马路清洁车机械传动结构设计毕业论文.doc

马路清洁车机械传动结构设计毕业论文1绪论1.1引言道路清扫车作为环卫设备之一，是一种集路面清扫、垃圾回收和运输为一体的新型高效清扫设备。可广泛立用于干线公路，市政以及机场道面、城市住宅区、公园等道路清扫。路面扫路车不但可以清扫垃圾，而且还可以对道路上的空气介质进行除尘净化，既保证了道路的美观，维护了环境的卫生，维持了路面的良好工作状况，有减少和预防了交通事故的发生以及进一步延长了路面的使用寿命。目前在国内利用路面扫路车进行路面养护已经成为一种潮流。 道路清扫车是配有扫刷等清扫系统的专用环卫车辆，主要用于大中型城市环卫部门进行清扫作业工作。扫路车极大地解放了环卫工人的工作强度，提高了工作效率，减少了扬尘等二次污染。随着中国经济以及公路的发展，公路的养护作业现在化问题已经提上了议事日程。公路取得最佳的经济效益和社会效益，就必须保证交通畅顺、路容美观和路线环境良好。清扫养护作业是公路养护作业中作业量大且频繁的作业之一。在公路上作业的扫路车应具有足够的行驶速度和作业速度，以便在前往作业地点和返回驻地的过程中能符合公路对车辆行驶速度的要求，并在尽可能短的时间内完成养护作业，以尽量减少对交通的妨碍。以小型底盘或为基础发展的各种悬挂式小型清扫车作为一般公路或市政街道清扫的机械，对于提高我国公路养护机械化和环卫机械化程度，是不可缺少的。清扫车要在技术性能和品种规格上形成系列，对我国公路养护机械化具有重要的意义1.2道路清扫车国内的发展情况我国扫路车行业历经数十年的发展，产品从单一的纯扫式发展到目前的多种型式，产品性能和产品质量迅速提高，特别是在改革开放以后，通过进口关键外购件使扫路车产品性能和可靠性大大提高。但目前我国扫路车的水平与国外发达国家相比，还存在一定的差距，特别是在产品的可靠性方面。为尽快提高我国扫路车的水平，缩小与先进国家扫路车水平的差距，满足我国环卫部门对路面清扫作业的要求，扫路车生产企业应选择一个合适的扫路车研究方向。随着社会的发展、进步，不再满足于单纯意义上的吸尘车，将从多功能、环保、经济等方面提出更多的要求，市场呼唤能满足各种需求的吸尘车。就是在上述情况下，由中国建筑二局洛阳建筑工程机械厂与洛阳驰风车业有限公司联合研制的具有自主知识产权全新的多功能全吸式扫路车目前已正式投放市场。这种全新的车型可一次完成地面清扫、马路道牙边清扫、马路道牙清洗及清扫后对地面的洒水等工作，适用于各种气候和不同干燥路面的清扫作业，更适合于广场、公路、住宅小区、停车场、码头、机场、车站、水泥厂、电厂等场所的清洁除尘。1.3清扫车的组成清洁车的结构主要是汽车部分和清洁部分的总成。汽车部分主要包括发动机、离合器、变速器、差速器、车轮、转向器、制动装置。清洁部分主要包括扫盘机构、垃圾储备箱、风机吸嘴机构。1.4道路清扫车的类型一般以行走方式、作业方式或除尘方式来进行分类，通常多以作业方式分类： 1、手推式清扫车和手扶式清扫车 2、自行式清扫车 3、纯扫式清扫车 4、吸扫式清扫车 5、纯吸式清扫车（多功能全吸式扫路车） 6、干式清扫车（吸尘车） 7、湿式清扫车 8、全吸式清扫车 1.5清扫车的收益前景分析 （1）工作效率，同样的作业面积时间上大大缩短； （2）清洁成本，可以肯定的是机械单位面积的清洁成本比人工还要低； （3）清洁效果，机械可以避免清洁剂使用不平均，清洁效果不统一的问题； （4）安全性能，让清洁工人身处安全环境（马路上的车辆太多，自身的安全意识不强） （5）经济回报，以一辆车为例，它停止使用的那天共花费了多少钱，才是它真正的价钱。除了投资成本外，还有运营成本和人力消费成本。 （6）道路清扫车的扫地吸尘系统相当于6-40倍的人工； （7）减少灰尘对环境污染的程度（节约时间和财力，减少人工对产品外表的清洁，对机械设备的清洁保养以及周期性的环境卫生工作等） (8)提高工作效率，同时提高操作者的工作积极性； (9)一个良好整洁的环境不仅提高城市形象，而且更有利于城市文化的建设及市民工作的积极性。（10）能够解决人们生活在满是灰尘的环境中的健康问题； （11）能够解决国家法律或地方法规要求的环境指标； （12）能够解决由于灰尘或垃圾而造成路面过早过度的破损问题； （13）能够解决生产车间的产品被灰尘污染的问题； （14）能够解决生产车间内固定或移动的机器被灰尘污染的问题； 1.6论文研究的内容本论文主要介绍了清扫车的工作原理，着重对发动机的选型、离合器、变速器、差速器等汽车部件进行设计。2汽车草图布置2.1基准线的选择及其画法在绘制总布置草图时，首先要选择绘图的基准线，通常选择车架上平面线，前轮中心线，汽车中心线，地面线，前轮铅垂线作为基准线。2.1.1车架上平线 车架纵梁较长的一段上平面在汽车侧视图和仰视图上的投影线定义为车架上平面线，它是作为标注汽车各垂向尺寸的基准线或零线，而对于具有承载式车身的汽车，则以车身中部底板下表面或中部边梁的下翼面在侧视图或前视图上的投影线作为标注垂向尺寸的基准线或零线。