（机械工程专业论文）148kw斯太尔牵引车（51）×2挡变速器研究.pdf

长春理工大学硕士学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的硕士学位论文，大屏幕显示及驱动的 研究是本人在指导教师的指导下，独立进行研究工作所取得的 成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个 人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要 贡献的个人和集体，均己在文中以明确方式标明。本人完全意识 到本声明的法律结果由本人承担。 作者签名：簿基 盟年月坐日 长春理工大学学位论文版权使用授权书 本学位论文作者及指导教师完全了解“长春理工大学硕士、 博士学位论文版权使用规定”，同意长春理工大学保留并向国家有 关部门或机构送交学位论文的复印件和电子版，允许论文被查阅 和借阅。本人授权长春理工大学可以将本学位论文的全部或部分 内容编入有关数据库进行检索，也可采用影印、缩印或扫描等复 制手段保存和汇编学位论文。 作者签名：赶重攻年么月丛日 指导导师签名：月丝日 摘要 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在 原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，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 器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或是停车时使发动机的动 力停止下能够驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶 的能力。需要时，变速器还要有动力输出功能。因此在设计过程中 时，既要满足轮廓尺寸和重量要求，又要保证工作的可靠性，还要 考虑到必要的动力性和经济性及拆装容易，维修方便等使用要求。 本文主要是根据指定的部分技术指标来进行变速器结构中一些齿 轮、轴、轴承等结构设计和计算选取和可靠性计算。 关键词：变速器结构设计计算 a b s t r a c t ag e a r - c a s ei sa p p l i e dt oc h a n g et h et o r q u ea n ds p e e dt r a n s m i t t e d f r o mt h ee n g i n et od r i v e w h e e l s a tt h i s 。t h ev e h i c l ew i l lg a i nv a r i o u s s p e e da n dt r a c t i o nu n d e rd i f f e r e n tr u n n i n gc o n d i t i o n ss u c ha ss t a r t i n g , c l i m b i n g ，t u r n i n g ，a c c e l e r a t i n g ，e t c a tt h es a m et i m e ，t h ee n g i n ec a l lb e o p e r a t i n gu n d e rt h eb e s ts t a t e t h eg e a r - c a s ei ss e tan e u t r a lg e a r , s ot h e p o w e r - t r a n s m i s s i o nn d me n g i n em a yb es t o pme n g i n es t a r t i n g , s l i d i n g m o t i o na n ds t o p p i n gt ot h ev e h i c l e 硒eg e a r - e a s ei sa l s os e ta v 黜 g e a rs o 邪t og a mb a c k 。r u n n i n gp e r t o r m a n c e i ft h e r el sn e c e s s a r y , t h e g e a r - c a s ec a l la l s oo u t p u tp o w e r f o rt h e s e 既l s o n s t h i sd e s i g nm u s tb e i na c c o r d i n gw i t ht h ee o n d i t i n n so fo u t l i n ed i m e n s i o n sa n dw e i g h to r g u a r a n t e e i n gw o r k i n gr e l i a b i l i t y , 勰w e l l a s n e c e s s a r yp o w e r p e r f o r m a n c e ， e c o n o m i c v a l u e ，t h e u s a b l e r e q u i r e m e n t s f o r d i s a s s e m b l e a s s e m b l e m a i n t e n a n c e t h e p u r p o s eo ft h i sp a p e r i s a p p l y i n gf o rc o l l e c t i o no f s o m eg e a r sa n db e a r s ，c a l c u l a t i o no f r e l i a b i l i t y a n dc h e c ko f p a r t ss t r e n g t h8 c c o r d i n gt ot h ea s s i g n e dt e c h n i c a li n d e x t h e k e y w o r d ：g e a r - c a s e c a l c u l a t i o no f r e l i a b i l i t yc o m p u c e 2 第一章变速器概述 1 1 决定变速器的主要技术指标 决定变速器的主要技术指标如下： 一、驱动形式。 