P2構架混合動力汽車變速器的設計

P2構架混合動力汽車變速器設計目錄目錄 I1緒論 51.1課題研究的目的和意義 51.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 62整體設計方案 72.1設計要求 72.1.1總體設計依據(jù) 72.2本設計的內容 82.3變速器的選型設計 82.4變速器方案的確定 92.4.1變速器檔位數(shù)的確定 92.4.2變速器傳動方案的確定 93變速器主要參數(shù)的選擇 103.1.1擋數(shù)與傳動比 103.1.2中心距 113.1.3軸向尺寸 123.1.4齒輪參數(shù) 124主要零件的選擇 154.1.1各檔傳動比機器齒輪齒數(shù)的確定 154.1.2變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 211)材料選擇要求 212)計算各軸的轉矩 224.1.3變速器軸的設計要求與強度計算 254.1.4變速器同步器的設計 275變速器的操縱機構 275.1變速器操縱機構的要求 27變速器操縱機構應當滿足如下主要要求: 275.2變速器的操縱機構組成 276結論 28摘要P2構架混合動力是一種混合動力系統(tǒng)，它將發(fā)動機和電動機并聯(lián)在一起，以實現(xiàn)同時提供動力和扭矩的目的。相比傳統(tǒng)的串聯(lián)式或并聯(lián)式混合動力系統(tǒng)，P2構架混合動力系統(tǒng)具有更高的效率和更好的動力性能，且P2構架混合動力系統(tǒng)具有多種優(yōu)點。在P2構架混合動力汽車的結構布局下，本文主要探討了混合動力汽車變速器的設計。在混合動力汽車中，變速器起著至關重要的作用，因為它需要將電動機和內燃機的動力有效地傳遞到車輪上。本文首先介紹了混合動力汽車變速器的基本原理和分類，然后詳細討論了混合動力汽車AMT變速器的設計原則和步驟，最后給出了一種基于P2構架的混合動力汽車變速器設計方案。關鍵詞：混合動力汽車，P2構架；AMT變速器，ABSTRACTP2構架混合動力汽車變速器設計設計緒論課題研究的目的和意義隨著21世紀的到來，能源危機和環(huán)境污染的不斷加劇。迫切需要采取一些相關的措施去緩解相關壓力。在這樣一種情況下，汽車行業(yè)面臨新的挑戰(zhàn)。隨著不斷研究，汽車工程師發(fā)現(xiàn)混合動力汽車能在滿足減少能耗和污染的要求下，也能很好的滿足人類的日常需求?；旌蟿恿ζ嚕℉ybridElectricVehicles，HEVs）是一種結合了內燃機和電動機的動力系統(tǒng)的汽車類型。它們旨在提高燃油效率、降低尾氣排放并減少對化石燃料的依賴，較傳統(tǒng)汽車而言，較傳統(tǒng)汽車而言，它們具有諸多優(yōu)點：(1)節(jié)能環(huán)保：混合動力汽車通常比傳統(tǒng)汽油車更能效地使用燃油，尤其是在城市駕駛中，這有助于長期節(jié)省成本并減少溫室氣體排放。(2)降低油價支出：相比于傳統(tǒng)汽油車，混合動力汽車可以減少燃油支出，尤其在城市駕駛中，這對于長期節(jié)省成本是有益的。(3)減少環(huán)境影響：混合動力汽車有助于減少溫室氣體排放，從而減輕對氣候變化的貢獻和改善空氣質量。(4)平滑安靜的駕駛體驗：電動汽車模式下提供的平穩(wěn)動力輸出?；旌蟿恿ζ嚲哂卸喾N架構，其中P2構架脫穎而出，較其他構架而言，P2構架混合動力汽車具有許多優(yōu)點。提高能源利用效率：P2構架的混合動力汽車通過內燃機和電機之間的協(xié)同工作，可以更有效地利用能源，提高能源利用效率，減少燃油消耗，從而降低運行成本。減少環(huán)境污染：P2構架混合動力汽車通過減少燃油消耗，進而減少尾氣排放，對改善環(huán)境質量，減少空氣污染有積極作用。提高車輛性能：P2構架混合動力汽車通過電機的輔助，可以提供更好的加速性能和更高的最大速度，同時，通過能量回收系統(tǒng)，可以提高制動性能和車輛穩(wěn)定性。推動技術進步：P2構架混合動力汽車的研究和開發(fā)，可以推動汽車技術的進步和創(chuàng)新，包括電池技術、電機技術、控制技術等方面的進步，為未來的汽車行業(yè)發(fā)展提供技術支持。綜上所述，研究P2構架混合動力汽車對于提高能源利用效率、減少環(huán)境污染、提高車輛性能以及推動技術進步等方面都具有重要意義。而變速器是P2構架中最為重要的結構，通過合理的設計變速器，能達到1)提高車輛性能：變速器可以通過改變傳動比，使得發(fā)動機工作在最有利的工況下，以提高車輛的加速性能、行駛穩(wěn)定性和燃油經(jīng)濟性。此外，變速器還能幫助駕駛者更好地控制車輛的動力輸出和轉速，從而提高車輛的行駛性能。2)降低車輛成本：相較于自動變速器，手動變速器的制造成本更低，易于維修和保養(yǎng)，因此可以降低車輛的總成本和維護成本。3)推動汽車技術發(fā)展：手動變速器作為汽車技術發(fā)展的重要里程碑，其研究和改進為汽車自動化和智能化技術的進步提供了基礎和技術支持。4)提高安全性：通過合理的檔位設置和設計，變速器能夠幫助駕駛者更好地控制車輛的速度和動力輸出，從而提高車輛的安全性和駕駛穩(wěn)定性。5)適應不同速度和道路條件：變速器可以根據(jù)騎車者的需求和路面狀況，提供合適的動力輸出，以適應各種路況，提高騎行效率和舒適度。