2.1.2前轮中心线 通过左右前轮的中心并垂直于车架上平面线的平面在汽车侧视图和俯视图上的投影线定义为前轮中心线，它是标注汽车各纵向尺寸的基准或零线。2.1.3汽车中心线 汽车纵向垂直对称平面在俯视图和前视图上的投影定义为汽车的中心线，它是标注汽车各侧向尺寸的基准线。2.1.4地面线 地平面在汽车侧视图和前视图上的投影线定义为地面线，它是标注汽车高度，垃圾箱高度，离地间隙，接近角和离去角等尺寸的基准线。2.1.5前轮铅垂线如图2-1所示，通过左右前轮的中心并垂直于地面的平面在侧视图上的投影线定义为前轮铅垂线，它是标注汽车轴距和前悬的基准线。当车架上平面线与地面线平行时，前轮中心线即与前轮铅垂线相重合。清扫车满载静止时的车架上平面线一般设计成与地面相倾斜，且前低后高地倾斜的小角度，以便汽车驱动时车厢能趋于水平。图2-1 总布置图基准线汽车总布置草图多由侧视图开始，而侧试图则由绘制基准线开始。首先画出地面线，然后在该线上找出相距为轴距L的A，B两点，过A，B点做垂直于地面线的垂直线，即得前后轮的铅垂线。沿铅垂线以轮胎的滚动半径，找出前后轮中心，再以，为圆心，以轮胎的自由半径，为半径画出轮胎外圆。为了画出车架上平面线，先要找出车架上平面线与前后轮铅垂线之交点、的离地高度a、b。它们可分别由满载静止的汽车前后轮铅垂线处的各相关零部件的安装尺寸链求得，且a、b尺寸间具有关系式：，连接、两点即绘得车架上平面线。过点作车架上平面线的垂线，即为前轮中心线，它与车架上平面线交于点。2.2车厢及驾驶室的布置总布置应由车厢或驾驶室的内部布置开始，其内部主要是解决司机与座椅，驾驶操纵机构以及车厢或驾驶室之间的空间尺寸布置，人的尺寸是布置的关键因数，驾驶员的身高选在1800mm左右， 为了布置司机座处的空间，首先应确定该处的地板高度，地板倾斜部分的尺寸及发动机机舱后隔板的前后位置，这时还应考虑到地毯内饰件及隔音、隔热材料对相关部分尺寸的影响。司机坐垫在司机重力压缩下后部最低处的最小离地板高度应大于200mm，通常操纵踏板处地板倾斜部分的宽度。座椅调节形式，现代的汽车座椅，必须满足调整便利性和舒适性两大要求。也就是说驾驶者通过调节操纵，可以将座椅调整到最佳的位置上，以获得最好视野，得到易于操纵方向盘、踏板、变速杆等操纵件的便利，还可以获得最舒适和最习惯的乘坐角度。清扫车采用手动调节方式需要驾驶员先通过手柄放松座椅的锁止机构，之后通过改变身体的座姿和位置来带动座椅移动，最后将锁止机构的手柄放松，将座椅固定在所选择的位置上。座椅表面材料指驾驶座座椅所用的材料，清扫车采用织物作为驾驶座座椅。舒适，手感、透气性比较好。2.3垃圾箱布置为防止紧急制动时垃圾箱向前窜动，通常垃圾箱与驾驶室之间应有距3汽车主要参数的选择3.1汽车主要尺寸参数的选择汽车主要尺寸包括：轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、离去角、最小离地间隙等。3.1.1轴距L轴距L的选择要考虑它对整车其他尺寸参数，质量参数和使用性能的影响。轴距短一些，汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。但轴距过短也会带来一系列问题，因此，在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影响。当然在满足所设计汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下将轴距设计得短一些为好。清扫车要求制造成本低，使用经济性好，机动灵活。因此汽车应轻而短，故轴距应取短一些，轴距约为总长的，轴距与总长之比约大，对改善汽车纵向角振动也有利。选取，轴距L=m.3.1.2 前、后轮距B与B汽车轮距B对汽车的总宽，总质量，横向稳定性和机动性都有较大的影响。轮距越大，则悬架的角刚度愈大，汽车的横向空间也愈大。但轮距也不宜过大，否则会使汽车的总宽和质量过大，轮距必须与汽车的总宽相适应。轮距B初选： 或 （3-1）式中：B轮距，mm W总宽，mm L轴距，mm k系数选L=m k=1.12 则 mm3.1.3汽车的前悬和后悬汽车的前悬和后悬尺寸是由总布置最后确定的，前置处要布置发动机、风扇、弹簧前支架、车身前部或驾驶室的前支点、保险杠、转向器等。要有足够的布置空间，其长度与汽车的类型、驱动形式、发动机的布置形式和驾驶室的形式及布置密切相关。汽车后悬长度主要与垃圾箱长度，轴距及轴荷分配有关，后悬也不宜过长，以免使汽车的离去角过小而引起上下坡时刮地，同时转弯也不灵活。清扫车各参数结果如下表3-1 外轮廓尺寸 mm轴距 mm轮距 mm最小离地间隙mm整车整备质量 t总长总宽总高前后2308 14151343140012501250 155 0.54数据参数表3-13.2汽车质量参数的确定3.2.1汽车的装载量清扫车的装载量即驾驶座和垃圾箱整装后的质量，驾驶员按70kg,垃圾箱按100kg计。