汽車變速器主要參數(shù)的選擇與計算過程案例1.1設(shè)計初始數(shù)據(jù)最高車速：=185Km/h發(fā)動機(jī)功率：=83KW轉(zhuǎn)矩：=145總質(zhì)量：=1245Kg車輪：205/55R16r=3161.2變速器各擋傳動比的確定初選傳動比：=(1.1)式中：—最高車速—發(fā)動機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速—車輪半徑—最高檔取0.8—主減速器傳動比=9550×(1.2)所以，=9550×83145=5467r/min=0.377×=0.377×=4.40(1.3)最大傳動比的選擇：①滿足最大爬坡度。（1.4）式中：G—重力作用于汽車上，，—空載重量，—重力加速度，=12200N；—發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=145N.m；—主減速器傳動比，=4.40—傳動系效率，=90%；—車輪半徑，=0.316m；—滾動阻力系數(shù)；—爬坡度，取=16.7°帶入數(shù)值計算得①②滿足附著條件：·φ（1.5）Φ為附著系數(shù)，他的范圍在，收益我們?nèi)?.6為了使車輛滿載并保持在水平面上，將橋梁荷載降到地面，這里取70mg；計算得≤1.72；②由①②得2.02≤≤1.72；取=1.45；校核最大傳動比；在1.0~4.5范圍內(nèi)，所以符合。其他各擋傳動比的確定：根據(jù)等比例級數(shù)原理，汽車的傳動比總體上滿足下列條件（1.6）式中：—常數(shù)，即齒輪之間的公比；因此，齒輪之間的傳動比為：==1.44，，，所以其他各擋傳動比為：=1.45，==2.40，=1.66，=1.15，=0.81.3中心距A的確定我們可以按照下邊的公式進(jìn)行帶入求出初中心距。A=K---中心距系數(shù)；=.，---變速器最低檔傳動比，---變速器傳動效率取，---發(fā)動機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩（Nm）；所以A初選：72mm1.4齒輪參數(shù)1.4.1模數(shù)為了保證齒面光潔度和提高傳動效率，一般在齒輪設(shè)計時將其齒廓分為若干段。其中一段稱為起始點（或過渡圓?。?，其余為終止點。表1.1汽車變速器齒輪法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0≤V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14＞14.0模數(shù)/mm2.25～2.752.75～1.001.50～4.504.50~6.00表1.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.502.002.501.004.005.006.00二系列1.752.252.751.251.501.754.505.50——發(fā)動機(jī)排量是1.5升，齒輪的模數(shù)按表2.2.1和2.2.2取的2.25-2.75mm。1.4.2壓力角小轎車的規(guī)定標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以我們也原則20°壓力角。1.4.3螺旋角實驗結(jié)果表明，如果取用大的螺旋角，齒輪的嚙合重疊會增大，做功平穩(wěn)，噪音小。但當(dāng)齒根彎曲應(yīng)力較大時，則會出現(xiàn)嚴(yán)重的疲勞破壞。因此在選擇齒形參數(shù)時要綜合考慮各種因素，以獲得較高的傳動效率和承載能力。斜交齒輪有兩個不同方向的運動。兩軸式變速器螺旋角：1.4.4齒寬直齒，齒寬系數(shù)在4.5～8.0之間，取7.0；斜齒，取為6.0～8.5。1.4.5齒頂高系數(shù)在提高了齒輪的加工精度之后，包括國內(nèi)在內(nèi)，將齒尖高度的系數(shù)設(shè)定為1.00。1.5本章小結(jié)通過已知數(shù)據(jù)，來計算出最高檔傳動比，從而決定其它檔位的傳動比，從而選擇變速箱箱的中間距。最終得到了齒輪、模數(shù)、壓力角度、螺旋角、齒寬等參數(shù)，可以通過這些參數(shù)來計算齒輪。4齒輪的設(shè)計計算與校核4.1齒輪的設(shè)計與計算4.1.1一擋齒輪齒數(shù)的分配低檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，先選=23°一擋傳動比為（4.1）為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，斜齒（4.2）==48.2取整為48即=11=37對中心距進(jìn)行修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，并以修正后中心距中心距作為每個齒輪的齒數(shù)分配的依據(jù)==71.7mm（4.3）對一擋齒輪進(jìn)行角度變