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防爆无轨胶轮车地盘传动系统设计毕业论文 2无轨胶轮车总体设计方案2.1总体结构方案本次设计参照太原煤科院设计的WqC2J型煤矿胶轮车，在平头单排载货汽车的基础上，通过安装防爆柴油机、防爆离合器、防爆湿式制动器、防爆电气等系统，并对车架、驾驶室、车厢进行了改造和加强，改装成防爆车辆，适用于有瓦斯和煤尘爆炸危险的煤矿井下使用。整车结构为整体车身、防爆柴油机、防爆电机、防爆蓄电池、防爆机械传动、42后双轮驱动、钢板弹簧悬挂、带差速器驱动桥、边梁式车架、前后轮湿式制动、可拆卸式驾驶室、平头后开式车厢。整车在发动机、离合器、制动器、电气系统等方面采取符合规程中有关防爆规定的防爆措施。防爆柴油机主机选用国外主机并配套研制新型防爆、净化、冷却、启动等装置；选用后备功率大的防爆柴油机，能满足长距大坡度运行工况的要求，提高车辆的爬坡性能；工作制动采用湿式制动方式，满足防爆要求和制动性能要求；为提高使用可靠性,其发动机和气动系统中的关键部件选用进口件。图2-1 防爆无轨脚轮车2.2主要技术参数 表2-1整车技术参数驱动方式42后双轮驱动型式平头后开门货厢式驾驶操纵正向操纵额定载质量（kg）3000整车装备质量（kg）3800外形尺寸（）（长宽高）485020002180最小离地间隙（）200轮胎型号8.2516 表2-2防爆柴油机主要技术参数类型四缸直列水冷式额定功率/转速60kw/2200r/min最大扭矩/转速300Nm/1500-1600/min2.3柴油机的防爆处理该车选用四缸直列式水冷柴油机，采用闭式水冷却循环系统和气压启动方式，安装空气压缩机、风冷型散热器、气控熄火装置及附属装置。进排气系统是柴油机防爆装置的主要部分。进气由防爆栅栏和气控阻风门装置组成。排气系统由排气防爆栅栏、水冷却排气管及废气处理箱组成，排气管采用水冷却方式，对排气管、废气处理箱及其防爆栅栏进行了特殊设计制造，使尾气净化，排气温度下降到70以下，以满足防爆要求。3离合器设计3.1概述3.1.1离合器定义离合器是汽车传动系中直接与发动机相连接的总成，其主要功用是切断和实现对传动系的动力传递，以保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击;在工作中受到大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。3.1.2离合器的分类汽车离合器有摩擦式、液力式和电磁式等三种类型摩擦离合器主要由主动部分(发动机飞轮、离合器盖和压盘等)、从动部分(从动盘)、压紧机构(压紧弹簧)和操纵机构(分离叉、分离轴承、离合器踏板及传动部件等)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，操纵机构是使离合器主、从动部分分离的装置。3.1.3离合器工作原理在机械式传动系统中，离合器是作为一个独立的部件而存在。它实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构(见图3-1)其基本功用有三： 第一，在汽车起步时，通过离合器主动部分（和发动机曲轴相联)和从动部分(与变速器第一轴相接)之间的滑磨、转速的逐渐接近，使旋转着的发动机和原为静止的传动系平稳地联接起来，以保证汽车平稳起步； 第二，当变速器换档时，通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力传递，以减轻换档时轮齿间的冲击，便于换档；图3-1离合器工作原理 a)离合器处于接合状态； b)离合器处子分离状态1一飞轮；2一离合器从动盘；3一离合器踏板；4一压紧弹鳖；5一离合器轴；6一从动盘毅；7一曲轴 第三，当传给离合器的扭矩超过其所能传递的最大力矩(即离合器的最大摩擦力矩)时，其主、从动部分将产生相对滑磨。这样，离合器就起着保护传动系防上其过载的作用。例如：当汽车作紧急制动而又没有分离离合器时，由于离合器的滑磨可避免发动机因突然减速而引起巨天的惯性力矩。 由上述工作原理可以看出，摩原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。 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：分离彻底；接合柔和。其次，离合器从动部分的转动惯量要尽可能小。前己提及，离合器的功用之一是当变速器换挡时中断动力传递，以减小齿轮间冲击。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，当换挡时，虽然由于分离了离合器，使发动机与变速器之间的联系脱开，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。离合器接合越柔和，产生的热量越大。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离合器设计要求为了保证离合器具有良好的工作性能，对汽车离合器设计提出如下基本要求：1)在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备；2)接合时要平顺柔和，以保证汽车起步时没有抖动和冲击；3)分离时要迅速、彻底；4)离合器从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损。5)应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证一工作温度不致过高，延长其使用寿命。6)应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小嗓声的能力。