3.2.2汽车的整备质量汽车的整备质量就是汽车经整备后在完备状态下的自身质量。由于在设计方法，产品材料，制造工艺以及道路状况等方面的不断完善，汽车的整备质量这一设计指标有不断减小的趋势，趋势量为0.15-0.16t，汽车的整备质量取0.54t。3.2.3汽车的总质量汽车的总质量指已装备好，装备齐全并按规定满载的汽车质量， 3.2.4汽车的整备质量利用系数3.2.5汽车的轴荷分配汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通用性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大影响。根据前置发动机前轮驱动的汽车满载时的前轴负荷最好在55%以上，以保证爬坡时有足够的附着力，轴荷分配对前后轮胎的磨损有直接影响，为使其磨损均匀，要求其满载时的前后轴荷分配均为50%。前置发动机前轮驱动轴荷分配如表3-2所示。表3-2前置发动机前轮驱动轴荷分配前置发动机前轮驱动（FF） 空载 满载 前轴 后轴 前轴 后轴3.3汽车主要性能参数的选择3.3.1汽车的动力性参数汽车的动力性参数主要有直接档(变速箱内主、被动齿轮的齿比是1：1的情况下的挡位叫直接挡。此时曲轴和第三轴的转速相同。) 和I档最大动力因数、最高车速、加速时间、汽车的比功率和比转矩等。1直接档最大动力因数的选择主要是根据对汽车加速性与燃料经济性的要求，以及汽车类型，用途和道路条件而异，清扫车的值较小。2. I档的最大动力因数直接影响汽车的最大爬坡能力和通过困难路段的能力及起步并连续换档时的加速能力，在之间。3. 最高车速考虑汽车的类型、用途、道路条件、具备的安全条件和发动机功率的大小，并以汽车行驶的功率平衡为依据来确定清扫车的最高车速。要求清扫车7.5km/t。4汽车的比功率和比转矩两个参数分别表示发动机最大功率和最大转矩与汽车总质量之比。比功率是评价汽车动力性能和加速性能的综合指标。比转矩则反映了汽车的比牵引力或牵引力。清洁车的发动机参数查表3-3。发动机性能参数查表3-4。表3-3 发动机参数表发动机排量I档最大动力因数最高车速比功率（）/（）比转矩（）/（）1.0/L7.5 表3-4 发动机性能参数表发动机排量发动机最大功率/kw 转速/发动机最大转矩 转速平均油耗L/100km0.6 4/2300 20/1500 1.53.3.2汽车的机动性参数汽车的最小转弯半径是汽车机动性主要参数。是指当转向盘转至极限位置时，由转向中心至前外轮接地中心的距离，它反映了汽车通过小曲率半径弯曲道路的能力和在狭窄路面上或场地上掉头能力。其值与汽车的轴距，轮距及转向车轮的最大转角等有关，并根据汽车的类型、用途、道路条件、结构特点及轴距等尺寸选取。/m取。3.3.3汽车操纵稳定性参数1转向特性参数当汽车转弯或受侧向风力作用时，由于轮胎的侧偏，使前、后轴产生相应的侧偏角和。其角度差（-）为正、负、零时使汽车分别获得不足转向、过渡转向和中性转向等特性。为保证良好的操纵稳定性，希望得到不足转向特性。汽车以0.4g的向心加速度作定圆等速行驶时前后轴的侧偏角之差（-）作为评价转向特性的参数以为宜。2车身侧倾角当汽车以0.4g的向心加速度作定圆等速行驶时，车身侧倾角在之内为好，最大不超过。3制动点头角汽车以 0.4g的减速度制动时的车身点头角应不大于，否则影响驾驶员舒适性。4汽车的行驶平顺性参数 汽车的行驶平顺性通常以车身的垂向振动参数来评价。在总体设计时。通常应给出前后悬架的偏频或静挠度，动挠度以及车身振动加速度等参数作为设计要求。（1） 汽车的制动性参数常以制动距离，制动减速度和制动踏板作为汽车制动性能的主要设计指标和评价参数。的制动距离为/m。（2） 汽车的通用性参数如表3-4表3-4 最小离地间隙、接近角、离去角及纵向通过半径最小离地间隙接近角离去角纵向通过半径 4 传动系设计4.1传动系的结构布置传动系的结构布置形式取决于汽车的类型，使用条件及要求，总体结构与其它总成的匹配，发动机的与传动系的结构型式以及生产条件。前置后驱动是传统的布置型式，应用最普遍，为多数汽车所采用。4.2传动系静强度计算的载荷工况汽车在行驶中传动系的载荷是多变的，应选择其中最能表征传动系零件静强度的载荷作为计算载荷。取发动机最大转矩作为传动系的第一种计算载荷： （4-1）式中：传动系轴上的计算转矩传动系在所计算零件之前的总传动比传动系在所计算零件之前的传动效率上式用于半轴之前的传动系零件半轴的计算转矩为 （4-2）式中：差速器的转矩分配系数，圆锥行星齿轮差速器可取按上述计算载荷计算所得的应力值比按传动系峰值载荷计算所得的应力值要小，但比汽车在通常使用中产生的应力值要大。