井下防爆车底盘传动参数整体设计说明书

中 国 矿 业 大 学 本科生毕业设 计 姓 名： 张张蕙蕙 学 号： ： 03101013 学 院： 机电学院 专 业： 机械工程及自动化 设计题目： 井下防爆车底盘传动参数整体设计井下防爆车底盘传动参数整体设计 专 题： 指导教师： 李宝林李宝林 职 称： 教授教授 二二 O 一四一四 年 六 月 徐州 中国矿业大学毕业设计任务书 学院 机电学院 专业年级 机自 2010 级 学生姓名 张蕙 任任务务下下达达日日期期： 2014 年年 3 月月 10 日日 毕业设计日期：毕业设计日期： 2014 年年 3 月月 1 日至日至 2014 年年 6 月月 20 日日 毕业设计题目：毕业设计题目：井下防爆车底盘传动参数整体设计井下防爆车底盘传动参数整体设计 毕业设计专题题目：毕业设计专题题目： 毕业设计主要内容和要求：毕业设计主要内容和要求： 一、题目内容： 设计煤矿井下防爆胶轮运输车总体参数：发动机转速 2600rpm，主 减速器传动比 6.33；或用二级减速器。设计变速箱参数。 二、设计指标： 1. 车辆高度小于 2.2m；整车长度 4.85m；宽度50 kW； 3. 发动机采用经过防爆处理后的柴油机，配置进气防爆、尾气防爆与 尾气水洗、排气管采用外套水冷装载； 4. 档位 5+1；空载运输档速度 65km；最高工作档位50 KW；，发动机采用经过防爆处理后的柴油机，配置进气防爆、尾气防爆与尾气水洗、排 气管采用外套水冷装载；汽车的最高时速为=65Km/h。查相关资料，选用莱恩（中 maxa V 国）动力有限公司与中国矿业大学共同开发的 LN490MZL 防爆柴油机。 主要技术指标如表 2-2： 型 号单位LN490MZL 型 式直列、水冷、四缸、四冲程、直喷式 缸径行程mm90105 气 缸 数4 气缸套型式湿式 燃烧室型式直喷燃烧室 活塞总排量L2. 672 压缩比171 进气方式自然吸气式 最低空载稳定 转速 r/min 700750 空车运输最高 转速 r/min3000 标定功率/转速 kw/r/min52/2600 最大扭矩/转速 Nm/r/mi n 220/2000 全负荷最低燃 油消耗率 g/kWh250 机油燃油消耗 百分比 %0.5 机油燃油消耗 g/kWh1.63 各缸工作顺序1342 曲轴旋转方向逆时针方向（从防爆柴油机后端看） 润滑方式压力、飞溅混合式 发动机冷却方 式 强制循环水冷式 起动方式电起动 外形尺寸 （长宽高） mm700650670 净质量kg265 1、技术规格中的各项参数，根据配套要求确定，在进行性能评定时，均不带风扇、 消声器并用端头进气的高进气管，非增压机的总管口，允许加接胶管长度 300-400 毫米。 2、当试验环境大气状况与标准大气状况不同时，非道路用防爆柴油机按 GB/T6072.1 标准规定对功率、油耗予以修正。车用型防爆柴油机按 GB/T18297 汽车发动机性能试验 方法对功率、油耗予以修正。 3、LN490MZL 型防爆柴油机的进、排气管配防爆防爆柴油机专用件。 2.3 系统传动比分配 汽车传动系主要包括离合器、变速箱、传动轴、驱动桥等。在整个传动系中，有减 速功能的部分为：变速箱、驱动桥。 表 23 变速箱各档传动比及主减速器传动比 主减速器6.333 1 档5.842 2 档3.743 3 档2.453 4 档1.705 5 档1 倒档6.4 3 离合器选型 离合器按传递转矩的方式不同，可分为摩擦式、液力式、电磁式和综合式四种。在 机械式传动系统中，以摩擦式离合器的应用最为广泛。 摩擦式离合器根据摩擦原理设计，其摩擦片的形状有盘式、片式和锥式，后两种形 式已被淘汰。盘式离合器按从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类。 离合器的结构型式多种多样，设计时，应根据车型、使用条件、制造条件等合理选 择离合器的结构方案。 3.1 离合器的功用及摩擦离合器的工作原理 3.1.1离合器的功用离合器的功用 离合器是汽车传动系统中直接与发动机相联系的部件。其功用如下： 1、保证汽车平稳起步 在汽车起步前，先要起动发动机。这时应使变速器处于空档位置，将发动机与驱动 车轮之间的联系断开，以卸除发动机负荷。待发动机已起动并开始正常的怠速运转后， 方可将变速器挂上一定档位，使汽车起步。汽车起步时，汽车是从完全静止的状态逐步 加速的。如果传动系统（它联系着整个汽车）与发动机刚性地联系，则变速器一挂上档， 汽车将突然向前冲动一下，而使发动机熄火。这是因为汽车从静止到前冲时，产生很大 的惯性力，对发动机造成很大的阻力矩。在这个惯性阻力矩的作用下，发动机在瞬间转 速急剧下降到最低稳定转速，发动机即熄火而不能工作，当然汽车也就不能起步。在传 动系统中装设了离合器后，在发动机起动后，汽车起步之前，驾驶员先踩下离合器踏板， 将离合器分离，使发动机与传动系统脱开，再将变速器挂上档，然后逐渐松开离合器踏 板，使离合器逐渐接合。在离合器逐渐接合的过程中，发动机所受阻力矩也逐渐增加， 故应同时逐渐踩下加速踏板，即逐步增加对发动机的燃油供给量，使发动机的转速始终 保持在最低稳定转速以上，不致熄火。由于离合器的接合紧密程度逐渐增大，发动机经 传动系传给驱动车轮的转矩便逐渐地增加。到牵引力足以克服起步阻力时，汽车即从静 止开始运动并逐步加速。因此保证了汽车能平稳起步。 2、保证传动系统换档时工作平顺 在汽车行驶过程中，为了适应不断变化的行驶条件，传动系统经常要换用不同档位 工作。实现齿轮式变速器的换档，一般是拨动齿轮或其他挂档机构，使原用档位的某一 齿轮副退出传动，再使另一档位的齿轮副进入工作。在换档前也必须踩下离合器踏板， 中断动力传递，便于使原用档位的啮合副脱开，同时有可能使新档位啮合副的啮合部位 的速度逐渐趋向相等（同步） ，这样，进入啮合时的冲击可以大为减轻。 