二、主要尺寸参数：( 1 ) 轴距 ( 2 ) 前轴轮距 ( 3 ) 后桥轮距 ( 4 ) 最小离地间隙 三、质量参数 g ) ：( 1 ) 整车自重量 ( 2 ) 允许载重量 ( 3 ) 最大拖挂总重量 ( 4 ) 满载总重量： 四、发动机：( 1 ) 型号 ( 2 ) 型式 ( 3 ) 缸径行程 ( 4 ) 总排量 ( 5 ) 压缩比 ( 6 ) 最大功率 ( 7 ) 最大扭矩 五、离合器：( 1 ) 型式 ( 2 ) 直径 1 2 变速器分类 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。 1 2 1 按传动比变化方式来分： 4 ( 1 ) 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，又可以分为轴 线固定式变速器( 即普通变速器) 和轴线旋转式变速器( 即行星齿轮 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。通常所说的变速器档数就是指汽车的前进档位数。 ( 2 ) 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。 ( 3 ) 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。 1 2 2 按操纵方式来分： ( 1 ) 强制操纵式变速器：是依靠驾驶员直接操纵变速杆换档。 ( 2 ) 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。 ( 3 ) 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 变速器功能及基本设计要求 机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变 速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也 就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让 传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。 1 3 1 变速器主要具体功能如下： ( 1 ) 由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩 能在很大范围内变化。例如在高速路上车速应能达到l o o k m h ，而 在市区内，车速常在5 0 k m h 左右。空车在平直的公路上行驶时， 行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机 的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况 需要。通过变速器在较大范围内来改变汽车行驶速度的大小和汽车 驱动轮上扭矩的大小。 ( 2 ) 实现倒车行驶汽车发动机曲轴一般都是只能向一个方向 转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设 置的倒档装置来实现汽车倒车行驶。 ( 3 ) 实现空档 当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如可以保证驾驶 员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。 1 3 2 变速器设计基本要求 对变速器提出如下的设计要求： ( 1 ) 保证汽车有必要的动力性和经济性。 ( 2 ) 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的动力传输。 ( 3 ) 设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 ( 4 ) 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 ( 5 ) 换挡迅速、省力、方便。 ( 6 ) 工作可靠。汽车行驶过程中，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。 ( 9 ) 自身重量要尽量小 ( 1 0 ) 拆装容易、维修方便 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸小、制造成本低等要求。 1 4 变速器的基本结构及优缺点 1 4 1 汽车变速器的一般结构 简单式变速器的基本结构：由壳体、操纵部分和传动部分组成。 6 1 4 1 1 壳体 壳体是基础件，用以安装和支承变速器全部零件及存放润滑 油：其上有安装轴承的经过精确镗削加工后的安装孔。由于变速器 要承受变载荷，所以壳体必须要有足够的刚度，内壁要有加强结构， 形状复杂，多为铸件( 材料为灰铸铁，常用h t 2 0 0 ) 。 为便于安装，操纵部分和传动部分经常被做成剖分式，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。 1 4 1 2 操纵部分 变速器的操纵机构是用来保证驾驶员根据外部环境改变速度 时能随时拨动齿轮进行换档，或使之从工作档退到空档。其主要部 分位于变速器盖内，包括换档机构，锁定机构，互锁机构。操纵机 构如图1 1 所示。 图1 1 变速器操纵机构 1 变速杆弹簧2 变速杆导板3 弹簧4 - 变速壳5 拨叉 6 - 启动齿轮7 轴穴8 拨又轴9 变速杆壳l o 一球形关节11 - 变速杆 7 ( 1 ) 换档机构 1 ) 功用：用来改变滑动齿轮的位置，使其与相应的齿轮啮合或 脱开啮合，以得到所需排档或空档。拨动滑动齿轮时省力。 2 ) 结构：汽车上大都采用球支座式换档机构，包括变速杆、压 紧( 或支承) 弹簧、滑杆( 拨叉轴) 、拨叉等。变速杆用球头铰链安装在 变速杆座上( 通过弹簧和碗盖吊装，弹簧力的方向可以是向上的，也 可以是向下的) ，可前、后、左、右摆动。当用弯杆时，应用止动销 防止杆绕垂直轴线自行转动，但不应妨碍摆动。变速杆下端置于滑 杆前端凹槽内，扳动上端时，下端可拨动滑杆，滑杆上用螺钉固定 着拨叉，拨叉卡在滑动齿轮的拨叉环槽中。