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汽车变速器设计及其换挡规律研究毕业设计,汽车,变速器,设计,及其,换挡,规律,研究,毕业设计
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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文I摘要我国汽车工业正处于发展和提高时期，近年来，随着人民生活水平的提高，汽车开始进入家庭，由于受成本制约，目前我国自主生产的汽车基本都为手动变速，手动变速一方面会增加驾驶员的劳动强度，另一方面不利于行车安全。装载自动变速器的车辆不仅操作方便、换档平顺、安全舒适。而且能按最佳的换档时机进行自动换档，有助于提高汽车动力性和经济性，因而特别适合非职业驾驶。为满足非职业驾驶员对方便舒适的要求，国内各汽车厂商已把开发装备自动变速器的汽车确定为自己的发展方向。电控机械式自动变速器（AMT）具有传动率高，结构简单和成本低等优点，特别适合大型汽车和载货汽车的开发应用。在自动变速器家族中占有重要位置，从“八五”到现在的“十一五”期间，一直是我国汽车工业发展的一个重要方向。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势为增大变速器传递功率与重量之比，并要求变速器具有较小的尺寸和良好的性能。在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算。该型结构紧凑工艺性能好，适配性强，传动平稳噪声低，节油且成本低。关键词：变速器；齿轮；同步器；设计河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文II Abstract Automobile industry in our country is in development and improving period, in recent years, with the improvement of peoples living standard,Automobile began to enter family, because be cost restrict, at present our country independent production car basic for manual Variable speed, manual shift will increase to labor intensity of the driver, on the other hand against driving safety.he vehicles carrying automatic transmission is not only convenient operation and shift smooth, safe and comfortable. And according to the best Shift opportunity for automatic shift, and improve the performance and fuel economy cars, and especially suitable for the job Industry driving. In order to satisfy the pilot of non-league convenient and comfortable requirement, every domestic auto manufacturers have to develop equipment determine the car for automatic transmission for their own development direction.AMT (Automated mechanical transmission）is the most suitable of applying in the passenger car and motor truck because of its outstanding advantages of high efficiency,low cost and simple structure.AMT holds an important place in the automatic transmission family ,and has been listed as key projects starting from the national Eighth Five-Year Planto the nationalEleventh Five-Year Planin China. Along with the development of the automobile industry,the trend of car transmission designing is to 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文IIIincrease its transmission power and decrese its weight ,and hope have smaller size and excellent performance. In conditions that knowing the engine output torque , speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focuson the designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design ，Structure by the process performance together, and fit and strong, smooth transmission and low noise, fuel-efficient and low cost。KeyKey words:words: transmission ; gear ; synchrotron ; design 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文i目目 录录1.绪论-111 汽车变速器的种类-312 汽车变速器的功用-513 汽车变速器的基本结构-62.设计内容及研究参数-162.1 变速器设计的基本要求 -172.1.1 变速器功用与要求 -172.2 变速器的传动布置方面确定 -182.2.1 倒档传动方案 -202.3 变速器主要零件结构的方案分析 -212.3.1 齿轮形式 -212.3.2 轴的结构 -212.3.3 轴承形式 -222.3.4 换挡结构形式 -223.变速器主要参数的选择与主要零件的设计-253.1 变速器的主要参数的选择 -253.1.1 档数和传动比 -253.1.2 中心距 -273.1.3 轴向尺寸 -273.1.4 齿轮参数 -283.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定 -293.2.1 确定一档齿轮的齿数 -293.2.2 确定其他档位的齿数 -303.3 齿轮变为系数的选择 -314.变速器齿轮的强度计算与材料的选择-334.1 变速器齿轮的几何尺寸计算 -334.2 齿轮的强度计算与校核 -375.变速器轴与轴承-435.1 变速器轴的结构和尺寸 -435.2 轴的校核 -435.3 轴承的校核 -45河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文ii6.变速器同步器的设计-486.1 同步器的结构类型 -486.2 锁环式同步器的工作原理 -486.3 锁环式同步器的主要参数的确定 -517 仿真与分析 -557.1 带 AMT 控制策略的仿真模型 -597.2 不带 AMT 控制策略仿真的模型 -617.3 不带控制策略的结果仿真 -627.3.1 爬坡性能动力性的分析 -627.3.2 最高车速动力性的分析 -637.3.3 最大加速度分析动力性的分析 -647.3.4 超车性能分析动力性的分析 -647.4 带控制策略的轿车性能分析-647.5 结论-678 总结及展望 -681 总结 -682 展望-69致 谢-71参考文献-72附 录-73河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文1 1.绪论随着汽车与电子急速的不断发展，在现代汽车上，电气化的程度越来越高，电子控制装置的种类也越来越多，如发动机管理与控制系统电子控制自动变速器、车辆稳定性控制系统、防抱死制动系统、牵引控制系统、电控悬架、安全气囊、动力转向系统、车身智能网络、车辆导航及安全预警系统等。从第一辆汽车诞生至今,车辆传动技术取得了飞速发展，从最初档位固定的减速器，到有多个档位可变换的齿轮变速器，直到现在应用计算机控制实现换档的自动变速器，都有力地推动了汽车技术和汽车工业向前发展，自动变速技术无疑是车辆传动领域一项十分重要的技术。 其中，电子控制自动变速器，从“八五”到现在的“十一五”期间，一直是我国汽车工业发展的一个重要发展方向。使用传统机械式手动变速箱的汽车，离合器踏板力的范围是：轿车 80-180N，货车 150-200N。在交通负荷大的市区内，汽车每行驶100km,驾驶员须换挡400-600次，踏离合器600-700次，平均每分钟要连续完成20-30次手脚协作，因此人工操纵离合器踏板的工作强度是相当大的，如此繁重的操纵，会造成驾驶疲劳、影响驾驶员注意力，引发大量的城市交通事故。另外，车辆手动操纵需要较高的驾驶技术和经验，初学驾驶者由于缺乏相应的驾驶经验与技术，使得车辆的动力性与燃油经济性难以提高，据统计在城市运行工况行驶时，熟练驾驶员与非熟练驾驶员的油耗可相差10%以上，离合器摩擦片的更换频率相差20%以上。因此，自动变速器对于提高车辆的动力性与经济性、提高行驶安全、降低排放污染、及延长零部件的使用寿命具有举足轻重的意义。随着我国经济发展水平的不断进步和综合国力的曰益增强，目前，我国汽车工业正处于快速发展期，但是，由于受成本制约，目前我国所河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文2生产的汽车绝大多数都是手动变速，驾驶员必须根据路面行驶条件和交通情况的变化随时交换档位以保证汽车正常行驶，这一方面提高了驾驶员操作的复杂性，另一方面容易使驾驶员产生疲劳，分散驾驶员的注意力，不利于行车安全。