这种计算载荷常用于传动系零件的静强度校核计算和同类车型传动系零件的静强度比较计算，无确切传动效率时。按上述计算转矩求得的零件应力为，屈服极限为，安全系数为 （4-3）式中：标准试件（）的屈服极限 尺寸系数 应力集中系数，4.3传动系零件的疲劳强度计算汽车的大部分零件在运行中承受着随时间而改变的变应力，会产生损伤和疲劳破坏。为表征应力的循环特性，引进所谓“应力循环不对称系数r”，它是循环应力最小值与最大值之比：。应力如图4-1 图 4-1应力图（b）（c）图给出了对称循环应力下的疲劳曲线，应力幅表示在该值下在循环基数之前零件不会破坏；称为对称循环时的疲劳极限，汽车承受非对称循环的交变载荷，和值不能直接作为汽车零件疲劳强度计算的依据，必须转换为非对称时零件的疲劳极限和。 （d）图比较了对数坐标的对称循环（），脉动循环（）和非对称循环（）的疲劳曲线，对称循环下材料试件的应力值与非对称循环下零件应力值之间联系可由极限应力图确定 （4-4）式中：，对于渗碳淬火零件取， （4-5） 当时的疲劳极限 ，分别为考虑零件表面粗糙度和表面强化的系数 有效应力集中系数 考虑零件绝对尺寸的系数应力与试件破坏时载荷循环次数N之间存在如下关系 （4-6）式中：常数 无应力集中光滑试件的疲劳极限 对称载荷循环，对数坐标系中疲劳曲线的角系数或斜率值对于计算零件的非对称载荷循环，疲劳曲线则可表达为 （4-7）式中：已计入零件尺寸、应力集中、表面粗糙度及表面强化处理等影响的零件疲劳极限 常数非对称循环下的指数与对称循环下的存在如下关系； （4-8）5发动机的选型5.1发动机基本型式的选择清扫车的发动机采用直列四缸发动机，其结构简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置。直列四缸发动机冷却方式通常采用风冷，系统简单、维修简便。5.2发动机主要性能指标的选择5.2.1发动机最大功率及其相应转速发动机功率越大则汽车的动力性愈好，但功率过大会使发动机功率利用率降低，燃料经济性下降，动力传动系的质量也要加大，应合理选择发动机功率。可根据所要求的最高车速计算出： （5-1） 式中：发动机最大功率，kw 传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的式汽车取 汽车总质量，kg g 重力加速度， f 滚动阻力系数， 最高车速， 空气阻力系数， A汽车正面投影面积，按式求出的应为发动机在装有全部附件下测定的最大有效功率或净输出功率，它比一般发动机外特性的最大功率值低。汽车汽油机的大多为，根据汽车与发动机的类型，最高车速、最大功率，选用的活塞平均速度、活塞冲程、缸径、缸数、工艺水平等因数来确定 （，单位为）5.2.2发动机最大转矩及其相应转速发动机的最大转矩及其相应转速对汽车的动力因数，加速性能及爬坡性能等动力特性都有直接的影响，而其转矩适应系数，即最大转矩与最大功率下的转矩之比值，标志着汽车行驶阻力增加时发动机沿着外特性曲线自动增加转矩的能力，汽油机值多为，也有低至。发动机最大功率及相应转速确定后，求发动机最大转矩，单位（） （5-2）式中：发动机的转矩适应系数 最大功率时转矩 最大功率kw 最大功率的相应转速，称为转矩适应系数的与之比不宜小于1.4，通常取5.2.3发动机适应性系数转矩适应系数与转速适应系数之乘积，表明发动机适应汽车行驶工况的程度，称为发动机适应性系数 （5-3）越大，发动机的适应性愈好，现代发动机适应性系数值对汽油机。选择的发动机主要参数如表5-1所示表 5-1 选择发动机类型发动机类型直列四缸四冲程发动机排量0.6L缸径排量5075压缩比9.0:1气门配置/气门数顶置/8最大功率 转速4kw 2300r/m最大转矩 转速20Nm 1500r/m6变速器设计6.1变速器的基本结构现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其扭矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系中设置了变速器。它的功用是:(1)改变传动比，扩大驱动轮扭矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作;(2)在发动机旋转方向不变的前提下,使汽车能倒向行驶;(3)利用空档,中断动力传递,以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。有级变速器的应用最广泛，它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所有轮系型式不同，有轴线固定式变速器和轴线旋转式变速器两种。6.1.1变速器结构分析变速器使汽车能以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的稳定转速是难以达到的。