汽车变速箱齿轮修形技术与参数优化研究

汽车变速箱齿轮修形技术与参数优化研究 图书分类号:TH132.46 U.D.C.: 629.2/466 工程硕士学位论文 汽车变速箱齿轮修形技术与参数优化研究 工程硕士研究生: 杨凤君 导 师: 王伟杰 (副)教授 副 导 师: 佟晓刚 高级工程师 申请学位级别: 工程硕士 学 科 、 专 业: 机械工程 所 在 单 位: 第一汽车集团哈尔滨变速箱厂 答 辩 日 期: 2007 年 12 月 授予学位单位: 哈尔滨工业大学 - Classified Index:TP355.5 U.D.C.: 629.2/446 A Dissertation for the Degree of M. Eng. STUDY ON GEAR MODIFICATION TECHNIQUE AND PARAMETER OPTIMIZATION OF TRANSMISSION BOX Yang fengjun Candidate: assoc. prof. Wang weijie Supervisor: Tong xiaogang Associate supervisor Master of Engineering Academic Degree Applied for: Mechanical Engineering Specialty: FAW Harbin Transmission Works Affiliation: December, 2007 Date of Defense: Harbin Institute of TechnologyDegree-Conferring-Institution: - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 摘 要 随着我国经济的迅猛发展，基础建设的大力投入，中、重型汽车也得到 了迅速发展。汽车变速箱齿轮噪音大、强度低成为汽车变速箱技术上的突出 矛盾。本文针对变速箱齿轮强度、噪音问题对齿轮变位系数、齿轮修形进行 研究;并按照中国第一汽车集团 CA9TA 整箱重量低于 380kg 的 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 指标对 变速箱齿轮体积进行了优化设计。 通过 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 变速箱高低挡位齿轮的工作特点，总结出设计不同挡位的齿 轮，要遵循不同的设计原则，以满足不同挡位齿轮的工作要求。在高挡区域 的齿轮设计采用滑移噪音指标和摩擦噪音指标;低挡齿轮设计遵循等强度设 计观点以达到降低齿轮啮合噪音、提高齿轮强度的目的。 齿轮传递扭矩时，同时啮合的齿数和齿面接触线长度不断变化，致使齿 面载荷突变产生噪音。本文针对齿轮的这一啮合特性，提出齿轮修形的方 法。通过齿轮修形改善了齿轮运动的平稳性，降低了齿轮噪音，提高了齿轮 承载力。 根据设计要求建立了变速箱优化设计模型，以变速箱齿轮体积之和最小 为优化目标，运用 MATLAB 优化工具箱对变速箱进行优化设计。通过优化 变速箱齿轮总体积减小了 8.1%，变速箱整箱重量降到 378kg，达到了设计 指标要求。 针对以上的设计观点设计生产出的齿轮装箱后，进行了一系列的变速箱 台架试验与汽车道路试验。试验证明:本文所提的设计方法生产的变速箱在 噪音和齿轮强度方面取得了明显的效果。 关键词 变速箱;变位系数;齿廓修形;齿向修形;优化设计 -I- 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 Abstract Middle and heavy trucks have great developed with base construct developed in China. It is a problem that middle and heavy trucks transmission box have heavy noise and poor intensity in technology. In this report we discus intensity, noise of transmission box gears from modification coefficients, profile modification; axial modification; optimal design gears of volume minimum based on low 380kg of CA9TA . To design gears has different methods because the conditions of gears run dissimilarly. Because of divers gears we must apply different the rules. In order that we have gears of lower noise and heave intensity, low gears are used noise guideline of move and high gears used noise guideline of friction. The teeth of mesh gears are vary when they running. Mesh gears make clash and noise with press of teeth changing. We have draw lessons of profile modification and axial modification from experience of the world. It is smoother, slighter and stronger that the teeth of gear have been corrected with this manner. Transmission box have a lot of advance with the Shape of teeth. In order that the gears of volume are mini-mum, we set a math model that we design gears. Optimizes based on the MATLAB gear reduction gear designs. Introduced in the MATLAB optimization toolbox of the function carries on the gears reduction gear volume to optimize the design of the method. Through the concrete example, the manner indicated the gears of volume reduced 8.1%, the weight of box is 378 kg , the manner achieve the optimize goal. We have done a series of tests example: the table tests and the truck tests on road after the gears carried out in the gearbox assembled with the optimization condition parameters. The tests have introduced profile modification, axial modification and optimal design is excellent. The optimization method has been adopted in automotive truck, and a great benefit is gained. Keywords transmission ， modification coefficients ， profile modification; axial modification，optimal design - II - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 目录 摘 要 .......................................................................................................................I Abstract ....................................................................................................................... II 第 1 章 绪论 ................................................................................................................ 1 1.1 课题背景 ........................................................................................................... 1 1.2 CA9TA变速箱 ................................................................................................... 2 1.3 国内外汽车齿轮发展研究 ............................................................................... 3 1.3.1 国外齿轮发展研究 ..................................................................................... 3 1.3.2 国内齿轮发展研究 ..................................................................................... 5 1.4 本文主要研究的内容 ....................................................................................... 6 第 2 章 汽车变速箱齿轮变位系数的选择 ................................................................ 7 2.1 变位齿轮 ........................................................................................................... 7 2.2 汽车变速箱齿轮工作特点 ............................................................................... 