某組合式變速器齒輪參數選擇及齒數分配計算過程案例目錄TOC\o"1-3"\h\u4034某組合式變速器齒輪參數選擇及齒數分配計算過程案例 175141.1汽車主要技術參數 1308041.2變速器擋數和傳動比的確定 2269631.2.1主減速比的確定 2105001.2.2變速器最低擋傳動比的確定 2103921.2.3變速器擋數的選擇 4189041.2.4變速器其他各擋傳動比的確定 4128801.2.5中心距A的確定 4204001.3齒輪參數的選擇 52331.1.1模數的選取 5266601.1.2壓力角的選取 5156021.1.3齒形的選取 6280211.1.4螺旋角β的選取 691721.1.5齒寬b的選取 7273771.4各擋齒輪齒數的分配 7207681.4.1確定一擋齒輪的齒數 7157281.4.2對中心距A進行修正 8309431.4.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 9161331.4.4確定主變速箱其他擋位的齒輪齒數 9171361.4.5確定倒擋的齒輪齒數 1052151.4.6確定副變速箱常嚙合齒輪齒數 1321481.4.7變速器相關數據參數匯總 131.1汽車主要技術參數本次課題為中型貨車設計了一款組合式變合器。貨車采用一汽解放J6L系列發動機，通過查詢發動機的主要技術參數，將變速器的主要設計參數總結如下表1.1：表1.1變速器的設計參數型號一汽解放J6L發動機額定功率(kw)165外廓尺寸(mm)(長×寬×高)9000×2550×3050發動機最大轉矩(N.m)850輪距(前)(mm)1827滿載軸荷前(kg)6400輪距(后)(mm)1860后(kg)11500軸距(mm)5300輪胎規格12R22.5最高車速(km/h)96額定載質量(kg)9900滿載總重(kg)17355整車整備質量(kg)7455最大扭矩轉速2500RPM1.2變速器擋數和傳動比的確定1.2.1主減速比的確定(3-1)式中：最高傳動比最高車速最大轉速車輪半徑已知：==96km/h；本次設計的組合變速器包含超速檔，參考一汽解放J6L系列變速器的傳動比參數，將組合變速器的最高檔位傳動比定為=0.735；=309(mm)；==2500（r/min）；將上述參數取值帶入公式（3-1）得出主減速比為4.13。1.2.2變速器最低擋傳動比的確定貨車爬坡時，由于行駛速度不高，最大驅動力用于克服輪胎與地面間的滾動阻力和爬坡阻力。故有：由最大爬坡度要求的最低擋傳動比為：(3-2)式中：－貨車總質量，m=17355Kg；－重力加速度，m/s2；－道路附著系數，；－滾動半徑，；－最大轉矩，；－主減速比，；－傳動效率，。將上述參數取值帶入公式3-2得到:由驅動車輪與地面附著條件：可求得一擋傳動比為：(3-3)式中：－－汽車總質量，m=17355Kg；－－重力加速度，m/s2；－－道路附著系數，計算時取～；將上述參數值帶入公式3-3，得到：所以最低擋傳動比范圍為：由于本次變速器設有超速擋，因而最低擋傳動比取值為8.46。1.2.3變速器擋數的選擇不同種類的汽車的用途不一樣，近年來，為了降低油耗量，變速器的擋位慢慢變多。本次組合式變速器設計了8個前進擋，1個倒擋。1.2.4變速器其他各擋傳動比的確定本次設計的變速器有超速擋，超速擋傳動比為：。為了確定貨車變速器其他各擋位的傳動比，必須先求出公比。再根據各擋位的使用頻率，對傳動比進行調整。