史時文,秦發(fā)斌

(杭州易辰孚特汽車零部件有限公司，浙江杭州 311305)

汽車變速器齒輪設計探討

史時文,秦發(fā)斌

(杭州易辰孚特汽車零部件有限公司，浙江杭州 311305)

因齒輪傳動有功率范圍大、傳動效率高、傳動比準確、使用壽命長、安全可靠等特點，因而成為汽車不可缺少的傳動部件。主要介紹漸開線圓柱斜齒輪的基本參數確定、強度校核及齒形形狀繪制。

齒輪設計；齒輪強度；齒輪參數

0 引言

齒輪傳動是傳遞機器動力和運動的一種主要形式。它與皮帶、摩擦、液壓等機械傳動相比，具有功率范圍大、傳動效率高、傳動比準確、使用壽命長、安全可靠等特點，因此它已成為許多機械產品不可缺少的傳動部件。齒輪的設計與制造水平將直接影響到機械產品的性能和質量。

汽車變速器齒輪設計中，主要是確定齒輪基本參數和齒輪技術要求、齒輪材料選定、齒輪輪輻設計、齒輪振動噪聲優(yōu)化設計、齒輪加工工藝性考慮等。文中基于EXCEL齒輪計算程序，介紹漸開線圓柱斜齒輪的基本參數制定、計算、評定及強度校核等。

1 齒輪基本參數設計步驟

齒輪基本參數設計步驟見圖1。

2 齒輪基本參數的設定

齒輪設計輸入參數見表1。

表1 齒輪設計輸入參數表

2.1 齒數

齒數應該滿足以下要求：

(1)應滿足傳動比要求，對行星輪系還應滿足裝配、嚙合、不干涉等要求，可參照成熟設計值選擇。

(2)應符合動力性，經濟性等對各擋傳動比的要求。

(3)最少齒數不應產生根切。

(4)互相嚙合的齒輪，齒數間不應有公因數，速度高的齒輪更應注意這點。

2.2 端向變位系數

等強度設計時可按表格自動計算，一般按變位系數選擇原則進行設計。

變位系數選擇原則：

(1)保證加工時不根切。加工變位齒輪時，被加工齒輪不產生根切的最小變位系數為：

(1)

式中：Ka為齒頂高系數。

(2)保證加工時不頂切。由理論計算，當插齒刀的齒數不小于17 時，加工任何齒數的齒輪都不會產生頂切。因此，用齒條插刀或滾刀加工任意齒數的齒輪，都不會產生頂切現象。

(3)保證必要的齒頂厚。

(4)保證必要的重合度。

(5)保證嚙合時不干涉。

2.3 齒頂高系數

一般齒輪的齒頂高系數為1。近年來，汽車變速器中開始出現一種齒頂高系數大于1 的“長齒齒輪”。據資料介紹：長齒齒輪不僅可增大重合度，而且在強度、噪聲、振動及動載荷等方面都比正常齒高的齒輪優(yōu)越；不足之處是相對滑動速度大，齒頂容易變尖，齒根容易發(fā)生根切現象等。

2.4 齒寬

齒輪齒寬大，承載能力高。但齒輪受載后，由于齒向變形及軸的撓度變形等原因，沿齒寬方向受力不均勻，因而齒寬不宜太大。齒寬可根據下列公式初選：

b=(6.5～8.5)mn

(2)

2.5 模數

齒輪模數由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。選擇模數時應考慮到當增大齒寬而減小模數時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質量，則應增大模數并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對轎車很重要，而對載貨汽車則更應重視減小其質量。M/T中由于高擋齒輪和低擋齒輪載荷不同，故高擋和低擋齒輪的模數不宜相同。從加工工藝和維修觀點考慮，同一變速器中齒輪種類不宜過多。通常是高擋齒輪用一種模數，一擋及倒擋齒輪用另一種模數，其他各擋齒輪模數在二者之間。

初選模數時，可以參考同類型汽車的齒輪模數或根據經驗公式確定。經驗公式如下：

(3)

式中：Memax為發(fā)動機最大輸出扭矩，N·m；

K為系數，高擋齒輪K=1。

(4)

式中：i1為變速器一擋傳動比；

η為變速器傳動效率，可取0.98。

2.6 壓力角

20°齒形角用得最多，此外也采用其他齒形角，如14.5°、16.5°及22.5°等。齒形角增大，則根圓齒厚及節(jié)圓處漸開線曲率半徑都增大，使彎曲強度及接觸強度都提高，并且不根切的最少齒數也減小。齒形角增大缺點有：扭矩相同時，齒面載荷增大，重合度減小，輪齒剛度增大，噪聲也增大。對M/T，往往低擋齒輪用大齒形角，高擋齒輪用小齒形角。