8 2.3 高挡主动齿轮变位系数的选择 ....................................................................... 8 2.3.1 齿面滑动噪音指标βcg ............................................................................... 8 2.3.2 摩擦噪音指标βz ......................................................................................... 9 2.4 低挡主动齿轮变位系数的选择 ..................................................................... 13 2.5 从动齿轮变位系数的选择 ............................................................................. 14 2.6 本章小结 ......................................................................................................... 16 第 3 章 汽车变速箱齿轮修形 .................................................................................. 17 3.1 设计齿形 ......................................................................................................... 17 3.2 齿顶倒棱 ......................................................................................................... 17 3.3 齿廓修形 ......................................................................................................... 18 3.3.1 齿廓修形分类及特点 ............................................................................... 18 3.3.2 齿廓修形原理 ........................................................................................... 19 3.3.3 齿廓修形确定 ........................................................................................... 21 3.4 齿向修形 ......................................................................................................... 23 3.5 本章小结 ......................................................................................................... 25 第 4 章 基于MATLAB的汽车变速箱齿轮优化设计 ............................................. 26 4.1 优化数学模型的建立 ..................................................................................... 26 - III - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 4.1.1 目标函数 ................................................................................................... 27 4.1.2 确定设计变量 ........................................................................................... 29 4.1.3 确定约束条件 ........................................................................................... 29 4.2 MALTLAB优化实例和优化结果 ................................................................... 34 4.3 本章小结 ......................................................................................................... 35 第 5 章 变速箱台架及道路实验 .............................................................................. 36 5.1 CA9TA 变速箱总成台架试验 ....................................................................... 36 5.1.1 试验对象 .................................................................................................. 36 5.1.2 试验项目 .................................................................................................. 37 5.1.3 试验结果 .................................................................................................. 39 5.1.4 试验结论 .................................................................................................. 41 5.2 道路试验 ......................................................................................................... 42 5.2.1 试验对象 .................................................................................................. 42 5.2.2 试验项目 ................................................................................................... 42 5.3 试验结果 ......................................................................................................... 43 5.4 试验分析 ......................................................................................................... 43 5.5 本章小结 .......................................................................................................... 43 结 论 ........................................................................................................................ 44 参考文献 .................................................................................................................... 45 哈尔滨工业大学硕士学位论文原创性声明 ............................................................ 48 哈尔滨工业大学硕士学位论文使用授权书 ............................................................ 48 致谢 ............................................................................................................................ 49 个人简历 .................................................................................................................... 50 - IV - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 第1章 绪论 1.1 课题背景 随着我国经济的迅猛发展，国家基础建设的大力投入，重型汽车也得到了 迅速发展。 2006 年全国重卡累计销售突破 30 万辆大关，较 2005 年增长 30.55%[1]。实施 “记重收费”政策带给 2007 年重卡市场更多的需求，重卡市 场获得了空前的发展，仅 1-8 月份市场累计销售，高达 33.46 万辆，为 2006 年 全年销售量的 108.87%[2]。我国汽车工业面临严峻的挑战，汽车零部件经久耐 用已不是主题，噪音低、乘坐舒适的变速箱才是市场的主流[3~4]。 当今世界商用运输卡车特别是长途运输卡车，多以自动变速箱为主。而我 国在相当长的时间内，由于设计、工艺、制造、成本价格等因素的影响，手动 齿轮变速箱占有更高的比例(90%以上)。因此对变速器齿轮的研究与发展必须 给与更多的关注[5]。手动变速器以其机械传动效率高、油耗低、排量小、结构 简单、重量轻、尺寸小、制造成本低、操纵驾驶具有技巧感和运动感等众多优 点，将会长期主宰我国中、重载车。因此研究手动变速器齿轮啮合对噪音、强 度的影响具有重要意义[6]。 