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1、变速器齿轮设计,产品开发中心,2,变速器齿轮设计,目录 一、概述二、中间轴式变速器的特点三、变速器主要参数的选择四、直齿圆柱齿轮传动的强度计算五、斜齿圆柱齿轮传动的强度计算六、GJT使用的齿轮CAE分析工具七、GJT齿轮开发流程,3,一 概述,变速器用来改变发动机传到驱轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速器的基本设计要求：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置。5）换挡迅速、省力、方便。6）工
2、作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7）变速器应有高的工作效率。8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。,变速器齿轮设计,4,二、中间轴式变速器的特点,中间轴式变速器传动方案的共同特点是：(1)设有直接挡；(2)一挡有较大的传动比；(3)挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；(4)除一挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡；(5)除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低。图1中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别为图1a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡，
3、图1c所示传动方案的二、三、四挡用常啮合齿轮传动，而一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡。,图1 中间轴式四挡变速器传动方案,变速器齿轮设计,5,图2为中间轴式五挡变速器传动方案。图2a所示方案，除一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图2b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图2d所示方案中的倒挡和超速挡安装在副箱体内，可以提高轴的刚度、减少齿轮磨损和降低工作噪声。,图2 中间轴式五挡变速器传动方案,凡采有常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。,变速器齿轮设计,6,图3为中间轴式六挡变速器传动
4、方案。图3a所示方案中的一挡、倒挡和图3b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均匀常啮合齿轮。常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。,图3 中间轴式六挡变速器传动方案,变速器齿轮设计,7,图4为常见的倒挡布置方案。图4b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图4c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图4d方案对4c的缺点做了修改。图4e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图4f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，
5、挡换更为轻便。,图4 倒挡布置方案,为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图4g所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。,变速器齿轮设计,8,三、变速器主要参数的选择,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，使轮廓尺寸和质量加大，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。挡数选择的要求：相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。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比值小。目前，轿车一般用45个挡位变速器，货车变
6、速器采用45个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。,齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒。,1、齿轮形式,2、档数,变速器齿轮设计,9,3、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等因素有关。目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其它货车则更大。,变速器齿轮设计,10,4、中心距A,对中间轴式变速器，中间轴与第二轴
7、之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮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。,初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算,式中，KA为中心距系数，轿车：KA=8.99.3，货车：KA=8.69.6，多挡变速器：KA=9.511.0。轿车变速器的中心距在6580mm范围内变化，而货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。,变速器齿轮设计,11,5、齿轮参数,1模数的选取 齿轮模数选取的一般原则：1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为使质量
8、小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。变速器齿轮模数范围大致如下：微型、普通级轿车 中级轿车 中型货车 重型货车 2.252.75 2.753.00 3.54.5 4.56.0,变速器齿轮设计,12,2压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的