2.7 螺旋角

變速器斜齒輪螺旋角一般范圍為10°～35°。螺旋角太小，發(fā)揮不出螺旋角優(yōu)越性；螺旋角太大，會使軸向力及軸承載荷過大。轎車變速器齒輪轉速高，又要求噪聲小，故螺旋角取較大值。

2.8 軸間距

齒輪中心距是變速器很重要的參數，它對變速器整體尺寸及質量有很大影響。通常根據經驗公式初選中心距。經驗公式：

(5)

式中：K為中心距系數，一般取11～14，在良好路面上行駛的汽車取小值，確定中心距時還要考慮齒輪幾何參數及結構要求，中心距過小，會使?jié)L動軸承放置有困難。

2.9 量球直徑

量球直徑在齒輪參數設計中作為參數設計值之一，是為了確定跨棒矩大小，控制加工后齒輪齒厚。選擇的標準為：

(1)量球的直徑應足夠大，以使其外表面高于齒頂，便于測量。

(2)量球應與齒槽面兩側的漸開線齒面接觸而不與齒槽底面相碰。

對于外齒輪，一般取dp=1.92×mn，或1.728×mn，或1.68×mn。當dp=1.728×mn時，量球與嚙合節(jié)圓附近的齒面接觸，這是較好的接觸部位。

2.10 全齒高系數

Kh=2Ka+Cx

(6)

式中：Cx為徑向間隙系數。

漸開線圓柱齒輪基準齒形參數見表2。

表2 漸開線圓柱齒輪基準齒形

備注：m為模數(斜齒輪為法向模數)；考慮某些工藝要求，徑向間隙允許增大至0.35m，齒根圓角半徑允許減少至0.25m。

3 齒輪設計輸出分析項目

表3 齒輪設計輸出參數表

3.1 齒頂間隙c

c=a-(da1-da2)/2+h

(7)

式中：da1為主動齒輪的齒頂圓直徑；

da2為從動齒輪的齒頂圓直徑；

h為從動齒輪的齒頂圓直徑。

3.2 端面和軸向重合系數

端向嚙合率是用法線節(jié)距除以嚙合長度所得值，是表示一組齒輪的多少組齒在嚙合的數字(一般希望εα≥εβ)。

(8)

(9)

εγ=εα+εβ≥2.8

(10)

式中：daf1、daf2分別為主、從動齒有效齒頂圓直徑；

db1、db2分別為主、從動齒基圓直徑；

αωt為節(jié)圓處嚙合壓力角；

mt為端面模數。

3.3 嚙合開始螺旋角

(11)

式中：daf為有效齒頂圓直徑；

db為基圓直徑。

3.4 齒頂厚stop

(12)

式中：Xt為端向變位系數；

αt為端向壓力角。

3.5 齒輪滑移率

(13)

(14)

式中：db為基圓直徑；

dw為嚙合節(jié)圓直徑；

αωt為節(jié)圓處嚙合壓力角；

F、C參考圖2所示的齒輪嚙合簡圖。

3.6 彎曲應力、接觸應力

根據計算出來的齒輪彎曲應力和接觸應力，參照齒輪材料的疲勞壽命曲線，驗算齒輪強度是否合適。圖3為齒輪材料的疲勞壽命曲線。

4 齒形形狀繪制

利用現有MASTA 軟件建立齒輪模型，查看齒形形狀。圖4為CVT 行星輪系齒輪齒形。從齒形看出齒頂厚及干涉情況。

5 結論

(1)齒輪設計的基本參數可參考標桿樣箱測繪參數和基本參數的選定原則初步確定，然后再通過EXCEL計算表格進行最終確定；

(2)齒輪材料的抗疲勞性能通過試驗確定并得到疲勞曲線，齒面接觸強度和齒根彎曲強度在實際載荷作用下需滿足疲勞曲線要求；

(3)通過專用齒輪分析軟件(MASTA)可以直觀地查看齒輪齒形，從齒形上檢查齒厚和動態(tài)干涉情況。

【1】雷光,張民安.漸開線圓柱齒輪(第二篇)[M].北京：機械工業(yè)出版社,2000.

【2】高維山,張思浦.驅動橋[M].北京： 人民交通出版社，1990.

Discussion on Gear Design for Vehicle Transmission

SHI Shiwen，QIN Fabin

( Hangzhou ESSEN Automotive Component Group,Hangzhou Zhejiang 311305,China)

The gear is indispensable transmission component in vehicle. The benefits of the gear transmission are big power range, high efficiency, long service life, high operational reliability etc. Three aspects were mainly introduced, including how to confirm the basic parameters of the gear，gear strength check and gear form drawing.

Gear design; Gear strength; Gear parameters

2015-06-29

史時文,男，學士，工程師，從事汽車變速器總成及零部件設計工作。E-mail：ccsw1983@163.com。