3、防止传动系统过载 当汽车进行紧急制动时，若没有离合器，则发动机将因和传动系统刚性相连而急剧 降低转速，因而其中所有运动件将产生很大的惯性力矩（数值可能大大超过发动机正常 工作时所发出的最大转矩） ，对传动系统造成超过其承载能力的载荷，而使其机件损坏。 有了离合器，便可依靠离合器主动部分和从动部分之间可能产生的相对运动以消除这一 危险。因此，离合器的这一功用是限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。 由上述可知，欲使离合器起到以上几个作用，离合器应该是这样一个传动机构：其 主动部分和从动部分可以暂时分离，又可以逐渐接合，并且在传动过程中还要有可能相 对转动。所以，离合器的主动件与从动件之间不可采用刚性联系， 而是借二者接触面之 间的摩擦作用来传递转矩 （摩擦离合器） ，或是利用液体作为传动的介质（液力耦合 器） ，或是利用磁力传动（电磁离合器） 。在摩擦离合器中，为产生摩擦所需的压紧力， 可以是弹簧力、液压作用力或电磁吸力。但目前汽车上采用比较广泛的是用弹簧压紧的 摩擦离合器（通常简称为摩擦离合器） 。 3.1.2摩擦离合器的工作原理摩擦离合器的工作原理 下图 3-1 所示为摩擦离合器的工作原理和构造示意图。 图 3-1 摩擦离合器的工作原理和构造示意图 1-飞轮；2-从动盘；3-踏板；4-压紧弹簧；5-从动轴；6-从动盘毂 发动机飞轮 1 是离合器的主动件。带有摩擦片的从动盘 2 和从动盘毂 6 借滑动花键 与从动轴（即变速器的主动轴）相连。压紧弹簧 4 将从动盘压紧在飞轮端面上。发动机 转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上， 再由此经过从动轴和传 动系统中一系列部件传给驱动车轮。弹簧 4 的压紧力愈大，则离合器所能传递的转矩也 愈大。由于汽车在行驶过程中，需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的需要，故 汽车离合器的主动部分和从动部分应经常处于接合状态。摩擦副采用弹簧压紧装置即是 为了适应这一要求。欲使离合器分离时，只要踩下离合器操纵机构中的踏板 3 ，套在从 动盘毂 6 的环槽中的拨叉便推动从动盘克服压紧弹簧的压力向右移动，而与飞轮分离， 摩擦力消失，从而中断了动力传递。 当需要重新恢复动力传递时，为使汽车速度和发动机转速变化比较平稳， 应该适当 控制离合器踏板回升的速度，使从动盘在压紧弹簧 4 压力作用下，向左移动与飞轮恢复 接触。二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩也逐渐增加。当飞轮和从动盘接 合还不紧密，二者之间摩擦力矩比较小时，二者可以不同步旋转，即离合器处于打滑状 态。随着飞轮和从动盘接合紧密程度的逐步增大， 二者转速也渐趋相等。直到离合器完 全接合而停止打滑时，汽车速度方能与发动机转速成正比。 摩擦离合器所能传递的最大转矩取决于摩擦面间的最大静摩擦力矩，而后者又由摩 擦面间最大压紧力和摩擦面尺寸及性质决定。故对于一定结构的离合器来说，静摩擦力 矩是一个定值。输入转矩一达到此值，则离合器将打滑，因而限制了传动系统所受转矩， 防止超载。 由上述工作原理可以看出，摩擦离合器基本上由主动部分、从动部分、压紧机构和 操纵机构四部分组成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动 力的基本结构。而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。 3.1.3对摩擦离合器的基本性能要求对摩擦离合器的基本性能要求 离合器的具体结构，首先，应在保证传递发动机最大转矩的前提下，满足两个基本 性能要求：（1）分离彻底；（2）接合柔和。 其次，离合器从动部分的转动惯量要尽可能小。前已提及，离合器的作用之一是当 变速器换档时，中断动力传递，以减轻轮齿间冲击。如果与变速器主动轴相连的离合器 从动部分的转动惯量大，当换档时，虽然由于分离了离合器，使发动机与变速器之间联 系脱开，但离合器从动部分较大的惯性力矩仍然输入给变速器，其效果相当于分离不彻 底，就不能很好地起到减轻轮齿间冲击的作用。 此外，还要求离合器散热良好。因为在汽车行驶过程中，驾驶员操纵离合器的次数 是很多的，这就使离合器中由于摩擦面间频繁地相对滑磨而产生大量的热。离合器接合 愈柔和，产生热量愈大。这些热量如不及时地散出，对离合器的工作将产生严重影响。 3.1.4摩擦离合器的类型摩擦离合器的类型 摩擦离合器，随着所用摩擦面的数目（从动盘的数目） 、压紧弹簧的形式及安装位置， 以及操纵机构形式的不同，其总体构造也有差异。摩擦离合器所能传递的最大转矩的数 值取决于摩擦面间的压紧力和摩擦系数，以及摩擦面的数目和尺寸。 1、摩擦离合器按从动盘的数目分：单盘离合器和双盘离合器。 单盘离合器 具有一个从动盘，其前后两面都装有摩擦衬片，因而它有两个摩擦表面。 对于轿车和轻型货车而言，因发动机最大转矩数值一般不太大，可足以满足传递最大转 矩的要求。 双盘离合器 对中、重型汽车而言，要求离合器所传递的最大转矩更大。这样，势必 要采取一些措施来提高所传递最大转矩的能力。若欲增大离合器所能传递的最大转矩， 可选用摩擦系数较大的摩擦衬片材料，或适当加强压紧弹簧的压紧力，或加大摩擦面的 尺寸。但是，采用这几种结构措施，可能仍满足不了要求。因为摩擦系数的提高受到摩 擦衬片材料的限制；摩擦面尺寸的增加又为发动机飞轮（离合器主动件之一）尺寸所限 制；过分加大弹簧的压紧力，在采用螺旋弹簧的条件下，又将使操纵费力。在这种情况 下，最有效的措施是增加摩擦面的数目，如增加一个从动盘，即采用具有两个从动盘的 离合器，可使离合器所能传递的最大转矩增大一倍。 2、摩擦离合器按压紧弹簧的结构形式分：螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器。 