车辆工程毕业设计论文-四轮驱动汽车变速器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-四轮驱动汽车变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

ci —— 分动 器传动比。 代入式 （ ） ： r iiiT Tce 10max≥ )s inc o s(m a xm a x  fmg =maxmg 式中 max —— 最大道路阻力系数 由发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式： 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变速器一档传动比为： 1i = 根据驱动车轮与路面的附着条件 ： r iiiT Tce 10max ≤ 2G （ ）求得变速器一档传动比为： 1i ≤Tce iiTrG 0max2  = 式中 2G —— 汽车满载静止于水路平面时驱动桥给地面的载荷 —— 道路的附着系数，计算时取  =～ 所以 ≤1i ≤ 在乘用车的传动比范围内 ～ 之间。 初步确定其他各档传动比 变速器的最高档位直接档，所以5i=1，取 1i =。 根据经验公式，按等比级数分配， 12 qiiiiiiii  54433221 （ ） q —— 几何级数的公比 所以， 2i =，3i=， 4i =。 初选中心矩 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离成为变速器的中心矩。 它的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，所以，最小允许的中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。 中间轴式变速器初选中心距 A 时，可根据经验公式计算 ： A=3 1max geA iTK  （ ） 式中 AK —— 中心距系数 ,对乘用车 AK =～ ，取 AK =9 所以， A = 乘用车变速器的中心距约在 65～ 80 范围内变化，经过圆整 后取中心距 A =80mm。 齿轮参数的确定 齿轮的模数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。 应该指出，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是： 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少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度 方面考虑，各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的意义，因此齿轮的模数应选得小些；变速器低档齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。 少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数，变速器用齿轮模数的范围如表。 所选模数值应符合国家标准 GB/T1357—1987 的规定，如表。 选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。 输入轴常啮合斜齿轮的法面模数 nm ： 13 nm = maxeT （ ） = 取nm= 3mm。 一档齿轮为直齿轮 m ： m = 3 1max iTe （ ） = mm 取 m =3mm。 表 汽车变速器齿轮的法向模数 nm 车型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 am /t ＞ V≤ ＜ V≤ ＜ am ≤ am ＞ 模数nm /mm ～ ～ ～ ～ 表 汽车变速器常用的齿轮模数 （ mm） 一系列 二系列 （ ） （ ） — 压力角  齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，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 28176。 时强度最高，但是超过28176。 强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为 25176。 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用 176。 、 15176。 、 16176。 、 176。 等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 176。 或 25176。 等大些的压力角。 实际上，因国家规定的标准压力角为 20176。 ，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20176。 啮合套或同步器的接合齿压力角为 20176。 、 25176。 、 30176。 等，但普遍采用 30176。 压力角。 应该指出，国外有些企业生产的乘用车变速器齿轮采用两种压力角，即高档齿轮 14 采用小些的压力角以减少噪声；而低档和倒挡齿轮采用较大的压力角，以增加强度，必须指出，齿轮采用小压力角和小模数时，除必须采用大的齿高系数外，还应采用大圆弧齿根，这样可以提高弯曲强度 在 30%以上。 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。 试验还证明：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 30176。 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。 因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以 15176。 ～ 25176。 为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺 旋角。 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 乘用车变速器 ： 两轴式变速器为 20176。 ～ 25176。 中间轴式变速器为 22176。 ～ 34176。 货车变速器： 18176。 ～ 26176。 齿宽 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，应该选用较小的齿宽。 另一方面，齿宽减少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，工作时会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的。 直齿 mkbc ck为齿宽系数 , 取ck=～ 斜齿ncmkb ck为齿宽系数 , 取ck=～ b 为齿宽（ mm）。 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为 2～ 4 mm。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数 ck 可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低， 15 以提高传动平稳性和齿轮寿命。 对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。 齿宽的选择既要考虑变 速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性要求。 齿轮的变位系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。 采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生 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。 由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各 档 传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。 为 保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。 当齿数和多的齿数副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。 由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。 对斜齿轮传动，还可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。 对于高 档 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。 对于低档齿轮，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来选择大小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大雨零。 由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一挡主动齿轮）会造成轮齿根切。 这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减少。 此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。 总变位系数 21  c 减少，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。 但是由于轮齿的刚度减小，易于吸收冲击振动故噪声要小一些。 另外， c 值越 16 小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降噪有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷时的着力点距齿根近，弯曲力矩减小，相当于齿根强度提高，对由于齿根减薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。 根据上述理由，为了降低噪声，对于变速器中除去一、二 档 和倒 档 以外的其他各档 齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值，以便获得低噪声传动。 一般情况下，最高 档 和一 轴齿轮副的 c 可以选为－ ～。 随着 档 位的降低， c 值应该逐 档 增大。 一、二 档 和倒 档 齿轮，应该选用较大的 c 值，以便获得高强度齿轮副。 一 档 齿轮的 c值可以选用 以上。 齿顶高系数 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；但因轮齿受到的弯矩减少，轮齿的弯曲应力也减少。 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 ～ 的短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数为。 为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大于 的细高齿制。 采用细高齿制时，必须通过验算保证齿顶厚度不得小于。 和齿轮没有根切和齿顶干涉。 目前，对于细高齿制的齿顶高系数，还没有制定统一的标准，由各企业自行确定，从小至 到大至 的都有，且许多变速器的一对主、从动齿轮的齿顶高系数不同 ［ 3］。 各档传动比及其齿轮齿数的确定 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。 应该注意的是，各档相互啮合的齿轮的齿数最好为质数，以使齿面磨损均匀。 如图 是本次设计的变速器的传动方案。 确定一档齿轮齿数 一档的传动比为： 1i ==10192zzzz （ ） 为了确定9z ， 10z的齿数，先求其齿数和z 17 斜齿轮： z=nmA 109cos2  = 3 23cos802  = （ ） 应取z为整数， z=49 为了使9z/10z尽量大些，应将10z取得尽量小些，这样，在 1i 已定的条件下， 2z / 1z的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多的齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承，10z的最少齿数受到中间轴轴颈的限制，因此，的选定应与中间轴轴颈的确定因素统一考虑。 为避免发生根切，增强刚度，一档小齿轮应为变位齿轮。 乘用车中间轴式变速器的 1i =～ 时，则10z在 15～ 17 内选择。 取。