7)操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳。8)作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能。9)应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长。10)结构应简单、紧凑、质量小、制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。3.1.5结构方案分析（1）从动盘数的选择：单片离合器单片离合器：对乘用车和最大质量小于6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器的结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。（2）压紧弹簧和布置形式的选择：拉式膜片弹簧离合器膜片弹簧是一种由弹簧钢制成的具有特殊结构的碟形弹簧，主要由碟簧部分和分离指部分组成。 a.膜片弹簧离合器与其他形式的离合器相比，有如下优点：1) 具有较理想的非线性弹性特性。2) 兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用。3) 高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。4) 以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。5) 通风散热良好，使用寿命长。6) 膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。b. 与推式相比，拉式膜片弹簧离合器具有许多优点：取消了中间支承各零件，并不用支承环或只用一个支承环，使其结构更简单、紧凑，零件数目更少，质量更小等。（3）膜片弹簧的支撑形式图3-2为拉式膜片弹簧的支承形式单支承环形式，将膜片弹簧大端支承在离合器盖中的支承环上。 图3-2 拉式膜片弹簧离合器支撑形式3.2离合器主要参数的选择3.2.1后备系数后备系数是离合器设计中的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应考虑摩擦片在使用中的磨损后离合器仍能可靠地传递发动机最大转矩、防止离合器滑磨时间过长、防止传动系过载以及操纵轻便等因素。轿车和微型、轻型货车 1.201.75，中型和重型货车 1.502.25，越野车、带拖挂的重型车或牵引车 1.80一4.0， 本次设计取 = 1.5。3.2.2摩擦因数f、摩擦面数Z和离合器间隙t摩擦片的摩擦因数f取决于摩擦片所用的材料及其工作温度、单位压力和滑磨速度等因素。摩擦因数f的取值范围见下表。表3-1 摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩 擦 材 料摩擦因数石棉基材料模压0.200.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.250.35铁基0.350.50金属陶瓷材料0.701.50本次设计取f = 0.30 。摩擦面数Z为离合器从动盘数的两倍，决定于离合器所需传递转矩的大小及其结构尺寸。本次设计取单片离合器 Z = 2 。离合器间隙t是指离合器处于正常结合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全结合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙。该间隙t一般为34mm 。本次设计取t =3 .5mm 。3.2.3单位压力p0单位压力p 决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。p 取值范围见表3-2。表3-2 摩擦片单位压力p的取值范围摩擦片材料单位压力p/Mpa石棉基材料模压0.150.25编织0.250.35粉末冶金材料铜基0.350.50铁基金属陶瓷材料0.701.50p选择：0.10 MPa p0 1.50 MPa ，本次设计取 p = 0.28MPa 。3.2.4摩擦片外径D、内径d和厚度b摩擦片外径是离合器的重要参数，它对离合器的轮廓尺寸、质量和使用寿命有决定性的影响。D = (3-1)其中为直径系数，轿车=14.5；微型、轻型货车：单片=16.018.5，双片=13.515；重型货车=22.524.0。本设计取17.5。D=17.5=303mm取 D =325mm当摩擦片外径D确定后，摩擦片内径d可根据d/D在0.530.70之间来确定。 表3-3离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D（mm）内径d（mm）厚度h（mm）单面面积F（）1601103.20.6870.6761061801253.50.6910.6671322001403.50.7000.6571602251503.50.6670.7032212501553.50.6200.7623022801653.50.5890.796402 3001753.50.5830.8024663251903.50.5850.80054635019540.5570.82767838020540.5400.84372940522040.5430.84090843023040.5350.8471037取 d = 190 mm摩擦片厚度b主要有3.2 mm、3.5 mm、4.0 mm三种。取b = 3.5 mm 。C = = = 0.5853.3离合器的设计与计算3.3.1离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化直接影响离合器的工作性能和结构尺寸。