9、压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或25等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。3螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于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。,变速器齿轮设计,13,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
10、衡。根据图5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=Fn1tan1 Fa2=Fn2tan2 由于，为使两轴向力平衡，必须满足 式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；Fn1、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。,图5 中间轴轴向力的平衡,斜齿轮螺旋角选用范围：轿车变速器：两轴式为2025 中间轴式为2234 货车变速器：1826,变速器齿轮设计,14,4齿宽b,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。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减
11、小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，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b：直齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为4.58.0 斜齿：b=Kcmn，K c取为6.08.5 啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（24）m 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。,变速器齿轮设计,15,5齿轮变位系数的选择原则,采用变位齿轮的原因：1）配凑中心距；2）提高齿轮的强度和使用寿命；3）降低齿轮的啮
12、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接近的程度。角度变位系数之和不等于零。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。变位系数的选择原则：1）对于高挡齿轮，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。2）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，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。3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一
13、些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。,变速器齿轮设计,16,6、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6所示四挡变速器为例，说明分配齿数的方法。1确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比（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（3-2）计算后取zh为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。,图6 四挡变速器传动方案,轿车中间轴式变速器一挡齿轮齿数z8可在1517之间选取；货车z8可在1217之
14、间选取。一挡大齿轮齿数用z7=zh-z8计算求得。,变速器齿轮设计,17,2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（3-3）常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即（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。,变速器齿轮设计
15、,18,4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（3-5）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。（3-6）二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合轮的不同时，由式（3-5）得（3-7）（3-8）,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,（3-9）,联解上述三个方程式，可求出z5、z6和 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。其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。,变速器齿轮设计,19,5确定倒挡齿轮齿数,图6中倒挡齿轮z10的齿数，一般在2123之间，初选z10后，可计算出中间
16、轴与倒挡轴的中心距A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0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径De9应为（3-10）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。,变速器齿轮设计,0.5mm以上的间隙,20,四、直齿圆柱齿轮传动的强度计算,（一）、齿面接触疲劳强度计算,1、基本公式,赫兹公式：当半径为1、2的两圆柱体接触并承载时，理论上为线接触，实际上为面接触（弹性变形）。,变速器齿轮设计,主要强度校核标准：GBISOJISAGMADIN,21,泊松比 zE弹性系数,综合曲率半径,知：H,节