中国第一汽集团是以中、重型商用载重汽车为主要支柱产品的汽车制造公 司，目前所有车型几乎全部采用齿轮变速箱。虽然第一汽车集团在国内中、重 型载重卡车的生产数量和质量上一直处于全国最前列，但就所用的齿轮变速箱 同国外同类产品相比较，仍存在寿命短、噪音大、舒适性差等使用性能不足。 这里虽然有加工工艺、材料和装配等方面的问题，但设计问题也是不可忽视 的。 汽车变速器齿轮噪音是汽车技术最复杂最难解决的问题[7]。它的成因是复 杂多方面的。降低齿轮噪音的途径有两方面:一是工艺方面可以通过提高齿轮 制造精度和相关部件(壳体、轴承、支撑轴)的精度与刚度达到降噪目的。二 是设计方面。齿轮啮合噪音是指齿轮在理论啮合条件下，齿面啮合过程中，由 于同时啮合齿数发生变化，齿面摩擦力的改变等原因，使齿廓受力突变而引起 齿轮振动产生噪音。齿轮啮合噪音是齿轮固有机理，用工艺方法是不能改变 的。必须在齿轮设计中，调节它的内在的因素，消除或减少啮合中的振动，或 形成能够吸收振动的条件[8~9]。 -1- 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 1.2 CA9TA 变速箱 哈尔滨变速箱厂生产的 CA9TA 机械式、手动、组合式 9 挡变速箱，是全 封闭的、定轴、三轴式变速器见图 1-1。它是由主箱和副箱构成，主箱是五个 输入扭距 输出扭距 第一轴 中间 中间轴轴 油面 图 1-1 CA9TA 变速箱系统结构图 挡位变速箱体，配以带有五个行星齿轮系的副箱，组成 9 个前进挡 1 个倒挡的 组合式变速箱。箱内存有齿轮油。齿轮高速旋转时，中间轴上的齿轮飞溅润滑 齿轮和轴承，同时有油泵通过管路对箱内齿轮及轴承进行强制润滑。主箱内齿 轮全部采用渐开线斜齿齿轮。每对齿轮副是常啮合的。扭矩由第一轴输入进入 到中间轴，在空挡时变速箱内齿轮是全部空转，只有挂上某个挡位时，该挡位 的齿轮副才会传递载荷。 CA9TA 系列变速箱最大速比可高达 14.11，变速箱采用了极佳的速比为整 车提供了低速重载爬坡动力性。它采用双锥同步器换挡，节省了换挡时间，减 少了功率损耗、提高了传动效率。副箱采用气动换挡，实现高、低挡自动切 换，换挡灵活、轻便、可靠。经过近两年的市场调查用户反馈跟踪，CA9TA 变速箱与国内同类变速器相比每百公里节省耗油 5 升左右。CA9TA 变速箱采 -2- 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 用修形齿、斜齿轮优化设计，实测噪音指标低于国内同行业同类变速箱噪音 10dB 左右。 CA9TA机械式汽车变速箱主箱的传动都是采用渐开线齿轮传递载荷。变速 箱的强度和噪音也主要是由于传递载荷的齿轮形成的。由于齿廓的弹性变形和 制造误差，使齿面提前接触和延迟脱离接触。齿面开始接触和脱离时由于接触 齿数的突变而产生力的突变，形成冲击。齿面提前接触时，会使从动齿轮产生 瞬时加速度，形成回转误差，因而更增大这种冲击力而产生较大的噪音。特别 是汽车加速时，齿面弹性变形的幅度和变形频率随着加速而增大，冲击强度和 冲击频率也会随之增加。这样就引起声响压强的叠加。因此齿轮在加速旋转时 噪音会更大[10]。 本文是通过对变速箱工作区域的划分总结出依据高、低挡区噪音指标设计 变位系数:通过齿轮修形技术达到降低汽车变速箱噪音、提高齿轮强度目的。 按照 CA9TA 整箱重量低于 380kg 的设计指标，通过 MATLAB 软件以变速箱 齿轮体积最小为目标进行了优化设计。 1.3 国内外汽车齿轮发展研究 1.3.1 国外齿轮发展研究 国内外中、重型汽车的发展是以满足车辆的动力性、经济性、环保性、安 全性为其特征的。这意味着提高车辆的净载荷、降低噪音和油耗。这些要求对 变速箱的结构设计，参数选择都有重要影响[11]。 汽车工业发展初期，汽车齿轮变位多是采用短齿制，也就是双模数齿制 [12] 。当时人们认为“短粗齿”可以承载较大的弯曲应力。由于“短齿制”齿形 重合度小又是直齿，因此运转起来噪音高、齿面接触强度低、齿根抗弯强度 低，实际承载能力也不大[13]。 近年来，汽车齿轮行业在降低齿轮噪音方面做了很多研究，提出“细高 齿”制的变位齿轮。所谓“细高齿”齿轮通常是和正常齿轮相比采用较小模数、 较小压力角和大齿顶高系数使齿形变瘦变高[14]。齿顶高系数大于 1.3 且端面重 合度大于 1.8 的齿轮才可以称为“细高齿”。“细高齿”的主要目的就是为了增加 轮齿端面重合度，降低齿轮啮合噪声。概括地讲，采用“细高齿”齿轮不但可以 降低齿轮啮合噪声，而且能提高齿轮的弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度。 日本著名齿轮学者仙波正庄早在 1976 年所著的“高强度齿轮设计”一书中 -3- 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 对“细高齿”就有较为详尽的阐述。 美国著名的重型汽车变速箱生产厂家 EATON 公司为了降低其开发的双中 间轴直齿齿轮啮合的噪声，从 1978 年开始研制“细高齿”变速器，当时人们认 为“细高齿”的难题是弯曲疲劳强度。为此 EATON 公司进行了产品开发、设计 验证和可靠性验证 3 个阶段的试验，并分别在台架试验室和野外进行。通过 3 个阶段的考验，证明了“细高齿”变速器和以往的变速器相比:减小了噪声，达 到了和斜齿轮啮合相当的水平，提高了齿轮的疲劳寿命。 “细高齿”变速器于 1982 年在美国和欧洲正式投产。很快各国汽车业都纷 纷采用这种“细高齿”制降低噪音。如世界著名生产汽车变速箱的ZF(财富) 公司等。对于变位系数选择各国有不同的标准，如:德国采用DIN齿轮变位系 数标准，前苏联汽车研究所采用HAMII变位系数标准，它们都是通过查图表的 办法求出齿轮的变位系数[15]。细高齿、大重合度齿轮技术问世，不但降低了齿 轮噪音，而且也提高了齿轮承载能力[16]。 对于齿轮修形技术国外学者做了许多研究。齿轮修形主要为齿廓修形和齿 向修形。齿廓修形是将齿顶或齿顶、齿根修去部分材料，以补偿受载变形、基 节误差，减少齿轮啮入、啮出冲击，达到减振、降噪的目的。齿廓修形的宗旨 就是要补偿载荷突变的变形。 上个世纪五十年代，美国Dr. N. Sigg研究是在满足齿轮强度的前提下，根 据齿轮啮合载荷变化曲线无突变的原则，确定修形起始点和修形深度，同时给 出了齿顶修形量的计算公式[17]。 日本齿轮专家寺内喜男应用保角映射为直线边界，用作用于半平面的集中 应力复变函数求解半平面的位移场方法，得到齿轮受载点处的变形[18]。 仙波正庄提出根据齿轮承受载荷不同，进行全齿长齿廓修形的长修形和部 分廓修形的短修形[19]。 国外齿轮厂家已把齿廓修正数据和图像标注在图纸上或专门标注在工艺卡 片上，便于检测人员对齿轮生产制造的检验[20]。美国富勒公司采用“k”框图 法控制齿廓修形。齿廓修形量各国公司依据齿轮弹性变形、挠曲变形及制造误 差给出相应的经验公式或图表。 随着齿轮传动研究和制造水平技术的提高，齿轮修形技术有了很大发展， 特别是国外的重型汽车变速器齿轮广泛应用。国外的齿轮修形技术研究已由静 态修形向动态修形方向发展[21~24]。由于不同工况下的修形效果差别较大，对动 态修形曲线的设计还没有一个切实可行的理论和计算方法，距离实际应用仍有 较大差距。因此，修形参数的确定在很大程度上还是依赖于经验。这些研究仍 -4- 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 处于理论研究和试验阶段。 齿向修形是要求实际螺旋角与理论螺旋角有适当的差值，以补偿齿轮在全 工况下多种原因造成的螺旋角畸变，实现齿宽方向受载均匀。国内外在齿向修 形方面的研究也很多，其中大多数是计算出变形量，然后根据镜面对称的关系 确定所需的变形量。 齿向鼓形量的确定方法也很多，日本、英国和国际标准化ISO标准都给出 了计算公式，而美国齿轮制造协会AGMA标准是直接给出数据[25~27]。美国伊顿 公司给出图表。世界各标准还不统一，鼓形量处于应用摸索阶段。 随着各汽车公司齿轮修形技术的研究，有学者通过建立齿轮三维动态有限 元模型，确立齿轮修形的最优参数[28]，但由于计算复杂、工作量大计算机执行 时间长给实际生产带来困难。 1.3.2 国内齿轮发展研究 国内机械式重型变速箱多源于美国、德国、日本等几个国家。作为汽车高 级领域的重型变速器在国内通过漫长的引进消化过程，如今已有了很大的进 步，能够在原有的引进基础上自行开发出符合配套要求的新产品[29]。从国内重 型变速箱的市场容量来看，根据引进技术的国别和采用的技术标准不同，可称 之为:北美系，欧洲系，日系及由日系而衍生的其他产品[30]。实际生产能力已 超过 35 万台，基本上与国内市场需求量相当。有 1/3 的产品来自进口，在其 余 2/3 的产品中 80%来自国外技术。国内自主开发只占很小的一部分。 我国汽车行业早期的齿轮修形是从经验、类比修形发展到斑点接触逐步逼 近法进行修形[31]，缺乏系统的理论支持。斑点接触逐步逼近法修形时一般根据 经验修形加工出齿轮，再进行斑点接触试验，得到不同工况下的齿面接触斑 点;然后根据磨损齿面进行修改设计;再进行重加工、磨损试验、设计;如此 反复多次，找出适合某一齿轮的齿轮修形规律。 目前国内多采用计算轮齿静态弹性变形的方法进行估算齿廓修形参数。齿 轮标准虽然制定了齿廓修形的基本齿廓，但由于其只与法向模数有关，很难适 应所有的工作条件。 国内生产重型汽车变速箱厂家很多，产品也各有侧重。主要以美国 EATON 公司 FULLER 双中间轴变速器为代表的厂家陕西法士特，它的齿轮修 形技术主要是直齿修形，修形技术是直接引进 FULLER 技术。 齿轮变位系数选择的传统方法多是基于保证加工时不根切、不顶切;保证 -5- 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 必要的齿厚和强度;啮合时不会干涉等条件设计[32]。近些年来汽车齿轮公司逐 渐在设计齿轮变位系数时，将齿轮挡位的承载状况考虑其中。 优化设计作为一种有效的研究手段，在许多领域得到了应用，但研究汽车 齿轮优化设计在国内还处于初级阶段，且主要以结构紧凑作为目标函数进行优 化[33]。 范进祯等人研究汽车齿轮集成稳健设计，以重量和噪音两个属性为目标建 模进行变速箱优化设计[34]。 还有些研究人员使用机械系统分析软件ADAMS通过模块化分析，对变速 箱优化[35]。使用实码遗传算法[36]、人工神经网络[37]等方法对变速箱进行优化 设计。 对于国内中、重型变速箱生产厂家如东风变速箱厂、一汽变速箱厂与大同 齿轮厂的齿轮修形与参数选定都是部分借鉴国外经验，部分通过类比方法确定 的。国内有些厂家通过购买国外汽车齿轮设计软件[38]，来获得齿轮设计参数及 齿轮修形。 纵观上述厂家要么直接引进国外大公司的成熟产品，要么委托国外公司开 发，技术成熟性、先进性相差无几。 1.4 本文主要研究的内容 本文针对中重型汽车变速箱在使用过程中遇到的强度和噪音问题，从齿轮 设计方面着手，研究了汽车齿轮变位系数及齿轮修形;运用 MATLAB 优化工 具箱对变速箱进行优化设计。 本文主要选择以下问题作为课题研究的内容: (1)分析汽车变速箱高、低挡齿轮工作特点，研究对噪音和强度影响较 大的变速箱齿轮变位系数; (2)分析齿轮啮合特性，研究能够提高齿轮强度、降低齿轮噪音的齿轮 修形技术; ( 3)以 CA9TA 变速箱为例，按照 CA9TA 的重量设计指标，利用 MATLAB 软件，对变速箱进行优化设计。 -6- 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 第2章 汽车变速箱齿轮变位系数的选择 齿轮变位修正是齿轮设计中非常重要的因素。