选择。四、外形尺寸 横向尺寸横向尺寸 齿轮直径齿轮直径 倒档中间齿轮的位置倒档中间齿轮的位置 换挡机构的布置形式换挡机构的布置形式 轴向尺寸轴向尺寸 档数档数 换挡机构形式换挡机构形式 齿轮形式齿轮形式外形尺寸的经验公式 乘用车四档变速器轴向尺寸乘用车四档变速器轴向尺寸(3.

12、03.4)A 商用车变速器轴向尺寸商用车变速器轴向尺寸 四档：四档：(2.22.7)A 五档：五档：(2.73.0)A 六档：六档：(3.23.5)A 档数多、同步器多时候，取上限档数多、同步器多时候，取上限 A最好为整数，以利检测最好为整数，以利检测五、五、齿轮参数齿轮参数1.模模数数m2.压压力角力角3.螺螺旋角旋角4.齿齿宽宽5.变变位系数位系数6.齿顶高系数齿顶高系数齿轮的基本参数齿轮的模数 模数的定义模数的定义 相邻两轮齿同侧齿廓间的齿距相邻两轮齿同侧齿廓间的齿距t与圆周率与圆周率的比值的比值(mt/)，以毫米为单位，以毫米为单位 非直齿的齿轮，模数有法向模数非直齿的齿轮，模数有法向

13、模数mn、端面模数、端面模数ms与轴与轴向模数向模数mx的区别，它们都是以各自的齿距与圆周率的的区别，它们都是以各自的齿距与圆周率的比值，也都以毫米为单位比值，也都以毫米为单位模数的含义常用齿轮模数选取模数的基本原则 相同中心距情况下相同中心距情况下 小的模数小的模数 更多的齿数更多的齿数 重合度增加重合度增加 噪音降低噪音降低 齿小齿小 要增加齿宽要增加齿宽 大的模数大的模数 齿数少齿数少 齿大齿大 厚度可以减少厚度可以减少相同中心距情况下，大的模数，可使重合度增加，噪相同中心距情况下，大的模数，可使重合度增加，噪音降低。音降低。正确错误AB提交单选题1分选取模数的基本原则 工艺角度工艺角度

14、 尽可能使用同一种模数尽可能使用同一种模数 强度角度强度角度 应使用不同的模数应使用不同的模数选取模数的基本原则 乘用车乘用车 舒适性舒适性 低噪音低噪音 小模数小模数 货车货车 减重减重 大模数大模数选取模数的基本原则 低档位低档位 大模数大模数 高档位高档位 小模数小模数 个别情况个别情况 同一种模数同一种模数1.模模数数 m 影响因素 要 求 m(mn)备 注 制造工艺 全部相同 设计强度 各档不同 减少噪声 减少 m(mn)同时增加 b 减少质量 增加 m(mn)同时减少 b m 影响因素 要 求 m(mn)备 注 制造工艺 全部相同 设计强度 各档不同 减少噪声 减少 m(mn)同时

15、增加 b 减少质量 增加 m(mn)同时减少 b 1.模模数数 模数 车型 齿 轮 啮合套 微型、普通级 2.252.75 轿车 中级轿车 2.753.00 中 型 3.54.5 2.03.5 货车 重 型 4.56.0 3.55.0 模数 车型 齿 轮 啮合套 微型、普通级 2.252.75 轿车 中级轿车 2.753.00 中 型 3.54.5 2.03.5 货车 重 型 4.56.0 3.55.0 2.压压力角力角压力角是指齿轮在啮合点所受正压力方向与该点速度压力角是指齿轮在啮合点所受正压力方向与该点速度方向所形成的方向所形成的锐角锐角压力角设计原则 压力角小压力角小 重合度大重合度大

16、动载荷小、传动平稳、噪音低动载荷小、传动平稳、噪音低 刚度差刚度差 压力角大压力角大 抗弯强度好抗弯强度好 表面接触强度好表面接触强度好变速器齿轮啮合时压力变速器齿轮啮合时压力角角大大，重合度大，动载荷小、重合度大，动载荷小、传动平稳、噪音低。传动平稳、噪音低。正确错误AB提交单选题1分2.压压力角力角压力角选取的影响因素压力角选取的影响因素 影响因素 要求 齿轮啮合重合度 小 传动平稳性 小 工作噪声 小 轮齿抗弯强度 大 轮齿表面接触强度 大 影响因素 要求 齿轮啮合重合度 小 传动平稳性 小 工作噪声 小 轮齿抗弯强度 大 轮齿表面接触强度 大 压力角的特性压力角的特性齿轮齿轮 对于乘用