位：端面嚙合角：tan=tan/cos（4.4）=21.43°嚙合角：cos=(4.5)=22.03°變位系數(shù)之和（4.6）查變位系數(shù)線圖得：對修正（4.7）計算一擋齒輪1、2參數(shù)：分度圓直徑=2.75×11/cos23°=33mm=2.75×37/23°=111mm齒頂高=3019mm=1.76mm式中：=0.11=0.42-0.11=0.31齒根高=2.145mm=1.575mm齒頂圓直徑=36.38mm=114.52mm齒根圓直徑=28.71mm=101.85mm當(dāng)量齒數(shù)=14.28=48.044.1.2二擋齒輪齒數(shù)的分配二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=25°==48.2取整為48=14=34對二擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距=71.7mm端面壓力角tan=tan/cos=21.43°端面嚙合角變位系數(shù)之和0.3查變位系數(shù)線圖得：0.3=0.41=對修正二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑=42mm=102mm齒頂高=1.355mm =1.925mm式中：=0.11=0.19齒根高 =2.31mm =1.74mm齒頂圓直徑=48.71mm=105.85mm齒根圓直徑=37.38mm=94.52mm當(dāng)量齒數(shù)=18.18=44.144.1.3三擋齒輪齒數(shù)的分配三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)為2.75=1.66=48得=18，=30對三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋豪碚撝行木?71.18mm端面壓力角tan=tan/cos=21.43°端面嚙合角=變位系數(shù)之和0.62查變位系數(shù)線圖得：=0.42=0.2對修正三擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑=54mm=90mm齒頂高=2.283mm=2.288mm式中：=0.3=0.32齒根高=2.283mm=1.938mm齒頂圓直徑=56.245mm=84.686mm齒根圓直徑=46.191mm=74.633mm當(dāng)量齒數(shù)=26.389=42.6604.1.4四擋齒輪齒數(shù)的分配四擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)=2.75==22.47，取整為22=26對四擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距=71.18mm端面壓力角tan=tan/cos=21.43°端面嚙合角變位系數(shù)之和0.58查變位系數(shù)線圖得：=0.48=0.1對修正四擋齒輪7、8參數(shù)：分度圓直徑=65.99mm=77.99mm齒頂高=1.3mm=2.26mm式中：=0.3=0.28齒根高=2.12mm=1.16mm齒頂圓直徑=72.6mm=80.51mm齒根圓直徑=61.76mm=70.8mm當(dāng)量齒數(shù)=28.56=31.754.1.5五擋齒輪齒數(shù)的分配五擋齒輪為斜齒輪，初選=25°模數(shù)=2.75=取整為47=26=21對五擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距=71.3mm端面壓力角tan=tan/cos=21.88°端面嚙合角變位系數(shù)之和0.58查變位系數(shù)線圖得：=0.25=0.33對修正五擋齒輪9、10參數(shù)：分度圓直徑=79.69mm=54.34mm齒頂高=1.98mm=2.2mm式中：=-0.25=0.53齒根高=2.75mm=2.53mm齒頂圓直徑=81.65mm=68.74mm齒根圓直徑=74.19mm=58.28mm當(dāng)量齒數(shù)=35.96=29.044.1.6倒擋齒輪齒數(shù)的分配倒擋所選的齒輪齒數(shù)與一檔齒輪一樣，所以的取值為，選出后，輸出軸和倒擋可以由代入公式得出中心距。定為=13，=23，則：==49.5mm為保證齒輪箱內(nèi)的齒輪嚙合而不發(fā)生移動干擾，齒輪1與11的齒頂圓應(yīng)存有比的縫隙，齒輪11的齒頂圓直徑是：=2×72－2.75×(13+2)－1=101.75mm=－2=35計算倒擋軸和輸出軸的中心距==81.1mm計算倒擋傳動比=2.774.2輪齒的強度計算與材料選擇4.2.1齒輪材料的選擇原則1、合理選擇材料配對對于硬度≤350HBS的軟齒面齒輪,小齒輪的材料硬度應(yīng)略高于大齒輪,以便使雙輪壽命相近,而兩個齒輪之間的硬度差應(yīng)為30-50HBS?？