6)節(jié)省體力和增加騎行效率：合理使用變速器可以在不增加過多疲勞感的前提下，提高騎行速度，節(jié)省體力，并延長車輛和零部件的使用壽命。綜上所述，變速器設計對于提升混合動力汽車性能、降低成本、推動技術發(fā)展、確保安全、提高騎行效率以及延長車輛使用壽命等多個方面都具有重要作用。基于以上種種，本次設計主要以P2構架下混合動力汽車的變速器為主，在傳統(tǒng)設計的基礎上，進行優(yōu)化設計，達到更高性能的變速器結構。變速器的發(fā)展現(xiàn)狀變速器是用來改變來自發(fā)動機的轉速和轉矩的機構。它能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比，又稱變速箱。變速器由變速傳動機構和操縱機構組成，有些汽車還有動力輸出機構。傳動機構大多用普通齒輪傳動，也有的用行星齒輪傳動。普通齒輪傳動變速機構一般用滑移齒輪和同步器等。汽車變速器的發(fā)展歷史可以追溯到19世紀，最早的變速器之一可以追溯到17世紀，稱為“交換齒輪”，這種裝置通過改變齒輪的組合來實現(xiàn)不同的速度和方向。1886年，卡爾·本茨發(fā)明了世界上第一輛汽車，但當時的汽車并沒有變速器，只有一個減速器，只能前進，不能倒車。1889年，法國標致發(fā)明了世界上第一臺變速箱，這臺變速箱只有兩個擋位，需要與發(fā)動機轉速配合操作才能實現(xiàn)換擋。1907年，福特汽車開始使用行星齒輪變速器，這種變速器可以在換擋的同時不切斷動力，也就避免了手動變速器中降檔需要駕駛員補油的繁瑣過程。1908年，福特T型車裝備了全球首款2速自動變速箱，這臺變速箱已經(jīng)不需要人為操作，能夠自主根據(jù)發(fā)動機轉速選擇換擋時機。1940年，美國通用汽車研制出Hydra-Matic變速箱，這款變速箱采用液力耦合器(非液力變矩器)和三排行星齒輪，擁有四個前進擋位和一個倒擋位，真正意義上的自動變速箱是通用研制的Hydra-Matic這款變速箱，最初裝配在奧茲莫比爾汽車上，不久后又被凱迪拉克和龐蒂克采用。隨著電子控制技術的發(fā)展，1969年法國雷諾汽車R16TA首先使用了電子控制變速箱，從這之后電子變速箱就開始了汽車自動變速箱電控的歷史，在電控的幫助下，自動變速箱的換擋平順性和換擋速度都有了質的飛躍。目前來說變速器分為兩大類:手動變速器(MT)和自動變速器，而自動變速器下面還分有液力自動變速器(AT)、電控機械式自動變速器(AMT)、無級自動變速器(CVT)。我國汽車變速器市場的產品類型主要包含手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、無級變速器（CVT）和雙離合器變速箱（DCT）等。整體設計方案設計要求P2構架混合動力汽車變速器的設計要求主要包括以下幾個方面：保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標：根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，以滿足汽車的動力性和經(jīng)濟性要求。工作可靠，操縱輕便：變速器在行車過程中應穩(wěn)定可靠，不出現(xiàn)跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象。同時，操縱應輕便，以減輕駕駛員的勞動強度。體積小、重量輕：為減小變速器的體積和重量，需要優(yōu)化變速器的結構，采用先進的制造工藝和材料，如選用優(yōu)質鋼材、提高齒輪精度等。傳動效率高：為提高變速器的傳動效率，應減小齒輪的嚙合損失，提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當?shù)臐櫥偷?。噪聲?。簽榻档妥兯倨鞯脑肼?，需要?yōu)化齒輪的齒形和嚙合方式，采用減振降噪技術等?？傮w設計依據(jù)設計已知的初始結構和性能參數(shù)如下：滾動阻力系數(shù)0.017整備質量/滿載質量（kg）1270/1650風阻系數(shù)0.29發(fā)動機功率（kW）/轉速（rpm）65/5400迎風面積m22.1發(fā)動機轉矩（N.m）/轉速（rpm）152/4500輪胎規(guī)格287195/55R15電機額定/最大功率（kW）10/15最高車速（km/h）170；40（純電）電機額定/最大轉矩（N.m）35/85主減速器傳動比3.3電機額定/最大轉速（rpm）1200/6000這些要求需要在變速器設計過程中綜合考慮，以確保變速器的性能達到最佳狀態(tài)。本設計的內容（1）P2變速箱的總體設計。變速箱的選型、變速箱的傳動方案設計、變速箱的傳動比的設計、外形尺寸的設計；（2）變速器齒輪傳動系統(tǒng)。齒輪、軸、同步器的設計；（3）變速器換擋機構的設計。換擋機構的選型、換擋機構的動力設計、換擋撥叉、撥叉軸的設計（4）進行三維圖繪制并導出二維工程圖紙。需要注意的是，P2構架混合動力汽車變速器的設計是一個復雜的過程，需要綜合考慮多個因素，如機械結構、控制系統(tǒng)、制造工藝等。因此，在設計過程中需要不斷進行優(yōu)化和改進，以確保變速器的性能達到最佳狀態(tài)。變速器的選型設計AT變速器因操作簡便、技術成熟、故障率低、舒適性好、行駛平順、可以承受較大的扭矩和轉速范圍、換擋沖擊小、緩沖較大、行駛平穩(wěn)的優(yōu)點，被廣泛應用，但其結構復雜、制造成本高、傳動效率低、油耗高、維修困難、保養(yǎng)成本高，依舊需要后續(xù)的優(yōu)化。