这些参数的确定在前面是采用先初选、后校核的方法。下面采用优化的方法来确定这些参数。1） 摩擦片外径D（mm）的选取应使最大圆周速度v不超过6570m/s，即v =nD10 =220032510 =37.4 m/s 6570m/s (3-2)符合要求。式中，v 为摩擦片最大圆周速度(m/s)；n为发动机最高转速(r/min)。2）摩擦片的内、外径比c应在0.530.70范围内，本次设计取c = 0.69 。3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同的车型的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0 ，本次设计取= 1.50 。4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R约50mm，即 d 2R + 50 mm5)为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即 = （3-3）式中，为单位摩擦面积传递的扭矩(Nm/)；为其允许值(Nm/)，按表 3-4 取值。表 3-4 单位摩擦面积传递扭矩的许用值()离合器规格D/mm210 210250 250325325 0.280.300.350.40 = 0.35 Nm/T = T= 1.5300= 450 N.m = =4.12 Nm/6）为降低离合器滑磨时的热负荷,防止摩擦片损伤,对于不同车型,单位压力p根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，p的最大范围为0.101.50 Mpa。本次设计取p = 0.3 Mpa 。7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w应小于其许用值w。汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：W = () = = 16771.9 J 式中，m 为汽车总质量(kg)；rr 为轮胎滚动半径(m)；i为汽车起步时所用变速器档位的传动比；i为主减速器传动比；n为发动机转速(r/min) 。w = I轴花键外径=24mm由文献4得知花键尺寸所以=33mm，=36mm，rp =40mm5）分离指数目n，切槽宽度1、2及半径re 的确定 分离指数目n常取18，大尺寸膜片弹簧可取24，小尺寸膜片弹簧可取12 。取分离之数目n =18 。= 3.23.5 mm，= 910 mm，re 的取值应满足r re 。本次设计取 = 3.5 mm，= 10 mm ，re r = 115 mm 。6）支承环平均半径e和膜片弹簧与压盘接触半径L e和L的大小将影响膜片弹簧的刚度。一般说，e值应尽量接近r而略大于r，L应接近R而略小于R。e=129 mm，L=157mm3.3.4 膜片弹簧的优化设计膜片弹簧的优化设计就是要确定一组弹簧的基本参数，使其弹性特性满足离合器的使用性能要求，而且弹簧强度也满足设计要求，以达到最佳的综合效果。1)应保证所设计的弹簧工作压紧力与要求压紧力相等，即 2) 为了保证各工作点A，B，C有较合适的位置A点在凸点M左边，B点在拐点H附近，C点在凹点N附近，应正确选择相对于拐点的位置，一般 /= 0.81.0，即 0.8 3) 为厂保证摩擦片磨损后离合器仍能可靠地传递转矩，并考虑到摩擦因数的下降，摩擦片磨损后弹簧工作压紧力、应大于或等于新摩擦片时的压紧力，即 4) 为了满足离合器使用性能的要求，弹簧的H/h 与初始底锥角H/(R-r)应在一定范围内，即 1.5 H/h = 1.7 2.5 9H/(R-r)=10.3 155) 弹簧各部分有关尺寸的比值应符合一定的范围，即1.20 R/r=1.3 1.3570 2R/h=81.25 1003.5R/r0=4.9 5.06) 为了使摩擦片上的压紧力分布比较均匀，拉式膜片弹簧的压盘加载点半径e应位于摩擦片的平均半径与外半径之间，即(D+d)/4 e = 129 D/27) 根据弹簧结构布置要求，R1与R，rf与r0之差应在一定范围内，即 1 R-L = 5.5 7 0 = 4 4 0 = 3 48) 膜片弹簧的分离指起分离杠杆的作用，因此其杠杆比应在一定范围内选取，即 3.5 =4 9.03.3.5 膜片弹簧的强度校核1) 特性 压紧力和膜片弹簧大端变形有如下关系式： （3-4）式中E弹性模数，钢材料取E2.1 N/；波桑比，钢材料取0.3；h弹簧片厚，毫米；H碟黄部分内截锥高，毫米；大端变形，毫米；R碟簧部分外半径（大端半径），毫米；r碟簧部分内半径，毫米；L膜片弹簧与压盘接触半径；e支承环平均半径，毫米。 图3-4 膜片弹簧尺寸符号示意图设： 因此 把有关数值代入上述各式，得 = =令 得：解方程式得：或1上述两个值表示，无因次变形在1和2.06时，无因次载荷达到了极大和极小值。2）确定膜片弹簧的工作点位置取离合器接合时膜片弹簧的大端变形量为0.65H0.656.84.42毫米，根据特性曲线图上可查得膜片弹簧的压紧力： 13860N校核后备系数 =3.57离合器彻底分离时，膜片弹簧大端变形量为 （为）压盘的行程取 故=6.82mm离合器刚开始分离的，压盘的行程1.5mm，此时膜片弹簧大端的变形量为=5.92摩擦片磨损后，其最大磨损量mm故 =3.22mm (3)求离合器彻底分离时，分离轴承作用的载荷：由公式(3-4)取则得代入有关数值 =3740 N4）求分离轴承的行径取时，=mm得 得代入有关数值故=10.1mm（5） 强度校核而膜片弹簧大端最大变形（离合器彻底分离时）=6.82 mm，所以3.4扭转减振器的设计3.4.1扭转减振器的概述扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首段扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。