此外，不同的驾驶技术会对车辆的燃油经济性、动力性和乘坐舒适性造成较大影响。而自动变速器由于技术上的优势，这些困难可以迎刃而解。因此，汽车自动变速一直是人们追求的目标，也是目前汽车技术发展到高级阶段的重要标志。人们对车辆操纵方便性和舒服性提出了越来越高的要求。车辆实现自动变速会带来以下优点： (1)操纵简单轻便装备自动变速器的汽车，采用液压操纵或电子控制，使换档实现自动化。在变换变速杆位置时，只需操纵液压控制的滑阀，这比普通机械变速器用拨叉拨动滑动齿轮实现换档要简单轻松得多。而且，其换档齿轮组一般都采用行星齿轮组，是常啮合齿轮组，这就降低或消除了换档时的齿轮冲击，大大减轻了驾驶员的劳动强度，因而特别适合于非职业驾驶。 (2)具有良好的自适应性目前，液力传动的汽车都采用液力变矩器，它能自动适应汽车驱动轮负荷的变化。当行驶阻力增大时，汽车自动降低速度，使驱动轮动力矩增加。当行驶阻力减小时，减小驱动力矩，增加车速。这说明，变矩器能在一定范围内实现无级变速，大大减少行驶过程中的换档次数，有利于提高汽车的动力性和平均车速。 (3)提高汽车通过性 采用液力自动变速器的汽车在起步时，驱动轮上的驱动转矩是逐渐加的。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3 (4)提高发动机和传动系的使用寿命采取液力自动变速器的汽车与采用机械变速器的汽车对比试验表明：前者发动机的寿命可提高85，传动轴和驱动半轴的寿命可提高75100。液力传动汽车的发动机与传动系，由液体工作介质“柔性”性连接。液力传动起一定的吸收、衰减和缓冲的作用，大大减少冲击和动载荷。例如，当负荷突然增大时，可防止发动机过载和突然熄火。汽车在起步、换档或制动时，能减少发动机和传动系所承受的冲击及动载荷，因而提高了有关零部件的使用寿命。(5)提高行车安全性在汽车行驶过程中，驾驶员必须随时根据道路条件、交通情况的变仡，对车辆的行驶方向和速度进行相应调节。这种连续不断的频繁操作使驾驶员的注意力分散，容易产生驾驶疲劳，造成交通事故增加；而自动变速的车辆，由于取消了离合器踏板和变速操纵杆，只需控制油门踏板，就能实现自动变速。因而极大地改善了驾驶员的劳动强度，提高了行车安全性。(6)降低废气排放由于装载自动变速器车辆的传动比能根据负荷和车速在一定范围内实现自动调节，可使发动机经常处于经济转速区域内运转，即在较小污染排放的转速范围内工作，大大降低了尾气污染。1.1 汽车自动变速器的种类汽车自动变速器的种类很多，按变速控制方式分为液控液压式，电控液压式。按传动比变化分为有级式自动变速器，无极式自动变速器，综合式自动变速器。目前主要有液力自动变速器(AT，Automatic Transmission)、电控机械式自动变速器(AMT，Automated Mechanical Transmission)、无级自动变速器(CVT，Continuously Variable 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文4Transmission)3种类型。自动变速器在发展过程中出现了多种不同的形式，各种不同的自动变速器在结构、形式上往往有很大差别。液力式自动变速器(AT，Automatic Transmission)是目前应用最广泛、技术最成熟的自动变速器，其发展经历了近七十年的历史。按照控制方式的不同，液力自动变速器可以分为液控液力自动变速器和电控液力自动变速器，目前轿车上都是采用电控液力自动变速器；按照变速机构（机械变速器）的不同，液力自动变速器又可以分为行星齿轮自动变速器和非行星自动齿轮变速器，行星齿轮自动变速器应用最广泛，非行星齿轮自动变速器只在本田等个别车系中应用。行星齿轮自动变速器又可以分为辛普森式、拉威诺式和串联式。AT是最早在汽车上使用的自动换挡装置。自1940年美国通用公司首次将AT装车以来，各主要工业国家均在这方面投入大量的人力和物力，使今日的AT生产已经系列化和专业化。AT能够在不切断动力的情况选实现自动换挡，将发动机机械能平稳的传给车轮，因此起步、换挡平稳无冲击，具有良好的乘车舒适性、行车安全性以及优越的动力性。但结构复杂、价格昂贵、效率较低时AT的主要缺点，因而在国内的推广受到一定的限制。少数装备AT的国产轿车如红旗、捷达、富康、别克等，均依靠引进国外的AT技术和产品，目前国产轿车中完全自主知识产权的AT占有率很低。电控机械式自动变速器，简称AMT，是英文Automated Mechanical Transmission的缩写，它是在原有手动、有级、普通齿轮变速器的基础上增加了电子控制系统，对供油调节装置、离合器、变速箱的控制采用了电机驱动的执行机构，实现起步、选档、换挡的自动化控制，使汽车变成为自动变速的汽车。其生产继承性好，改造投资费用低。机械式自动变速器由于原有的机械传动结构基本不变，所以齿转传动固有的传动效率高、机构紧凑、工作可靠等优点被很好地继承了下来，河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文5在重型车的应用上具有很好的发展前景。AMT不仅在我国、日本及韩国成为研发热点，在欧洲也得到了大力发展，并相继有产品投放市场。 无级自动变速器简称CVT，是英文Continuously Variable Transmission的缩写，克服了传统的齿轮变速器只能搭配有限档位的缺陷，能够实现一定速比范围内连续的无级变速。它是采用传动带和工作直径可变的主、从动轮相配合来传递动力，可以实现传动比的连续改变。CVT能较好的协调外界行驶条件与发动机负载，更大限度地利用发动机特性，提高汽车的动力性和燃油经济性：并且其重量轻，体积小，零件少，与AT其驾驶舒适性和行驶平顺性与液力变矩器相当，而传动效率要远远高于液力变矩器。但是，CVT的缺点也是很明显的，就是传动带很容易损坏，不能承受较大的载荷，一般只能用于一升排量左右的低功率和低扭矩汽车；另外也存在启动性差、制动困难、维修成本过高等不足；且由于传动带（链）制造工艺复杂，技术垄断，所以国内出现的少量CVT产品也全部采用国外技术。1.2 汽车变速器的功用 改变传动比，扩大驱动轮和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利 (功率较高而油耗较低 )的工况下工作；在发动机旋转方向不变情况下，能倒退行驶； 利用空挡，中断动力传递，以发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成，需要时，还可以加装动力输出器。在分类上有两种方式：按传动比变化方式和按操纵方式的不同来分。 按传动比变化来分有级式变速器 是目前使用最广的一种。它采用 齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用 轮系型式不同，有轴线固定式变速器河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文6(普通变速器 )和轴线旋转式变速器 (行星齿轮变速器 )两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有 3-5个前进档和一个倒档 ,在重型货车用的组合式变速器中，则有更多档位。所谓变速器档数即指其前进档位数。 无级式变速器 其的传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式 (动液式)两种。电力式 无级变速器的变速传动部件为直流串激电动机，除在无轨电车上应用外，在超重型自卸车 传动系中也有广泛采用的趋势。动液式无级变速器的传动部件为液力变矩器。 综合式变速器 是指由液力变矩器和 齿轮式有级变速器组成的液力 机械式变速器 ，其传动比可在最大指与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化，目前应用较多。 按操作方式来分强制操纵式变速器是靠驾驶员直接操纵变速杆换档。自动操纵式变速器其传动比选择和换档是自动进行的，所谓 “自动” ，是指机械变速器每个档位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统来控制换档系统的执行元件而实现的。驾驶员只需操纵加速踏板以控制车速。半自动操纵式变速器 有两种型式：一种是常用的几个档位自动操纵,其余档位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定档位，在踩下 离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来进行换档。 1.3 汽车变速器的基本结构 简单式变速器的基本结构由壳体,传动部分和操纵部分组成。 (1)壳体：壳体是基础件，用以安装支承变速器全部零件及存放 润滑油。其上有安装 轴承的精确镗孔。变速器承受变载荷，所以壳体应有足够的刚度，内壁有加强，形状复杂，多为铸件 (材料为灰铸铁，常用 HT200)。为便于安装，河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文7传动部分和操纵部分常做成剖分式，箱盖与壳体用螺栓联接并可靠定位。壳体上有加油、放油口，油面检查尺口，还应考虑散热。(2)传动部分：是指齿轮、轴、轴承等传动件。轴的几何尺寸通过强度、刚度计算确定。因主要决定于刚度，而碳钢与合金钢弹性模量近乎相等，所以一般用碳钢 (常用45钢)。只有齿轮与轴制成一体或轴载荷严重才用合金钢。轴与齿轮多为花键联接 (对中性好，能可靠传递动力，挤压应力小等 )。轴的花键部分和放轴承处经 表面淬火处理。轴多用滚动轴承支承，润滑简单，效率高、径向间隙小，轴向定位应可靠。润滑方式多用飞溅 (25m/s，只要粘度适宜可甩到壁上 )。(3)操纵部分：主要零件位于变速器盖内。 组成式变速器结构特点简单式变速器有效率高、构造简单使用方便钧优点矿但档数少，i 变化范围小(牵引力、速度范围小 )，只宜在档数不多的某些车工采用。若增加 i 的范围，则使变速器尺寸加大，轴跨度增加，为了既增加档数又不使轴跨度过大，可采用组成式变速器。所谓组成式变速器，通常由两个简单式变速器组合而成，其中档数较多的称为主变速器，较少的称为副变速器。 组成式变速器的优点(1)可以减少齿轮个数，而且档数越多减少齿轮个数的优点愈明显。同简单式变速器相比，它可缩短轴的长度，减少整个变速器的外部尺寸和重量，并且能方便地得到不止一个倒档。所以当前进档数超过六个档时，几乎都用组成式变速器。 (2)传动：比变化率 大：若主变速器传动比变化率 zu=3，副变速器 fu=4则 =12；若使简单式变速器 =12，结构往往很难合理。 