它既影响齿轮的强度，又影 响齿轮的啮合噪音。齿形参数设计中齿轮变位系数是重点、难点[39]。因此有必 要对于噪音要求较高的汽车齿轮变位修正进行进一步的研究。 2.1 变位齿轮 用展成法加工渐开线齿轮时，齿条刀具的中线与齿轮坯的分度圆相切加工 出的齿轮称为标准齿轮。当其他条件不变，仅改变刀具与齿轮的位置，使刀具 切线不再与齿轮坯分度圆相切，这样加工出来的齿轮称为变位齿轮。刀具中线 与齿轮分度圆的距离称为变位量。变位量与模数的比值称为变位系数。当刀具 远离齿轮中心时，这样加工出来的齿轮变位系数为正值，加工出来的齿轮为正 变位齿轮如图 2-1。与标准齿轮相比，正变位齿轮应用曲率半径较大的 正变位齿轮 标准齿轮 负变位齿轮 图 2-1 渐开线齿轮齿形 一段渐开线。正变位齿轮分度圆齿厚比标准齿轮齿厚大。当刀具移近齿坯中心 时，变位系数为负值，这样加工出来的齿轮为负变位齿轮。 渐开线齿轮变位修正，是齿轮设计中非常重要的因素。渐开线齿轮的齿面 的渐开线曲率是随着基圆直径的变化而变化。负变位齿轮渐开线距离基圆较 近，渐开线曲率变化越大，齿轮在啮合时接触滑动比就比较大，齿面受力变化 也比较大，这样就引起啮合齿的振动，产生噪音。 -7- 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 2.2 汽车变速箱齿轮工作特点 汽车变速箱的特点就是换挡频繁、高低挡位速比阶差大。在驾驶过程中由 于汽车各挡位的工作状态和使用时间不同，变速箱对各挡位齿轮的强度、转 速、噪音的要求也是不同的。汽车在高速行驶时发动机处于燃油经济区，汽车 行驶特点是高挡位区行驶时间长，特别是公路运输卡车、长途公共汽车高挡利 用率更高。 在高速挡区域内，齿轮工作特点是转速高、齿轮受力相对较小，因而强度 在这个挡位不是主要问题。由于汽车长期处于高挡，噪音会给驾驶员带来很大 的危害因此噪音则是高挡齿轮的突出问题。 低挡区主要是指一、二挡和倒挡齿轮。这个区域工作特点是行车利用率 低、工作时间短转速低，因而产生的噪音也低。但低挡齿轮传递的承载力大， 因此齿面强度是低挡齿轮的主要问题。 我们在进行齿轮设计时针对高低挡的工作性质不同，在选择变位系数时， 将高、低挡齿轮分别设计，即在低挡选择变位系数以强度和寿命匹配为主;高 低挡选择变位系数则以寿命和啮合噪音为主。 2.3 高挡主动齿轮变位系数的选择 2.3.1 齿面滑动噪音指标βcg 渐开线齿轮的有效齿形是渐开线，它的曲率是逐渐变化的。在基圆处的曲 线曲率变化最大，曲率的变化随着曲线远离基圆而减小。齿轮啮合时曲率变化 大的齿形，敏感性高，啮合时接触滑动比也大。因此基圆附近的齿形在啮合 时，力的变化比较剧烈，引起轮齿振动产生较大的噪音。因此在设计高挡齿轮 时选择齿轮啮合曲线要远离基圆直径。但渐开线过于平缓又会影响齿轮啮合的 重叠系数，重合度也是影响噪音的重要因素。为克服这一矛盾，我们给出: (2-1)d f d b , 0.4t n 式中 d f ——啮合起始圆直径，(mm) d b ——基圆直径，(mm); -8- 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 t n ——法向齿距,(mm) 从而引出控制最大滑动噪音比的滑动噪音指标βcg，使得: db ，0.4nt ,1.0 (2-2) ,cg , d f (2-3) d f , db2 ，(2asinat d / 2 db/ 2 )2 式中 d b ——基圆直径，(mm); t n ——法向齿距，(mm); d f ——啮合起始圆直径，(mm); a ——相啮合齿轮实际中心距，(mm); ， t ——端面压力角，(度); d ' ——相啮合齿轮分度圆直径，(mm); d b' ——相啮合齿轮基圆直径，(mm) 起始圆直径大小取决于相配对齿轮的外径 d ' 。 d ' 越小啮合起始圆直径越 大，距基圆越远，齿轮啮合效果越好。外径的可变因素除齿高系数外，主要取 决于配对齿轮变位系数的大小。齿轮设计要时适当调整分配主从动齿轮变位系 数。 2.3.2 摩擦噪音指标βz 齿轮传递扭矩时，齿面摩擦力突变也是噪音产生的重要原因。相互啮合的 齿面摩擦力会不停地以节圆为分界线发生大小、方向性变化。如图 2-2 主动齿 -9- 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 图 2-2 主动齿轮啮合摩擦力变化 轮从节圆到啮合起始圆的齿面滑动时由齿根向齿顶方向，所受摩擦力则指向齿 根。而从节圆到齿顶处的齿面滑动时由节圆划向齿顶方向，所受摩擦力则指向 齿顶。 主动轮所受的传递力矩为摩擦力产生的力矩和主动轮所受压力的力矩矢量 和见图 2-3。在进弧区内擦力矩 M f 与主动轮所受压力的力矩 M PN 方向相反， 主动齿轮 从动齿轮 图 2-3 齿轮传递载荷主动齿轮示意图 即: (2-4) M , M PN M f M , PN , Rb1 , ，1 , , tan a n ， (2-5) 式中 M——主动齿轮所受合力矩，(N?m); M PN ——主动齿轮所受压力矩，(N?m); - 10 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 Mf——主动齿轮所受摩擦力矩，(N?m); PN——主动齿轮所受压力，(N); Rb1——主动齿轮所受摩擦力，(N); μ——摩擦系数; ， n ——齿轮法向压力角，(度) 齿轮传递扭矩不变， 摩擦力随着接触点的上移压力角 ， n 逐渐变大。摩擦 力矩 M f 也逐渐增大，直到节圆处所产生的摩擦力矩最大，接触点一过节圆摩 擦力的方向发生瞬时改变，齿面受力也发生突变产生振动噪音。摩擦力矩 M f 越大，产生的噪音也越大。因此小于节圆的齿面粗糙度越低产生的噪音越大。 在退弧区内摩擦力矩 M f 与主动轮所受压力的力矩 M PN 方向相同，即: (2-6) M , M PN ， M f 1 M , (2-7) PN , Rb1 , ，1 ， , , tan a n ， 2 同样摩擦力随着接触点的上移，压力角 ， n 逐渐变大。 PN 会逐渐减小。因 此在退弧区内产生的噪音也比较小。 综所上述，进弧区所受压力较大，产生的啮合噪音也大。节圆处摩擦力矩 突变是节圆处力矩的 2 倍，产生啮合噪音最大。退弧区所受压力随着摩擦力的 增大而减小，啮合噪音也比较低。因此进行主动齿轮设计时采用退弧大于进弧 或者进弧小于等于零的齿轮副设计，以获得较小的啮合噪音。根据这一原理在 此引入了摩擦噪音指标 , z ，使得 , z 不大于 0.9。即有公式: 2， 2 max d b 2 , tan ， t , 0.9 , z , (2-8) 2，1max d b1 , tan ， t 式中 , z ——摩擦噪音指标; ， max1 、 ， max 2 ——分别为主、从动齿轮基圆半径, (mm); - 11 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 db1 、 db1 ——分别为主、从动齿轮的基圆半径, (mm); ， t ——齿轮端面压力角，度 由于 ， max1 与 ， max 2 均为主动齿轮的最大曲率半径也就是有效渐开线齿顶圆 直径，即有: 1 2 (2-9) ， max1 , d a1 d b21 2 由式(2-8)、(2-9)中可知:设计齿轮时，尽量减小从动轮外经、增大主 动轮外径。 由标准渐开线计算公式得: (2-10) d a1 , d1 ， 2mh1* (2-11) x , x1 ， x2 a' a y , (2-12) m 由(2-2)、(2-3)及(2-8)~(2-12)整理后得出四次方等式;根据经验 化简后得出主动齿轮变位系数: 1 0 . 86d b1 d b 2 (2-13) ， ， x1 , d 2 ， 2m 0.14*h ， 1.6x ， 3.5m cos， t 式中 ， max1 ——主动齿轮最大曲率半径，(mm); ， max 2 ——从动齿轮最大曲率半径，(mm); d1 ——主动齿轮分度圆直径，(mm); d 2 ——从动齿轮分度圆直径 ，(mm); d b1 ——主动齿轮基圆直径，(mm); d b 2 ——从动齿轮基圆直径，(mm); - 12 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 d a1 ——主动齿轮齿顶圆直径，(mm); d a 2 ——从动齿轮齿顶圆直径，(mm); m ——法向模数，(mm); ， t ——端面啮合角，(度); h1* ——主动齿轮齿顶高系数 x ——总变位系数 x1 ——主动齿轮变位系数 x2 ——从动齿轮变位系数 ——理论中心距，(mm); a a' ——实际中心距，(mm) 2.4 低挡主动齿轮变位系数的选择 低挡变位工作区的齿轮变位分配应以强度为主要问题。因此设计齿轮时采 用较小的模数可以提高齿根的柔韧性、减小冲击力与噪音;较大的齿高系数和 螺旋角来提高重合度、齿轮强度，减小齿根应力。 低挡齿轮与高挡齿轮的中心距相等，每对齿轮副承载力相同，基于上述原 理我们给定主动齿轮基圆齿厚与被动齿轮基圆弧齿厚相等原则: (2-14)S b1 , S b 2 由图 2-4 可知: 图 2-4 基圆齿厚 - 13 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 d b1 (2-15) S b1 , ，, ， 2, ， 2 (2-16) , 1 , inv， t1 d b 2 同理可知: (2-17) Sb 2 , ，, 2 ， 2, ， 2 (2-18) , 1 , inv， t1 将公式 2-14~2-18 代入得: d (2-19) ， 2 x1 tan ， t ， d b1 , inv， t S bt1 , b1 , mt d1 2 db2 (2-20) Sbt 2 , 2x2 tan， t ， db1 , inv， t ，, mt 2 d 2 由于 : (2-21) x , x1 ， x2 将式 2-20~2-21 代入得出主动齿轮变位系数: inv， , ，d 2 d1 ， x x2 , ， (2-22) 4ms , tan ， 2 2.5 从动齿轮变位系数的选择 前两节研究了高低挡主动齿轮的变位系数。配对齿轮啮合时，两个齿轮变 位系数的代数和为总变位系数 x 。若取得理想的从动齿轮变位系数，首先要选 择好总变位系数。它直接影响齿轮啮合的噪音和强度。 由齿轮啮合公式可得理论中心距: d1 ， d 2 a , '(2-23) 2 当变速箱中心距 a 选定后，可得到理论与实际啮合角: a (2-24)a' - 14 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 tan ， ' ， , tan 1 ( ) (2-25) cos , 总的变位系数 x 也就确定下来: ( z1 ， z 2 ) , (inv， ' inv， ) (2-26) x , 2 tan ， 式中 x ——总变位系数; z1、 z 2 ——分别为主动轮齿数; ， ——分度圆压力角，(度); ——分度圆啮合角，(度); ， ' a' ——理论中心距，(mm); a ——实际中心距，(mm); d1、 d 2 ——主、从动齿轮直径，(mm); , 齿轮螺旋角，(度) 由此可获得低挡齿轮的变位系数: (2-27) x2 , x x1 式中 x1 ——主动齿轮变位系数 x2 ——从动齿轮变位系数 总变位系数影响配对齿轮的总厚度，总变位系数越小，配对齿轮总的厚度 越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于齿轮刚度减小易于吸收冲击振动， 故噪音要减小一些。