因此，扭转减振器具有如下功能：1）降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率；2）增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振；3）控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振及噪声；4）缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷，改善离合器的接合平顺性。减振器的扭转刚度k 和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩T 是两个主要参数，决定了减振器的减震效果。其设计参数还包括极限转矩T、预紧转矩T和极限转角等。3.4.2扭转减振器主要参数的选择减振器的主要参数是减振器的角刚度和减振器的摩擦力矩等，它们决定了减振器衰减传动系统扭转振动的能力。 (1)减振器的角刚度如前面所述，为了避免系统引起共振，要合理选择减族器的角刚度，使共振现象不发生在发动机工作转速的范围之内。减振器的角刚度决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸，有如下关系：设减振弹簧布置在半径为的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应的变形量L为： 此时所需加在从动片上的扭矩M应为： (Nm)式中， K每个减振弹簧的线刚度(N/mm) n减振弹资个数； 减振弹簧分布半径(m)。 按照角刚度的定义： 所以： (Nm/rad) 在装有减振器时，发动机扭矩必须通过减振弹簧来传递。而减振器传递扭矩的能力会影响到传动系统的动载荷。试验表明，当减振器传递的极限扭矩(即当减振器在消除了限位销与从功盘毂缺口之间的间隙时所能传送的最大扭矩)与由汽车后轮附着条件所决定的最大扭矩相等时，传动系的动载荷将是最小的。若，系统将会造成冲击载荷；若则会增加减振器的角刚度，使传动系动载荷略有增加。故设计上通常取：式中 后桥附着重量，N； 附着系数(0.8)； 车轮滚动半径，米； 主减速器传动比； 变速器一档传动比。 这样，很明显可以看出，在对减振弹簧作一定的结构布置条件下，减振器的角刚度受到必须传递足够大的扭矩要求的制约，而不可能任意降低。而对传动系的振动分析计算表明，为了避开共振，减振器的角刚度又要求很低，达在实际上是做不到的。因此，减振器的最后决定，常常只能是结构所允许的设计结果。在设计时可按下面经验公式初选角刚度： =5850 Nm式中 =1.5=450 Nm式中 系数：1.45适用于载重汽车； 1.55适用于小轿车。此外，摩擦力矩也可直接根据下面的公式初选 011=49.5 Nm (2)预紧力矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。这样，在传递同样大小的极限力矩时，它将降低减振器的角刚度，这显然是有利的。但预紧力矩的值不应大于摩擦力矩，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故一般取： =49.5 Nm3.4.3 减振器的结构设计 在初步选定减振器的主要参数后，即可根据布置上的可能来确定它的具体结构尺寸，并设计减振弹簧以满足其减振性能的要求。 (1)减振弹簧的分布半径的尺寸应尽可能大些，一般取 =(0.600.75)d/2 = 0.70d/2 = 66.5 mm (2) 减振弹簧数目ZZ参照表3-5选取。表3-5 减振弹簧个数的选取摩擦片外径D/mm225250250325325350350Z466881010摩擦片外径D = 325mm ，可选择Z为68，选取Z=8（3） 减振弹簧的总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙(或)被消除时，弹簧传递的扭矩达到最大值。 即 N(4)每个减振弹簧最大工作压力 N (3-5)(5)减振弹簧尺寸的确定弹簧的平均直径：一般由结构布置来决定，通常1115毫米左右，取14mm。弹簧钢丝直径d： mm (3-6)式中，扭转许用应力取为550600 N/，算出后须圆整为标准值，一般34毫米左右。 取4mm。减振弹簧刚度K： N/ (3-7)减振弹簧有效圈数 (3-8) 取 i=4 N=i+1.5=5.53.4.4从动盘总成的设计(1)从动盘毂从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的尺寸由上述可知，有效长度。(2)从动片的设计从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击；2)从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损；3)应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。(3)摩擦片的设计摩擦片应满足以下要求：1)摩擦因数较高且稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小；2)具有足够的机械强度与耐磨性；3)密度要小，以减少从动盘的转动惯量；4)热稳定性要好；5)磨合性要好，不至刮伤飞轮和压盘表面。