变速器的倒档使汽车可以倒退行驶，其空档可以使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机与传动系分离。其主要结构如图6-1所示。1输入齿轮 2.输出轴3.I档从动齿轮 4.同步器 5.II档从动轮 6.退档拨叉 7.退档从动齿轮 8.退档中间齿轮 9.II档主动轮 10.退档主动齿轮 11.I档主动齿轮 12.中轴13. 常啮合从动齿轮图6-1 变速器简图采用有级变速器，其结构简单、造价低廉，具有较高的传动效率（），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之比值，取，采用两个前进档和一个倒档的三轴式变速器，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。6.1.2变速器零部件的结构分析与型式选择1. 齿轮型式 直齿圆柱齿轮用于一些变速器的一档、二档和倒档。2. 轴的结构分析轴的结构形状除应保证其强度和刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定。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，齿侧定心的矩形花键、键齿之间的配合。第二轴制成直轴式，便于齿轮安装，安装同步器齿座的花键采用渐开线花键以大径定心更宜。变速器中间轴采用旋转式。3轴承型式变速器多采用滚动轴承：第一轴前轴承采用深沟球轴承，后轴承外圈带齿动槽的深沟球轴承，便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端滚针轴承或短圆柱滚子轴承，后端带止动槽的单列角接触球轴承。旋转式中心轴前端采用向心短圆柱滚子轴承，后轴承采用带止动槽的深沟球轴承。4换挡机构的结构型式与分析换档机构型式采用啮合套，其结构简单、制造容易、维修方便，换档时行程较短且由于同时承受冲击载荷的接合齿齿数多，冲击及磨损较轻、噪声低。6.1.3变速器的操纵机构变速器操纵机构由变速杆、拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒档安全装置等组合于变速器盖上。变速器操纵机构采用机械式直接操纵，将变速杆安装在变速器盖上并由驾驶座椅旁的地板伸出，以便司机直接用于操纵变速杆进行换档。6.2变速器基本参数的确定6.2.1变速器的档位数和传动比汽车爬坡时车速不高，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。 （6-1）由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为式中：汽车总质量 重力加速度 道路最大阻力系数 驱动车轮的滚动半径 发动机最大转矩 主减速比 汽车传动系的传动效率驱动车轮与路面的附着条件 （6-2）求得的变速器I档传动比为 （6-3）式中：汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷 道路的附着系数，6.2.2中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选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选： （6-4）式中：中心距系数， 变速器处于I档时的输出转矩，(6-5) 发动机最大转矩， 变速器的I档传动比 变速器的传动效率，取初选中心距可由发动机的最大转矩直接求出 （6-6）式中：中心距系数，取最小许用中心距A应在保证轮齿有必要的接触强度，轮齿接触应力可查表6-1或按简化方程法计算 （6-7）式中：F法面内圆周切向力即齿面法向力N 端面内分度圆切向力即圆周力N 计算载荷 节圆直径 节点处压力角 螺旋角 E齿轮材料的弹性模量，钢材，当一对齿轮材料不同时 齿轮接触实际宽度 主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径直齿： 表6-1当计算载荷为，许用接触应力齿轮渗碳齿轮氰化齿轮一档及倒档1900-2000950-1000常啮合及高档1300-1400650-700增大或的增大将降低接触应力。1.齿轮参数直齿轮模数 （6-8）式中：计算载荷 应力集中系数，直齿轮取 摩擦力影响系数，主动齿轮，被动齿轮 齿轮的齿数 齿宽系数，直齿轮取 齿形系数，当齿高系数相同而节点处压力不同时，可按下式换并非压力角的齿形系数：，当相同，时， 轮齿弯曲应力，当时，直齿轮许用应力2.齿宽 （6-9）式中：齿宽系数，直齿轮取，斜齿轮取 法面模数6.2.3各档齿轮齿数的分配1.