总的变位系数 x 越小，齿轮的重合度越大，齿轮运转越平 稳，噪音越低。另外总的变位系数 x 越小齿面所受压力越接近齿根弯曲力矩减 小，这样同齿根变薄削弱的强度有所抵消。 式 2-26 给出了总变位系数的计算公式，但在选取总变位系数时，各个挡 位的总变位系也是不完全相同的。要以公式 2-26 计算出的总变位系数作为各 挡位区的中间挡位的总变位系数，然后根据高、低挡区划分的工作特点，高挡 区总变位系数选取的小一些，以获得低的噪音;低挡区总变位系数要选取的大 一些，以获得高强度齿轮。经验及实践证明高挡区的最高挡位的总变位系数取 在-0.2~0.2 之间，其他挡位的总变位系数值应随着挡位由高到低的顺序，逐渐 依次加大。对于最低挡的齿轮副总变位系数可以选在 1.0 以上。 - 15 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 2.6 本章小结 齿轮变位系数是影响齿轮设计噪音的一项重要指标。本章根据汽车变速 箱高、低挡位的传动特点总结推导出高、低挡位区主、被动齿轮的变位系数公 式;基于高、低挡区各挡位的变位系数不完全相同，本章给出变速箱最高挡与 最低挡总变位系数的取值范围。 基于啮合起始圆直径远离基圆可降低噪音的观点，引入摩擦噪音指标 , cg ;基于主动齿轮退弧区大于进弧区，减小或避免会产生较高噪音啮合区设 计观点引入齿面滑移噪音指标 , z 。在高挡区域主动齿轮设计采用噪音指标的 , cg 、 , z ;低挡主动齿轮设计遵循主被动齿轮等强度设计原则，即基圆齿厚 相等观点。 - 16 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 第3章 汽车变速箱齿轮修形 3.1 设计齿形 齿轮设计齿形是以渐开线为基础，考虑制造误差和弹性变形对噪音、动载 荷的影响加以修正的齿形[40]。渐开线齿轮进行适当的齿廓、齿形修形对提高齿 轮承载能力、降低齿轮噪音具有明显的效果。汽车变速箱设计齿形通常采用的 有齿端修缘、齿廓修形和齿向修形。 齿轮连续传动的条件为多个齿啮合，重叠系数大于 1。多齿啮合的条件为 两个啮合齿法向基节相等。由于齿轮不可避免的制造误差、安装误差、轮齿的 弹性变形、剪切变形和热变形的各种因素影响，两个啮合齿的法向基节完全相 等是不可能的。在啮合齿轮进入啮合和退出啮合的交替过程中，将发生齿顶和 齿根的干涉与刮行现象。这时齿面产生严重的畸变发生冲击、噪音与偏载，造 成齿轮的早期失效。 若单纯提高精度的方法来满足高性能的齿轮要求是远远不够的，还会大大 提高制造成本。即使是制造精度很高的齿轮也不能降低、消除制造安装误差、 变形等因素的影响。实践证明[41]，仅提高齿轮精度是不能完全解决问题的，尤 其是高速、大功率齿轮传动，符合理论的齿形传递效果并不能满足要求。 齿轮修形不是提高齿轮的制造和安装精度，而是从齿轮传动的整体综合性 能考虑，提高改善齿轮传动性能的一种经济有效的方法[42]。采用齿轮修形会有 效地改善齿轮啮合特性，使载荷分布均匀，降低噪音，提高承载力。 随着齿轮传动研究和齿轮制造技术水平的提高，齿轮的修形技术有了很大 的发展，特别是国外中重型汽车变速箱齿轮应用更为广泛。通过齿轮修形明显 改善了齿轮运动的平稳性，减少了齿轮冲击，降低了齿轮噪音，提高了齿轮承 载力，为变速箱使用性能上了一个新台阶。 3.2 齿顶倒棱 仅把靠近齿顶边缘切去较大的一部分的修整叫做齿顶倒棱见图 3-1。倒 - 17 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 图 3-1 齿顶倒棱 棱的加工方法比较简单，易于操作，在汽车齿轮设计中通常用于倒挡齿轮。 齿顶倒棱量为: = δ1+δ2 (3-1) ——考虑加工误差的倒棱量，对于固定工艺和精度等级其值为常数; 式中 δ1 δ2——克服啮合过程倒棱量中由双对齿啮合向单对齿啮合过渡时引起 载荷突变的倒棱量，其值与载荷成正比 模数小时倒棱量?较大，反之较小。 (3-2) ， n' , ， n ， ， 式中 ， n' ——倒棱部分齿形角，(度); ， n ——分度圆压力角，(度); ， ——修正值，介于 15?~25?，(度) 同样模数小时取大值，反之取小值。 3.3 齿廓修形 随着齿轮传动研究和齿轮制造技术水平的提高，齿轮修形技术有了很大发 展。齿轮修形明显改善齿轮运动的平稳性，降低齿轮的噪音和振动，提高齿轮 承载能力、延长齿轮承载寿命。为了减小由轮齿的变形和误差引起的啮合初始 冲击，或为了改善齿面的润滑状态防止胶合，而把原来标准的渐开线齿形加以 修正，这种修形叫齿廓修形。 3.3.1 齿廓修形分类及特点 齿顶修缘:齿轮在开始进入啮合时接触线的位置位于从动轮的齿顶和主动 - 18 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 轮的齿根。为了避免提前接触，将从动轮一般把靠近齿顶的一部分加以修整叫 作齿顶修缘(Packerd 形)如图 3-2a)。 a)齿顶修缘 b) 齿根修形 图 3-2 齿顶修缘与齿根修形 齿根修形:不仅在齿顶附近，而且把配对齿轮齿顶附近相啮合的齿根也进 行修整称之为齿根修形(Rolls—Royce 形)图 3-2b)。这种修形由于齿根处齿 厚被削弱，对于弯曲强度较弱的齿轮最好不采用。 无论用哪一种修形，齿高方向的修整量都不能过大，要使有效齿高的中部 保留大部分共轭渐开线齿形。否则会由于齿形的重合度变小越修噪音越大。 修形原则是在修整中至少在有效齿中保留一部分渐开线齿形，齿形中部最 为突出，越远离中部，修形量越大。 3.3.2 齿廓修形原理 一对齿轮在啮合运转过程中同时接触的齿数和齿面啮合线总长度会经常变 化，在变化的瞬间齿面载荷会发生很大变化。图 3-3a)表示轮齿所受载荷的理 论变化过程。由图可知啮合齿轮是由一对齿向两对齿过度，或由两对齿向一对 齿过度，载荷是不连续变化的。随着齿轮旋转齿轮沿啮合线进入啮合，啮合起 始点 A，啮出点 D，啮合线 A、B、C、D 为轮齿啮合的一个周期。图 3-3b) - 19 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 主动齿轮 图 3-3 齿轮啮合过程中的载荷分 布 表示其中 AB 和 CD 是由两对齿轮同时啮合的区域，而 BC 段为一对齿轮 啮合区域。因此轮齿在啮合过程中载荷分布不均匀并有明显突变现象，但由于 在啮合点上受齿面接触变形、齿的剪切变形和弯曲变形的影响，使得载荷的变 化得到缓和，实际载荷分布为 AMNHIOPD。齿轮在啮合过程中载荷分布会有 明的突变现象，相应的轮齿的弹性变形也随之改变。由于弹性变形及制造误 差，标准渐开线齿形在啮入时会产生啮合干涉。 齿廓修形就是要将干涉的部分削掉，如图 3-4 表示未经修整和经过修整时 图 3-4 主动齿轮载荷分布 变形量的变化过程。在齿 2 的 DC、齿 1 的 AB 两对啮合区内未经休整的轮齿 所受的载荷，与各啮合点处的刚度成正比。为了防止齿 1 突然参与传递载荷， - 20 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 可以把法节增大到相当于齿 2 的一对齿啮合的点 D 处的变形量。这种正的法节 误差可以通过适当地修整齿 1 点 A 处的齿形得到。由于齿形修整，作用在齿 2 的载荷逐渐减小，而作用在齿 1 上的载荷必然逐渐增加，所以在齿 2 的两对啮 合区的中点 G 处啮合时，C 点处的载荷应减少 1/2。为此齿形修整量在齿 1 的 A 点最大，逐渐减小至 B 点为零即可。又由于在 CD 区内法节误差为负值，会 使齿 2 顶处的载荷连续减小，因此必须修去靠近齿顶的齿形，其大小可以与未 修正的一对齿在点 B 处啮合时轮齿 1 变形量相等。这样由于用修去轮齿 1 的齿 根和轮齿 2 的齿顶得到了必须的法节误差，于是便可得到所希望的载荷和变形 量的变化过程。 若修整一个齿轮的齿形，则相啮合的齿轮的齿形就不需要修整了。然而， 为了避免修整齿根而使该处的齿厚减小，可以用修整相啮合齿轮的齿顶来代 替。还有两齿轮的齿顶齿根均修整的方法，这种修整要使相啮合的齿面的修整 量之和等于必需的修整量。 3.3.3 齿廓修形确定 齿廓修形对降低齿轮啮合噪音提高齿轮强度具有重要作用。确定齿廓修形 的起始点和修形大小也是非常关键的。 齿廓修形起始点是指齿廓修形的初始点，齿根修形由起始点指向齿根段修 形;齿顶修形，则由起始点向齿顶段修形。 (1)齿廓修形可以从齿顶向下给定数值也可以给出修形直径。世界各汽 车公司采用不同的计算方法，例如:美国富勒公司通过计算啮合圆半径、有效 啮合长度、重合度，啮合极点曲率半径等一系列繁杂的运算获得。 对于齿廓修形高度的量化设计，本文从齿轮啮合原理出发，根据齿轮重 叠系数的不同，在主动轮啮合起始点处加以相应地长度，用作图方法求出啮合 起始点，见图 3-5。修形高度作图法是用作图的方法求出齿轮修形的起始点。 - 21 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 图 3-5 齿廓修形起始点 起始点从单齿载荷突然变大处开始。从动轮自齿顶到修形终止的距离和主动轮 自啮合开始到修形终止的距离是相同的。当配对齿轮基本参数确定后，它的基 圆和齿顶圆也就相应地确定下来。配对齿轮的公切线是它们的理论啮合线。从 动齿轮的齿顶线与理论啮合线的交点 A 见图 3-5，即为齿轮实际啮合线初始 点。由初始点 A 在啮合线上截取距离点 B，B 点所确定的主动圆直径即为齿轮 修形起始点直径。, 对于重合度 , 较小的， , , 1 . 2 时: (3-3) A B1 = pn 当 1 . 2 , , , 1 . 4 时， (3-4) A B2 = 1.1 pn 当 , , 1 . 4 时， (3-5) A B 3 = 1.2 pn 不修形的范围随着重合度的增大在变宽。这里的 B1 、 B 2 、 B 3 所构成的直 - 22 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 径就是对于不同的重叠系数的配对齿轮所形成的修形高度。 通过作图得出齿廓修形起始圆直径，在后序工程制图时可以很直观的查看 修形位置。 (2)齿廓修形量:影响齿廓修形量的因素很多。目前理论上齿轮在高速重载 下，齿轮挠性变形以及制造误差要绝对做到精确的齿顶修缘是不可能的，但是 近似做到还是可行的。下面是一些国外公司及我国的齿廓修形量。 哈尔滨变速箱厂生产的汽车齿轮选用材料为强度和刚度都比较好的 20CrMnTi 或 20CrNiMoH。由于哈尔滨变速箱厂生产的产品属于中、重型汽车 齿轮，修形量的取值在 20~30μm 之间，模数越大修形量越大。 3.4 齿向修形 一对齿轮理想的齿向啮合是在全长方向上的接触，但理想的啮合齿向是难 以实现的。齿轮由于传递功率而使轮齿产生变形，其中包括轮体的弯曲变形、 扭转变形、剪切变形及齿面的接触变形等，使轮齿的螺旋线发生畸变。造成齿 轮偏一端接触，载荷沿齿宽分布不均匀，出现了偏载现象。降低了齿轮的承载 能力。 齿向修形是有意识地将齿线微量修削齿面，使其偏离理论齿面。齿向修形 是实际螺旋角与理论螺旋角有适当的差值，使齿向各处产生不同的螺旋角，以 补偿齿轮在全工况下多种原因造成的螺旋角畸变，实现齿宽均匀受载，提高齿 宽均匀受力，提高齿轮承载能力，减小啮合噪音。 为了防止齿面偏一端接触，齿向修形可以进行鼓形修形(鼓形齿)图 3-6 (b)或齿端修缘(卸载齿)如图 3-6(a)。