螺旋弹簧离合器按弹簧在压盘上的布置又分为，周布弹簧离合器和中央弹簧离合器。 采用若干个螺旋弹簧作为压紧弹簧，并沿压盘（或从动盘）圆周分布的离合器称为 周布弹簧离合器。仅具有一个或两个较强力的螺旋弹簧（圆柱形螺旋弹簧或矩形断面的 锥形螺旋弹簧） ，并与压盘（或从动盘）饲心安置在离合器中央的，称为中央弹簧离合器。 采用膜片弹簧作为压紧弹簧的称为膜片弹簧离合器。 3.2 膜片弹簧离合器 3.2.1膜片弹簧离合器的构造和工作原理膜片弹簧离合器的构造和工作原理 膜片弹簧离合器所用的压紧弹簧是一个用薄弹簧钢板制成的带有一定锥度， 中心部 分开有许多均布径向槽的圆锥形弹簧片。膜片弹簧是碟形弹簧的一种， 它可以看成由碟 簧部分和分离指部分所组成。 3.2.2膜片弹簧离合器的优缺点膜片弹簧离合器的优缺点 目前世界各国生产的汽车， 特别是轿车已全部采用了膜片弹簧离合器， 因为它具 有如下优点： 1、膜片弹簧离合器转矩容量大且较稳定 下图 3-2 所示为摩擦离合器中的两种压紧弹簧（膜片弹簧与螺旋弹簧）的弹性特性。 在离合器盖总成中的螺旋弹簧处于预压紧状态，其弹性特性曲线如图中曲线 1 所示。膜 片弹簧的弹性特性曲线如图中曲线 2 所示。假如所设计的两种离合器的压紧力均相同， 即压紧力均为 Pb，轴向压缩变形量为 b 。当摩擦片磨损量达到容许的极限值 max 时， 弹簧压缩变形量减小到 a 。此时螺旋弹簧压紧力便降低到 Pa1 。Pa1Pb ，两值相差 较大， 将使离合器中压紧力不足而产生滑磨，而膜片弹簧压紧力则只降低到与 Pb 相差 无几的 Pa ，使离合器仍能可靠地工作，不至于产生滑磨。可见，膜片弹簧离合器比螺旋 弹簧离合器转矩容量大，一般大 15% 左右。 图 3-2 离合器两种压紧弹簧的弹性特性 2、操纵轻便 在膜片弹簧离合器中由于采用了传动片或分离弹簧钩的装置，它们产生的弹性恢复 力与离合器压盘的分离力方向一致； 而且在膜片弹簧离合器中，还因无分离杠杆装置， 减少了这部分杆件的摩擦损失。因此膜片弹簧离合器的操纵轻便。 3、结构简单且较紧凑 膜片弹簧的碟簧部分起压紧弹簧作用，而分离指则起分离杠杆作用，这样，膜片弹 簧不仅取代了周布螺旋弹簧离合器中的多个螺旋弹簧，而且也省去了多组分离杠杆装置， 零件数目减少，质量也减轻。在满足相同压紧力的情况下，膜片弹簧的轴向尺寸较螺旋 弹簧小，在有限的空间内便于布置，使离合器的结构更为紧凑。 4、高速时平衡性好 膜片弹簧是圆形旋转对称零件，平衡性好，在高速时，其压紧力降低很少，而周置 的螺旋弹簧在高速下，因受离心力作用会产生横向挠曲，弹簧严重鼓出， 从而降低了对 压盘的压紧力。 5、散热通风性能好 在离合器轴向尺寸相同的情况下，膜片弹簧离合器可以采用较厚的压盘，以保证有 足够的热容量，同时也便于在压盘上设散热筋。此外，在膜片离合器盖上可开有较大的 通风口，而且零件数目少，更有利于实现良好的散热通风。 6、摩擦片的使用寿命长 由于膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使摩擦片上的压力分布均匀，接触良好，磨 损均匀，再加上膜片弹簧离合器的散热性能好，从而提高了摩擦片的使用寿命。膜片弹 簧离合器的缺点是，膜片在制造上有一定难度，因为它对弹簧钢片的尺寸精度、加工和 热处理条件等要求都比较严格。在结构上分离指部分的刚度较低，使分离效率降低；而 且分离指根部易形成应力集中，使碟簧部分的应力增大，容易产生疲劳裂纹而损坏；分 离指舌尖部易磨损，而且难以修复。 由于膜片弹簧离合器具有上述独特的优点，因此它在汽车上得到了广泛地应用。近 年来不仅在轿车上采用，而且在轻型、中型货车，甚至在重型货车上也得到了应用。 3.2.3膜片弹簧离合器的结构形式膜片弹簧离合器的结构形式 图 3-3 推式膜片弹簧离合器和拉式膜片弹簧离合器的结构 a) 推式膜片弹簧离合器 ; b) 拉式膜片弹簧离合器 1-离合器盖及压盘总成；2-离合器从动盘总成；3-离合器分离轴承；4-飞轮； 膜片弹簧离合器根据分离指内端的受力方向不同，可分为推式膜片弹簧离合器和拉 式膜片弹簧离合器，如下图 3-3 所示。当分离离合器时，分离指内端受力方向指向压盘时， 称为推式膜片弹簧离合器，而分离指内端受力方向离开压盘时，则称为拉式膜片弹簧离 合器 3.3 选用的离合器型号 根据工作环境要求在经过校核符合扭矩的要求的前提下采用 valeo 公司载客汽车或轻 型载货汽车用膜片弹簧离合器。型号为：DT 型 215. 参数如下图 3-4 所示： 4 变速器设计 4.1 变速器的功用及设计要求 变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。 它作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速， 以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵 引力及车速的不同需求。此外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在起动发动机以及汽 车滑行或停车时使发动机与传动系保持分离；必要时还应有动力输出功能。 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求3。 1、应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、 发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。 2、设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使 汽车可以倒退行驶。 