紤]加工工藝及熱處理工藝變速器齒輪滲碳厚度建議使用以下數(shù)值滲碳層深度0.8～1.2時滲碳層深度0.9～1.3時滲碳層深度1.0～1.3表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48氰化齒輪的氰化層厚度不得低于0.2；表面硬度HRC。4.2.3計算各軸的轉(zhuǎn)矩引擎最大扭矩為145牛米，99%為齒輪的輸出效率，99%為離合器的輸出效率，96%為軸承的傳送效率。輸入軸==145×99%×96%=137.81N.m輸出軸一擋=137.81×0.96×0.99×38/11=452.46N.m輸出軸二擋=137.81×0.96×0.99×35/15=305.61N.m輸出軸三擋=137.81×0.96×0.99×31/19=211.7N.m輸出軸四擋=137.81×0.96×0.99×27/23=151.75N.m輸出軸五擋=137.81×0.96×0.99×22/28=102.91N.m倒擋=150×(0.96×0.99)×37/13=354.28N.m4.2.4輪齒彎曲強度計算1、倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力如圖4.1（4.8）式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）；—計算載荷（N.mm）；—應(yīng)力集中系數(shù)，現(xiàn)選定。—摩擦力影響系數(shù)，主齒輪與從動齒輪的摩擦方向的差異，對彎矩的作用也有一定的影響，；主動齒輪為1.1，從動齒輪為0.9；—齒寬（mm）；—模數(shù)；—齒形系數(shù)，如圖4.1。圖4.1齒形系數(shù)圖在計算負(fù)載取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪的彎曲應(yīng)力可能在400～850兆帕。計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力，，=13，=37，=23，=0.136，=0.132，=0.149，==618.98MPa<400～850MPa==471.3MPa<400～850MPa==462.26MPa<400～850MPa斜齒輪彎曲應(yīng)力（4.9）式中：—計算載荷，N·mm；—法向模數(shù)，mm；—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角；—應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；—齒寬系數(shù)—重合度影響系數(shù)，=2.0。乘用車的許用應(yīng)力在180-350兆帕之間，貨車的允許壓力在100-250MPa之間。其計算負(fù)荷取施加于傳動裝置第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，（1）計算一擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力，=11，=37，=0.16，=0.13，=452.46N.m，=137.81N.m，==235.51MPa<180～350MPa==229.13MPa<180～350MPa（2）計算二擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力=14，=34，=0.162，=0.143，=305.61N.m，=137.81N.m，=332.3MPa<180～350MPa=341.76MPa<180～350MPa（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=18，=30，=0.164，=0.157，=211.7N.m，=137.81N.m=255.33MPa<180～350MPa=272.45MPa<180～350MPa（4）計算四擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力=22，=26，=0.134，=0.145，=151.75N.m，=137.81N.m=255.68MPa<180～350MPa=231.68MPa<180～350MPa（5）計算五擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力=26，=21，=0.144，=0.147，=137.81N.m，=151.75N.m=187.06MPa<180～350MPa=224.11MPa<180～350MPa4.2.5輪齒接觸應(yīng)力σj（4.10）式中：—輪齒的接觸應(yīng)力，MPa；—計算載荷，N.mm；—節(jié)圓直徑，mm；—節(jié)點處壓力角，°，—齒輪螺旋角，°；—齒輪材料的彈性模量，MPa；—齒輪接觸的實際寬度，mm；、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，mm，直齒輪