鼓形齿是在齿宽中间的齿厚最大， (a) 卸载齿修形 (b) 鼓形齿修形 修形量 δ 修形量 δ 修形长度 L 齿长 b 图 3-5 卸载齿修形与鼓形齿修形 - 23 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 随着向两齿端靠近，修形量增加，这种修形遍布整个齿宽。卸载齿是把靠近齿 端减薄较大，以免共轭齿面相接触。 齿向修形最多采用的还是鼓形齿。齿向鼓形量是鼓形齿的重要参数之一， 其确定方法很多。日本、英国、ISO 标准给出鼓形量的计算公式，美国 AGMA 标准是直接给出数据，图 3-7 是伊顿公司给出了齿向修形量图。 图 3-7 伊顿公司齿向修形量 世界各国给出的标准形式各不相同，鼓形量选用尚不统一，还需要边实践 边摸索。不管鼓形量的选用大小如何，均在一定程度上改善啮合状态，使相啮 合的齿面不发生一端啮合现象，使接触点处于齿长中部，最大限度增加齿向啮 合长度。 本文给出的齿向修形量(鼓形齿修形量)与齿轮螺旋线形状偏差及螺旋线 倾斜偏差放到一起进行研究。 螺旋线形状偏差是指在被测圆柱面上螺旋线评定范围内，包括实际螺旋线 与平均螺旋线平行的最近的两条直线件距离断面距离。 螺旋线倾斜偏差是指在被测圆柱面上，过评定范围两端交平均螺旋线两点 的理论螺旋线间的差值。 在设计加工齿轮时，为了齿线方向啮合平缓，在齿向方向(沿螺旋线方 向)必须光滑凸起。在齿长两端不允许有正顶，中心部不允许有凹心。单纯限 制齿向修形量只会在整个齿宽方面限制大致凸起，由于齿轮螺旋线偏差、倾斜 偏差也会使齿向产生低凹。为达到这一目标，将螺旋线偏差以理想鼓形量为基 准形成公差带，形状偏差必须小于螺旋线偏差如图 3-8。倾斜偏差也要小齿轮 - 24 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 图 3-8 齿向修形形状目标 螺旋线偏差。通过这种齿向修形就可以加工出比较理想的鼓形齿。 汽车变速箱齿轮修形只考虑了齿轮传递载荷引起的齿面弹性变形，除了弹 性变形还有热变形等。在这里没有详细讨论由于汽车变速箱齿轮传动产生的热 变形。因为汽车用齿轮变速器采用的是闭式传动，闭式传动的齿轮封闭在有齿 轮油 85W/90(GL-4)的箱体内。其润滑方式大多采用飞溅润滑，CA9TA 变速 箱箱体内还有油泵进行强制润滑和冷却，齿轮热变形在这里可以忽略。 3.5 本章小结 本章分析了配对齿轮啮合特性，研究了齿轮齿廓修形与齿向修形技术; 研究了齿廓修形起始点可以通过作图求出的方法;免除了因计算齿廓修形 高度而进行大量查表与运算。 对于齿向修形技术的研究已经不是单一给定修形量的问题。本文提出齿向 的修形量与倾斜偏差、螺旋线偏差进行总体控制的原则:齿向修形的形状偏差 与倾斜偏差必须小于螺旋线偏差。这样才能达到理想的齿向修形。 - 25 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 第4章 基于 MATLAB 的汽车变速箱齿轮优化设计 变速箱齿轮传动一方面要求其强度高、噪音小，另一方面要求体积越小越 好。一个理想的变速器除了具有优良的性能外，还应在可靠的工作条件下体积 最小、成本最低。变速箱体积小不但便于整车布置还会降低整车的自身重量， 利于节油。因此轻量化是考核变速箱设计先进性的重要指标。汽车轻量化已成 为各汽车厂家追求的目标。优化设计是保证产品具有优良性能、降低成本、减 轻自身重量的一个十分有效的方法。本文变速箱优化设计是在保证零件强度和 刚度等条件下，以汽车变速箱齿轮体积之和最小为目标进行优化设计。 4.1 优化数学模型的建立 CA9TA变速器主箱部分是包括爬挡在内的五挡变速箱，?挡为直接挡 (i5=1)。它的结构简图 4-1 如下。本文优化设计是以体积最小为优化目标，在 ?、?挡 ?、?挡 ?、?挡 ?、?挡 爬挡 倒挡 输入 输出 图 4-1 CA9TA 传动结构简图 - 26 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 此基础上对变速箱齿轮啮合影响变速箱使用性能较大的齿轮参数运用到约束条 件中。 4.1.1 目标函数 变速器在满足了动力性能和可靠性要求的情况下、降低整箱重量，不仅可 以节省制造材料、便于整车布置，还可以降低汽车行驶油耗，实现汽车轻量 化。CA9TA 变速箱设计任务书要求变速箱整箱重量低于 380kg。本文将变速器 最轻作为设计目标，由于汽车变速器的轻重主要取决于箱内部的齿轮重量，而 国内中、重型汽车齿轮的材质都是 20CrMnTi 或是 20CrMoH，因此本文将变速 器齿轮体积(也就是重量)之和最小作为目标函数。 12 (4-1) V , b , d i i 4 i ,1 式中 bi ——为各齿轮宽度，(mm); di ——为各齿轮分度圆直径(mm) 变速器采用渐开线齿形，相互啮合的齿轮采用同一模数，同一螺旋角。由 号齿轮 于三个倒挡轮中心成三角形分布。中间轴上倒挡轮螺旋角、齿数与 10相同，惰轮体积只与模数有关，故本文的优化设计不考虑倒挡轮。 当各齿轮齿宽相等时公式 4-1 为: 2 2 ，z12 ， z 22 ， ， m2n2 ，z32 ， z 42 ， ， m2n3 ，z52 ， z 62 ， V , , 4 , cos2 ,1 cos , 2 (4-2) cos , 3 m 24 2 2 m 25 , n n ， ， ， ， ， z 7 ， z8 ， z92 ， z102 , cos2 , 4 cos2 , 5 , 式中 mni ——分别为齿轮法向模数，(mm); zi ——分别为齿轮齿数，(mm); , i ——各组齿轮螺旋角，(mm) CA9TA 变速器除?挡为直接挡外( i5 =1)，其它前进挡位的传动比分别 - 27 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 为: z z 2 , 9 (4-3) i1 , z10 z1 z z 2 , 7 (4-4) i2 , z8 z1 z z 2 , 5 (4-5) i3 , z6 z1 z z 2 , 3 (4- i4 , z 4 z1 6) 式中 ii ——各挡位速比; Z——各齿轮齿数(个) 汽车变速器时在两个平行轴之间进行挡位传动的，每对配对齿轮啮合中 心距是相等的，都为 a。即: m n 3 ，z 5 ， z 6 ， m n ，1z 1 ， z 2 ， m n ， 2z 3 ， z 4 ， a , , , 2 cos , 3 2 cos , 1 2 cos , 2 (4-8) m n 4 7 8 ， ，z ， z ，z ， z , m n 5 9 10 ， , 2 cos , 4 2 cos , 5 将(4-2)~(4-7)代入(4-8)得: z i ( z ， z ) mn1 cos , 2 (4-9) , 1 4 1 2 z 3 , (i4 z1 ， z 2 ) mn 2 cos , 1 z i ( z ， z ) mn1 cos , 2 (4-10) , 2 4 1 2 z 4 , (i4 z1 ， z 2 ) mn 2 cos ,1 z i ( z ， z ) mn1 cos , 2 (4-11) , 1 3 1 2 z 5 , (i3 z1 ， z 2 ) mn 2 cos , 1 z i ( z ， z ) mn1 cos , 2 (4-12) , 1 3 1 2 z 6 , (i3 z1 ， z 2 ) mn 2 cos , 1 z i ( z ， z ) mn1 cos , 2 (4-13) , 1 7 1 2 z 7 , (i7 z1 ， z 2 ) mn 2 cos , 1 z i ( z ， z ) mn1 cos , 2 (4-14) , 1 2 1 2 z8 , (i2 z1 ， z 2 ) mn 2 cos , 1 - 28 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 z i ( z ， z ) mn1 cos , 2 , 1 1 1 2 (4-15) z9 , (i1 z1 ， z 2 ) mn 2 cos ,1 z i ( z ， z ) mn1 cos , 2 z10 , , 1 1 1 2 (4-16) z1 ， z 2 ) (i1mn 2 cos , 1 将公式(4-9)~(4-16)代入公式(4-2)便得到目标函数: (4-17) F(X)=V 4.1.2 确定设计变量 变速器的设计是一个复杂的过程,它包含的参数很多,影响因素也很多。为 了使问题得到简化，把设计时考虑到的主要参数作为优化设计变量。在满足设 计和使用要求下，提高计算的稳定性和数值变化的灵敏性，将体积最小的最终 目标分解为与其相关的传动比、齿数、模数、螺旋角、齿宽,作为设计变量。故 本设计共有 17 个变量，可表示为: T X , ,i1, i2 , i3 , i4 , z1, z2 , m1, m2 , m3 , m4 , m5 , ,1, , 2 , ,3 , , 4 , ,5 , b, (4-18) T , ,x1, x2 , x3 , x4 , x5 , x6 , x7 , x8 , x9, x10, x11, x12, x14 , x15, x16, x17, 4.1.3 确定约束条件 约束条件包括性能约束和边界约束。本文的性能约束除了传统的接触强 度、弯曲强度限制外，还引入了影响变速箱传动系统与整车匹配的最小速比阶 的约束条件;边界约束包括齿宽系数、螺旋角、模数、传动比限制。因此建立 的约束如下: 4.1.3.1 斜齿轮可靠性约束 (1)齿面接触疲劳强度的约束 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要损坏形式，它主要是由于表面接触疲 劳强度不足引起的。本优化设计对接触疲劳强度提出了较高的可靠性要求。本 文取可靠度不小于 0.997，通过标准正态分布函数表得到对应的可靠性系数为 2.75。 斜齿轮接触疲劳强度可靠度系数公式为: ln,~ H lim J ln ,~ H (4-19)u RH , C,2 H lim J ， C,2 H - 29 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 式中 ,~ H lim J ——齿面接触疲劳强度极限的均值，(N/m2); ,~H ——齿面接触应力的均值，(N/m2) C, H lim J ——齿面接触疲劳强度极限变差系数; C,. H ——齿面接触应力的变差系数 由于齿面接触应力和齿面极限均服从对数正态分布，故由联结方程可得可 靠性系数约束条件为: ~ ~ ln, H limJ ln, H g，x， , 2.75 , 0 (4-20) C,2 H lim ，J C,2H (2)齿根的弯曲疲劳强度的可靠性约束 齿根弯曲应力的分布没有得到一致的认可，本文以正态分布作为齿根弯曲 . 应力的近似模型，并以变差系数 C FM 作为模型补偿，齿根弯曲疲劳强度极限分 布服从对数正态分布。取可靠度不小于 0.997，则可靠性系数为 2.75。 由于斜齿轮弯曲疲劳强度可靠度系数公式为: ln,~ F lim J ln,~F (4-21) u RF , C,2 F lim J ， C,2 F 式中 ,~ F lim J ——齿根弯曲疲劳强度极限的均值，(N/m2); ,~F ——齿根弯曲应力的均值，{N/m2}; C, F lim J ——齿根弯曲疲劳强度极限变差系数; C,. F ——齿根弯曲应力的变差系数; ln,~ F lim J ln,~F 可得: , 0 -22) (4g 2 ( x) , 2.75 C,2 F lim J ， C,2F 4.1.3.2 变速器速比阶的约束 变速器相邻的较低挡与较高挡位传动比的比值称为速比阶。