这样，拨动变速杆就可 通过拨叉使滑动齿轮移动。而变速杆在不同档位的位置由锁定机构 和互锁机构确定。 ( 2 ) 锁定机构 拨叉轴一般有三个位置：居中为空档，向前向后各挂一个档。为了 保证变速器内各滑动齿轮处于正确的工作位置或空档位置，工作时 挂档齿轮全齿长啮合，空档时完全脱离啮合，并且在振动等原因 下，保证不会因轻微轴向力自动挂档、脱档，应将滑杆轴向定位。 定位形式通常有两种型式，如图1 2 所示。 图1 2 变速器自锁装置立体示意图 8 a )” a ) 弹簧钢球式”弹簧定位销式 1 弹簧2 定位销3 滑杆4 钢球 图1 2 变速器自锁装置 1 ) 弹簧定位销式：它在滑杆上沿轴向开有三个v 形槽，与具 有锥顶的锁销相嵌合。它锁定可靠，但结构复杂。锥销顶角。越大， 锥销愈易顶起，a 远远大于摩擦角，一般2 a = 9 0 。1 2 0 。，压销弹簧 的弹力f = 7 0 。1 6 0 n 。 2 ) 弹簧钢球式：它在滑杆上沿轴向开有三个半球形槽，钢球在 弹簧压力下嵌于某一半球槽中，从而起定位作用，锁定了拨叉轴的 位置。此锁定形式磨损少、轻便，但磨损后锁定效果下降，为此r 球大于r 坑，以防止磨损后不可靠。 换档时变速杆上的轴向操纵力足够时，克服弹簧压力，将销( 或 球) 顶起( 压下) ，拨叉轴才能移动，直至嵌入相邻的凹坑为止。 ( 3 ) 互锁机构 如图1 3 所示，防止同时挂上两个档而使运动发生干涉、乱档， 使发动机熄火或损坏零件，为此在移动某拨叉轴时，自动锁止其它 所有拨叉轴。互锁机构多采用互锁销式。 当中间换档拨叉轴移动挂档时，另外两个拨叉轴被钢球琐住。 防止同时挂上两个档而使变速器卡死或损坏，起到了互锁作用。 9 图1 3 变速器互锁装置 1 4 1 3 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4 5 钢) 。只有齿轮与轴制成一体或轴载荷十分 严重时才会选择用合金钢。由于花键联接对中性好，挤压应力小， 并且能可靠传递动力等特点，因此轴与齿轮的联结多为采用花键联 接这种形式。轴的花键部分和放轴承处由于要被经常磨损，要求要 有足够的强度，所以这部分表面通常要经过淬火处理。轴多用滚动 轴承支承，这样具有润滑简单，效率高、径向间隙小，轴向定位可 靠。润滑方式多用飞溅( u 2 5 m s ，只要粘度适宜可甩到壁上) 。 1 4 1 4 变速器倒挡锁装置 ( 1 ) 互锁销式：如图1 4 所示。两根拨叉轴间有一杆状豆形互锁销( 两 端半球头) ，每个拨叉轴侧面开有锁槽。空档位置时，两个锁槽相对： 1 0 互锁销长度等于两拨叉轴槽底间距离减去一根拨叉轴槽深，使换档 时两根滑杆不能同时离开中立位置，而只允许一根滑杆移动。 图1 4 互锁销式互锁机构 ( 2 ) 钢球互锁销式：用两个钢球代替互锁销。 ( 3 ) 弹簧空心互锁销式：此空心互锁销长2 a = c + b ，如图1 5 所示。 图1 5 弹簧空心互锁销 ( 4 ) 操纵机构 1 ) 一般前置发动机后轮驱动汽车的变速器距离驾驶员座位较 近，如图1 - 4 6 所示，换档杆等外操纵机构多集中安装在变速器箱 盖上，结构简单、操纵容易并且准确。 1 变速器壳体2 变速连动杆3 变速杆 图1 6 前置发动机后轮驱动汽车变速器的外操纵机构 2 ) 在发动机后置或前轮驱动的汽车上，通常汽车变速器距离 驾驶员座位较远，变速杆和变速器之间通常需要用连杆机构联接， 进行远距离操纵。如图1 7 ，图1 8 ，图1 9 所示。 1 变速杆2 - 纵向拉线3 横向拉线 图1 7 变速器远距离外操纵机构 1 2 图1 8 变速器远距离操纵机构示意图 图1 9 轿车远距离变速器操纵机构示意图 1 4 1 5 同步器 由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换档位时合 存在一个”同步”问题。两个旋转速度不一样齿轮强行啮合必然会发 生冲击碰撞，损坏齿轮。因此，旧式变速器的换档要采用”两脚离 合“的方式，升档在空档位置停留片刻，减档要在空档位置加油门， 以减少齿轮的转速差。但这个操作比较复杂，难以掌握精确。因此 设计师创造出”同步器”，通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的 转速而顺利啮合。 同步器有常压式，惯性式和自行增力式等种类。这里仅介绍目 前广泛采用的惯性式同步器。惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同 步的，在上面设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈在达到 同步之前不可能接触，从而避免了齿间冲击。它主要由接合套、同 步锁环等组成，特点是依靠摩擦作用实现同步。接合套、同步锁环 和待接合齿轮的齿圈上均有倒角( 锁止角) ，同步锁环的内锥面与 待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作 了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又 会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。当同步锁环内 锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转 速迅速降低( 或升高) 到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿 轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在 作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一 步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。 惯性同步器按结构又分为锁环式和锁销式两种。其工作原理可 以北京b j 2 1 2 型汽车三档变速器中的二、三档同步器为例说明。 图1 1 0 北京b j 2 1 2 型汽车三档变速器中的二、三档同步器 1 4 如图1 1 0 所示，花键毅7 与第二轴用花键连接，并用垫片和卡 环作轴向定位。