3、工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换 档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日 益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。 4、重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材， 采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中 心距。 5、传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装 质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。 6、噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减 小齿轮的噪声。 7、贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和 法规。 4.2 变速器传动机构的型式选择与结构分析 变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级 变速器按根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心 线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。其中固定轴式应用广泛，有两轴 式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置 后轮驱动的汽车上。 4.2.1三轴式变速器与两轴式变速器三轴式变速器与两轴式变速器 现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。 三轴式变速器如图 4-1 所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间 轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则 称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此， 直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档 需依次经过两对齿轮传递转矩。 图 4-1 轿车三轴式五档变速器 1.第一轴；22.第二轴；43.中间轴 因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大 的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动 效率有所下降。 图 4-2 两轴式变速器 1.第一轴；2.第二轴；3.同步器 两轴式变速器如图 4-2 所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外 其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布 置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低 6%10%。两轴式变速器 则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴） 与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮； 当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动 齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二 轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在 第一轴的后端，如图示。 两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较 大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（ig=4.04.5）也受 到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。 由于本设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用三轴式变速器。 4.2.2变速器主传动方案的比较变速器主传动方案的比较 图 4-3 是三轴式五档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的 轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴 承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传 动效率高，可达 90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其 它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需 要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二 轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用 常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动 方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一 档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再 除直接档以外的其他档位工作时，三轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。 