17、车 小压力角 14.5,15,16,16.5 商用车 22.5 或者25 国标压力角为20压力角的特性压力角的特性啮合套、接合齿啮合套、接合齿 20，25，30 等 普遍采用30 3.螺螺旋角旋角螺旋角螺旋角选取的影响因素：选取的影响因素：影响因素 要求 传动平稳性 大 工作噪声 大 轮齿强度 大 轴向力 小 螺旋角螺旋角 的基本特性的基本特性 大螺旋角 齿轮重合度增加 噪音降低、工作平稳 齿的强度提高 螺旋角大于30度时候 抗弯强度骤然下降 接触强度继续提高螺旋角大于螺旋角大于30度时候，抗弯强度骤然下降，接触强度度时候，抗弯强度骤然下降，接触强度继续提高。继续提高。()正确错误AB提交单选

18、题1分3.螺螺旋角旋角螺旋角选取的一般原则：螺旋角选取的一般原则：轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的；轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的；大于大于30时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮应小些，应小些，以以15 25为宜；为宜；增大时，接触强度持续提高，因此高档齿轮增大时，接触强度持续提高，因此高档齿轮应大些；应大些；中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷。中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷。斜齿轮的轴向力斜齿轮的轴向力 基本原则基本原则 减少中间轴的轴向力减少中间轴的轴向力 减小轴承负荷减小轴承负荷提高寿命提高寿命 中间轴的特点中间轴的特点 同时有

19、两对齿轮工作同时有两对齿轮工作 策略策略 轴向力互相抵消轴向力互相抵消斜齿圆柱齿轮轴向中间轴轴向力的平衡图中间轴轴向力的平衡图111tgFFna222tgFFna22n11nrFrFT2121rrtgtg得到中间轴上两斜齿轮轴向力平衡的条件：得到中间轴上两斜齿轮轴向力平衡的条件：螺旋角的选用范围螺旋角的选用范围 两轴式两轴式 2025 中间轴式中间轴式 2234 货车变速器货车变速器 18264.齿宽 影响影响 轴向尺寸轴向尺寸 质量质量 齿轮工作平稳性齿轮工作平稳性 齿轮强度齿轮强度 齿轮受力均匀程度齿轮受力均匀程度齿宽的选择原则齿宽的选择原则 考虑重量、尺寸因素考虑重量、尺寸因素 较小齿宽

20、较小齿宽 考虑平稳性考虑平稳性 较大齿宽较大齿宽小齿宽的缺点小齿宽的缺点 运转不平稳运转不平稳 补偿方法补偿方法增加螺旋角增加螺旋角 轴向力加大轴向力加大 轴承损坏轴承损坏 工作应力大工作应力大大齿宽的缺点大齿宽的缺点 重量重量 尺寸尺寸 轴变形轴变形齿轮倾斜齿轮倾斜 偏载偏载 承载力下降承载力下降 磨损不均磨损不均4.齿齿宽宽选用范围（通常根据模数来选定齿宽）选用范围（通常根据模数来选定齿宽）第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命；增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命；若模数

21、相同，则挡位低的齿轮齿宽系数可取的稍大一些。若模数相同，则挡位低的齿轮齿宽系数可取的稍大一些。齿轮形式齿轮形式 b 齿宽系数齿宽系数 kc 直直 齿齿 kcm 4.58.0 齿齿轮轮 斜斜 齿齿 kcmn 6.08.5 接合齿接合齿（24）m 2.刀具移近轮坯中心刀具移近轮坯中心负变位负变位，x为负；为负；加工出的加工出的齿轮齿轮负变位齿轮负变位齿轮。1.刀具远离轮坯中心刀具远离轮坯中心正变位正变位，x为正；为正；加工出的齿轮加工出的齿轮正变位齿轮正变位齿轮。5.齿轮变位系数齿轮变位系数5.齿轮变位系数齿轮变位系数1.x1+x2=0 且且 x1=-x2 0 高度变位齿轮传动高度变位齿轮传动特特