确定I档齿轮的齿数 已知I档传动比，且 （6-10）为了确定，的齿数，先求其齿数和： （6-11）应取为整数，然后将分配给，。三轴式变速器的时，则可在范围内选择。选定后则可求得I档大齿轮的齿数：。选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少大、小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。2.修正中心矩A若按式（6-11）计算所得的不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距A，修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。6.2.4确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（6-10）得 （6-12）因常啮合传动齿轮副与I档齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相同，故由式（6-11） 得 （6-13） 将式（6-12） 、式（6-13）联立求解，且将求出的，都取整数。然后代入式（6-10）核算。6.2.5确定II档位的齿轮齿数 II档齿轮也为直齿轮且模数与I档相同时，则有 （6-14） （6-15）联立求解后将求出的，取整数，用式（6-14）反算中心距，若与前面确定的中心距有偏差，则可通过齿轮的角度变位来调整。6.2.6确定倒档齿轮副的齿数通常I档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮10的齿数。初选后计算中间轴与倒档轴的中心距： （6-16）为避免干涉，齿轮8与齿轮9 的齿顶圆（直径为，）之间应有不小于的间隙，则有 （6-17）求出后，再以为根据选择齿数及变位系数，使满足式（7-16）。最后计算倒档轴于第二轴的中心距。6.3同步器同步器使变速器换档轻便、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、货车除I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。6.3.1惯性同步器的结构类型惯性同步器能确保同步啮合换档，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。它又分为惯性锁止式和惯性增力式。用得最广泛的是锁环式、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，都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。挂档时，在轴向力作用下摩擦元件相靠，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；锁止元件用于阻止同步前强行挂档；弹性元件使啮合套等在空档时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。清扫车的变速器采用锁环式同步器，其工作可靠、耐用，应摩擦锥面半径受限，转矩容量不大，适于轻型以下汽车。在其啮合套座外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块，它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口，缺口比滑块宽一个接合齿宽。挂档时，啮合套带动滑块推动锁环与被啮合齿轮的锥面相靠，转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位，恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵，此时换档力经锁止斜面将锁环进一步压紧，锥面间的摩擦力矩进一步增大，产生滑磨。选择适当的参数，使在换档力作用下锁止面上产生的迫使锁环回正的脱锁力矩小于锥面间的摩擦力矩，可阻止同步前挂档。当锥面摩擦力矩克服了被结合部分的惯性力矩后，转速差及摩擦力矩消失，脱锁力矩迫使锁环回正，锁止斜面脱开，啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的结合齿同步啮合，保证无冲击换档。6.3.2惯性同步器的工作原理惯性同步器的结构型式虽各有不同，但工作原理都是一样的，其实质是利用被结合件的惯性防止同步前挂档。分析锁环式同步器挂档过程可知，同步器的挂档过程可分为三个阶段。第一阶段，在换档拨叉的推动下，同步器离开中间位置作轴向移动，使摩擦元件的两摩擦表面相接触，惯性力矩引起的转速差产生的摩擦力矩使锁止元件转至锁止位置，完成锁止过程，以阻止同步前挂档，这时摩擦力矩大于脱锁力矩，使锁止可靠。