CVT變速器具有駕駛更加平順，由于沒有了一般自動擋變速箱的傳動齒輪，換擋頓挫感也隨之消失；擋位設定更為自由，傳動系統(tǒng)理論上擋位可以無限多；燃油經(jīng)濟性好，更容易達到傳統(tǒng)傳動系統(tǒng)中的齒輪比、速比以及性能、耗油、廢氣排放的平衡優(yōu)點。但因其成本高，如果操作不當，出問題的概率較高；承受的扭矩有限，只能應用于1-1.5L的小型車的問題，未被廣泛應用。DCT變速器是一種雙離合變速器，其優(yōu)點包括換擋速度快、傳動效率高、燃油經(jīng)濟性好。然而，DCT變速器的缺點是結構復雜、成本高，且在換擋過程中也可能出現(xiàn)動力中斷的情況。而AMT變速器較其他變速器具有以下優(yōu)點：結構簡單，傳動效率高。AMT變速器是在手動變速器和離合器上配備一套電子調節(jié)的液壓操縱系統(tǒng)，以達到自動切換擋位的目的，其結構與手動擋變速器十分相似。成本低廉。由于AMT變速器成本低，所以汽車價格也會相對較低。省油。因為AMT變速器本質上是手動擋，所以AMT在節(jié)油方面也延續(xù)了手動擋的優(yōu)勢。本次設計以AMT變速器為主要設計方向，進行設計。變速器方案的確定變速器檔位數(shù)的確定變速器擋位數(shù)的確定與車輛的設計和性能需求有關，通常需要考慮以下幾個因素：車輛類型：不同類型的車輛對變速器擋位數(shù)的需求不同。例如，一些高性能跑車可能需要更多的擋位數(shù)，以提供更好的加速和操控性能，而一些商用車或大型貨車則可能需要更少的擋位數(shù)，以適應其重載和低速行駛的需求。發(fā)動機性能：發(fā)動機的功率和扭矩特性也會影響變速器擋位數(shù)的確定。如果發(fā)動機具有較高的功率和扭矩，那么可能需要更多的擋位數(shù)來充分利用這些性能。燃油經(jīng)濟性：增加變速器的擋位數(shù)可以提高燃油經(jīng)濟性，因為更多的擋位數(shù)可以使發(fā)動機在更廣泛的轉速范圍內運行，從而更好地匹配車速和負載。駕駛體驗：變速器的擋位數(shù)也會影響駕駛體驗。更多的擋位數(shù)可以提供更平滑的加速和減速過程，使駕駛更加舒適和愉悅。在以上條件下和設計基礎下，我們確定設計車輛為乘用車，故選擇五個前進擋加一個倒檔的傳動方案。變速器傳動方案的確定根據(jù)傳動軸運動形式的不同，變速器傳動機構主要分為固定軸式和旋轉軸式兩種結構。在這里，我們選擇的是固定軸式中的兩軸式變速器。兩軸式變速器具有結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置的且各擋位間傳動效率的優(yōu)點，被廣泛應用于發(fā)動機前置前驅驅動汽車上。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸與輸出軸選張方向相反。在本次設計中，我們選用的為兩軸式五檔傳動方案。下圖圖1為設計方案輸入軸一擋齒輪2.輸出軸一擋齒輪3.輸入軸二擋齒輪4.輸出軸二擋齒輪5輸入軸三擋齒輪6.輸出軸三擋齒輪7.輸入軸四擋齒輪8.輸出軸四擋齒輪輸入軸五擋齒輪10.輸出軸五擋齒輪11.輸入軸倒擋齒輪12.倒擋齒輪13.輸出軸倒擋齒輪變速器主要參數(shù)的選擇擋數(shù)與傳動比傳統(tǒng)汽車變速器的檔數(shù)一般在5-16個檔位范圍內變化。針對不同類型的汽車，其使用條件不同，對整車性能要求不同，檔位個數(shù)也不盡相同。對于乘用車和總車質量較小的商用車而言，設計者大多采用5個檔位;對于總質量大于3.5t的商用車，檔數(shù)一般超過6個。在設計過程中，處于生產制造商的角度來看，在考慮成本以及制造水平的基礎上，多段式設計被廣泛應用。多段式設計是指在4檔或5檔的主變速器基礎上，再配以副變速器，進而達到多擋位的目的。增加變速器的檔數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性以及平均車速。檔數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且使輪廓尺寸和質量加大，同時操縱機構復雜，而且在使用時換檔頻率增高并增加了換檔難度。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。要求相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下，該值越小換檔工作越容易進行。對于商用車而言，比功率較小，因而變速器各檔傳動比多按等比級數(shù)進行分配，以有效避免各檔位的重疊;對于乘用車，因中高檔位的使用率較高，變速器多采用漸變傳動比進行設計，檔位越高，相鄰檔位之間的傳動比比值越小。在本次設計中，我們選擇五個前進擋和一個倒檔的擋設置.最大傳動比的確定，即一檔傳動比。①滿足最大爬坡度：式中：G—作用在汽車上的重力=112700N；最大轉矩，=152+32=184N.m；主減速器傳動比，傳動系效率=96%；車輪半徑，=0.287m；滾動阻力系數(shù)=0.017；爬坡度，取=16.7°帶入數(shù)值計算得≥9.098②滿足附著條件：Φ為附著系數(shù)，取值范圍為0.7~0.8.