组成式变速器的缺点 （1）档组间传动比有对应关系，不易使每档的河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文82，(速度及牵引力 )都很理想。 （2）换档操纵麻烦，有时要操纵两个变速部分，若为插花换档还不便记忆。为了减少操纵动作，最好能顺序换档。为此要求重视档次编排十使第灭档组传动比全部大于第11档组，达到多数相领排档的变换只需操纵主变速的目的，这样才最为方便。手动固定轴式齿轮变速器是有极拍档的传动结构。因其具有效率高、成本低、生产工艺成熟的特点而获得广泛的应用。它从滑动齿轮变速开始，经多齿的齿套啮合，进而发展到广泛采用的同步器变速。但这种手动变速器（Mechanical Transmission, M/T）存在换挡困难、动力中断以及驾驶员水平对汽车行驶性能有较大的影响等缺陷。人们总是希望在同步变速的基础上实现自动化，当代电子技术的发展，提供了合理控制车辆变速这样复杂过程的可能性。AMT在国外的发展可分为半自动阶段、全自动阶段和智能阶段。半自动AMT（SMAT）只实现选档、换挡操纵的部分或全部自动化，但车辆起步时仍然需要驾驶员操纵离合器踏板。该类型的变速器有瑞典斯堪尼亚公司（SCANIA）的CAG 系统（1986），德国戴姆勒奔驰（Daimler Benz）的EPS系统（1990）。CAG、EPS 系统由电子控制的启动系统实现换挡，但换挡时刻由驾驶员踩离合器板决定，美国伊顿（Eaton）公司的SMAT系统对换挡时刻的离合器和发动机进行适当的控制，驾驶员只需要通过开关向电子控制单元（EGU）发出升档或降挡信号，系统就能自动完成所有的换挡动作。在同一时期，自俄罗斯工学院研制的SMAT系统更加先进，实现了按二参数换挡规律进行换挡决策的自动换挡的功能。1904，美国Sturt vant兄弟发明了自动变速器。其原理是根据发动机转速变化，利用离心力的作用使齿轮啮合或脱丌来实现传动比的变化，但由于部件之间容易产生啮合弹跳而失败。1926年别克小轿车开始河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文9使用液力机械传动的变速器；1938年出现的GMC液力自动变速器，开始了以车速和油门两个参数信号，用液压逻辑油路控制的液力自动变速时代。1939年，美国克莱斯勒汽车公司首先成功地研制了由液力耦合器和行星齿轮变速器组成的四档液力变速器，并装于该公司生产的轿车Oldsmobile上，该变速器被认为是自动变速器的代表，是当今自动变速器的原始形式。1942年美国又成功地研制出一种两档液力机械变速器，该变速器的液力传动部分是一种双导轮、可闭锁的综合式变矩器。1948年，别克汽车上装载的DYNAFLOW变速器是带液力变矩器的自动变速器(A1)的发展先驱。1948年到1950年期恻，汽车液力传动进入了一个新阶段，出现了可根据车速和油门位置进行自动换档的自动变速器。1950年美国福特公司成功地研制了装有液力变矩器的三档液力自动变速器，从此轿车用的液力自动变速器进入了成熟期，1989年日产汽车公司开发出了五档液力自动变速器。这两种变速器都在原来的三档和四档变速器的基础上，加装一组行星变速齿轮机构而形成的。随后，日本丰田汽车公司首先成功研制了具有超速档的液力自动变速器，该自动变速器采用三元件液力变速器和多档行星齿轮相结合的结构，液力变矩器可以降低传动系的冲击，并可缓和发动机曲轴的扭振作用。1969年，法国霄诺汽车公司首先采用了电控液力自动变速器，其控制方法是由计算机依据检测到的车辆速度和油门开度的电信号来判断变速的时机，并确定变速程序。进入20世纪80年代，随着电子技术的发展和计算机的进一步微型化，变速器的控制功能和可靠性得到提高，而且成本也大为降低。1983年日本五十铃公司在世界上率先研制成功电子控制全机械式有级自动变速器“NAVI5”(New Advanced Vehicle with Intelligence 5 speeds)，并装于飞鸟（ASKA）轿车上。在车速为河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文1060kmh时，可比液力自动变速器节油1030左右。同年，美国伊顿公司也宣布成功将重型货车的手动变速器实现了自动化。1988年，德国ZF公司研制电子控制机械自动变速器，并将其装备在Geneva货车上。与此同时，世界上其他各大汽车公司(如德国大众公司、意大利菲亚特公司、法国雷诺公司和日本丰田公司)也相继开展了电控机械式自动变速器(AMT)的研究和开发。1995年本田的部分Civic 轿车装用了AMT。1996年宝马M3轿车所采用的“M序列式变速器”就是在原来的M3型6档手动机械变速器的基础上做了大幅度的改进，以全新的电液控制系统取代了传统的机械式变速器的操纵系统，并有自动变速器和手动变速两种可供选择的模式。ZF公司也推出了其电控机械式自动变速器新产品ASTRONIC 系列。在此阶段，研究的重点是自动离合器、换挡控制和换挡决策。各个公司都致力于发展自己的AMT，但整体结构都采用了NAVI-5的控制思想，系统组成原理大致相同，全自动的AMT逐步步入实用阶段。无级变速(CVT)传动技术作为电控阶段的一项先进技术，在20世纪末期得到了飞速的发展。早在1886年，德国奔驰公司就将V型橡胶带式CVT安装在该公司生产的汽车上。1958年，荷兰的DAF公司HVan Doomc博士研制成功了名为Variomatic的双v型橡胶带式CVT，并装备于DAF公司制造的Daffodil轿车上，由于橡胶带式CVT存在一系列的缺陷而没有被汽车行业普遍接受。而提高传动带性能和CVT传递功率极限的研究一直在进行：将液力变矩器集成到CV系统中，主、从动轮的夹紧力实现电子化控制，在CVT中采用节能泵，传动带用金属带代替传统的橡胶带。导致了传递转矩容量更大、性能更优良的第二代CVT的面世。进入20世纪90年代，汽车界对CVT技术的研究开发日益重视。1997年上半年，日本日产公司开发了使用在20L汽车上的CVT。1999年上半年，美国的福河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文11特公司和德国zF公司合作为福特公司的轿车和轻型载货车生产CVT。近年来CVT的设计取得了长足的进步，尤其在动力传输的即时性取得了巨大的成就。现代无级变速器开发技术水平最高的是采用金属链带机械式无级变速器。自动变器在国内的研究状况车辆自动变速技术的研究在我国起步较晚，直到20世纪60年代，在一汽大众上生产了1产的CA770轿车上使用了具有2个前进档的液力自动变速器，但累计只生283台，尚不具有工业化生产的意义。1998年上海通用公司生产的用于剐克轿车上4的T65E型电子控制自动变速器正式下线，1999年开始批量生产并投放市场，率先在国内将AT作为标准配置装于轿车。1999年中日合资生产的本田雅阁轿车也正式投产，其AT弃用行星齿轮，而选择常啮合平行轴式结构，零件少、易制造是其长处，它采用了全电子直控式变速装置，能使变速、燃油喷射以及巡航等控制相结合。与此同时，上海大众的帕萨特B5、一汽大众的捷达都市先锋上装备了自动变速器AG495。神龙公司也向市场投放了袈备进口的Au智能型自动变速器的富康988“领导者”及富康16L轿车。它采用了模糊控制理论和动力传动综合控制技术实现了智能化控制，电子控制单元中有10种换档规律，按需要分剐调用几种换档规律或同时或交替工作，共同控制变速器的状态。一汽大众的奥迪A6高级轿车上作为选装件的AT为Tiptronic型，在自动变速的基础上可提供手动换档功能。在自动模式下可直接转到手动操作模式，以此来领略驾车的多种乐趣。北京吉普公司在切诺基越野车上小批量装备了AW4自动变速器，现已达到1000多台。至于城市客车(即公共汽车)，由于其频繁起步换档，变速器、离合器和制动器的使用频率是一般车辆的lO倍左右，劳动强度极大，即使是职业驾驶员也因受心河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文12理与生理所限，迫切要求使用自动变速器。1995年我国首次在国产公共汽车上装备了Allison自动变速器，现已遍及深圳、上海、广州、南京等城市，其中深圳已占有40。综上所述，国内自动变速器尚处于起步阶段，我国已经加入了WTO，国内市场与国际市场的界限越来越模糊，我国的汽车工业将直接面临幽际竞争。只有充分提高自身的核心竞争力具有自主知识产权的技术和产品，才能在国际化的竞争中立于不败之地。近年来，我国汽车工业获得了飞速发展，为了提高我国汽车行业的核心竞争力，目前我国有关高校和科研机构也正在进行汽车核心技术的研究，自动变速就是其中一项关键技术。吉林大学的葛安林教授长期从事自动变速器的研究，其研究表明：在较大油门开度加速行驶时，以稳定工况决定的最佳换档规律与实际有较大偏差，应以非稳定工况下相邻两档换档前后加速度相等的条件确定动力性换档规律，为此，应以三参数(车速、油门与加速度)控制换档。三参数换档规律进一步反映了车辆的实际操纵规律，与两参数换档规律相比，提高了车辆的动力性和经济性。清华大学的张俊智博士对换档规律的制定进行了研究，提出了边界点换档规律，克服了原有换档规律在实际运用过程中出现的缺陷，提高了车辆的动力性和经济性，提出了动力性换档规律确定的动态驱动力法和经济性换档规律的油门法和车速法，这些方法的综合应用简化了动态三参数换档规律的制定过程。在此基础上制定了桑塔纳2000机械式自动变速器(AMT)的换档规律，并在实际跑车中得到检验。目前，我国在AMT上不仅拥有自主知识产权，而且在“自适应控制技术”、“动态闭环换档控制、“模糊控制技术”等自动变速理论方面处于世界领先水平。进入九十年代以来，我国的自动变速技术有了极大的发展，自动变速器技术已经取得突破，在CVT技术研究领域，我国也河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文13正在加紧研究，努力赶超世界先进水平，“九五”期间轿车金属带式无级自动变速器的开发和研制已经被列入国家的重大科技攻关计划，以跟踪世界技术的发展和开发适合我国国情的汽车。同前，湖南容大汽车电子技术有限公司自主开发成功RD CVT 150型无级变速器，完成了与南京菲亚特(西耶那型)轿车匹配，整车通过了国家汽车质量监督检测中心(襄樊)的测试，基本性能已经达到国外同类产品的技术水平，并通过湖南省科学技术厅缀织的产品鉴定。数十名汽车行业专家、学者和行业领头人对RD CVT 150型无级自动变速器(CVT)鉴定后一致认为，RD CVT 150型无级自动变速器技术基本成熟，达到了国内领先、国际先进水平，并建议尽快结合国产轿车建立CVT生产基地组织生产，以提高我国国产汽车的技术水平和国际竞争力。