在档数相同的条件下，各种三轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和倒档传动 方案上有差别。 图 4-3 三轴式五档变速器传动方案 图 4-3a 所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。 图 4-3b、c、d 所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图 4-3d 所示方案中的倒档和 超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨 损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进 档的变速器。 以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合 套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定 是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。 变速器用图 4-3c 所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上 可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图 4-3c 所示方案的 高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而 中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。 4.2.3倒档的布置方案倒档的布置方案 常见的倒档结构方案有以下几种： 图 4-4a 为常见的倒挡布置方案。在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简 单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型 货车的四档全同步器式变速器中。 图 4-4 变速器倒档传动方案 图 4-4b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴 的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。某些轻型货车四档变速器采 用此方案。 图 4-4c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。 图 4-4d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。 图 4-4e 所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。 图 4-4f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。 为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2-4g 所示方案。 其缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 综合考虑，本次设计采用图 2-4f 所示方案的倒档换档方式。 4.3 变速器主要零件的结构方案分析 变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定 变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式等因素。 4.3.1齿轮型式齿轮型式 齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。 有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。与直 齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；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，尽管这样会使常 啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。 直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案， 因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。 4.3.2换档结构型式换档结构型式 换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受 到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、 倒档外很少采用。 啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声 和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构 布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结 构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。 