(30)--3.3变速器主要参数的选择.docx

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1、3.3变速器主要参数的选择P2一、增加变速器的挡数能明显改善汽车的动力性和经济性。但挡数越多，使变速器结构复杂，同时轮廓尺寸和质量加大，操纵机构复杂。P3相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下，换挡工作容易进行。高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比值小。（人物居中）近年来变速器的挡数有增加的趋势。乘用车一般用5挡变速器，级别高的乘用车变速器用挡，货车变速器采用56个挡或多挡。多挡变速器有分动器或副变速器，多用于重型货车和越野汽车。P4二.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比的比值。传动比范围的确定与发动机参数、最高车速和使用条件等因素有关。P5三,中心距

2、A是变速器最重要的设计参数,对中间轴式变速器，将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距Ao对变速器的外形尺寸、体积和质量大小，以及轮齿的接触强度有重要影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。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。P6（全屏或小窗口）初选中心距A时，可根据下面经验公式计算（如图）A=KA也axM式中，A为变速器中心距（mm）;KA为中心距系数，乘用车：Ka=8.99.3,货车：Ka=8.69.6,多挡变速器：Ka=9.5IlQ;ImaX为发动机最大转矩(Nm);为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取96%o乘用车变速器的中心距在6580mm范围

3、内变化,而货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。原则上总质量小的汽车，变速器中心距也小。P7四、外形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(过渡)齿轮和换挡机构的布量初步确定。乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸为(3.03.4)Ao当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K应取给出范围的上限。为检测方便，中心距A最好取为整数。P8五、轴的直径变速器工作时，轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮则还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均产生不利影响，还会增

4、加工作噪声。P9中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径dO.45A,第一轴花键部分直径d(mm)可按经验公式依据发动机最大转矩初选P10(全屏或小窗口)六.齿轮参数(变速器设计中的最重要工作就是确定齿轮参数)1、模数的选取齿轮模数是一个重要参数，齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等均影响齿轮模数的选取。选取齿轮模数的原则是：为减少噪声应合理减小模数,增加齿宽；为减小质量，应增加模数，减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用一种模数，从强度考虑，各挡齿轮应有不同模数。减少乘用车齿轮工作噪声有重要意义，因此齿轮的模数应选得小些；对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数。（人物居中）

5、工程中变速器低挡齿轮选用大些的模数，其它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。P11（全屏或小窗口）变速器齿轮模数大致按照如下范围选取：微型和普通级乘用车为2.252.75mm,中级乘用车为2.753.0Omm.中型货车为3.54.5mm,重型货车为4.56.0mm。所选模数值应符合国家标准规定。啮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。P122、压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。实际中，国家规定的标准压力角为20,所以变速器齿轮普遍采用压力角为20。

6、啮合套或同步器的接合齿普遍采用30。压力角。应该注意，国外有些汽车企业生产的乘用车变速器高档齿轮选用小压力角以加大重合度，降低噪声，低档和倒挡齿轮选用大压力角，以提高齿轮承载能力。P13（注意切换版式）3、螺旋角B斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选取斜齿轮的螺旋角，对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。为提高高挡齿轮的接触强度，应当选用较大的螺旋角。注意，试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高，当螺旋角大于30度时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。斜齿轮传递转矩时,要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间

7、轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的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。P14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取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的），而此时第二轴则没有轴向力作用。PI5（如图），欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需要满足下述条件必=%tan%2tan2tanl_rlgp：tanP2r2式中，F八以2为作用

8、在中间轴齿轮1、2上的轴向力;F叽工2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；八、为齿轮1、2的节圆半径。在设计中注意：可用调整螺旋角的方法，配凑中心距。P164,齿宽b在选择齿宽时，应该注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽。中间轴变速器第一轴常啮合齿轮副的齿宽可取大些，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。P17（注意切换版式，全屏或小窗口）5、齿轮变彳立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

9、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。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达三厢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，也很难降氐噪声。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，既具有高度变位优点，又避免其缺点，因此采用较多。P18（注意切换版式，全屏或小窗口）对于高挡齿轮，主要损坏形式是齿面疲劳剥落，应按保证最大接触强度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，增大齿

10、廓曲率半径，减小接触应力。对下氐挡齿轮，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。有时齿轮齿数取得少会造成轮齿根切，此时应对齿轮进行正变位，以消除根切。此外,为降低噪声，对变速器中除低挡和倒挡外的其它齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值，以获得低噪声传动。P19（注意切换版式,全屏或小窗口）七、各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数。下面以以具体示例，来说明分配齿数的方法。（如图）在

11、上述变速器传动方案机构简图中，请大家指出齿轮弯曲强度最弱的齿，是Z8齿。因此首先来确定一档齿轮的齿数。根据一挡传动匕讶口齿数和公式：（如图）2AcosZh=%计算后取Z为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。在匕已定的条件下，Z2Z的传动比可分配小些。中间轴上一挡齿轮齿数可在=15-17之间选取,货车可在1217之间选用。一挡大齿轮齿数用J=Z/-Z8计算求得。P20（全屏或小窗口）确定了Z7和Z8和齿数，对中心距A进行修正，再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。再根据一挡传动比和齿数和公式：（如图）确定常啮合传动齿轮副的传动比和齿数求出的4、Z2取整；然后校核一挡传动比，如相差较大，调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿数，算出精确的螺旋角值。P21（全屏或小窗口）其它各挡的齿数可参照上述公式，解方程式求出一组啮合齿轮的齿数，然后取整，用取整数后的齿数计算中心距，与中心距A会有一些偏差，这时通过齿轮变位来调整。P22（全屏或小窗口）在具体计算中，如解此方程组比较麻烦，可采用较方便的试凑法，即先选定螺旋角，检查是否近似满足轴向力平衡的关系。如相差太大，则调整螺旋角风，重复上述过程，直至符合设计要求。（人物居中）本节的重点是大家要掌握变速器设计中最重要的参数中心距A的确定，以及各挡齿轮齿数的确定和齿轮参数的确定方法，谢谢！