尽管电控机械式自动变速器产业化的进程不会一帆风顺，但前景是广阔的。在满足重型车的动力传递要求方面，电控机械式自动变速器更具有发展优势。随着电子技术的不断发展和进步，特别是微机控制功能的进一步增强，各种传感器和执行机构性能的改善，以及用户对汽车的操纵性能、舒适性、安全性能等方面的苛刻要求，世界上许多汽车生产厂家不断投入人力和财力，大力加强自动变速器技术的研究，促进其不断向以下几个方向发展： （1)高效化为了提高传动效率，改善经济性能，轿车用自动变速器普遍采用了变矩器锁止离合器，并进行电子控制以保持其换档的平顺性。带锁止离合器的液力变矩器，克服了液力变矩器输出轴与输入轴之间存在滑动而使液力交矩器传动效率降低的缺点，这种锁止装置实际上是全自动离合器。锁止离合器时，变矩器将不起作用，这对改善汽车的燃油经济性大河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文14有益处。(2)智能化智能型的电子控制自动变速器的电子系统可以在汽车行驶过程中，对汽车的运行参数进行控制，合理地选择换档点，而且在换档过程中对恶化的参数进行修正，同时具有自动诊断系统，可以将汽车运行中的故障记录下来，便于维护。现代电子控制自动变速器的主要特点是一机多参数、多规律性的控制。多参数指输入微机的控制参数多元化，即控制参数不仅有发动机转速、车速、节气门开度等信号，而且又反映发动机、变速器工作环境和行驶等信号，控制参数多元化更能全面的反映发动机和变速器的实际工况；多规律是指控制微机中间时存储多种不同的换档规律，如最佳经济性、动力性，各种加速行驶时的最佳经济性、最佳排放等，驾驶员可按需要调用相应的规律实现最佳控制。智能控制系统的另一个特征是具有对司机驾驶意愿的识别能力，它能够理解和领会人的意图，从而给自动变速器赋予了灵性。通过检测出司机的驾驶操作动作(油门、制动和转向操作等)，识别司机的性格爱好和驾驶习惯以及司机此时此刻的驾驶情绪，自动变速器能够因人、因时而异地进行换档控制。(3)多档化为了提高燃料经济性，要求尽可能地由变矩器机械部分多承担变速变矩功能。而随着汽车行驶速度的不断高速化，又要求变速器的变速范围不断提高。由于以上原因，AT变速器机械部分的变速范围不断提高。另一方面为了提高换档过渡的平顺性，要求降低相邻档位速比间隔，降低相邻档位速比间隔也有利于发动机运行在最佳状态。从而提高车辆燃料经济性和动力性。因此，AT增加档位数是技术上的发展趋势。最初AT只有两档，50至60年代以三档为主，到了70年代发展到四档。最初四档河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文15AT往往是在三档AT基础上加一行星排来实现，结构不紧凑，零件较多。80年代初丌始，各主要厂家都开发了专为四档变速箱设计的双排四档行星变速机构，结构简单紧凑。1989年日产公司开发了世界上首台液力机械式五档AT接着丰田、三菱、宝马及奔驰公司也相继推出了五档AT。但是，档位数越多制造成本就越大，而性能改善却越小。当档位数增加至血档时变速箱行星排数必须增加至三排，尺寸重量和制造成本都会增加。产公司专门分析研究了档位数对汽车动力性和经济性的影响，指出：AT最大档位数可以发展为六档，目前四档为主流型式，而五档多用于高级轿车。(4)无级化自动变速器多档化虽能扩大自动变速的范围，但其传动比只介于有级变速与无级变速之间，理想的无级变速器是在整个传动范围内能连续地改变传动比，故能进行理想的变速控制，比多档位齿轮传动机构更优越，使变速器始终按最佳换档规律自动变速。采用无级变速器可以节约燃油，提高汽车的经济性和舒适性，无级化是对自动变速器的理想追求。(5)小型化减轻重量、缩短动力传递路线，能使汽车节油，自动变速器的小型化正起着这种作用。70年代以来，微型车急剧增多，从而为自动变速器小型化提供了前提条件。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文16 2 变速器设计参数及研究内容机械式变速器的特点机械式变速器结构简单，维修维护方便，造价低廉，传动效率较高，工作可靠性强。机械式变速器分为两轴式和中间轴式。两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动乘用车，中间轴式发动机前置后轮驱动和发动机后置后轮驱动的中轻型货车。中间轴式机械效率低，噪声大。而两轴式轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点。表 1-1 变速器设计参数项 目参 数最大扭矩140Nm/3500最大功率68kw/5600最高转速6000r/min主减速比4.529河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文172.1 变速器设计的基本要求变速器的设计应满足如下基本要求：（1）保证汽车有必要的的动力性和经济性；（2）设置不同挡位，满足用来调整与切断发动机动力向驱动轮的传输并使汽车能倒退行驶；（3）工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡，以及换挡冲击等现象出现；(4）工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；（5）在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长。 2.1.1 变速器的功用和要求 变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。变速器都装有单向的通气阀，以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底的放油塞多置磁铁，以吸附油中铁屑。涉水车需有防水措施。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下的设计要求。（1）正确的选择变速器的档位数和传动比，并使之与发动机参数及河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文18主减速比做优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性。（2）设置空挡，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）操作简单、准确、轻便、迅捷。（4）传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声。（5）制造工艺性好、造价低廉、维修方便。（6）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。（7）需要时应设置动力输出装置。（8）体积小、质量小、承载能力强、使用寿命长、工作可靠。2.2 变速器的传动布置方案有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为 3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为 5.08.0；越野车与牵引车为 10.020.0。通常，有级变速器具有 3、4、5 个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进挡位数多达 616 个甚至 20 个。变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于 5 个前进河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文19档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为 5档。多于 5 个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于 1（0.70.8）的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为 1 的直接档比较，采用超速挡会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。两轴式变速器如图 2-1 所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到挡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。除倒挡常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；各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，低档传动比取河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文20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1。 两轴式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。斜齿比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮合式，因此也采用斜齿轮。由于所设计的汽车是发动机前置，前轮驱动，因此采用两轴式变速器。 图 2-1 两轴式变速器 1第一轴；2第二轴；3同步器 2.2.1 倒档传动方案变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的扰度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声大。所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文21序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处1。本设计采用图 2-2 所示的传动方案。 图 2-2 变速器倒档传动方案23 变速器主要零件结构的方案分析2.3.1 齿轮形式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，即均采用斜齿轮传动。