，取為0.8為汽車滿載靜止于水平面，驅動橋給地面的載荷，這里取60%mg=9900N計算得初選傳動比為：i1=2.7i2=1.97i3=1.44i4=1.07i5=0.79iR=2.714中心距對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器中心距A。中心距是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外，受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要取大些。還有，變速器中心距取得過小，會使變速器長度增加，并因此而使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。中間軸式變速器中心距A的確定初選中心距A時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算A= =77mm式中,A為變速器中心距(mm);KA為中心距系數(shù)，乘用車KA=8.9-9.3，這里我們選用9.0;Temax為發(fā)動機最大轉矩(N.m);在這里為184N/Mi1為變速器一檔傳動比;為變速器傳動效率,取96%。軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構形式以及齒輪形式。 確定變速器殼體軸向尺寸的經(jīng)驗數(shù)據(jù)如下: 取用 乘用車五檔變速器殼體的軸向尺寸一般為201mm商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選擇:四檔(2.2~2.7)A，五檔(2.1-3.0)A，六檔(3.2-3.5)A。 當變速器選用的檔數(shù)和同步器多時，上述中心距系數(shù)應取給出范圍的上限。為了檢便，中心距A最好取為整數(shù)。在這里我們選用乘用車五檔變速器殼體的軸向尺寸為231mm。齒輪參數(shù)1、模數(shù)齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強座、蛋套聲，工藝要求等。應該指出，選取齒輪模數(shù)時一般遵守的原則是：在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減小模數(shù),增加因寬;為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減小齒寬;從工藝方面考慮，各檔藥業(yè)業(yè)選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)，減少乘用車齒輪工作車業(yè)較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選得小些;對貨車，減小質量比減小噪聲更重要,輪應該選用大些的模數(shù)，變速器低檔齒輪應選用大些的模數(shù)，其他檔位選用另一種樞數(shù),數(shù)情況下，汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數(shù)。車型乘用車發(fā)動機排量V/L1.0<V≤1.61.6<V≤2.5模數(shù)mn/mm 2.25-2.75 2.75-3.002.壓力角齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進人啃合和退出啃合時布置,內動載荷,使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲;壓力角較大時，可提高輪齒的杭駕強度和表面接獨強度。試驗證明:對于直齒輪，壓力角為28時強度最高，超過28°強度增加不多，對于抖齒輪，壓力角為25°時強度最高。因此，理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角;對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°、嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°等，但普遍采用20°壓力角。在這里，我們選用的壓力角為：20°3.螺旋角斜齒輪在變速器中得到過泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)，噪聲降低。試驗還證明:隨著螺旋角的增大，輪齒的強度也相應提高，不過當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的數(shù)抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15°-25°為宜;而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應當選用較大的螺旋角。在這里我們選用的斜齒輪螺旋角為：乘用車變速器：兩軸式變速器為20度-25度。我們定為20°-25°齒寬在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償,但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒輪的工作應力增加。