在花键毂两端与齿轮1 和4 之间，各有一个青铜制 成的锁环( 也称同步环) 9 和5 。锁环上有短花键齿圈，花键齿的 断面轮廓尺寸与齿轮1 ，4 及花键毅7 上的外花键齿均相同。在两 个锁环上，花键齿对着接合套8 的一端都有倒角( 称锁止角) ，且 与接合套齿端的倒角相同。锁环具有与齿轮l 和4 上的摩擦面锥度 相同的内锥面，内锥面上制出细牙的螺旋槽，以便两锥面接触后破 坏油膜，增加锥面间的摩擦。三个滑块2 分别嵌合在花键毂的三个 轴向槽1 1 内，并可沿槽轴向滑动。在两个弹簧圈6 的作用下，滑 块压向接合套，使滑块中部的凸起部分正好嵌在接合套中部的凹槽 1 0 中，起到空档定位作用。滑块2 的两端伸入锁环9 和5 的三个缺 口1 2 中。只有当滑块位于缺口1 2 的中央时，接合套与锁环的齿方 可能接合。 1 5 组合式变速器的结构特点及优缺点 1 5 1 组合式变速器的结构特点 1 ) 简单式变速器：效率高、构造简单，使用方便等优点，但档 数少，在牵引力恒定的情况下速度变化范围小，只宜在档数不多的 某些车上采用。 2 ) 若增加速度变化范围，直接增加则使变速器尺寸加大，轴跨 度也相应增大，则机械零件的强度，刚度和整体结构上需要做非常 大的改动，经过实验证明几乎没有可行性。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。 1 5 2 组合式变速器的优缺点 ( 1 ) 组合式变速器的优点 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q 大：若主变速器传动比变化率d z u = 3 ， 副变速器l l f u = 4 则【净1 2 ；若使简单式变速器1 1 = 1 2 ，结构往往很难 合理。 ( 2 ) 组合式变速器的缺点 1 ) 档组间传动比有对应关系，不易使每档的2 ，( 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1 1 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。 1 6 第二章变速器传动机构布置方案 2 1 传动机构布置方案分析 r 根据前i 进挡数_ 1 l 固定 轴式 三挡变速器 四挡变速器 五挡变速器 多挡变速器 固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮 驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车 上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 2 1 1 固定轴式变速器 ( 1 ) 两轴式变速器 两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位 传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡 速比不可能不会设计得很大。 图2 1 为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。 其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案 的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。图2 1 f 中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；图2 1 d 所示方案的 变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。 1 7 轴 轴 定 转 固 旋 广j。，0 轴式据形根的 一一一一 翱捶鞋 霸陆锢 图2 1 两轴式变速器传动方案 ( 2 ) 中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的客车上。变速器 第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上。第一轴上的花键用来装 设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。如图2 2 所示。 一目一岔一因“ 1 )m 图2 2 中间轴式四挡变速器传动方案 1 8 圃一一圈一 图2 3 中间轴式五挡交速器传动方案 一西岔一圈 图2 4 中间轴式六挡变速器传动方案 图2 2 、图2 3 、图2 4 分别示出了几种中间轴式四、五、六挡 变速器传动方案。各传动方案的共同特点是：变速器的第一轴后端 与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支 承在第一轴后端的孔内且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套 将他们连接后可得到直接挡。使用直接挡，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，可达到9 0 以上，噪声低、齿轮和轴承 的磨损减少。因为直接挡得利用率要高于其他挡位，因而提高了变 速器的使用寿命：在其他前进挡位工作时，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，一挡仍 然有较大的传动比；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；多数传动方案中 1 9 除一挡外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，还 有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。 再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效 率略有降低，这是它的缺点。 在挡数相同的条件下，各中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对 数、轴的支承方式、换挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上 有差别。 