变速器主要参数的选择(精)

第三节 变速器主要参数的选择

一、挡数

增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。

在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1．8以下，该值越小换挡工作越容易进行。要求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比值小。

近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，轿车一般用4～5个挡位的变速器，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用4～5个挡或多挡。装载质量在2～3.5t的货车采用5挡变速器，装载质量在4～8t的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。

二、传动比范围

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选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件(如要求的汽车爬坡能力)等因素有关。

目前轿车的传动比范围在3～4之间，轻型货车在5～6之间，其它货车则更大。

三、中心距A

对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小，而且对拎齿的接触强度有影响。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。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的，要求中心距也要取大些。

初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算

AKA3Temaxi1g

式中，A为变速器中心距(mm)；KA为中心距系数，轿车：

KA=8.9～9.3，货车：KA=8.6～9.6，多挡变速器：KA=9.5～Temax为发动机最大转矩(N·m)；i1为变速器一挡传动比；11.O；

g为变速器传动效率，取

96％。

轿车变速器的中心距在65～80mm范围内变化，而货车的变速器中心距在80～170mn范围内变化。原则上总质量小的汽车，变速器中心距也小些。

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。

轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为(3.O～3.4)A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用：

四挡 (2.2～2.7)A 五挡 (2.7～3.O)A 六挡 (3.2～3.5)A

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。为了检测方便，中心距A最好取为整数。

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，还会增加工作噪声。

中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d≈O．45A，轴的最大直径d和支承间距离L的比值，对中间轴，d／L=O.16～O.18，对第二轴，d／L=O.18～O.21。

第一轴花键部分直径d(mm)可按下式初选 dK3Temax

式中，K为经验系数，K=4.O～4.6；Temax为发动机最大转

矩(N·m)。

六、齿轮参数 1、模数的选取

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遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，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。减少轿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；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。

变速器低挡齿轮应选用大些的模数，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。

变速器用齿轮模数范围大致如下：微型和普通级轿车为2.25～2.75mm，中级轿车为2.75—3.00mm．中型货车为3.5～4.5 mm，重型货车为4.5～6.0mm。所选模数值应符合国家标准GB1357—78的规定。

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。其取用范围是：轿车和轻、中型货车为2.O～3.5mm；重型货车为3.5～

5.0ram。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。

2、压力角α

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为加大重合度以降低噪声，应取用14.5º、1 5º、1 6º、16.5º等小些的压力角；对货车，为提高齿轮承载能力，应选用22.5º或25º等大些的压力角。

实际上，因国家规定的标准压力角为20º，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20º。啮合套或同步器的接合齿压力角有20º、25º、30º等，但普遍采用30º压力角。

3、螺旋角β

斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意到它对齿轮工作噪声、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30。时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。

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。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。

根据图3-12可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件

Fa1Fn1tan1 Fa2Fn2tan2

由于TFn1r1Fn2r2为使两轴向力平衡，必须满足

tan1r1tan2r2

图3—12 中间轴轴向力的平衡

Fa1、Fa2为作用在中间轴齿轮1、Fn1、式中，2上的轴向力；

Fn2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；r1、r2为齿轮1、

2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。

最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。

斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 轿车变速器：

两轴式变速器为20º～25º 中间轴式变速器为22º～34º 货车变速器：18º～26º 4、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。

考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，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，使之寿命降低；齿宽窄还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并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数m(mn)的大小来选定齿宽： 直齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为4.5～8.O

斜齿：b=Kcmn，Kc取为6.O～8.5

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)m。

第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc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。

5、齿轮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，会因保证各挡传动比的需要，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。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则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。对于高挡齿轮，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。对于低挡齿轮，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大、小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。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，而且使重合度减小。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。

总变位系数c12越小，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、二挡和倒挡以外的其它各挡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，最高挡和一轴齿轮副的c可以选为-O．2～O．2。随着挡位的降低，c值应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的c值，以便获得高强度齿轮副。一挡齿轮的c值可以选用1．O以上。

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。下面以图3—13所示四挡变速器为例，说明分配齿数的方法。应该注意的是各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数。

图3—13 四挡变速器传动方案

1、 确定一挡齿轮的齿数

一挡传动比 r1z2z7z1z8 （3-1）

如果z7和z8的齿数确定了，则z2与z1的传动比可求出。为了求z7、z8的齿数，先求其齿数和zh

直齿zh=2A/m

斜齿zh=2Acos }（3-2）

mn计算后取zh为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的一挡小齿轮的齿数尽可能取少些，以便使z7/z8的传动比大些，在i1已定的条件下，z2/z1的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴承孔尺寸的和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。

中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的，即受刚度的。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。轿车中间轴式变速器一挡传动比i1=3.5—3.8时，中间轴上一挡齿轮齿数可在z8=15～17之间选取，货车可在12～17之间选用。一挡大齿轮齿数用z7=zh-z8计算求得。

2、对中心距A进行修正

因为计算齿数和zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的zh和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。

3、确定常啮合传动齿轮副的齿数 由式(3-1)求出常啮合传动齿轮的传动比

zz2i18z1z7 (3-3)

而常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即 Amnz1z22cos (3-4)

解方程式(3-3)和式(3-4)求z1与z2，求出的z1、z2都应取整数；然后核算一挡传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿数，按式(3-4)算出精确的螺旋角值。

4、确定其它各挡的齿数

若二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮相同时，则得 i2z2z5z1z6(3-5)

 Amz5z6 (3-6)

2解两方程式求出z5、z6。用取整数后的z5、z6计算中心距，若与中心距A有偏差，通过齿轮变位来调整。

二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角6与常啮合齿轮的2不同时，由式(3-5)得

而 Az5z i21z6z2mnz5z6 (3-8)

2cos6 (3-7)

此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式

tan2tan6z2z1z2z51 (3-9) z6联解上述三个方程式，可求出z5、z6和6三个参数。但解此方程组比较麻烦，可采用比较方便的试凑法，即先选定螺旋角6，解式(3-7)和式(3-8)，求出z5、z6，再把z5、z6及

6代人式(3-9)中，检查是否满足或近似满足轴向力平衡的关

系。如相差太大，则要调整螺旋角风，重复上述过程，直至符合设计要求为止。

其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。 5、确定倒挡齿轮齿数

倒挡齿轮选用的模数往往与一挡相同。图3-13所示倒挡齿轮z10的齿数，一般在21～23之间，初选z10后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距Aˋ

A'1mz8z10 2为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间应保持O.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径De9应为

De8D0.5e9A\\ (3-10) 22根据求得的De9，再选择适当的齿数及采用变位齿轮，使齿顶圆De9符合式(3-10)。最后计算倒挡轴与第二轴的中心距

A″。