選用度些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬b:直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.5；斜齒，取為6.0～8.5.采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取2mm。采用嚙合套或同步器換檔時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2~4mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)k，可取大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數(shù)相同的各檔齒輪，檔位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得大些。 5.齒輪變位系數(shù)采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類:高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，對齒數(shù)和少些的齒輪劇應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標故采用得較多。對斜齒輪傳動，還可以通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大些，這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲、斷裂的現(xiàn)象。為提高小齒輪的抗彎強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)大于零。由于工作需要，有時齒輪齒數(shù)取得少(如一檔主動齒輪)會造成輪齒根切。這不僅削弱了輪齒的抗彎強度，而且使重合度減小。此時應對齒輪進行正變位，以消除根切現(xiàn)象?？傋兾幌禂?shù)ζc越小,一對齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小一些。另外，總變位系數(shù)值越小，齒輪的齒形重合度越大，這不但對降噪有利，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷時的著力點距齒根近，彎曲力矩減小，相當于齒根強度提高，對由于齒根減薄而產生的削弱強度的因素有所抵消。根據(jù)上述理由，為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。一般情況下，最高檔和一軸齒輪副的總變位系數(shù)ζc可以選為-0.2-0.2。隨著檔位的降低，總變位系數(shù)值ζc應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的總變位系數(shù)值，以便獲得高強度齒輪副。一檔齒輪的ζc值可以選用1.0以上。6.齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大;但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。一般齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大于1.00的細高齒制。采用細高齒制時，必須通過驗算保證齒頂厚度不得小于0.3m，和齒輪沒有根切和齒頂干涉。主要零件的選擇各檔傳動比機器齒輪齒數(shù)的確定在分配齒數(shù)時，應注意各檔齒數(shù)比應盡可能不是整數(shù)，以此達到齒面磨損均勻，提高齒輪的耐久性和抗疲勞度。一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選β=20°一擋傳動比為=2.7（3.1）為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，斜齒=52.6取整為53取=14=39對中心距進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，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。==77.55mm（3.3）取整A=78mm修正螺旋角度β，分度圓直徑=41.209mm=114.796mm未變位中心距a=對一擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角：tan=tan/cos（3.5）=嚙合角：cos==0.932（3.6）=21.27°變位系數(shù)之和（3.7）=0當量齒數(shù)：=17.16,查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得：計算一擋齒輪1、2的參數(shù)：齒頂高=3.243mm=2.253mm式中：=0.0009=0.005齒根高=2.943mm=3.933mm齒頂圓直徑=47.695mm=119.302mm齒根圓直徑=35.323mm=106.93mm齒全高h==6.186二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選=25°=1.97=56.5取整為57=20，=37則，=1.85修正螺旋角β對二擋齒輪進行角度變位：理論中心距=77.805mm端面壓力角tan=tan/cos=21.72°端面嚙合角當量齒數(shù)=26.238=48.54變位系數(shù)之和=0.08查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得：=-0.02二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑=54.6mm=101.01mm齒頂高=2.745mm =2.445mm式中：=0.078=0.002齒根高 =2.875mm =3.175mm齒頂圓直徑=60.09mm=105.9mm齒根圓直徑=48.85mm=94.66mm齒全高h==5.62三擋齒輪為斜齒輪，初選=23°模數(shù)為2.5=1.44==57.43,取整為58得取整為23，=35=1.52對三擋齒輪進行角度變位：理論中心距=77.72mm端面壓力角tan=tan/cos=21.38°端面嚙合角變位系數(shù)之和=0.1當量齒數(shù)=28.84=43.58查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得：=0.08=0.02三擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑=61.64mm=93.8mm齒頂高=2.73mm=2.58mm式中：=0.112=-0.012齒根高=2.925mm=3.075mm齒頂圓直徑=67.1mm=98.96mm齒根圓直徑=55.79mm=87.65mm四擋齒輪為斜齒輪，初選=24°模數(shù)=2.5=1.0757.005取整為58取整為27=31則：=1.14修正螺旋角度β=0.9294對四擋齒輪進行角度變位：理論中心距=77.72mm端面壓力角tan=tan/cos=21.38°端面嚙合角變位系數(shù)之和=0.1當量齒數(shù)=33.61=38.59查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得：=0.06=0.04四擋齒輪7、8參數(shù)：分度圓直徑=72.36mm=83.08mm齒頂高=2.68mm=2.63mm式中：=0.112=-0.012齒根高=2.975mm=3.025mm齒頂圓直徑=77.72mm=88.34mm齒根圓直徑=66.41mm=77.03mm全齒高=5.655五擋齒輪為斜齒輪，初選=25°模數(shù)=2.5=0.79取整為57取整為32=25則：=0.78對五擋齒輪進行角度變位：理論中心距=78.09mm端面壓力角tan=tan/cos=21.72°端面嚙合角變位系數(shù)之和=-0.04當量齒數(shù)=41.98=32.79查《機械設計手冊》變位系數(shù)線圖得：=-0.03=-0.01五擋齒輪9、10參數(shù)：分度圓直徑=87.68mm=68.5mm齒頂高=2.435mm=2.485mm式中：=-0.036=-0.004齒根高=3.2mm=3.15mm齒頂圓直徑=92.55mm=73.47mm齒根圓直徑=81.28mm=62.2mm確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=14，=23，則：=50.875mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪11和13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑應為2*h38.36為了保證齒輪11和13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取=38計算倒擋軸和輸出軸的中心距=83.875計算倒擋傳動比=2.714變速器齒輪的強度計算與材料的選擇材料選擇要求1、滿足工作條件的要求不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2、合理選擇材料配對如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：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對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC。對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒。計算各軸的轉矩發(fā)動機最大扭矩為184N.m，傳動效率96%。輸入軸==176.64N·m輸出軸一擋N·m輸出軸二擋=347.9808N·m輸出軸三擋=254.3616N·m輸出軸四擋=189.0048N·m輸出軸五擋=139.5456N·m倒擋=290.194N·m=460.273N·m輪齒強度計算與其他機械設備用變速器相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致,如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剩齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級，因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算會式來計算汽車售輪，同樣可以獲得較為準確的結果。