速比阶对变速 器的使用性能有很大的影响。它影响着传动系与整车的匹配，使汽车工作范围 - 30 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 处于发动机最大效率区内。速比阶过大会造成换挡困难，比值越小越节油，换 挡也越轻便。但如果比值过小，会使挡位增多，体积增大。 以往汽车变速器速比分配是按等比分配，但考虑到节油与操纵性能，等比 阶方法已不能满足要求。汽车多在高挡区行使，换挡频繁，所以高挡区的速比 阶要比低挡小。基于此本文给出变速箱偏置几何级数法的速比阶。选用公比不 相等原则，这样可以使汽车在同样的最大车速条件下，减少变速箱挡位数，且 换挡轻松。变速箱偏置几何级数法最高挡速比阶公式为: ( n 1) (4-23) J , C S i1 式中 cs ——速比系数，对于货车取 cs =0.8~0.95; n ——直接挡挡位数，(挡); i1 =3.85 对于 CA9TA 变速器不含超速挡，直接挡为最高挡位。故 J 为比阶最小值 1.3。前进挡之间传动比的比值取值范围不大于 1.6。则有: i4 3 2 ii1.3 , , , , , 1.6 (4-24) i1 i5 i4 i3 i2 由于 i5 , 1代入公式(4-24)得到约束条件: (4-25) g 3 ( x) , 1.3 i4 , 0 (4-26) g 4 ( x) , i42 i3 , 0 (4-27) g 5 ( x) , i32 i2i4 , 0 (4-28) g 6 ( x) , i22 i1i3 , 0 (4-29) g 7 ( x) , i1 1.6i2 , 0 4.1.3.3 变速器中心距约束 中心距的大小对变速器的体积和质量有很大的影响。在保证传递发动机最 大扭矩，变速器具有最大传动比和具有足够强度的条件下，应尽量减小中心距 a 。对货车来说一般: - 31 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 (4-30) 143 M e max , a , 173 M e max 因此约束条件有: mn1( z1 ， z2 ) , 0 (4-31) g8 ( x) , 143 M e max 2 cos ,1 mn1( z1 ， z2 ) (4-32) g9 ( x , ) 173 M e max , 0 2 cos ,1 mn 2 ( z3 ， z4 ) , 0 (4-33) g10 ( x) , 143 M e max 2 cos , 2 mn 2 ( z3 ， z4 ) (4-34) g11( x) , 173 M e max , 0 2 cos , 2 mn3 ( z5 ， z6 ) , 0 (4-35) g12 ( x) , 143 M e max 2 cos , 3 mn3 ( z5 ， z6 ) (4-36) g13 ( x , ) 173 M e max , 0 2 cos , 3 mn 4 ( z7 ， z8 ) , 0 (4-37) g14 ( x) , 143 M e max 2 cos , 4 mn1( z7 ， z8 ) (4-38) g15 ( x , ) 173 M e max , 0 2 cos , 4 (4-39) mn5 ( z9 ， z10 ) (4-40) g17 ( x , ) 173 M e max , 0 2 cos , 5 式中 M e max ——发动机最大输出转矩，(N?m); a ——变速箱中心距，(mm); mni——分别为各配对齿轮法面模数，(mm) , i ——分别为各配对齿轮螺旋角，(度); zi ——分别为各齿轮齿数(个) 4.1.3.4 斜齿重叠系数约束 为了保证斜齿轮传动的平稳性，要求斜齿轮传动轴向重叠系数不小于 1。 - 32 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 b sin , 即: , 1 (4- , , , mn 41) 式中 , , ——齿轮轴向重叠系数; b——齿宽，(mm); mn——分别为齿轮法面模数，(mm); , ——分别为齿轮螺旋角，(度) 于是可以得到以下约束条件: (4-46) n ( x) , m b sin , , 0 g 式中 n=18，19，20，21，22 由于有 5 对齿轮，故这里组成五个约束条件。 4.1.3.5 边界约束 (1) 模数约束条件 对于中重型卡车，通常取 3?mn?6。即相应约束条 件: (4-47) g 23 ( x) , 3 mn1 , 0 (4-48) g 24 ( x) , mn1 6 , 0 (4-49) g 25 ( x) , 3 mn 2 , 0 (4-50) g 26 ( x) , mn 2 6 , 0 …… (4-55) g31( x) , 3 mn5 , 0 (4-56)g32 ( x) , mn5 6 , 0 (2) 螺旋角约束条件 对于中重型卡车，通常取 15?β?25。 - 33 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 , min , , , , max ~ (4-57) g ( x) , , min , , 0 ~ g ( x) , , , max , 0 由于 CA9TA 有 5 对啮合齿轮，螺旋角产生 10 个约束条件。 (3) 齿宽约束条件 对于中重型卡车，通常取 7.0 mn?b?8.6 mn。 g ( x) , 7.0mn , , 0 (4-68) g ( x) , , 8.6mn , 0 同样 CA9TA 有 5 对啮合齿轮，螺旋角产生 10 个约束条件。 (4) 中间轴小齿轮齿数约束 一般要求15 , z10 , 17 即有: g 53 ( x) , 15 z10 , 0 (4-79) g 54 ( x) , z10 17 , 0 所有约束条件中计算公式均以 ISO 标准或国标 GB/T3480-1997 为 准。 总结上述各式，可以得到变速器可靠性优化设计数学模型为: ,min F ( X ) , V , T , x , x , x , x , x , x , x , x , x , x , x , x , x , x , x , x , , X , x1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 , (4-80) , T ,, ,i1 , i2 , i3 , i4 , z1 , z 2 , m1 , m2 , m3 , m4 , m5 , ,1 , , 2 , , 3 , , 4 , , 5 , b, ,Gi( x) , 0(i , 1,2,......53,54) ; 4.2 MALTLAB 优化实例和优化结果 以重型变速箱CA9TA 为例，已知Memx=1600N?m，i1=3.85，齿轮材料全 部为渗碳合金钢 20CrMnH,材料比重为 7.82g/dm3。优化结果与原参数的数据比 较，如表 4-1 所示: - 34 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 表 4-1 优化结果(圆整后)和原始数据对照表 优化变量 n3 mi3 mn1 mn 2 i1 i2 i4 z1 z2 原始数据 4.4 3.85 2.7 1.8 1.3 29 43 4.2 4 3.85 2.55 1.78 1.3 29 42 4.1 4 4.4 优化结果 b — 优化变量 mn4 mn5 , 1 , 1 , 1 , 1 , 1 40 — 原始数据 5.2 5.7 22 24 25 23 14 5.1 5.54 21 24.5 24 22.5 12.5 38 — 优化结果 根据以上数据计算得出: 优化前齿轮总体积为:9.9761e+005(mm3); 优化后齿轮总体积为:9.1652 e+005(mm3)。 优化设计后齿轮总体积减小了 81090(mm3)占齿轮总体积的 8.127%。 变速箱齿轮总重量减少了 6.34(kg) 优化后变速箱体总重量为 378(kg)，达到了设计指标的箱体总重量不大于 380(kg)的目标。 4.3 本章小结 本章以 CA9TA 变速箱为例，根据设计要求建立了变速箱优化设计模型， 以变速箱齿轮体积最小为优化目标，运用 MATLAB 优化工具箱对变速箱进行 优化设计。优化后的体积比优化前减小了 8.127%，降低了成本。优化设计的 变速箱整体重量为 378(kg)，达到了设计指标的要求，为汽车轻量化提供了保 证。 - 35 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 第5章 变速箱台架及道路实验 汽车生产厂和用户对机械式变速箱的要求主要有两个方面，一是较低的噪 声，二是变速箱的使用寿命。噪声是靠变速箱设计和加工精度来保证的;变速 箱的使用寿命是靠各对齿轮及其相关件的质量来保证的。为确保变速箱的使用 性能达到用户满意，需要进行台架试验和道路试验。 5.1 CA9TA 变速箱总成台架试验 5.1.1 试验对象 将经过优化修形设计的 CA9TA 变速箱齿轮零件，装配变速箱总成后，依 据 QC/T568-1999“汽车机械式变速器台架试验方法”和 QC/T29063-1992《汽 车机械式变速器总成技术条件》，进行台架试验，运行十个循环为通过台架试 验。具体项目和数据如表 5-1 所示。 表 5-1 试验对象的具体项目和数据 产品名称 汽车变速器 样件生产单位 第一汽车集团哈尔滨变速箱厂 型号规格 CA9TA 爬挡:14.11、?挡:10.55 、?挡:7.63、 ?挡:5.42、?挡:3.85 、 变速器传动比 ?挡:2.55、 ?挡:1.78 ?挡:1.3、?挡:1 倒挡:13.74 变速器壳体 817mm 最大尺寸 发动机最大功 2300r/min 率时转速 额定输入扭矩 1600N?m 净重量 378kg - 36 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 5.1.2 试验项目 为考核变速器总成综合性能，进行疲劳寿命、同步器寿命、静扭强度和噪 声四个项目的试验。 5.1.2.1 变速器总成磨合规范 根据 QC/T568-1999“汽车机械式变速器台架试验方法”的要求，变速器 第一轴输入转速为 1450r/min;输入扭矩为 800N?m;各挡磨合时间为 2h;润滑 油温控制在 80?10?;磨合后清洗换油。 5.1.2.2 变速器总成疲劳寿命 (1)试验设备如表 5-2 所示; 表 5-2 试验设备明细 序号 名称 型号 编号 生产厂家 精度 鉴定有效期 机械封闭式液压内 斜齿加载变速器疲 杭州 1 BST-400 SYT-01 1% 2008.10.7 劳寿命试验台 微机扭矩仪 湘仪 2 JW-1B SYB-01 1% 2008.10.26 转矩转速传感器 湘仪 3 JC3A SYB-02 1% 2008.10.26 (2) 变速器第一轴输入转速:1450r/min;输入扭矩:800N?m; (3) 变速器各挡总的试验时间如表 5-3 所示; (4)试验采用排挡试验方法，从低挡开始做，逐次向高速挡转换。每一循环 取各挡总的试验时间 的 1/10，重复进行 10 个循环试验。前进挡完成十个循环 试验后，倒挡运转 2h。每循环各挡换挡次序及试验时间如表 5-3 所示; 表 5-3 每循环各挡换挡次序及试验时间 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 挡位 ? ? ? ? ? ? ? ? 