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佛兰赛欧轿车手动变速器主要参数的选择和齿轮校核计算案例

目录

1.1传动比和档数 1

1.2中心距A 2

1.3外形尺寸 2

1.4各档传动比及齿轮分布 3

1.2.1确定一档齿轮的齿数 3

1.2.2修正中心距 3

1.2.3确定其他档齿轮的齿数 4

2变速器齿轮的设计与校核 7

2.1齿轮参数 7

2.1.1模数的选取 7

2.1.2压力角 8

2.1.3螺旋角 8

2.1.4齿宽 8

2.1.5各档齿轮参数 8

2.2齿轮强度计算 12

2.2.1倒档直齿轮弯曲应力 12

2.2.2斜齿轮弯曲应力 13

2.2.3齿轮接触应力 14

1.1传动比和档数

变速器的传动比是通过在车辆处于最高和最低挡位的时候，将各自挡位传动比展开相应的比值计算进而获取。

爬坡过程中，其驱动力需要有效应对爬坡过程之中形成的力，以及轮胎路面之间的阻力。

由此可得

通过计算：

根据计算得：

Fkmax≥Ff+Fimax

Fkmax=Temaxii?/R?F,=fm?cos

(3-1)

(3-2)

(3-3)

(3-4)

(3-5)

(3-6)

式中，q为常数，表示各档位之间的公比q=-1/i?=1.44,公比q的范围一般是在1.71.8之间，可根据实际的需要微调。变速器各档位传动比的数值选择参

照表2。

表2变速器传动比

档位

传动比

一档

3.45

二档

2.36

三档

1.64

四挡

1.14

五档

0.8

倒挡

3.45

1.2中心距A

两轴式变速器的输入轴与输出轴是分开，这是其最大的特点。变速箱两轴之间的中心距大小直接影响变速箱采用何种大小和体积的设计来满足轴承的承压能力的。一般来说，过小的中心距会导致齿轮边面因为遭受过大的啮合力而大幅度缩短使用寿命。所以中心距的宽窄完全依赖于变速器应用的齿轮的强度。因此为了提升变速箱的使用年限和避免意外情况的产生，需要设计出较大的中心距来避免对变速箱的外壳造成过大的压力。并且一档轴上的齿数也不宜过小。

中心距A,可根据以下公式计算得

(3-7)

=(8.6~9.6)×3135×3.45×0.96=65.7~72.4mm

1.3外形尺寸

针对变速器横向外形尺寸进行分析时，一者应当判定齿轮直径与其配套设施是否布局于变速箱内或者变速箱之外。除此之外，变速器自身能够变换的档数范围和应用何种类型的齿轮等也会限制变速箱外壳的轴向尺寸7]。基于实践经验，辅以文献资料。认识到变速箱壳体轴向尺寸相对固定，其中K即基于啮合齿轮常

规对数等展开测试，进而获取的经验系数。设置为327～363mm。

1.4各档传动比及齿轮分布

1.2.1确定一档齿轮的齿数

一档是斜齿轮

一档传动比

β?=23°mn=2.75

(3-8)

一档齿轮数和

参考齿轮标准齿数，齿数和为48。基于齿轮数，以及一档位两齿轮齿数完成配置。基于经验与文献等等认识到，一档齿轮数目通常而言，其位于12～17范畴之中。本设计基于需求，选择z?=11。

基于公式

(3-9)

Z?=Zh一Z1

通过分析，认识到一档另一个齿轮齿数即zz=Zh-Z?=48-11=37,因此z?=

11、Z?=37。

1.2.2修正中心距

由于本次选用四舍五入这一齿轮数量计算方式，所以必须根据变化后的齿数和齿轮位置来重新确定计算系数以计算出自身的中心距。

基本参数为：mn=2.75,zz=Z?+Z?=11+37=48,β?=23°根据公式

基于计算得以认识到，修正中心距A即121mm。针对一档位齿轮展开分析

αt=21.43

啮合角α

(3-10)

(3-11)

(3-12)

针对β数值进行分析：

(3-13)

(3-14)

β?=23.56°

1.2.3确定其他档齿轮的齿数

(1)二档斜齿轮

基于公式

基于二档齿轮齿数完成分配，即Z?=14Z?=34对二档位的齿轮进行计算

端面压力角

αt=21.43°

端面啮合角

ξnz=0.3ξnz

ξnz=0.3

ξnz=0.3,ξ3=0.41

查变位系数线图得

ξ4=ξnz-ξ3=-0.11

对修正β

(3-15)

取整，得48

(3-16)

(3-17)

(3-18)

(2)三挡齿轮为斜齿轮，β=22°,模数为mn=2.75。

=1.66

根据公式得

(3-19)

Zh=Z?+Z?=48

对三档进行齿轮齿数的分配得Z?=18,Z?=30对三档位的齿轮进行计算

理论中心距

(3-20)

端面压力角

αt=21.43

端