22、征：征：=，a=a传动特点：传动特点：改善小轮磨损；大小两轮强度改善小轮磨损；大小两轮强度互补；成对替换标准齿轮。互补；成对替换标准齿轮。齿数条件：齿数条件：z1+z22 z min5.齿轮变位系数齿轮变位系数2.x1+x20角度变位齿轮传动角度变位齿轮传动1)x1+x20 正传动正传动传动特点：传动特点：可减小机构尺寸；提高两轮强度；可减小机构尺寸；提高两轮强度；减轻两减轻两轮磨损轮磨损；重合度略有降低。；重合度略有降低。齿数条件：齿数条件：z1+z2可以可以2 z min 特特征：征：，a a5.齿轮变位系数齿轮变位系数5.齿轮变位系数齿轮变位系数2)x1+x20负传动负传动传动特点：传动

23、特点：重合度略有增加；两轮强度降低重合度略有增加；两轮强度降低;两轮磨损加大。两轮磨损加大。齿数条件：齿数条件：z1+z22 z min特特征：征：，a a2.x1+x20角度变位齿轮传动角度变位齿轮传动5.齿轮变位系数齿轮变位系数5.齿轮变位系数齿轮变位系数1.角度变位齿轮传动，啮合角等于压力角，节圆与分角度变位齿轮传动，啮合角等于压力角，节圆与分度圆重合，中心距和标准齿轮中心距相同。（度圆重合，中心距和标准齿轮中心距相同。（）正确错误AB提交单选题1分5.齿轮变位齿轮变位系数系数高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。齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。可增加小齿轮

24、的齿根强度，使它达到和大齿轮强度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。相接近的程度。但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声角度变位角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。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，又避免了其缺点角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点变位系数的选择原则（高档齿轮）高档齿轮的破环形式高档齿轮的破环形式 齿面疲劳剥落（点蚀）齿面疲劳剥落（点蚀）策略策略 保证最大接触强度保证最大接触强度 对抗胶合及耐磨损最有力对抗胶合及耐磨损最有力 方法方法 正变位，总变位系数大些正变位，总变位

25、系数大些 渐开线远离基圆，曲率半径大渐开线远离基圆，曲率半径大变位系数的选择原则（低档齿轮）低齿轮的破环形式 小齿轮齿根弯曲、断裂 策略 根据危险断面厚度相等选择变位系数 方法 小齿轮采用大变位系数 如果小齿轮齿数较小，使用正变位，消除根切 实际应用实际应用 高档位的高档位的 c均选用较小值，以获得低噪声传动。均选用较小值，以获得低噪声传动。如：最高档及一轴齿轮副的如：最高档及一轴齿轮副的 c约在约在-0.20.2。档位愈低档位愈低，c应该逐渐加大应该逐渐加大，以获得高强度以获得高强度。如：一档齿轮的如：一档齿轮的 c可在可在1.0以上以上。5.齿轮变位齿轮变位系数系数小齿轮采用大变位系数，如

26、果小齿轮齿数较小，使用小齿轮采用大变位系数，如果小齿轮齿数较小，使用正变位，消除根切。正变位，消除根切。()正确错误AB提交单选题1分6.齿顶高系数6.齿顶高系数 小 重合度小 工作噪声大 弯矩小弯曲应力小 加工精度低 载荷集中作用在齿顶上 小齿顶高系数短齿制齿轮(0.750.80)高精度齿轮 采用1.00细高齿制 要求 齿顶厚度大于0.3m 避免根切和齿顶干涉 1.051.90 很多变速器主、从动齿轮齿顶高系数不同。六、各六、各挡齿轮齿数的分配挡齿轮齿数的分配基本流程 确定一档齿轮的齿数 对中心距进行修正 确定常啮合传动齿轮副的齿数 确定其它档位的齿轮齿数 确定倒档的齿轮齿数1确定一挡齿轮的

27、齿数确定一挡齿轮的齿数一挡传动比一挡传动比81721zzzzi 如如果果z7和和z8的的齿数确定了，则齿数确定了，则z2与与z1的传动比可求出。为了的传动比可求出。为了求求z7、z8的齿数，先求其齿数和的齿数，先求其齿数和zhnhhmAZmAZcos22斜齿直齿计算后取计算后取zh为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。（3-1）（3-2）中间轴上一挡小齿轮齿数中间轴上一挡小齿轮齿数Z8尽可能少些，增大传动比，尽可能少些，增大传动比，Z2Z1可以分配小些，使可以分配小些，使Z1大些，好布置第二轴大些，好布置第二轴。乘用车中间轴式变速器一挡传动比乘用车中间轴式