爬挡 时间 (min) 270 180 240 420 600 900 1200 1500 1800 - 37 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 5.1.2.3 变速器总成同步器寿命 (1) 同步器寿命试验设备见表 5-4 所示; 表 5-4 同步器寿命试验设备 序号 名 称 型 号 编 号 生产厂 精 度 鉴定有效期 同步器换挡试验台 哈齿 1 TST01 SYT02 3% 2008.10.15 (2)二轴输入转速:做?、?挡时，n2=90r/min，做?、?挡时， n2=325r/min; (3)换挡频率:10 次/min; (4)一轴挂原车使用的离合器从动盘作为转动惯量; (5)试验挡位:两个挡位交替进行，先试?、?挡，?、?挡;再试高低 挡。 (6)试验前每个挡磨合 300 次，换油后试验; 5.1.2.4 变速器总成静扭强度 -5 所示; (1)变速器总成静扭强度试验设备如表 5 表 5-5 静扭强度试验设备 序号 名 称 型 号 编 号 生 产 厂 精 度 鉴定有效期 扭力机 一汽设备厂 1 AB-51 561-62 3% 2008.11.8 电子秤 四蜀称重公司 2 PT650 620857 1% 2009.2.18 (2) 试验程序:试验时将变速器接入某一挡位，开机加载，直到达到评价 指标或损坏为止。如齿轮出现折断，转 1200 后再试验，一个齿轮测三点，取 平均值。 (3)结果处理:由下式计算静扭强度后备系数K1 (5-1)K1=Mk/Memax 式中 Mk—破坏时第一轴扭矩，(N?m); Memax—变速器所匹配的发动机最大扭矩，(N?m); Memax=1600N?m - 38 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 5.1.2.5 变速器总成噪声 (1) 变速器总成噪声试验设备如表 5-6 所示; 表 5-6 噪声试验设备 序号 名 称 型 号 编 号 生 产 厂 精度 鉴定有效期 测功机 原西德 1 GPFB15H 742-011 3% 2008.6.20 声级计 丹麦 2 B&K2232 1810392 ?0.1dB 2007.11.8 (2)变速器第一轴转速:1760r/min; (3)将磨合后的变速器安装在试验台上升温至规定值 60?10?; (4)将变速器接入空挡及其它各个挡位，待转速稳定后测量; 5.1.3 试验结果 (1)变速器总成疲劳寿命结果见表 5-7 所示; (2) 变速器同步器寿命试验结果见表 5-8; (3) 变速器静扭试验结果见表 5-9; (4)变速器噪声试验结果见表 5-10。 表 5- 7 变速器总成疲劳寿命试验结果 试验结果 挡位 标准要求(次) 1# 2# 3# 爬坡挡 未坏 未坏 未坏 0.4×106 ?挡 未坏 未坏 未坏 0.4×106 ?挡 未坏 未坏 未坏 1.5×106 ?挡 未坏 未坏 未坏 1.5×106 ?挡 未坏 未坏 未坏 5×106 ?挡 未坏 未坏 未坏 5×106 ?挡 未坏 未坏 未坏 10×106 - 39 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 ?挡 未坏 未坏 未坏 20×106 ?挡 未坏 未坏 未坏 20×106 倒挡 未坏 未坏 未坏 (2h) 表 5-8 变速器同步器寿命试验结果 试验结果(次) 挡位 标准要求(次) 4# 5# 6# 爬挡 10×104 10×104 10×104 10×104 ?、?挡 10×104 10×104 10×104 10×104 ?、?挡 10×104 30.3×104 30.3×104 30.3×104 ?、?挡 10×104 28.7×104 28.7×104 28.7×104 ?、?挡 10×104 25×104 25×104 25×104 表 5-9 变速器静扭试验结果 试验结果 挡位 标准要求 7# 8# 9# 爬挡 3.45 3.42 3.50 ?挡 3.45 3.39 3.41 ?挡 3.37 3.42 3.37 ?挡 3.86 3.32 3.50 ?挡 3.34 3.37 3.44 安全系数?3 ?挡 3.44 3.38 3.42 ?挡 3.41 3.36 3.72 ?挡 3.68 3.65 3.72 ?挡 3.30 3.51 3.39 倒挡 3.39 3.47 3.61 - 40 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 表 5-10 变速器噪声试验结果 (dB) 试验结果 挡位 标准要求 10# 爬坡挡 81 ?挡 78 ?91 ?挡 77 ?挡 79 ?挡 77 ?挡 79 ?挡 77 ?挡 79 ?95 ?挡 78 倒挡 81 噪音指标低于国家标准 10dB 左右，优于国内同类产。如图 5-1 所示: 90 同类产品 85 CA9TA 80 噪音(dB) 75 挡位 图 5-1 CA9TA 变速箱与国内同类产品噪音比较 5.1.4 试验结论 对 CA9TA 变速器总成所进行的疲劳寿命、同步器寿命、静扭强度和噪声 四个项目的综合性能试验均符合 QC/T29063—1992 标准要求。噪音优于国内 同类产品。 - 41 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 5.2 道路试验 5.2.1 试验对象 对采用本文提出的设计方法设计的变速器齿轮零件，装入变速箱总成后， 依据 GB/T12534-1990《汽车道路试验方法通则》的有关规定，进行了与 CA9TA 变速箱总成相关道路试验。 5.2.2 试验项目 为考核变速器总成在整车上的综合性能，进行牵引性能试验、爬陡坡试 验、地形通过性试验、加速性能试验、最高车速试验和可靠性行驶试验 6 个项 目的试验。 (1)汽车牵引性能试验 依据 GB/T12537-1990 汽车牵引性能试验方法，进行汽车起步、加速至试 验所需挡位，加载和最大脱钩牵引力试验。 (2)汽车爬陡坡试验 依据 GB/T12539-1990 汽车爬陡坡试验方法，进行坡道长为 35m(要求不小 于 25m)，坡度大于 30%的水泥路面的试验。 在与国内同类变速箱进行超载爬坡性能对比试验时，装有 CA9TA 变速箱 的载重车顺利爬到山顶，而其他车辆却中途熄火。 (3)汽车地形通过性试验 依据 GB/12541-1990 汽车地形通过性试验方法，进行垂直障碍物试验;凸 岭试验;路沟试验和涉水试验。 (4)汽车加速性能试验 依据 GB/T12543-1990 汽车加速性能试验方法，进行起步连续换挡加速性 能试验和最高挡以及次高挡加速性能试验 (5)汽车最高车速试验 依据 GB/T12544-1990 汽车最高车速试验方法，对试验汽车在加速区间以 最佳的加速状态行驶，使汽车以最高的稳定车速进行试验。 (6)汽车可靠性行驶试验 依据 GB/T12678-1990 汽车可靠性行驶试验方法，对装载质量和一没试验 道路，如平原路面、坏路、山路、城市道路和无路地段等多种路况，进行可靠 - 42 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 性行驶试验。 5.3 试验结果 CA9TA 变速器总成在整车上通过了 GB/T12534-1990《汽车道路试验方法 通则》所规定的牵引性能试验、爬陡坡试验、地形通过性试验、加速性能试 验、最高车速试验和可靠性行驶试验。6 个项目技术指标均达到了《汽车道路 试验技术条件》的要求。 5.4 试验分析 不论从变速箱台架试验还是汽车道路试验，都验证了 CA9TA 变速箱在噪 音和强度方面都有良好的表现。 CA9TA 变速箱噪音与国内同类变速箱相比较低 10 分贝左右。这表明 CA9TA 变速箱齿轮高低挡分别按照强度和噪音设计的变位系数是合理的;齿 轮修形设计在降噪方面是可行的。 CA9TA 变速箱通过了台架静扭试验，疲劳寿命试验及汽车性能等一系列 试验，齿轮强度安全可靠，表明本文的优化设计可行、参数选择的合理性。 爬坡试验显示出 CA9TA 变速箱具有强劲的动力性能，验证了将速比阶选 用的正确性，并将之作为约束条件的优化设计合理性。 5.5 本章小结 (1)采用本文的设计观点设计的 CA9TA 变速箱齿轮件，装入 CA9T A 变速 器总成后，其疲劳寿命、同步器寿命、静扭强度以及噪声试验均符合 QC/T29063-1992《汽车机械式变速器总成技术条件》的要求;从台架试验方 面，验证了该 CA9TA 变速箱质量的可靠性。 (2)采用齿轮修形、优化设计的 CA9TA 变速箱齿轮件，装入 CA9TA 变速 箱总成后，在整车上进行了一系列与变速箱齿轮件质量相关的道路试验，均达 到了《汽车道路试验技术条件》的要求。从道路试验方面，验证了该 CA9TA 变速箱质量的可靠性。 - 43 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 结 论 本文研究了汽车变速箱齿轮设计中所涉及的对变速箱强度和噪音影响性能 较大的齿轮变位系数、齿轮修形，并在此基础上，得到了相应的齿轮变位系数 及齿轮修形方法 。同时运用 MATLAB 优化工具箱以体积最小为优化目标，对 齿轮参数进行了优化设计。本文研究所获得的结论主要如下: (1)根据汽车变速箱高、低挡位的传动特点总结推导出高、低挡位区齿 轮设计变位系数，同时给出最高挡位与最低挡总变位系数的推荐值。 (2)通过分析齿轮的啮合特性，总结出齿廓修形与齿向修形的方法。这 些方法对增强齿轮强度，降低齿轮噪音是有效的。 ( 3)运用 MATLAB 优化工具箱对 CA9TA 变速箱进行优化设计。 MATLAB 优化设计减小了变速箱体积、降低了变速箱总重量、完成了重量设 计指标,实现了设计变速箱轻量化的要求。 4)CA9TA 变速箱台架寿命试验结果满足 QC/T29063-1992《汽车机械 ( 式变速器总成技术条件》的要求。CA9TA 变速箱道路试验结果满足了与相应 的《汽车道路试验技术条件》的要求。 采用本文的设计方法设计的变速箱已投入批量生产。二年多的生产验证表 明:本设计满足变速箱总成强度要求;变速箱在降低噪音方面有明显的效果。 为了使汽车变速箱优化设计更全面，未来的工作将以研究变速箱噪音和强 度等为优化目标，对变速箱进行多重优化设计。 - 44 - 哈尔滨工业大学工学硕士学位论文 参考文献 李琳. 2006 年国内商用车市场走式分析. 商用车市场. 2007,(1):6~8 1 2 龚雨楠. 2007 年 1~8 月 重卡市场分析.商用车市场. 2007,(10):32~34 3 覃如琨. 国产重型汽车技术发展探讨. 广西机械. 2003,(2):5~8 4 雷军. 重型汽车变速器技术趋势与应用.重型汽车. 2004,(6):12~14 5 张学孟.手动换挡变速器的发展.齿轮技术信息.1996,1:1~12 6 张学孟. 汽车齿轮设计. 北京汽车齿轮总厂. 1995,25~30 7 (美) J.厄尔贾维克. 汽车自动变速器与变速驱动桥. 机械工业出版社. 2000, 25~42 李润方 ,王建军 .齿轮系统动力学—振动、冲击、噪声 .科学出版社 ,1997, 8 32~45 陈学强.汽车变速箱出厂的声振检测系统.大连民族学院.2003,5(3):96~97 9 10 王晓辉, 任晓军, 史敏. 齿轮修形技术. 重工科技.2003. 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