如图2 2 中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别为：图 2 2 a ，2 2 b 所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡。 第二轴为三点支承，前端支承在第一轴的末端孔内，周的中部和后 端分别支承在变速器壳体和附加壳体上。图2 2 a 所示传动方案又能 达到提高中间轴和第二轴刚度的目的：图2 2 c 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。第 二轴为两点支承。 图2 3 所示为中问轴式五挡变速器传动方案示例。图2 1 3 a 所 示方案中，除一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡位常啮合 传动齿轮传动。图2 3 b 、2 3 c 、2 3 d 所示方案的各前进挡，均采用 常啮合齿轮传动。图2 3 d 所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变 速器后不的副箱体内，这样的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挡的条件下，很容易 形成一个只有四个前进挡的变速器。图2 3 a 所示方案中的一挡、倒 挡和图2 4 b 所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均为 常啮合齿轮。以上各方案中，凡采用常啮合齿轮传动 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， 有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定时挡位 高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。 发动机前置后轮驱动的乘用车采用中间轴式变速器，为缩短传 动轴的长度，将第二轴加长，置于附加壳体内，如图2 2 a 、2 2 b 所 示。如果在附加壳体内布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减小变 速器主体部分的外形尺寸及提高中间轴和输出轴的刚度，如图2 2 a 所示。 变速器用如图2 3 c 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2 t 3 c 所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状 态，同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间 挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。 与前进挡比较，倒挡使用率并不高，而且都是在停车状态下实 现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒 挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中加入 一个中间传动齿轮的方案，如图2 1 a 、2 1 b 、2 1 e 和图2 2 a 、2 2 b 所示：也有利用两个联体齿轮方案的，如图2 2 c 和图2 3 a 、2 3 b 所 示。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿是在最不利的正、 负交替对称变化的弯曲应力状态下工作：而后者在较为有利的单向 循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。也有少数变 速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒挡， 如图2 1 f 所示。 2 2 倒挡布置方案 婪 - 1q 羚摄r - t 主q 拎羚挣 图2 5 倒挡布置方案 如图2 5 常见的倒挡布置方案。图2 5 b 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 挡时要求有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2 5 c 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2 5 d 所示方 案针对前者的缺点作了修改，因而取代了图2 5 c 所示方案。图2 5 e 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2 5 f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，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 5 9 所示方案：其缺点是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。 2 l 变速器的一挡或倒挡因传动比大，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挠度和转角，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增加。为此，无论是 两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠 近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从抵挡到高挡的 顺序布置各挡齿轮，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， 如图2 2 b 、图2 3 b 、图2 4 a 等所示，然后再布置倒挡。此时在倒挡 工作时，轮齿磨损与噪声在短时间内略有增加，而在一挡工作时轮 齿的磨损与噪声有所减少。