（1）確定公比（2）確定其他各擋位的傳動比其他各擋位的傳動比根據公比來獲取的，并按照各擋位使用頻率對傳動進行調整，高檔相鄰兩個檔位傳動比比值小于低檔傳動比比值，以實現發動機功率利用最大化，來提高汽車的動力性能。結合公比以及貨車各擋位的使用頻率，得出其他各擋的傳動比大小如下：1.2.5中心距A的確定中間軸式變速器的中心距A為中間軸到第二軸的距離。中心距選擇不當，將會使得齒輪的強度降低壽命縮短。由于本次變速器的設計采用的是中間軸式變速器，按照以下公式3-4來初定中心距：(3-4)式中:A中心距（mm）；中心距系數,（多擋9.5～11.0）,取10；最大轉矩,850N?m；一擋傳動比，取8.46；傳動效率，取0.96；將上述取值參數帶入到公式3-3中得出：圓整取值為191mm。1.3齒輪參數的選擇1.1.1模數的選取齒輪模數的選擇應滿足齒輪的強度、質量、噪聲、工藝等各方面的要求。不同的車型有不同的要求，對于轎車來說，減輕齒輪運行噪聲是關鍵，設計轎車的變速器時采用的齒輪模數應該小一點。對于載重貨車，減小整箱質量更加有用，設計貨車的變速器時采用的齒輪模數應該大一點。通過查閱汽車設計手冊，得出各種車型對應的法向模數選取范圍如表1.2所示：表1.2汽車變速器齒輪的法向模數車型微型、輕型橋車中極橋車中型貨車重型汽車2.25~2.752.75~1.001.50~4.504.50~6.00由于是中型貨車，根據上表1.2得知模數在1.5-4.5范圍內進行選擇，根據組合式變速器各擋位的特點，將一檔、倒擋、副變速箱常嚙合齒輪的模數取值為4，其他各擋齒輪的模數取值為1.5。1.1.2壓力角的選取壓力角的選擇也根據不同的車型來選，對于商用貨車，提高承載能力和強度是關鍵應選擇22.5°或25°等大些的壓力角。各種車型對應的壓力角選取范圍見表1.3：表1.3汽車變速器齒輪的壓力角車型項目齒形壓力角α螺旋角β橋車高齒并修形的齒形14.5°，15°，16°，16.5°25°~45°一般貨車GB1356-78規定的標準齒形20°20°~30°重型車GB1356-78規定的標準齒形低擋倒擋齒輪22.5°，25°小螺旋角通過表1.3可以得知中型貨車設計變速器時壓力角一般選擇為20°。故本次組合變速器設計的齒輪壓力角取值為20°。1.1.3齒形的選取查閱汽車設計手冊，對于中型貨車，將齒形選取為GB1357-78規定的標準齒型。1.1.4螺旋角β的選取如圖1.1所示，為了使得中間軸上兩個斜齒輪的軸向力相互抵消，需要滿足以下條件：FF又因為T=FTan式中：r1,r2T中間軸轉矩中間軸式變速器斜齒輪的螺旋角的取值范圍為22o-34o，此外可以通過調整螺旋角，來解決各對嚙合齒輪中心距不相等的現象。圖1.1中間軸軸向力的平衡1.1.5齒寬b的選取為減小軸向尺寸和質量，齒寬應選擇小些。但齒寬減小的同時斜齒輪的傳動平穩性難以保持，可以通過增加螺旋角來增加嚙合的重合度使得平穩性得以保證，但是螺旋角太大時會使得軸承的軸向載荷增大，影響軸承的使用壽命。齒寬的大小通常根據模數來選定：直齒：b=KcmnQUOTEb=KCm,Kc為齒寬系數，取值范圍為4.5-8.0斜齒：b=Kcmn,Kc其中：b為齒寬（mm）.1.4各擋齒輪齒數的分配1.4.1確定一擋齒輪的齒數一擋的傳動比公式為：(3-5)一擋傳動比為8.46，確定Z7與Z8的齒數，則Z1與Z2的傳動比就可以計算出來。為了求解Z7與直齒齒數和公式為：(3-6)斜齒齒數和公式為：(3-7)計算后將數值取整，然后分配主從動輪的齒數。