3.4.5离合器盖总成的设计离合器盖结构设计的要求：1)应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离；2)应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作；3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度；4)为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等；乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。3.4.6 压盘的设计（一）对压盘结构设计的要求:1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可以采用传热系数较大的铝合金压盘。2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为1525 mm 。3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于1520 gcm 。4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170227HBS。（二）压盘的结构设计与选择取温升t=10 ，t = = m = = = 1.942kg 所以h=0.00982m取h=25mm 为铸铁密度，取7800 kg/m，V为压盘估算面积式中，t为压盘温升(),不超过810；c为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg)；m为压盘质量(kg)；为传到压盘的热量所占的比例，对单片离合器压盘取0.5。4变速器设计4.1概述4.1.1变速器功用前已述及，现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转短和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这矛盾，在传动系中设置了变速器。它的功用是：改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。4.1.2变速器分类变速器由变速传动机构和操纵机构组成，根据需要，还可加装动力输出器。按传动比变化方式，变速器时分为有级式、无级式和综合式三种。1)有级式变速器应用最为广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。所用轮系形式不同，有轴线固定式变速器(普通齿轮变速器)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35个前进挡和一个倒挡；在重型货车用的组合式变速器中，则有更多挡位。所谓变速器挡数，均指前进挡位数。2)无级式变速器的传动比在一定的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。电力式的在传动系中也有广泛采用的趋势，其变速传动部件为直流串励电动机。液力式的传动部件是液力变矩器。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，其传动比可在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化，目前应用较多。按操纵方式，变速器又可分为强制操纵式、自动操纵式和半自动操纵式三种。1)强制操纵式变速器靠驾驶员直接操纵变速杆换挡，为大多数汽车所采用。2)自动操纵式变速器的传动比选择(换挡)是自动进行的。驾驶员只需操纵加速踏板，即可控制车速。3)半自动操纵式变速器有两种形式。一种是常见的几个挡位自动操纵，其余挡位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定挡位，在踩下离台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挡。在多轴驱动的汽车上，变速器之后还装有分动器，以便把转矩分别输送给各驱动桥。4.1.3变速器设计要求对变速器提出如下基本要求:1)保证汽车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功轮的传输。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、乱挡以及换挡冲击等现象发生。7)变速器应当有高的工作效率:8)变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。 图4-1 解放CAl040系列轻型载货汽车变速器传动示意图1第一轴 2第一常啮合齿轮 3第一轴齿轮接合齿圈 4四挡同步器锁环 5、12、20接合套 6五档同步器锁环 7五挡齿轮接合齿圈 8第二轴五挡齿轮 9第二轴三挡齿轮 10三挡齿轮接合齿圈 11三挡同步器锁环 13、24、35花键毂 14二挡同步器锁 15二挡齿轮接合齿圈 16第二轴二挡齿轮 17第二轴一挡齿轮 18一挡齿轮接合齿圈 19一挡同步器锁环 21一倒挡齿轮接合齿圈 22第二轴倒挡齿轮 23第二轴 25中间轴倒档齿轮 26中间轴 27倒档轴 28倒档中间齿轮 29中间轴一挡齿轮 30中间轴二挡齿轮 31中间轴三挡齿轮 32中间轴四挡齿轮 33中间轴常啮合传动齿轮 34变速器壳体4.2变速器设计4.2.1 变速器传动机构布置方案的确定 机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。 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、轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。中间轴式和两轴式变速器的应用比较广泛。由于两轴式变速器多用于发动机前置前驱汽车上。而本次设计的汽车为前置后驱汽车，采用中间轴式变速器。