第二阶段，在继续施加的轴向力作用下，经锁止面传至摩擦表面的正压力不断加大，使摩擦副在滑磨过程中的两摩擦表面的角速度逐渐接近，当摩擦力矩克服了被结合部分的惯性力矩后，两摩擦表面间的转速差及摩擦力矩均消失，完成同步过程。第三阶段，摩擦力矩消失后，轴向仍作用在锁止元件上，锁止面正压力的切向分力产生的脱锁力矩使锁止元件倒转某个角度，使两锁止面脱离接触，完成脱离过程，让同步器顺利地同步挂档。为了深入了解同步器的工作原理，应对其做理论分析与计算，在分析与计算中考虑到常温条件下润滑油阻力对齿轮的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、同步时间时是符合实际的。由于变速器输出端所连的是整车，具有相当大的转动惯量，这意味着变速器输出端的转速在换档瞬间保持不变，而输入端靠摩擦作用达到与输出端同步。输入端惯性质量的运动方程： (6-18)将上式积分得 式中：同步器输入端零件的转动惯量 同步器输入端零件的角速度 同步器输出端零件的角速度 同步器的摩擦力矩 同步时间由上式可得同步时间为 (6-19)式中：发动机曲轴的角速度 ,变速器的第档和第（）档传动比，。将上式中的以摩擦面所受的轴向力代替，为司机在换档时所施加的换档力，则 (6-20)式中：发动机转速，当由较低档换至较高档时，取为发动机最大功率下的转速，否则取为最大转矩下的转速。 同步器摩擦锥面的摩擦系数 、摩擦锥面的半锥角和平均半径同步器摩擦锥面的滑磨功为 将式的代入上式，并将其中的值用代入，得同步器的滑磨功与其摩擦面积之比称为同步器的比滑磨功。对高档同步器值应不大于；而对低档同步器则应不大于。为了阻止同步前挂档，则要求摩擦力矩大于脱锁力矩，若忽略锁止面的摩擦系数 (6-21)根据，则可建立同步器的锁止条件：式中：摩擦系数 分别为摩擦锥面及锁止面的平均半径 摩擦锥面的半锥角 锁止面的锁止角表达了同步器锁止条件，锁止角是按脱锁力矩的参数关系来确定。6.3.3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愈小则摩擦力矩愈大，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。推荐，的上限允许到。当取时摩擦力矩较大，但当锥面粗糙度控制不严时会有粘着和咬住现象。摩擦系数随摩擦副材料、摩擦表面粗糙度、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，可按计算。通常，在内锥面上制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与之相交的轴向泄油槽，以提高摩擦系数的值。螺纹槽的齿顶宽要窄一些以利刮油，可取为左右或更小些，齿顶越尖则接触面上的压强和磨损就越大。螺距可取，螺纹角一般取。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，最好进行研磨。轴向泄油槽一般为6个，槽宽约，槽深要刚好达到螺纹槽深。2. 摩擦锥面的平均半径和同步器锥环的径向厚度和都受到变速器齿轮中心距及有关零件的尺寸和布置上的限制。当结构布置允许时，和应尽量取大些。3. 摩擦锥面的工作面宽同步锥环的工作面宽，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来确定： (6-22)式中：摩擦力矩， 摩擦系数 摩擦面的平均半径， 摩擦表面的许用压力，对钢-青铜摩擦副，4. 锁止角，通常取5. 同步时间与轴向推力 可按式计算，由该式可知与是一对相互影响的可变参数。应按最短时间达到同步状态来考虑轴向力的大小。而为使换档方便值又不能过大，一般在范围内，清扫车取下限。设计时应控制在以下。6.3.4转动惯量的计算在换档过程中因同步器的作用而改变转速的零件统称为输入端零件，通常它包括第一轴及离合器从动盘、中间轴及其齿轮、与中间轴齿轮相啮合的第二轴常啮合齿轮等。为计算其转动惯量，首先要求出各零件的转动惯量，然后换算到被同步的零件上。将轴上的转动惯量转换为轴上的转动惯量时，存在以下关系： (6-23)式中：轴的齿轮齿数 轴的齿轮齿数换直接档时输入端的总转动惯量为： (6-24)式中：第一轴及离合器从动盘的转动惯量 第一轴常啮合传动齿轮的齿数 中间轴常啮合传动齿轮的齿数 中间轴上的转动惯量之总和：换其他档时输入端的总转动惯量为： (6-25)式中：第二轴上被挂档齿轮的转动惯量 被挂档齿轮副的中间轴齿轮齿数 被挂档齿轮副的第二轴齿轮齿数 中间轴上的转动惯量之总和：6.3.5同步器摩擦副的材料同步环多用铜基合金制造，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。