對于載重貨車，變速器中間軸一擋齒輪齒數可在12-17之間進行選擇。大齒輪齒數通過下式3-8來求取：(3-8)由于變速器的一擋齒輪為斜齒輪，故：所以齒數和圓整取值為86此時，取故1.4.2對中心距A進行修正根據上述取定的齒數和來修正中心距A，故：求出A=189.78mm現通過變位系數將中心距圓整為A=190mm已知條件：A=190，A’=189.78計算嚙合角：計算齒數和：計算變位系數和：中心距變動系數為：通過查閱變位系數分配線圖，得出坐標點（，）位于L9線到L10線之間。按這兩條線作射線，再從橫坐標的Z7，Z8處做垂直線，與射線交點的縱坐標，即變位系數分別是，1.4.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數由公式3-5可知一擋傳動比公式如下：式中：Z7=70，將上述參數值帶入3-5公式中可以得出：再結合下述中心距公式3-6：(3-9)得出：修正一擋傳動比：1.4.4確定主變速箱其他擋位的齒輪齒數由于二擋、四擋、六擋、八擋是通過副變速箱加速實現的，以下通過三擋和五擋對主變速箱其他的齒輪齒數進行計算。變速器三擋齒輪采用斜齒，螺旋角與常嚙合齒輪螺旋角不同。三擋齒輪齒數和螺旋角，通過三擋傳動比公式3-10、中心距公式3-11、軸向力平衡公式3-12來求取。(3-10)(3-11)(3-12)通過計算得出:修正三擋傳動比:變速器五擋齒輪也采用的是斜齒，螺旋角與常嚙合齒輪的螺旋角不同。五擋的齒輪齒數和螺旋角，根據五擋的傳動比公式3-13、中心距公式3-14以及軸向力平衡公式3-15來求取。(3-13)(3-14)(3-15)通過計算得出:修正五擋傳動比:1.4.5確定倒擋的齒輪齒數通過查閱汽車變速器設計手冊，變速器的倒擋與一擋的傳動比比較接近，因此倒擋傳動比選擇。變速器中間軸上的倒擋齒輪的齒數Z10比一擋主動齒輪Z8略小，選擇15。通常，倒擋軸齒輪Z11的取值范圍為：21~23，本次取值23。(3-16)通過上述計算結果，結合倒擋的傳動比公式3-16，可得出：由于本次設計的倒擋齒輪采用的是直齒輪，可以得到中間軸與倒擋軸之間的中心距為：(3-16)通過公式3-16計算得出：A下面計算倒擋軸與第二軸的中心距，中間軸與第二軸的中心距公式如下：(3-17)式中：D9,D10(3-18)(3-19)式中：QUOTEha齒頂高變位系數。選非變位齒輪，則取QUOTEfo齒頂高系數。通過機械設計手冊，得出漸開線圓柱齒輪的齒形參數如表1.4所示，齒頂高系數根據表1.4來確定。表1.4漸開線圓柱齒輪基準齒形本次設計采用的是標準齒，因此，代入公式3-19得mm。將mm代入3-18中得為了避免倒擋齒輪9和10間發生碰撞，兩齒輪間必須留有0.5mm以上的距離，所以取，而后將、的取值帶入到公式3-17。得到倒擋軸與第二軸的中心距為：將第二軸的中心距圓整為A=132mm，通過變位法圓整。已知條件：A=132，A’=131.75計算嚙合角：計算齒數和：計算變位系數和：中心距變動系數為：通過查閱變位系數分配線圖，得出坐標點（，）位于L9線到L10線之間。按這兩條線作射線，再從橫坐標的Z7，Z8處做垂直線，與射線交點的縱坐標，即變位系數分別是，1.4.6確定副變速箱常嚙合齒輪齒數副變速箱的齒輪傳動采用直齒輪，齒輪1和齒輪2的齒數取值為，，即將齒輪1和齒輪2的傳動比設置為1，通過齒輪3和齒輪4來實現加速。已知本設計的變速器超速擋傳動比為0.735，根據副變速箱加速原理可以得到：