17、点C处并非最小值。,2、齿面接触强度的基本假定,变速器齿轮设计,22,1）节点处一般仅一对齿啮合，承载较大。,2）点蚀往往在节线附近的齿根表面出现。,接触疲劳强度计算通常以节点为计算点。,一对齿轮在节点接触,一对N1、N2为心，1=N1C、2=N2C 为半径的两圆柱体在节点处的接触。,但：,1）单位接触线载荷,w=Fnc/L,变速器齿轮设计,23,总计算载荷：,接触线总长L：,重合度系数：,端面重合度(P217 式12.6),Z,L,w,变速器齿轮设计,24,代入上式：,于是：,将,校核式,变速器齿轮设计,25,ZH：节点区域系数，考虑节点处齿廓曲率对H的影响。,代入上式，得：,设计式,4、说
18、明：,1）齿轮传动的H主要取决于齿轮的直径d（或中心距a）,对标准直齿轮传动：ZH=2.5,2）上面公式适合标准和变位齿轮传动（ZH考虑了节圆参数）,变速器齿轮设计,26,4)公式中各参数的单位：T1Nmm，b、d1mm，H、HMPa,5）d齿宽系数：,承载一定：b,d1一定：,d b，H,d b，H,但db，易承载不均，K,应合理选用d,保证有效齿宽b：b1b2，b=？,3）,H1=H2,强度计算时，取H=min(H1，H2)。,一对齿轮必然有：,但：材料、热处理不同,变速器齿轮设计,27,6）许用接触应力H,失效概率为1%时，接触疲劳极限,SHmin最小安全系数,ZN接触寿命系数,变速器齿
19、轮设计,28,稳定载荷时：,齿轮每转一周，同侧齿面啮合次数,n齿轮转速 r/min,th齿轮设计寿命（h），工作时间,不稳定的变载荷时：（指规律性稳定变载荷，已知载荷谱）,变速器齿轮设计,29,7）分度圆直径d1的初步计算,对于校核计算：,b、d1、ZH、Z、Kv、KH、KH已知很容易,对于设计计算：b、d1未知 KH（b、d1）、Kv（v、精度）、Z()未知无法应用设计式计算,简化为用下式初算（校核）：,该式对直、斜齿轮均适用。,，Ad：查表,变速器齿轮设计,30,（二）、齿根弯曲疲劳强度计算,1）轮齿为悬臂梁（长l，宽b）,2）载荷由一对轮齿负担（实际上1，多对齿啮合，用重合度系数Y考虑其
20、影响）,3）载荷作用于齿顶（最危险情况）危险截面：齿根（30切线法）,：使齿根受弯弯曲应力b 受剪切应力,：使齿根受压压应力c,，认为,其它应力在应力修正系数Ysa中考虑,2、公式推导,1、基本假定,变速器齿轮设计,31,计入K、Ysa、Y：（载荷系数、应力修正系数、重合度）,设计式,变速器齿轮设计,32,3、说明,1）齿形系数YFa,YFa只取决于轮齿形状（z，x），与m无关。,2）应力修正系数Ysa：,考虑齿根应力集中、其余应力对F的影响。,3）重合度系数：,4）齿数z1,闭式软齿面：,变速器齿轮设计,33,平稳性,滑动系数,mh da、质量,切削量,闭式硬齿面：,主要失效：轮齿折断传动尺
21、寸由F决定mzd,但z1根切，z117。,开式传动：尺寸决定于F，z1不宜过多。,一般要求z1、z2互为质数？,5）F：,单向受载：,双向受载：,一般取z1=2040,变速器齿轮设计,34,式中：,Flim失效概率1%时，齿根弯曲疲劳极限,SFmin最小安全系数,YN弯曲强度计算的寿命系数,Yx尺寸系数,4、讨论,大、小齿轮弯曲强度不同。,2）m应圆整为标准值：,动力传动m1.52mm,一般机械m=28mm,重型、矿山机械m8mm,开式传动：m开=（1.11.15）m计,变速器齿轮设计,35,3）计算方法：,闭式软齿面：按接触强度公式求出d1、b校核弯曲强度,闭式硬齿面：按弯曲强度求出m校核接
22、触强度,开式传动：只进行弯曲强度计算，m10%20%,5、模数的初步计算：（Yx尺寸系数中含有mn）,设计时：,Y=1、,K=1.22,适用于直齿、斜齿,Am查表,6、提高齿轮强度措施,提高接触强度：,1）d或a,2）适当b（d）,3）采用正角度变位传动（xZH）,4）改善材料及热处理（HB H）,5）适当齿轮精度,变速器齿轮设计,36,提高弯曲强度：,1）模数m,2）适当提高b,3）选用较大的变位系数x,4）制造精度,三、静强度计算,瞬时过载,低周循环,无严重过载时，一般不作此校核,5）材料及热处理F,变速器齿轮设计,37,五、斜齿圆柱齿轮传动的强度计算,（一）、齿面接触强度计算,1、计算基
23、本公式,失效形式、计算准则同直齿轮，仍用赫兹公式，按节点计算。,不同之处：1）有，接触线倾斜接触强度，用Z考虑,2）接触线长度随啮合位置而变化,3）+=，比直齿轮大。,变速器齿轮设计,38,4）有二套参数：端面mt、t，法面：mn、n,加工时，沿齿槽方向进刀，垂直于法面，故法面参数为标准值。,一对斜齿轮传动一对当量直齿轮在节点接触借用直齿轮 公式，代入法面参数。,2、公式推导,1）ZE同直齿轮,2）,3）,变速器齿轮设计,39,斜齿圆柱齿轮法面曲率半径,代入,4）接触线长度L,斜齿轮：L是变化的,最小长度：,变速器齿轮设计,40,5）Z螺旋角系数,代入公式：,校核式,设计式,变速器齿轮设计,4
24、1,（二）、齿根弯曲疲劳强度计算,接触线倾斜局部折断,F计算复杂,办法：,1）斜齿轮的当量直齿轮,2）引入Y修正倾斜影响,校核式,变速器齿轮设计,42,参数选择：,2）,当量直齿轮端面重合度,代入,设计式,变速器齿轮设计,43,3）,讨论：,接触线长度，承载能力，传动平稳性,Fa，轴承负荷,Fa，轴承设计复杂，支承尺寸,加工困难,斜齿轮优点不能发挥,变速器齿轮设计,44,变速器齿轮设计,六、GJT齿轮分析的CAE工具,Romax Designer介绍：3D变速器设计和分析工具 高级专业软件 用于下述项目的静态分析轴承的受力（壳体设计）轴承耐久性轴的受力轴的弯矩轴的偏转和位移轴的应力齿轮啮合错位
25、齿轮耐久（齿根和齿面）变速箱抗扭刚度 用于下述项目的动态分析轴的特征模态轴的特征频率变速箱NVH动态传递函数,GJT目前使用Romaxdesigner软件，模拟变速器使用工况，对变速器齿轮耐久性和NVH进行分析，完成齿轮宏观和微观参数的优化，满足顾客对变速器耐久和NVH的需求。,强度校核标准：ISO,45,变速器齿轮设计,Romax软件提供了一套完整的用于汽车变速器的开发和分析全过程的解决方案，涵盖了概念设计、零部件性能计算和系统分析等多层次的分析内容,46,变速器齿轮设计,Romax软件设计流程,47,变速器齿轮设计,七、GJT齿轮开发流程,目标设定（CRB/PDB规定）,变速器布置设计,齿轮设计（宏观参数、应力、重合度、滑移率等）,制造可行性分析和齿根优化,齿轮设计ok？,耐久性预测（弯曲、接触强度）,CAE偏转/变形,CAENVH计算（TE计算）,NVH和耐久性OK?,AP样件制造,NVH 测试（AP）,DVP 试验（AP）包括GSD,微观几何参数的固定,NVH和耐久性评价OK?,耐久性ok？,48,变速器齿轮设计,七、GJT齿轮开发流程,CP样件制造,NVH确认试验（Vehicle）,DVP 试验（CP）（包括GSD）,试验OK?,ESO,PSW过程包括制造测试、NVH测试,iJob1,Job1（vehicle）,工艺流程可行性分析,文件化和归档,Thanks!,