2.3.2 轴的结构河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文22变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声、降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间用动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大经定心更宜。变速器中间轴分为旋转式和固定式两种。 2.3.3 轴承形式 变速器多采用滚动轴承，即深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮。为了适应汽车变速器向着增大其单位质量的传递功率、增大其承载能力、具有更高的可靠性、更长的寿命和更好的性能等发展方向，变速器采用圆锥滚子轴承的日益增多8。 2.3.4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、导致齿轮早期损坏等原因，初一档、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。啮合套有分为内河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文23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，但还不能消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。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。自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，工艺上采取措施3：图 2-3 防止自动脱档的结构措施将啮合套做得长一些（如图 2-3） ，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约 13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档1。 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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文24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。同步器的结构如图 2-4 所示3： 图2-4 锁环环式同步器l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文25max0maxmaxmax(cossin)egITrTi img fmgrmaxmax 0rgemgriTi 3 变速器主要参数的选择与主要零部件的设计3.1 变速器主要参数的选择 3.1.1档数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 45 个档位的变速器。本设计采用 5 个档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有1则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 ( 3-1 ) 式中 m-汽车总质量（mm） ； g-重力加速度（m/s2） ； max-道路最大阻力系数； rr-驱动轮的滚动半径（mm） ； Temax-发动机最大转矩（Nm） ； i0-主减速比； -汽车传动系的传动效率。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文26max2egITrTiGr2max 0rgIeTGriTimax1mingngiqi根据驱动车轮与路面的附着条件 求得的变速器 I 档传动比为： （3-2）式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； -路面的附着系数，计算时取=0.50.6。由已知条件：满载质量 1550kg；rr=289mm；Te max=140Nm；i0=4.59；=0.9 ；;max0.48根据公式（3-1）可得：igI =3.67max0max1545 9.8 0.289 0.48140 4.529 0.9remgriT本设计取五档传动比 ig=1。中间档的传动比理论上按公比为：(3-3）的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据（3-3）可得出：q =1.4011。故有：62. 2gi河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文273IAmaxAKT87. 1gi34. 1givi 96. 0gvi 3.1.2中心距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。三轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： (3-4) 式中 K A-中心距系数。对轿车，K A =8.99.3；对货车，K A =8.69.6；对多档主变速器，K A =9.511；TI max -变速器处于一档时的输出扭矩：TI max=Te max igI =462.42Nm140 3.67 0.9331max9.3462.42 .72mmAAKTN m故可得出初始中心距A=72mm1。 3.1.3轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)A河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文28当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。本次设计采用 5+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3.4 72mm=244.8mm，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 3.1.4齿轮参数（1）齿轮模数第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn mm （3-6）3max0.47nemT其中=140Nm，可得出mn=2.44。maxeT同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取 23.5mm。本设计取 2.5mm。（2）齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 2-1 选取。项目车型齿形压力角 螺旋角轿车高齿并修形的齿形14.5，15，1616.52545一般货车GB1356-78 规定的标准齿形202030河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文29表 3-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取 20,啮合套或同步器取 30o；斜齿轮螺旋角取 30。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，第二轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴的斜齿轮左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度 b 的大小直接影响着齿轮的承载能力，b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸7。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：斜齿 b = kc mn, kc为齿宽系数，取为 6.08.5 b= kc mn=7.2 2.5=18b 为齿宽(mm)。采用接合套或同步器换档时，其接合套的工作宽度初选时可取为 24mm。第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命1。3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速重型车同上低档、倒档齿轮 22.5，25小螺旋角河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文3010912ZZZZigImAZ2器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 3.2.1确定一档齿轮的齿数一档传动比 （3-7） 为了确定 Z9和 Z10的齿数，先求其齿数和:Z （3-8） 其中 A =72mm、m =2.44；故有。 60Z当轿车两轴式的变速器时，此处取，则可得出9 . 35 . 3gIi949Z 1。1013Z上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数Z后，从式（3-8）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反Z过来计算中心距A=75，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 3.2.2确定其他档位的齿数二档传动比 （3-9）10897gZZiZZ 而 ，故有：72. 2gi河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文31nmAZcos2 （3-10）872.72ZZ对于斜齿轮， 故有： 5287 ZZ可得出：871538ZZ、按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 ；四档齿轮 651936ZZ、；五档齿轮 。432330ZZ、212626ZZ、一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取 3.67。倒档传动齿轮的齿数与一档主动齿轮相当，取gri/11。21Z倒挡3.3齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。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的和为零。