中间轴式变速器，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡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挡。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，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是中间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。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挡传动比，这是中间轴式变速器的另一优点。 变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃油经济性及平均车速，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、无声换挡，对于多于5个前进挡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挡。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。后者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，除低挡及倒挡外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。4.2.2 倒挡传动方案的确定 与前进挡比较，倒挡使用率不高，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。为了实现倒挡，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了一个中间传动齿轮的方案。图4-2为常见的倒挡布置方案。图4-2b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。图4-2c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4-2d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图4-2c所示方案。图4-2e所示方案是将中间轴上的一挡，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图4-2f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4-2g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。 图4-2 倒挡布置方案 本设计采用图f所示的传动方案。4.2.3 变速器主要零件结构的方案分析 变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。(1)齿轮型式 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挡和倒挡。本设计除一挡和倒挡外，均采用斜齿轮传动。(2)换挡结构型式 换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡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挡、噪声大等原因，除一挡、倒挡外很少采用。 啮合套换挡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。啮合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的挡位上常被使用。 采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，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。 自动脱挡是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：1) 将啮合套做得长一些（或者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，以阻止自动脱挡。2)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜2030），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力。这种结构方案比较有效，采用较多。 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。同步器的结构如图4-3所示： 图4-3 锁环式同步器 l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-啮合套;5-弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮4.2.4变速器主要参数的选择（一）挡数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的挡位数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。本设计采用4个挡位。根据AQ1064-2008煤矿用防爆柴油机无轨胶轮车安全使用规范中规定：车辆在巷道中行驶的最高速度:运送物料40km/h;运送人员20km/h。初选胶轮车最高速=3