图2 1 c 将倒挡齿轮布置在附加壳内，并 紧靠轴的支承处，而一挡布置在南速器壳体右侧紧靠支承处，这个 方案能很好地解决两个传动比大的挡位都布置在靠近支承的地方 这一问题。 2 3 零、部件结构方案分析 2 3 1 齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种，如图2 6 三轴五挡变速器传动简图所示： 直齿圆柱齿轮运转时平稳性稍差，工作噪声较高，但是比较容 易制造，而且倒挡时汽车一般要处于速度为零的状态，因此直齿圆 柱齿轮仅用于低挡和倒挡。 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、 工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对 轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样 会使常啮合齿轮齿数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。 一般用于高速挡。 1 输入轴2 轴承3 接合齿围4 同步环 5 输出轴6 中间轴7 接合套8 中间轴常啮合齿轮 图2 6 三轴五挡变速器传动简图 2 3 2 换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡等三种 形式。 ( 1 ) 直齿滑动齿轮换挡 汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以用 轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随高噪 声。这不仅使齿轮端部的磨损加剧造成过早损坏，同时高噪声会造 成驾驶员精神紧张，从而容易产生安全隐患；而换挡产生的噪声又 会使乘坐的舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术( 如两脚离 合器) 才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点。但换挡瞬间驾 驶员注意力要被分散，又会影响行驶安全。除此之外，采用直齿滑 动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此尽管这种换挡方式 结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部 分的惯性力矩，但除一挡，倒挡外己很少使用。 ( 2 ) 啮合套换挡 当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可 以采用移动啮合套换挡。这时，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使 变速器旋转部分的总惯性力矩增大。但是由于换挡行程短，同时因 承受换挡冲击载荷的接合齿齿数增多，而轮齿又不参与换挡，所以 它们都不会过早损坏。但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有 熟练的操作技术。因此，目前这种换挡方法也只在某些要求不高的 挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较 小，则换挡机构连接件之间的角速度差也较小，因此采用啮合套换 挡，并且与同步器换挡比较还有结构简单、制造容易、能够降低制 造成本及减小变速器长度等优点。 ( 3 ) 同步器换挡 使用同步器换挡时，由于换挡行程短因而能够迅速此项动作、 而且没有冲击、实现无噪声换挡，而与驾驶员操作技术的熟练程度 无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上 述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向 尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。 利用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程 短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵 方便，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步 器或啮合套换挡，就容易实现这一点。 2 3 3 自动脱挡 自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器 轴的刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问 题，除了在制造这些结构零件的工艺上采取措施以外，目前在结构 上采取措施且行之有效的方案有以下几种： ( 1 ) 将两接合齿的啮合位置错开。这样在啮合时，使接合齿 端部超过被接合齿约1 - 3 i l l m 。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨 损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。 ( 2 ) 将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄( 切下o 3 0 6 r a m ) ， 这样，换挡后啮合套的后面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动 脱挡。 ( 3 ) 将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角( 一 股倾斜2 。一3 0 ) ，使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力。这种方 案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状， 也具有相同的阻止自动脱挡的效果。 2 3 4 变速器轴承 作旋转运动的变速器轴支承在壳体或其他部位的地方以及齿 轮与轴不做固定连接处应安置轴承。