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想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文321717Z用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮 10 的齿数 Z1017，因此一档齿轮需要变位。变位系数 （3-11） 式中 Z为要变位的齿轮齿数。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文33 4变速器齿轮的强度计算与材料的选择4.1 变速器齿轮的几何尺寸计算 汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比恒定不变等传动的基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分离性及刀齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。中线 如图 4-1 基圆齿形基本要素名称代号标准齿短齿增大齿形角齿形角202025齿顶高系数f1.00.81.0径向间隙系数c0.25 0.35mm0.30mm0.2mm河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文34 表 4-1 渐开线圆柱齿轮的基准齿形（1）直齿圆柱齿轮计算 （见表 4-2）档直齿圆柱齿轮计算：mm2.5m ， 1013949 表 4-2 直齿圆柱齿轮尺寸计算齿根圆角半径r0.38 0.25mm0.46mm0.35mm计 算 公 式计算项目非 变 位 齿 轮（mm） 分度圆直径mm101031dmz99119.56dmz齿顶圆直径mm*1010(2)(132 1) 2.536.5adZhm *99(2)(492 1) 2.5124.5adZhm 齿根圆直径mm *1010(22)(132 12 0.25)2.526.25fadZhCm *99(22)(492 1 2 0.25) 2.5116.25fadZhC m 基圆直径 mm10100cos31 cos2029.84bdd990cos119.56 cos20112.35bdd河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文36名称公式二挡三挡四档五档倒挡螺旋角30303030303030303030基圆螺旋角btantancosbt282828282828282828法面模数/mnmm2.52.52.52.52.52.52.52.52.52.5法面压力角n020n202020202020202020端面模数/mmtmcosnm2.92.92.92.92.92.92.92.92.9法面齿距/mmnpnm7.857.857.857.857.857.857.857.857.85河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文37端面齿距/mmtptm9.119.119.119.119.119.119.119.119.11分度圆直径/mmdtm Z42108501006585757559齿顶圆直径/mmad2adh47113551057090808064齿根圆直径/mmfd2fdh35.75101.7543.7593.7558.7578.7568.7568.552.75齿顶高/mmah*nanm h2.52.52.52.52.52.52.52.52.5齿根高/mmfh*nannmhc3.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.125河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文38（2）斜齿圆柱齿轮计算表 4-3 斜齿圆柱齿轮计算4.2 齿轮的强度计算与校核 1.齿轮弯曲应力计算w（1）档直齿圆柱齿轮：mm2.5m 10135949,2.04 10EMPa mm，mm101031dmz99119dmz (4-1） max0.5,1400.570jejN mm : （4-3101027024.5 10mm31jtFd:2） （4-33101010 99 104.5 104.78 10mmcoscoscos20 cos0tFF:3） 端面压力角ttantancostn230230230230230230230230230基圆直径/mmbdcostd3810046926078696955河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文39 （4-39927021.18 10mm119jtFd:4） （4-33999 109 101.18 101.26 10mmcoscoscos20 cos0tFF:5） （4-6）10tfwF K Kbty1.651.10.9mmfKKb-应力集中系数，可近似取-摩檫力影响系数，主动轮取，从动齿轮取齿宽（），取16t -端面齿距（m m ），my -齿形系数，取0. 21 （4-7）310104.78 101.65 0.9651.4MPa16 7.85 0.21tfwF K Kbty （4-8） 3991.26 101.65 1.1533.01MPa16 7.85 0.21tfwF K Kbty当计算载荷取到作用到变速器第一轴时的最大扭矩时，一挡直齿轮maxeT的弯曲应力在 400850MPa（2）斜齿轮弯曲应力 （4-9） 1wFKbtyK式中为重合度影响系数，取 2.0，=1.50KK二档齿轮圆周力： （4-826678.5NjtTFd河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文4010）齿轮 8 的当量齿数823.7,0.153cosnZZ可查表得：y （4-186678.5 1.5260.65MPa16 7.85 0.153 2wFKbtyK11）同理得：279.36MPa7w依据计算二挡齿轮的方法可以得到其他档位的弯曲应力，其计算结果如下：三挡：56276.4MPa266.2MPaww四挡： 34211.54MPa197.1MPaww五挡： 12218.8MPa216.98MPaww当计算载荷取作用到第一轴的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180MPa350MPa,以上校核在其范围内，强度要求符合1。 2. 轮齿接触应力j （4-12）110.418jzbFEb（1）直齿圆柱齿轮：m=2.5mm河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文41510913,49,2.04 10 MPaZZE10931mm,119mmddmax,0.50.5 14070N mjejTTT:3101024.5 10 N mmjtTFd: （4-33101009 109 104.5 104.789 10 MPacoscoscos20tFF13）0010101000999sin20sin205.32sin20sin2020.352drdr （4-1010935110.4184.789 102.04 10110.4181976.25MPa165.320.35jFEb14）39921.17 10 N mmjtTFd:3399009 109 101.17 101.24 10 N mmcoscoscos20cos0tFF: （4-910935110.4181.24 102.04 10110.418662.66MPa165.320.35jFEb河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文4215）渗碳齿轮的许用应力在 19002000 或 650700 之间，应力符合: （4-16）110.418jzbFEb（2）斜齿圆柱齿轮：m=2.5mm58715,38,2.04 10 MPaZZE8742mm,108mmddmax,0.50.5 14070N mjejTTT:38823.3 10 N mjtTFd: （4-17） 338808 78 73.3 103.51 10 MPacoscoscos20tFF0088800777sin20sin207.142sin20sin2018.362drdr （4-810935110.4183.51 102.04 10110.4181376.57MPa187.1518.36jFEb18）37721.29 10 N mmjtTFd: 3377007 87 81.29 101.37 10 N mmcoscoscos20cos0tFF:河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文43（4-19） （4-710935110.4181.37 102.04 10110.4181300.33MPa187.1518.36jFEb20）同理得：61373.3MPaj51321.8MPaj41356.48MPaj31337.09MPaj21349.5MPaj11349.5MPaj渗碳齿轮的许用应力在 13001400 之间，强度符合要求8。 （3）变速器齿轮的材料及热处理 现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表面的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。 国产汽车变速器齿轮常用材料是 20CrMnTi(过去的钢号 18 CrMnTi)，也采用 20Mn2TiB,20MnVB,20MnVoB 的，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为了消除内应力，还要进行回火8。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文44变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下： 渗碳层深度 0.81.2mm3.5nm 渗碳层深度 0.91.3mm3.55nm 渗碳层深度 1.01.6mm5nm 5 变速器的轴与轴承5.1 变速器轴的结构尺寸 变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。 轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器轴的最大直径 d 与支承间的距离可按下列关系式初选： 对第一轴及中间轴：0.16 0.18dl 对第二轴： 0.18 0.21dl三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径 d 可根据中心距 A（mm）按下式初选：河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文45 mm0.45 0.600.45 0.607533.7545d A :第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩按下式初选：maxme: 33max4 4.64.5 14024mmed 初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正1。5.2 轴的校核在进行轴的刚度和强度验算时，欲求三轴式变速器第一轴的支承反力，必须先求出第二轴的支承反力如图（5-1） 。计算用的齿轮啮合的圆周力 Ft、径向力 Fr及轴向力 Fa可按下式求出：齿轮 1、22121493.7713imax 121122 140 3.778.87119etiFdmax 12112tan2 140 3.77 tan203.66cos119 cos28enrniFd （5-1）max 1212112tan2 140 3.77 tan284.72119eaiFd 如图 5-1 213140.535.7522ddr河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文46 （5-2）34.72 35.75 168.74.2 10mmc : （5-3）38.87 35.75317.1 10mms : （5-4）3121max475.02 10mmjgei: （5-5） 222222333232 168.74317.1475.0224392.77csjwWdPa,强度符合5。 400Pa变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更重要。对齿轮影响工作最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角，前者使齿轮中心距发生变化，并破坏了齿轮的正确啮合。轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。分别计算出轴在水平面内和垂直面内的挠度后，用下列公式计算总挠度。22fff总水平垂直 变速器轴的刚度最小。按发动机最大转矩计算时，第二轴齿轮处轴截面的总挠度不得大于 0.13mm。对于低档齿轮处轴截面的总挠度，f总由于低档工作时间较短，又接近轴的支承点，因此允许不得大于0.15mm。齿轮所在的平面转角不应超过；两轴的分离不得0.0012rad超过 0.2mm。 斜齿轮对轴和支承的变形较直齿轮敏感。变速器刚度试验证明，中心距的变化及齿轮的倾斜，不仅取决于轴的变形，而且取决于支承和壳河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文47体的变形。 计算中间轴时，通常只计算与第二轴上齿轮相啮合的齿轮处的轴截面的挠度。常啮合齿轮副处的挠度不必计算，因为距离支承点较近，负荷较小，挠度值不大5。5.3 轴承的校核 ， ，根据对机8.87tFk3.66rFk4.72aFk6000 /minnr器的使用经验推荐的预期计算寿命值，可供参考使用查得。20000L hh47201.33660arFF根据角接触球轴承的最大 e 值，arFeF得出载荷系数，1.21.8pf 0.41,0.87y初步计算当量动载荷 P： （5-6）1.80.41 3660 0.87 47208892.6prapfFyF求出轴承应有的基本额定动载荷值3 （5-8）3666060 6000 20008892.679.7k1010nL hcp按照轴承样本和设计资料（GB/T292-1994）66.5kc 此轴承的基本额定静载荷79.7kc 在深沟球轴承表中介于 0.060.13 之间，Y 值为 1.61.447200.0679700aFc河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文48之间。用线性插值法求得：0.56,1.597y1.80.56 3660 1.579 472017104prapfFyF3666060 4000 20001710415.329k1010nL hcp按照轴承样本和设计资料（GB/T292-1994）16.2ck此轴承的基本额定静载荷，6007 轴承系列15.329kNc （5-9）3661010153290199720006060 600017104cLhhhnp寿命符合要求5。 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文49 6 变速器同步器的设计 同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮寿命，提高汽车的加速性能并节油，故轿车变速器除倒档、货车 1 档，倒档外，其它档位多装用。要求其转矩容量较大，性能稳定、耐用。6.1 同步器的结构类型 惯性同步器能确保同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又分为惯性锁止器和惯性增力式。用得最广的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽结构有别，但工作原理无异，都有摩擦原件、锁止原件和弹性原件。挂挡时，在轴向力作用下摩擦原件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步；锁止原件用于阻止同步前强行挂挡；弹性原件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。本设计采用锁环式同步器又称锁止式、齿环式或滑块式，其工作可靠、耐用，因摩擦半面受限，转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛用于轿车及轻型客、货车。6.2 锁环式同步器的工作原理河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文50在分析与计算中考虑到常温条件下润滑油阻力对齿轮转速的影响可以忽略不计，并假设在同步过程中车速保持不变，这一假设在道路阻力系数 0.l5 同步器时间 t1s 时是符合实际的。由于变速器输出端的转速在换挡瞬时保持不变，而输入端靠摩擦作用达到与输出端同步。如 图 6-1（a） 、 （b）同步器的计算模型(同步器的计算模型(同步器的计算模型 图 6-1 同步器计算模型河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文51现建立输入端惯性质量的运动方程： （6-1）rfdwJTdt将上式积分得 rrcf TJwwT t由上式可得同步时间： （6-111rrcrTeffgkgkJwwJtwTTii2）将上式中的以摩擦面所受的轴向力代替，则有fTaF （6-3）1sin1130erTagkgkn JtF fRii同步器摩擦锥面的滑磨功为 （6-4）0tffrctLTwwd将其代入上式，并将其中的值用式代入，得Tt64 （6-5）22111302erfgkgknJLii同步器的滑磨功与其摩擦面积之比fA （6-/ffqLA6）称为同步器的比滑磨功。对高档同步器 q 值应不大于;20.2/J m河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文52而对低档同步器则应不大于。为了阻止同步前挂挡，20.3 0.5/J m则要求摩擦力矩大于脱锁力矩,若忽略锁止面的摩擦系数，以锁fTTT环式同步器为列，如图（b）所示： （6-7sinafF fRTtanTtaTFRFR:）根据，则可建立同步器的锁止条件：fTTT （6-8）tansinfRR6.3 惯性锁止式同步器的主要结构参数（1）摩擦锥面的半锥角 和摩擦系数 f 愈小则摩擦力矩 Tf愈大，故为增大同步器容量值应取小一些，但为了避免摩擦面的自锁应使 大于摩擦角 ，后者与摩擦系数有关，即 tan=f。推荐， 的上限允许到 12。当 =6取时摩擦力矩较大，但当锥面粗糙度、润滑油种类及温度等因素的不同而异。一般，在油中工作的青铜-钢同步器摩擦副，可按 f=0.1 计算。通常，在内锥面上制有破坏油膜的细牙螺纹槽，以提高摩擦系数 f 的值。螺纹槽的齿顶宽要窄一些以利刮油，可取 0.1mm 左右或更小些，齿顶越尖则接触面上的压强和磨损就越大。螺距可取 0.60.75mm,螺纹角一般取 50 60。再者，齿顶所在的锥表面的加工精度及粗糙度要求高，不允许有切削刀痕，最后进行研磨。轴向泄油槽一般为 6 个，槽宽约 3mm，槽深要刚好达到螺纹槽深。（2）摩擦锥面的平均半径 R 和同步锥环的径向厚度 W R 和 W 都受到变速器齿轮中心距及有关零部件的尺寸和布置上的河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文53限制。当结构布置允许时，R 和 W 应尽量取大些。（3）摩擦锥面的工作面宽 b 同步锥环的工作面宽 b，受到变速器总长的尺寸限制，也要为散热和耐磨损提供足够大的摩擦面积。可根据摩擦表面的许用压力P来确定： ， （6-9）sinafF fRT 11.5Pap 对于锁环式同步器 0.25 0.4bR100,0.1,8aFf （6-10 22sin0.25 0.4221.5afF fRTbRfp RfR:）得 14mmR 6mmb （4）锁止角由公式(6-9)得出，通常在范围内。26 40，得出tansinfRR0.1 14tan26sin8R21Rmm（5）同步时间 tF与轴向推力 FatF和 Fa是一对相互影响的可变参数。应按以最短时间达到同步状态来考虑轴向力 Fa大小。而为使换挡轻便 Fa值又不能过大，一般在100350N 范围内，轿车或轻型客、货车取下限，重型车取上限。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文54轿车传动比123453.672.621.871.341iiiii，6000 / minenr122.62gkii，1ts1sin11130erTagkgkn JtsF fRii得出13.35rJ 轿车变速器高档时 0.150.30s,挂低档时 0.50.8s。（6）同步器摩擦副的材料同步锥环多用铜基合金制造，轿车同步锥环较薄，亦用锻、精锻或冷挤压工艺加工；货车的同步锥环较厚，亦可采用压铸工艺。