6.4变速器轴与轴承6.4.1变速器轴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。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的真确啮合，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，且轴长与轴颈应协调。变速器轴的最大直径与支撑的距离可按下列关系式初选： 对第一轴及中间轴： 对第二轴： 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选：第一轴花键部分直径可根据最大转矩按下式初选： （6-26）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构进行修正。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撑反力，必须先求出第二轴的支撑反力。应当对每个档为下的轴的刚度和强度都进行验算，因为档为不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支撑的梁，第一轴的计算转矩为发动机最大转矩。计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出： （6-27）式中：至计算齿轮的传动比； 计算齿轮的节圆直径，； 节点处压力角； 螺旋角； 发动机最大转矩，也是第一轴的计算转矩，；应校核在弯矩和转矩联合作用下的变速器轴的强度。作用在齿轮上的径向力和轴向力使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度；而圆周力使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度。在求得各支点的垂向反力和水平反力后，计算相应的垂向弯矩和水平弯矩。则弯矩和转矩联合作用下的轴应力为 （6-28）式中： 计算转矩，； 轴在计算断面处的直径，花键处取内径，； 弯曲截面系数，； 在计算断面处轴的垂向弯矩，； 在计算断面处轴的水平弯矩，； 许用应力，在低档工作时取。变速器轴与齿轮的制造材料相同。在实际运行中尚未发现过变速器轴的疲劳破坏情况。因为为了得到满足的刚度，轴都设计得有足够的强度储备。对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度和轴断面在水平面内的转角，前者改变了齿轮的中心距并破坏了齿轮的正确啮合；后者使大小齿轮相互歪斜导致沿齿长方向压力分布不均匀。变速器在工作中产生的齿轮啮合力、轴支撑反力以及轴的挠度和断面转角等。在垂直面内第二轴的挠度及断面转角分别为 （6-29）在垂直面内第二轴的挠度及断面转角分别为 （6-30）式中：相应齿轮的节圆半径； 相应处轴断面的惯性矩。在上述计算中，花键轴的计算直径可取为花键内径的倍。轴断面的转角不应大于（弧度）。轴的垂向挠度的容许值；轴的水平挠度的容许值。轴的合成挠度 （6-31）长的轴应进行扭转刚度的验算，使轴的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为。在转矩的作用下，长为的轴的扭转角为 （6-32）则单位长度的转角为 （6-33）式中：转矩，； 轴长，； 轴横截面的极惯性矩，： 对实心轴；对空心轴； 轴材料的剪切弹性模量，对于钢材。与中间轴齿轮常啮合的第二轴齿轮，通常装在青铜衬套或滚针轴承上，而现代汽车变速器上午这些齿轮则直接装在轴上，以增大轴的直径及刚度。为了保证工作可靠，对摩擦表面应可靠润滑。轴表面为了避免其咬住、擦伤和保证能良好跑合，可进行磷化处理和硫化处理。在轴的支撑处及轴与齿轮支撑间的摩擦表面处应有沿油孔或油槽自由畅通的润滑油不断供应。重型汽车变速器第二轴上的常啮合齿轮的轴承或轴套多进行强制润滑。6.4.2变速器轴承一般是根据结构布置并参考同类车型的相应轴承以后，按国家规定的轴承标准选定，再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据，承受动载荷是其工作的基本特征。变速器轴承是在由传动系转矩变化曲线所决定的非稳定工况下工作，因此也像齿轮计算那样，作为变速器第一轴的计算转矩，应取发动机最大转矩和驱动车轮与地面的最大附着力矩的换算值两者中的较小者。计算载荷与轴承实际载荷之差异可由以轴承的当量转矩代替实际转速来补偿。即 （6-33）式中：按汽车平均车速计算的轴承实际转速，取； 行驶状况系数，它是轴承在以转矩分布曲线为特征非稳定工况下工作的寿命与在计算转矩下工作的寿命之比，轴承的名义寿命（以转为单位）： （6-34）式中：轴承的额定动载荷或承载容量，根据选定的轴承型