28、变速器一挡传动比i1=3.53.8时，中间轴上一时，中间轴上一挡齿轮齿数挡齿轮齿数Z8可在可在1517之间选取；之间选取；货车货车Z8可在可在1217之间选取之间选取。一挡大齿轮齿数用一挡大齿轮齿数用Z7=Zh-Z8计算求得计算求得。2对中心距对中心距A进行修正进行修正因为计算齿数因为计算齿数和和zh后后，经过取整数使中心距有了变化，所，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定以应根据取定的的zh和和齿轮变位系数重新计算中心距齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修，再以修正后的中心距正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。作为各挡齿轮齿数分配的依据。3确定常啮合传动齿轮副的齿数确定常啮合传动

29、齿轮副的齿数由式（由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比）求出常啮合传动齿轮的传动比78112ZZiZZ（3-3）解方程式（解方程式（3-3）和式（）和式（3-4）求）求Z1与与Z2，求出的，求出的Z1、Z2都应都应取整数；然后核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相差取整数；然后核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿数，按较大，只要调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿数，按式（式（3-4）算出精确的螺旋角值。）算出精确的螺旋角值。BZZmAcos221常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即（

30、3-4）4确定其它各挡的齿数确定其它各挡的齿数若二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮相同时，则得若二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮相同时，则得（3-5）61522zzzzi解两方程式求出解两方程式求出Z5、Z6。用取整数后的。用取整数后的Z5、Z6计算中心距，计算中心距，若与中心距若与中心距A有偏差，通过齿轮变位来调整。有偏差，通过齿轮变位来调整。2)(65zzmA（3-6）4确定其它各挡的齿数确定其它各挡的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合轮不同时，由式（二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合轮不同时，由式（3-5）得得（3-7）（3-8）21265zzizz665cos2)(zzmAn4确定其它各

31、挡的齿数确定其它各挡的齿数此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式列关系式（3-9）)1(tantan6521262zzzzz联解上述三个方程式，可求出联解上述三个方程式，可求出Z5、Z6和和B6三个参数。但解此三个参数。但解此方程组比较麻烦，可采用比较方便的试凑法方程组比较麻烦，可采用比较方便的试凑法。其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。5确定倒挡齿轮齿数确定倒挡齿轮齿数3-8所示的倒挡齿轮所示的倒挡齿轮Z10的齿数，一般在的齿数，一般在2123之间，初选之间，初选Z10后，后，可计算出中

32、间轴与倒挡轴的中心距可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A（3-9）为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和和9的齿顶圆的齿顶圆之间应保持之间应保持0.5mm以上的间隙，则齿轮以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径的齿顶圆直径De9应为应为)(21108zzmAADDee25.02981289eeDAD（3-10）六、各六、各挡齿轮齿数的分配挡齿轮齿数的分配5确定倒挡齿轮齿数确定倒挡齿轮齿数根据求得的根据求得的De9，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，使齿，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，使齿顶圆顶圆De9符合式（符合式（3-10）。最后计算倒挡轴与第二轴的中

33、心）。最后计算倒挡轴与第二轴的中心距。距。5确定倒挡齿轮齿数确定倒挡齿轮齿数根据求得的根据求得的De9，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，使齿，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，使齿顶圆顶圆De9符合式（符合式（3-10）。最后计算倒挡轴与第二轴的中心）。最后计算倒挡轴与第二轴的中心距。距。实例分析第四节第四节 变速器的设计计算变速器的设计计算一、齿轮的损坏形式一、齿轮的损坏形式1、轮齿折断：、轮齿折断：冲击过载折断；疲劳折断。冲击过载折断；疲劳折断。2、齿面疲劳剥落（点蚀）：、齿面疲劳剥落（点蚀）：齿面相互挤压使齿面细小裂缝齿面相互挤压使齿面细小裂缝中的润滑油压力升高中的润滑油压力升高裂缝扩大裂

34、缝扩大齿面表层有块状剥落形成齿面表层有块状剥落形成麻点。麻点会破坏齿形，加大误差，增大动载荷麻点。麻点会破坏齿形，加大误差，增大动载荷轮齿折断。轮齿折断。3、移动换挡齿轮端部破坏、移动换挡齿轮端部破坏4、齿面胶合、齿面胶合:负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，齿面负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，熔焊粘连，齿面沿间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，滑动方向形成撕伤痕迹，如如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理加工，齿轮精度不