选用材料时既要考虑其摩擦系数又要考虑其耐磨性以及强度、加工性能等。铝青铜（含铝 8.5%11.0%）多用于压铸的同步锥环，亦可铸造，其强度高、耐磨性好、摩擦系数较大而锥面自锁倾向较小。锰青铜（含锰3%）锻造的同步锥环较多，其强度高、加工性好。硅锰青铜（含硅0.6%1.5%，锰 2%4%）的性能与锰青铜类似，这种合金结构中的硅化锰使之具有极好的耐磨性。锻造同步锥环也常采用铅黄铜、黄铜的耐磨性常常优于青铜。近年来出现了高强度、高耐磨性的钢-钼配合的摩擦副，即在钢或球墨铸铁同步锥环的锥面上喷镀厚约 0.60.8mm 的钼，其摩擦系数亦在钢-铜合金摩擦副的摩擦系数范围内，特别使用于大型汽车的同步器。与同步锥环组成摩擦副的锥表面多与被同步的传动齿轮及河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文55其结合齿做成一体，由低碳合金钢制造，渗碳淬火后表面硬度约为HRC60.其表面应光洁，粗糙度要求达到1。25um 7仿真与分析研究参数汽车的动力性是指汽车在良好的路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的，所能够达到平均行驶速度，汽车是一种高效率的运输工具，运输效率之高低在很大程度上取决于汽车的动力性。所以，动力性是汽车各种性能中最基本的，最重要的性能。从获得尽可能高的平均速度的观点出发，汽车的动力性主要由三方面指标来评定的即：1.汽车的最高车速2.汽车的加速时间3.汽车能爬上 的最大坡度 最高车速是指，在水平良好的路面上汽车能达到的最高行驶速度。 汽车的加速时间 表示汽车的加速能力，包括原地起步加速时间和超车加速时间。原地起步加速时间是指汽车由一档或者二档起步，并以最大的加速强度（包括选择恰当的换挡时机）逐步由某一较低车速全力加速至某一高速的时间。超车加速时间是指用最高档或者次高档某一速度全力加速至某一较高速所需的时间。因为汽车超车是与被超车车辆并河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文56行，容易发生安全事故，所以超车加速能力强，并行行驶的时间就短，行程也短，行驶就安全。一半常用 0400M 的秒数来表名汽车原步起步能力，对超车加速能力还没有一致的规定，采用较多的 0100KM/H所需的时间来表名加速能力。 汽车爬坡能力 是用满载或者一部分负载的汽车在良好路面上的最大爬上坡度表示的。显然，这个爬坡度是一档的最大爬坡度。 【一档的牵引力是最大的。因为经过变速箱和减速器的减速作用，所谓减速增矩】。越野车的最大爬坡度大概都是 60%，也就是角度制的 31 度左右。以上的三个方面应该都是在无风，或者微风的条件下测定的。 研究汽车的动力性换挡规律，就是为了在汽车换挡的时候，能满足最佳动力性的要求，它有下面两种情况，即动力性单参数和双参数换挡 单参数换挡规律本文所研究的车型为某轿车，所有的变速器六挡变速器，其各个挡位的传动比为：主减速器的传动比为 4.59一到六挡的传动比分别为 3.67，2.62，1.87，1.34，0.96，0.72 单参数换挡规律的控制参数为车速，为了得到车速与挡位的关系，也即单参数换挡规律，需要依次完成如下 的工作1, 由所给的发动机实验数据，得到全负荷状态下发动机功率如下图11 所示河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文57 图 71 发动机功率图分析图 1 可知，发动机车速在 50006000 转每分范围时，此时发动机的功率最近最大值，并且变化趋势不大，这说明发动机在转速范围内，发动机发出的功能够满足汽车动力性的要求，据此可以做出汽车在换挡过程中，车速与发动机转速的关系曲线，当如下图 12 所示河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文58 图 72 所示车速与发动机转速曲线驾驶员用 1 挡起步，随着发动机转速的提高，汽车的行驶速度也随之增加。当发动机转速达到 N2 时，驾驶员开始换挡，若设换挡过程中车速没有降低，则换上 2 挡时，发动机转速就降到 N1，离合器才能平顺无冲击地接合。同理可见，若每次发动机都是提高转速到换挡，只要发动机都降到 N1，离合器就能无冲击地接合。就是说，换挡过程中，发动机总是在转速范围内工作，这样驾驶员在起步加速时操作就方便了。3， 由图 2 可知，汽车最佳动力性的换挡范围是 50006000 转每分，再将发动机的转速转化为汽车的车速，用公式：表 71 汽车动力性单参数换挡规律数据挡位升挡车速降挡车速1504228067312310241731435230191汽车双参数换挡规律由上面知识可以知道，控制参数为车速，由于是动力性换挡，因河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文59此要求汽车具有良好的动力性，所以在大油门的情况下采用双参数动力性换挡规律。大油门是 指油门开席大于 80% 的工况。此时驾驶员希望获得较好的动力性，换挡点取在发动机发出最大功率处。为了保证汽车的动力性，发动机就工作在高功处，换挡点的转速就在最大功率处之后，考虑发动机的转速过高，会使发动机的摩擦阻力增加，运转噪音大，故换挡点一般选在最大功率对应的转速，然后由（1）公式可知在不同油门开度下的车速。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文60图73不同油门开度下的车速7.1带AMT控制策略的仿真模型图7-4带AMT的轿车模型仿真模型组件构成车轮模块组件（Vehicles） ，离合器组件(Clutches)，变速箱组件(Gear Box)，发动机组件(Engines)，电气模块组件(Electrical)，控制组件(Controls)，制动器组件(Brakes)，特殊组件(Special model)，车轮组件(Wheel)河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文61上述模型的变速箱组件(Gear Box)里面有变速箱(6 speed Gear Box)：发动机的转矩通过变速箱输出，考虑了变速箱的速比，转动惯量的影响及惯性损失Final drive:主减速器传动比差速器(Differential)：考虑齿轮的传动比及转动惯量，将一个输入转矩分为两个转矩或者将两个输入转矩合并一个输出转矩。可以设置差速器锁发动机组件(Engines)发动机(Engine)：通过特性曲线和脉普图对内燃机进行建模。脉普图可以在相互独立的模式采用不同的格式输入。模型中还包含了一个温度模型用来分析冷起动过程中的燃油经济性分析。控制组件(Controls)包括变速器控制(Gear Box C)：变速器控制根据发动机转速或车速来确定换挡。它也作为变速器控制程序和变速箱之间的联接部件。变速器控制程序(Gear Box P)：变速器控制程序根据给定的曲线来确定换挡。给定的曲线设定为负荷信号和车速的函数。ASC（防滑控制）：该部件控制每一个轮胎的附着系数的利用率。如果附着系数的利用率超过可以传递的最大值，负荷率或离合器位移将发生一定变化。制动器组件(Brakes)包括制动器(Brake)：制动器由制动器的尺寸及参数确定。通过采用制动效能因数的方法，可以对盘式制动器和鼓式制动器进行建模。上面模型的制动器包括前右，前左，后右，后左制动器。缓速器(Retarder)：设置为手动操纵部件，如果采用与接口也可以实现缓速器的自动操纵控制。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文62特殊模块组件(Special M)驾驶室(Cockpit)：驾驶室联接车辆与驾驶员。驾驶室用来确定哪些信息与数据可以被驾驶员调用以及驾驶员的输出对车辆的影响。监视器(Monitor)：最多可以实现对不同部件的 100 个不同通道的监测。可以在模型计算过程中以文本形式显示不同部件的输出值。MS Export 接口：可以把计算结果直接输出到 MS Excel 中，可以定义不同部件的 100 个输出通道。车轮(Wheel)组件车轮(Wheel)：车轮和轮胎联接车辆和道路。该部件允许考虑滚动状态下的众多影响参数及其作用。上面模型包括左前轮，右前轮，左后轮，右后轮。离合器组件包括(Clutches)离合器(Clutch)：离合器部件用来模拟手动变速器汽车中采用的赶干式离合器。由驾驶员通过离合器踏板来控制。轴（Shaft）：传动系的轴联接刚性轴或带间隙，无间隙的弹性轴来模拟。AMT：自动离合器代表不受驾驶员控制的离合器。基于离心式离合器模型，需要定义模型输入输出之间的转矩特性和传递特性。7.2 不带 AMT 控制策略仿真的模型河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文63 图 7-5 不带 AMT 控制策略的轿车模型对比：从以上对比可以看出带 AMT 车辆模型比不带 AMT 车辆模型多三个部件，变速器控制(Gear Box C) 变速器控制程序(Gear Box P ) AMT：自动离合器代。两个车辆在其它参数不变的情况下，通过软件模拟他们的仿真计算结果，分析去比较 AMT 动力经济性的换挡规律。通过前面的换挡规律的计算，汽在车模型的建立以及模型中参数和控制规律的不断调整，在 CRUISE 软件中运行得到了仿真结果。下面就对不加控制策略，某轿车的动力性进行分析，并与以及加入动力性控制策略某轿车进行动力性分析和对比 。7.3 不加控制策略的结果仿真 7.3.1 爬坡性能动力性的分析本数据是在爬坡性能测试运行后得到的仿真结果。其仿真结果的数据如下所示以及如下所示。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文64表 7-2 爬坡度与车速的关系由上面仿真结果可知，轿车模型的最大爬坡度一挡时的爬坡度为 50%。作为轿车，因为其运行环境复杂，这个坡度完全可以满足此汽车的动力性要求，这个结果与汽车试验结果偏差不大，这说明所建模型中关于爬坡度的仿真计算即符合试验结果，又满足动力性的要求。挡位最大速度 km/h速度 km/h1504522775316904812056150河南理工大学万方科技学院本科毕业论文河南理工大学万方科技学院本科毕业论文65 7.3.2 最高车速动力性的分析 本数据是在恒速驱动任务运行后得到的仿真结果，其仿真结果如下所示数据。 表 7-3 CONSTANT DRIVE STANDARD由上面的仿真结果可以看出，汽车的最高车速是在最高挡（五档） ，其车速为 2
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