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。至于何处应 当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同 而不同。 汽车变速器有结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承 结构限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一 轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若 空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴 向力和径向力。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够 大的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力。作用在第 一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体， 此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承，由于变速器向轻量化方向发展 的需要，要求减小变速器中心距，这就影响到轴承外径的尺寸。为 了保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向力的无保持架的 圆柱滚子轴承。中间轴上齿轮工作时产生轴向力，原则上由前或后 轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难时，必须 由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而 后端采用外圈有挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。 圆柱滚子轴承因有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受 高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向间隙及轴向窜动等优点，故在 一些变速器上得到应用，圆锥滚子轴承也有装配后需要调整预紧， 使装配麻烦且磨损后轴易歪斜，从而影响齿轮正确啮合等一些缺 点。当采用锥轴承时，要注意轴承的预紧，以免壳体受热膨胀后轴 承出现间隙而使中间轴歪斜，导致齿轮不能正确啮合而损坏。因此， 锥轴承不适合用在线胀系数较大的铝合金壳体上。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承， 按直径一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承，轴承的直径根据变 速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 6 - 2 0 m m 滚针轴承、滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求 两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、 径向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑 动轴套的径向配合间隙大、易磨损、间隙增大后影响齿轮的定位和 运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易、成本低。 第三章1 4 8 k w 牵引车变速器主要参数选择和计算 3 1 已经指定的技术指标 1 4 8 k w 牵引车指定参数如下： 车型：9 9 1 2 0 0 0 4 6 4 2 驱动形式：4 2 主要尺寸( m m ) ：( 1 ) 长宽x 高：8 2 8 8 2 4 5 8 2 9 5 2 ( 2 ) 轴距：4 6 0 0 ( 3 ) 前轴轮距：1 9 5 8 ( 4 ) 后桥轮距：1 8 0 0 ( 5 ) 最小离地间隙：2 9 8 质量参数( k 曲：( 1 ) 整车自重量：6 1 9 0 ( 2 ) 允许载重量：9 8 1 0 发动机： 离合器： 主减速器： 转向器； 制动装置； ( 3 ) 最大拖挂总重量：3 3 5 0 0 ( 4 ) 满载总重量：1 8 0 0 0 ( 1 ) 型号：w d 6 1 5 0 0 ( 2 ) 型式：直列，四冲程，水冷，直喷式柴油机 ( 3 ) 缸径x 行程( r a m ) ：1 2 6 x 1 3 0 ( 4 ) 总排量( l ) ：9 7 2 6 ( 5 ) 压缩比：1 6 ：1 ( 6 ) 最大功率k w r m i n ：1 4 8 ( 7 ) 最大扭矩n m r m i n ：6 1 8 ( 1 ) 型式：单片，干式 ( 2 ) 直径( r a m ) ：3 8 0 ( 1 ) 型式：螺旋伞齿轮 ( 2 ) 减速比：6 7 2 ( 1 ) 型式：伸缩式转向轴，整体式梯形结构，z f 矩形循环球蜗杆螺母，齿条，齿扇整体式动 力转向器 ( 2 ) 传动比：2 0 2 ：l ( 1 ) 型式：简单非平衡鼓式凸轮制动器，制动器有 效总面积4 4 2 6 c m 2 ，双管路膜片气室充气制动 ( 2 ) 前轮摩擦片厚度( m m ) ：1 6 2 ( 3 ) 后轮摩擦片厚度( m m ) ：1 8 5 ( 4 ) 前轮制动鼓直径( m m ) ；4 2 0 ( 5 ) 后轮制动鼓直径( m m ) ：4 2 0 ( 6 ) 停车制动器：弹簧储能断气制动 车架：型式：等宽梯形铆接横梁 悬挂系统：( 1 ) 前悬架：半椭圆形多片弹簧 ( 2 ) 后悬架：半椭圆形多片弹簧 车轮：( 1 ) 轮胎类别及规格：有内胎，子午线轮胎， 前8 l o 后6 8 x 1 0 ，1 1 0 0 r 2 0 ( 1 1 0 0 2 0 ) 电气系统： 性能参数： 3 2 挡数 ( 2 ) 轮辋规格：8 n 2 0 ( 1 ) 线路电压( v ) ：2 4 ( 2 ) 蓄电池型号：少维护型 ( 3 ) 发电机型号：k - 2 8 v 2 7 a 2 3 ( 4 ) 起动机型号；k b 2 4 75 , 4 k w ( 1 ) 最高车速( h n h ) ：9 1 4 ( 2 ) 最大爬坡度( ) ：4 4 3 ( 3 ) 最小转弯直径( m ) ：1 5 5 ( 4 ) 制动距离( 3 0 k m h ) ( 5 ) 百公里油耗( l ) ：电2 0 变速器的挡数可在3 2 0 个挡位范围内变化。