下面介紹的是計算汽車變速器齒輪強度采用的簡化計算公式,1、輪齒抗彎強度計算1、倒檔直齒輪彎曲應力齒形系數(shù)圖式中：—彎曲應力（MPa）；—計算載荷（N.mm）；—應力集中系數(shù)，可近似取=1.65；—摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；—齒寬（mm）；—模數(shù)；—齒寬系數(shù)；倒檔取7.5—齒形系數(shù)當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力，，=14，=23，=38，=0.132，=0.134，=0.138，=290.194N.m，=176.64N.m,=460.273N·m=677.31MPa<400～850MPa=497.233MPa<400～850MPa=4443.686MPa<400～850MPa斜齒輪彎曲應力式中：—計算載荷，N·mm；—法向模數(shù)，mm；—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角，°；—應力集中系數(shù)，=1.50；—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得；—齒寬系數(shù)，取7.5—重合度影響系數(shù)，=2.0。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。（1）計算一擋齒輪1，2的彎曲應力，=14，=39，=0.135，=0.143，=408.576N.m，=145.92N.m，=243.74MPa<180～350MPa=193.538MPa<180～350MPa（2）計算二擋齒輪3,4的彎曲應力=20，=37，=0.146，=0.148，=218.88N.m，=145.92N.m，=223.006MPa<180～350MPa=209.081MPa<180～350MPa（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力=23，=36，=0.144，=0.145，=145.92N.m，=145.92N.m=196.65MPa<180～350MPa=188.83MPa<180～350MPa（4）計算四擋齒輪7，8的彎曲應力=27，=31，=0.145，=0.146，=102.14N.m，=145.92N.m=169.25MPa<180～350MPa=159.75MPa<180～350MPa（5）計算五擋齒輪9，10的彎曲應力=32，=25，=0.148，=0.142，=145.92N.m，=72.96N.m=127.49MPa<180～350MPa=117.196MPa<180～350MPa變速器軸的設計要求與強度計算倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內。用移動齒輪方式實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，應選用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側的磨削比漸開線花鍵要容易。兩軸式變速器輸入軸的高檔齒輪，通過軸與齒輪內孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。倒檔軸為壓人殼體孔中并固定不動的光軸。變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設計變速器軸時，其剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關剛度和強度方面的驗算。軸的強度計算初選軸的直徑在已知中間軸式變速器中心距A時，第二軸和中間軸中部直徑d≈0.45A，軸的最大直徑d。和支承間距離L的比值:對第一軸及中間軸,dm/L=0.16-0.18;對第二軸,d?/L=0.18-0.21。第一軸花鍵部分直徑d(mm)可根據(jù)發(fā)動機最大轉矩Temax(N·m)進行初選d=式中,K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6;Temax為發(fā)動機最大轉矩(N.m)。軸的剛度驗算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合;后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算軸的撓度和轉角可按材料力學的有關公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。計算用齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr,和軸向力Fa.可按下式求出:若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用式計算