35、低加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理加工，齿轮精度不低于于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些级。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。果。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。二、轮齿强度计算二、轮齿强度计算1.轮齿弯曲强度计算轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力：）直齿轮弯曲应力：（2）斜齿轮弯曲应力：）斜齿轮弯曲应力：2.轮齿接触应力计算轮齿接触应力计算（1）直齿轮弯曲应力）直齿轮弯曲应力WF1圆周力，

36、圆周力，F1=2Tg/d（Tg 计算载荷，计算载荷，d 节圆直径）节圆直径）K应力集中系数，可近似取应力集中系数，可近似取K=1.65；Kf摩擦力影响系数，摩擦力影响系数，Kf=1.1（主动主动）或或=0.9（从动从动）；b齿宽；齿宽；t端面齿距，端面齿距，t=m，m为模数；为模数；y齿形系数齿形系数btyKKFf1W 1.轮齿弯曲强度计算轮齿弯曲强度计算 1.轮齿弯曲强度计算轮齿弯曲强度计算（2 2）斜齿轮弯曲应力）斜齿轮弯曲应力W（重合度影响系数（重合度影响系数K K=2=2.0 0）计算载荷计算载荷T Tg g按照第一轴转矩为按照第一轴转矩为T Temaxemax计算；计算；直齿轮直齿轮

37、（一一、倒挡倒挡）许用应力在许用应力在400400850850N/mmN/mm2 2；（货车和承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮应取下限货车和承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮应取下限。）斜齿轮许用应力斜齿轮许用应力180180-350350N/mmN/mm2 2（乘用车乘用车）；100100-250250N/mmN/mm2 2（货车货车）KyKzmKcosT2c3ngWF法向力，法向力，F=F1/(cos cos)，F1为圆周力，为圆周力，F1=2 Tg/d；Tg为计算载荷；为计算载荷；d为节圆直径为节圆直径E弹性模量弹性模量b齿轮接触实际宽度（斜齿轮用齿轮接触实际宽度（斜齿轮用b/cos）z、b主

38、、从动齿轮节点处曲率半径。主、从动齿轮节点处曲率半径。)11(bFE418.0bzj2mmN 2.接触应力计算接触应力计算 曲曲率半径率半径=r sin（直齿轮）或（直齿轮）或=(r sin)/cos2（斜齿轮）（斜齿轮）计算载荷按第一轴上载荷为计算载荷按第一轴上载荷为Temax/2计计算时，变算时，变速器齿轮速器齿轮的许用接触应力：的许用接触应力：渗碳齿轮（MPa）液体碳氮共渗齿轮（MPa）一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700渗碳齿轮（MPa）液体碳氮共渗齿轮（MPa）一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡1300140065

39、0700渗碳齿轮（MPa）渗碳齿轮（MPa）液体碳氮共渗齿轮（MPa）液体碳氮共渗齿轮（MPa）一挡和倒挡一挡和倒挡190020001900200095010009501000常啮合齿轮和高挡常啮合齿轮和高挡1300140013001400650700650700 2.接触应力计算接触应力计算齿齿轮采用渗碳合金钢（如：轮采用渗碳合金钢（如：20CrMnTi），表层高硬度与芯部），表层高硬度与芯部高韧性相结合，以提高齿轮的耐磨性及抗疲劳能力。高韧性相结合，以提高齿轮的耐磨性及抗疲劳能力。强力喷丸处理，使轮齿产生残余压应力，弯曲疲劳寿命可成强力喷丸处理，使轮齿产生残余压应力，弯曲疲劳寿命可成倍提高

40、，接触疲劳寿命也有明显改善。倍提高，接触疲劳寿命也有明显改善。加大齿根圆弧半径，可以改善应力集中。加大齿根圆弧半径，可以改善应力集中。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形，齿齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形，齿轮精度，使传动平稳，效率提高，使弯曲疲劳寿命比剃齿的轮精度，使传动平稳，效率提高，使弯曲疲劳寿命比剃齿的要高近一倍。要高近一倍。3.齿轮的材料和工艺齿轮的材料和工艺齿轮常用的材料是（）60Si2MnA HT250 20CrMnTi 1Cr18NiMnTiABCD提交单选题1分小结变速器主要参数的选择挡数传动比范围中心距A齿轮参数各档齿轮齿数的分配变速器的设计与计算 轮齿强度计算 轴的强度计算