现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。采用同步器换档可保证齿轮在换档时 不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽 车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点 是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前， 同步器广泛应用于各式变速器中。 在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它 可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲 击和发生噪声。 4.3.3轴承型式轴承型式 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。 在本设计中，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针 轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。 中间轴前、后轴承采用圆锥滚子轴承。 4.4 传动方案的最终设计 通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计 任务与要求，最终确定的传动方案如图 4-5 所示。其传动路线： 图 4-5 五档变速器结构简图 1 档：一轴12中间轴1099、11 间同步器二轴输出 2 档：一轴12中间轴875、7 间同步器二轴输出 3 档：一轴12中间轴655、7 间同步器二轴输出 4 档：一轴12中间轴431、3 间同步器二轴输出 5 档：为直接档，即一轴11、3 间同步器二轴输出 倒档：一轴12中间轴1213119、11 间同步器二轴输出 4.5 变速器的设计计算 4.5.1变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择 本设计采用 5+1 档；空载运输档速度 65km；最高工作档位40 km。 4.5.1.1轴的直径轴的直径 第一轴花键部分直径 d(mm)初选 d=K 3 maxeT 式中： 经验系数，4.04.6，取4.3； KKK 发动机最大转矩（Nm） ；=220 Nm maxe T maxe T d=25.96mm ，取 d36mm。 4.5.1.2传动比的选择传动比的选择 汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡 阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时： （4.1） maxmaxifk FFF 式中：最大驱动力；即 = / maxk F maxk F maxe T 1 i 0 i 0 R 滚动阻力；即 =cos f F f F f mgmax 最大上坡阻力。即 =sin maxi F maxi F mgmax 把以上参数代入（4-1）得： (4.2) 1 i 0max 0maxmax )sincos( iT Rfgm e 以上是根据最大爬坡度确定一档传动比，式中： 发动机最大扭矩，=220 Nm； maxe T maxe T 变速器一档传动比； 1 i 主减速器传动比，=6.33； 0 i 0 i 汽车总质量，4992kg； mm 道路滚动阻力系数取 0.020； f 传动系机械效率，取 0.84； 重力加速度；取=10m/s2； gg 驱动轮滚动半径，取 0.45 m； 0 R 汽车最大爬坡度为 30，即16.7 max max =5.8862 取 =5.886 1 i 1 i 由 qiiii 3221 / 式中，为常数，也就是各档之间的公比，一般认为不宜大于 1.71.8。 qq 由中等比性质；得： 1 1 n mn m ii 档位数，取=2,3,4,5 mm 档数，n=5 ； n =5.8863/4=3.779 2 i =5.8862/4=2.426 3 i 当 n=4 时为最高工作档位，车速40 km/h。发动机额定转速 2600r/min，驱动轮滚动 半径 Ro=0.45m。计算得： =1.742 4 i 当 n=5 时为空载运输档速度 65km。发动机额定转速 2600r/min，驱动轮滚动半径 Ro=0.45m。计算得： =1 5 i =1.558 21 ii =1.624 32 ii =1.393 43 ii =1.742 54 ii 因为档为特殊档位，所以符合 q 的要求。 =5.886, =3.779, =2.426, =1.742, =1。 1 i 2 i 3 i 4 i 5 i 4.5.1.3中心矩中心矩 A 对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距 A。中心 距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。 初选中心矩 A 时，可根据经验公式计算 (4.3) 3 1maxgea iTKA a K 中心距系数：=9.511.0,取 9.8； a K 变速器一档传动比； 1 i 变速器传动效率：取96； g g 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm） ； maxe T 所以 =105.4mm ） 3 6.9086.85220(.89A 取 A=106mm 4.5.1.4齿轮参数选择齿轮参数选择 （一）模数的选择 影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮 模数时一般遵循的原则是：合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的 质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而 从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数。