通常变速器的挡数 在6 挡以下，当挡数超过6 挡以后，可在6 挡以下的主变速器基础 上，在进行配置副变速器，通过两者的相互作用就可以按照要求获 得多个挡位。 目前乘用车一般用4 5 个挡位的变速器；商用车变速器采用4 5 个挡或多挡。载重量在2 0 3 5 t 的货车采用五挡变速器。载重量在 4 0 8 0 t 的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总重量大些的货 车和越野车上。本次对1 4 8 k w 牵引车变速器的研究就是采用采用 多挡变速器这种原理和结构形式。 3 3 变速器的传动路线 变速器的传动路线是电动机的输出轴与变速器的输入轴连接 在一起，然后通过输入轴上的齿轮与中间轴上齿轮啮合带动中间轴 进行转动，再通过中间轴上的另一个齿轮与变速器输出轴上的一个 齿轮啮合带动输出轴转动来传输动力。 3 4 传动比范围 变速器传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比 的比值。最高挡通常是指直接挡，传动比为1 0 ；有的变速器最高 挡是超速挡，传动比为0 7 0 8 。影响最低挡传动比选取得因素有： 发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱 动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求 达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3 0 - 4 5 之间，总质量轻些的商用车在5 0 8 0 之间，其他商用车更大。 3 5 变速器传动机构的计算 3 5 1 设计部分 3 5 1 1 中心距的选取 中心距对变速器的尺寸及质量有直接的影响，而且对齿轮的接 触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触强度越大，齿轮的寿命越 短。因此最小允许中心距应由保证轮齿有必要的接触强度来确定。 此外，由于一档小齿轮的齿数不能太少，中心距过小时往往不易满 足一档传动比的要求。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承 的可能和不影响壳体的强度考虑，要求中心距大一些。而中心距过 大将使变速器的质量和尺寸增加很多，很显然这也不是很理想。 初选中心距a 时，可根据已有的经验公式初选： a = k 。f r g 式中，a 为变速器中心距( 啪) ： k 。为中心距系数，货车：k j = 8 6 9 6 ，多档变速器；k = 9 5 1 1 ， 本次取k 。- - 9 5 t 。为发动机最大转矩； i 为变速器档传动比； ，7 。为变速器传动效率，取9 6 。 f 2 堡垡竺鱼墅竺 l 目i “l d 锄 式中，g 为作用在汽车上的重力( n ) ，g = r a g = 1 8 0 0 0 x 9 8 = 1 7 6 4 0 0 ； ，为滚动阻力系数= o 0 1 2 7 1 8 4 。为最大爬坡度，口。= a r c t a n 0 4 4 3 = 2 3 9 0 ； ，为车轮半径( m ) ，计算= o 5 3 3 4 m 毛一为发动机输出最大转矩( n m ) ，t 二。- - 6 1 8 n m ； f o 为主减速器传动比，i d = 6 7 2 ； 珊为传动系的机械效率，货车、客车：r r = o 8 2 - 0 8 5 ，本次 取协= o 8 5 。 将数值代入公式，兰垡竺娑叠塑兰坚蔓，计算得，2 1 1 ，取 甜m “0 ，r ，= 1 l 。 将髟= 9 5 ，。= 6 1 8 ，i = 1 1 ，= 9 6 代入公式 删【i t 。f ，7 。 计算得a = 1 7 7 5 ，取a = 1 8 0 。 根据已有的经验公式初选并计算得a = 1 7 7 5 ，取一= 1 8 0 。 3 5 12 变速器的轴向尺寸 变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型 式等都有直接关系，设计中根据中心距a 的尺寸参照下列经验关系 六档货车变速器壳体轴向尺寸：( 3 2 3 5 ) a ，初选算得壳体轴向尺寸 为6 7 8 m m 。 3 5 2 传动零件的设计 3 5 2 1 齿轮参数选择 ( 1 ) 齿轮模数 齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度决定。 当增大尺宽而减小模数时将降低变速器的噪声，增大模数并减小尺 宽和中心距将减小变速器的质量。 对于本次所研究的车而言，减小质量更应被重视，所以采用 了较大的模数。另外，从工艺和标准化与通用化的角度考虑，斜齿 轮模数一挡取6 ，二挡、三挡取5 ，四挡取4 ，而直齿轮采用6 。 ( 2 ) 压力角o t 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角增 大时，使齿根圆齿厚及节圆处断开线曲率半径都加大，从而提高了 齿轮的抗弯强度和表面接触强度，但不根切的齿数将减少，重合度 减小，噪声增大。本次同以往基本相同，采用标准压力角o r = 2 0 。 ( 3 ) 螺旋角 螺旋角太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力 过大。增大螺旋角时，会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳， 噪声降低，齿轮的强度相应提高，但当p 3 0 。时，虽接触强度会继 续提高，而弯曲强度会骤然下降。因此从提高低档齿轮的弯曲强度 角度考虑，口不宜过大，初选f l = 2 0 0 ，中间轴上的全部齿轮一律采 用右旋，而一、二轴上的斜齿轮取左旋