对货车，减轻质量比减小噪声更重 要，故齿轮应选用大些的模数。 初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即： =2.8 高档齿轮 K=1 (4.4) 3 maxn 10/ m e TK =3.49 一档齿轮 3 1max 10/7 . 0m ge iT 式中： 为斜齿轮法向模数； n m 为直齿轮模数；m 发动机最大扭矩；=220Nm maxe T maxe T 变速器一档传动比； 1 i 变速器传动效率：取96； g g 该设计选用同一模数进行，故斜齿轮法向模数取 mn =3；直齿轮模数取 m =4 同步器 和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。变速器中齿轮上的花键和结合套模数取 2.5 或 2。 （二）压力角 的选择 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，为提高重合度以降低噪声，应采用 14.5,15，16， 16.5等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用 22.5或 25等大些的压 力。实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20， 啮合套或同步器取 30。 （三）螺旋角 选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。 在齿轮选取大的螺旋角时，齿轮啮合重合度增加，工作平稳，噪声降低。随着 增大， 齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于 30时，抗弯强度急剧下降，会使轴向力及轴 承载荷过大。 货车变速器斜齿螺旋角 的选择范围：1826。初选 =20 （四）齿宽 b 齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿强度和齿轮 工作时受力的均匀程度。通常根据模数 m（mn）来选择齿宽： 直齿：b =Kc m,Kc 为齿宽系数，取 4.58.0 斜齿：b =Kcmn，Kc 取为 6.08.5； 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约 510，所以有 1、直齿 b=(4.58.0)4=1832(mm) =22mm, =24mm, =22mm 9 b 10 b 11 b 2、斜齿 b=(6.08.0)3=19.525.5(mm) 因为本设计中间轴上预定用宝塔齿轮，所以取: =24mm, =22mm, =24mm, =22mm 1 b 2 b 3 b 4 b =20mm, =20mm, =20mm, =22mm 5 b 6 b 7 b 8 b =20mm, =22mm, =20mm, =22mm, =22mm 9 b 10 b 11 b 12 b 13 b （五）各档齿数 Z 齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数无公约数。 1、一档齿轮齿数 直齿 Zk=2A/m (4.5) 选取 20， Zk=2106/4 Zk=53 由 Zk=Z9+Z10 进行大小齿轮齿数分配，为使 Z9/Z10 的传动比更大些，取 Z9=37, Z10=16； 由式 4.5 反推 得： A=106 /i1/Z9 (4.6) 2 Z 1 Z 10 Z =5.88616/37=2.5453； 由 A=mn(Z1+Z2)/(2cos1,2) (4.7) Z1+Z22106cos20/3=66.4 取 Z1=19，Z2 =48（圆整） ； 修正 1 i =Z9/(Z10) (4.8) 1 i 2 Z 1 Z =4847/（1920） =5.842 i%=|5.842-5.886|/5.886=0.7%5% (合格)； 修正 由A n m (+)/（2cos） (4.9) 1 Z 2 Z 2, 1 得arccos n m (+)/（2A） = 18.5 2, 1 1 Z 2 Z 同理 9,10arccos n m (Z9+Z10)/（2A） = 41.4 2、确定二档齿轮齿数（取20） 8 ,7 /=/ (4.10) 7 Z 8 Z 2 i 1 Z 2 Z =3.77919/48=1.4958 +=2Acos/ (4.11) 7 Z 8 Z 8 ,7 n m =2106cos20/3 = 66.4 取=40, =27(圆整)； 7 Z 8 Z 修正 2 i /（） (4.12) 2 i 2 Z 7 Z 1 Z 8 Z 4840/（1927） 3.743 |3.743-3.779|/3.779100% 2 i 0.96%5% (合格)； 修正 5.6 arccos n m (+)/（2A） =18.5 (4.13) 8 ,7 7 Z 8 Z 3、确定三档齿轮齿数（5.620） / (4.14) 5 Z 6 Z 3 i 1 Z 2 Z 2.42619/48 0.96 由A n m (+)/2cos (4.15) 5 Z 6 Z 6, 5 取20,得 6, 5 2Acos/ n m 5 Z 6 Z 6, 5 =2106cos20/3=66.4 取33，34（圆整） ； 5 Z 6 Z 修正 3 i =/（） (4.16) 3 i 2 Z 5 Z 1 Z 6 Z =4834/（1933） =2.453 i3%=|2.452-2.426|/2.426100%=1.07%5%(合格) 修正 6, 5 arccos n m (+)/（2A） (4.17) 4, 3 5 Z 6 Z =18.5 4、确定四档齿轮齿数（3.420） / (4.18) 3 Z 4 Z 4 i 1 Z 2 Z 1.74219/48 0.689 由A n m (+)/2cos (4.19) 3 Z 4 Z 4, 3 取20,得 4, 3 2Acos/ n m 3 Z 4 Z 4, 3 =2106cos20/3=66.4 取27，40（圆整） ； 3 Z 4 Z 修正 4 i =/（） (4.20) 4 i 2 Z 3 Z 1 Z 4 Z =4827/（1940） =1.705 I4%=|1.705-1.742|/1.742100%=2.1%5%(合格) 修正 4, 3 arccos n m (+)/（2A） (4.21) 4, 3 3 Z 4 Z =18.5 4、确定倒档传动比 倒档齿轮的模数往往与一档相近，在本设计中倒档传动比取 6.4。为保证中间轴倒 gr i 档齿轮不发生根切，初选13，倒档齿轮一般在 2133 之间选择。 12 Z 初选21。 13 Z 由 （4.22） 1 2 12 13 13 11 z z z z z z igr 可计算出 Z11=33。 因本设计倒档齿轮也是斜齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距 A1= n m (+)/(2cos)=55mm （4.23） 12 Z 13 Z 而倒档轴与第二轴的中心距 A1= n m (+)/(2cos)=87mm （4.24） 11 Z 13 Z 修正后各档的传动比为： i1 =5.842, i2 =3.743, i3 =2.453, i4 =1.705, i5 =1.00, ir =6.4 （六）齿轮精度的选择 根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取 Z1Z4 为 6 级，Z5Z13 为 7 级。 （七）螺旋方向 由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。关 于螺旋角的方向，第一、二轴齿轮采用左旋，这样可使第一、二轴所受的轴向力直接经 过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性档圈传递。中间轴齿轮全部采用 右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。 （八）齿轮变位系数的选择及计算 采用变位系数，除了避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距以外，还因为变速器不 同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同 的要求，采用齿轮变位就能分别予以兼故。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。 对实际中心距等于已知中心距时，采用高度变位，反之采用角度变位。由于角度变 位可获得良好的齿合性能及传动质量,故较多被采用. 变速器齿轮是断续工作的,各档使用条件不同,齿轮经常承受循环负荷,有时还承受冲击 负荷。使用表明,变速器齿轮大多是因为齿面剥落和疲劳断裂而损坏的,因此,变位系数只要 应按提高接触强度、弯曲强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。对于常用 的高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，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,应使所选用的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，由于齿轮的齿根强度较低，加之传递的载荷较大，有时会出现小齿轮的弯曲强度， 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。为提高耐磨性及抗胶合能力，应使所选用的变位系数能降低两齿合齿轮的相对 滑动系数，并使两齿轮齿根外的滑动系数趋于平齐。 利用变位系数封闭图分配变位系数是目前较好的一种方法，它比较全面地综合了各 种限制条件和各种传动质量指标。使用该图分配变位系数可不必校核是否干涉，根切， 齿顶变尖以及重合系数过低等情况。 （九）材料选择 现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧 性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次设计的齿轮 的材料选用 40Cr 齿轮主要参数表 齿轮主要参数归纳如下表 4-1。 表 4-1 齿轮主要参数 主要 参数 齿 数 模数 (mm) 螺旋角变位 系数 分度圆 直径 d (mm) 齿根圆 直径 df (mm) 齿顶圆 直径 da (mm) 10 z16-0.25645869 1 档 9 z37 40 -0.25148142154 8 z270.12583.576.889 2 档 7 z40 320 -0.125127.7122133.3 6 z340105.498.2112 3 档 5 z33 320 0105.499.0111.8 4 z40-0.125125116.8132.3 4 档 3 z27 320 0.1258680.493.2 2 z48-0.25150.5141.4157 常 啮 1 z19 320 0.2562.255.868.6 12 z130.25