课程设计八挡半挂车_基于整车匹配的变速器总体设计及整车动力性计算.docx

山东建筑大学课 程 设 计 说 明 书题 目：基于整车匹配的变速器总体设计及整车动力性计算课 程：汽车设计院 （部）：机电学院专 业：车辆工程方向班 级：车辆092学生姓名：万法高学 号：2009071057指导教师： 吴亚兰 孔祥安设计期限：2012.12.31-2013.1.18 目录第一章 概述2汽车变速器总动员2第二章 基于Matlab计算初步匹配整车与变速器42.1确立汽车行驶方程42.1.1冷藏半挂车及发动机的有关数据42.1.2绘制汽车发动机外特性曲线与功率曲线52.1.3绘制汽车驱动力与行驶阻力平衡图，汽车功率平衡图62.2整车动力性及变速器传动比计算72.2.1计算最高车速72.2.2计算最大爬坡度82.2.3确定各挡传动比92.2.4最大加速度142.2.5各类动力性参数汇总21第三章 进行基于整车性能匹配的变速器总体设计223.1进行变速器总体尺寸的确定及变速器结构型式的的选择223.1.1变速器设计要求223.1.2变速器传动机构布置方案223.1.3变速器（采用中间轴式）布置形式233.1.4副变速器的布置方案253.1.5倒挡布置方案263.1.6基于主、副组合式变速器的传动比确定273.2进行变速器的挡位及各挡传动比等各项参数的总体设计293.2.1确定中间轴式变速器中心距293.2.2确定外形尺寸293.3在满足中心距、传动比、轴向力平衡的条件下，确定各挡位齿轮的齿数、变位系数及螺旋角等有关参数。293.3.1.模数293.3.2.压力角303.3.3.螺旋角313.3.4.齿宽b323.3.5齿轮变位系数的选择333.3.6冷藏半挂车八挡变速器总布置图343.3.7各挡齿轮齿数分配36小结38致谢39参考文献40第一章 概述汽车变速器总动员目前车辆使用的绝对主流的活塞式发动机的输出转速（相对转矩）非常高，最大功率及最大转矩在一定的转速区出现。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度，所以变速器应运而生。然而所谓变速器，并不是纯粹如它字所表现的那样，除了能够改变速度外变速器对于改变输出自发动机的转矩亦有极为重要的作用，也就是说变速器在汽车的运行过程中起到动力的拓展作用即能够拓展发动机的转速与转矩，以便使汽车能够适应复杂的路况，良好匹配的变速器对汽车的燃油经济性影响也是十分显著的。变速器家族门派众多，按传动比变化方式来分有无级变速器和有级变速器之分若按照操纵方式分则有自动变速器(AT)和手动变速器(MT)之分。目前（2013年初）有级式变速器与无级式变速器正展开一场激烈的交锋，虽然有级式变速器是目前使用最广的一种，但是它即将终结它在汽车发展史上的使命，无级变速器则会续写之后的故事。有级变速器与无级变速器的微妙关系正如圆与正多边形那般，当边数趋向于无穷大的时候就会趋近于一个圆满的圆，这正是最终的无级变速器，代表着圆满的变速器。而自动变速器与手动变速器之间的关系却不仅仅是科技先进级别高低那么简单，还要取决于一些人对驾驶的体验，许多人总是迷恋驾驶是换挡的那种错觉。有级式变速器采用齿轮传动，具有若干个定值传动比而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。 汽车自动变速器常见的有三种型式：分别是液力自动变速器(AT)、机械无级自动变速器(CVT)、电控机械自动变速器(AMT)、双离合器变速器（DSG）。目前应用最广泛的是AT， AT是由液力变扭器、行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来实现变速变矩。其中液力变扭器是最重要的部件，它由泵轮、涡轮和导轮等构件组成，兼有传递扭矩和离合的作用。与AT相比，CVT省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而是两组带轮进行变速传动。通过改变驱动轮与从动轮传动带的接触半径进行变速。由于取消了齿轮传动，因此其传动比可以随意变化，变速更加平顺，没有换挡的突跳感。AMT和液力自动变速器（AT）一样是有级自动变速器。它在普通手动变速器的基础上，通过加装微电脑控制的电动装置，取代原来由人工操作完成的离合器的分离、接合及变速器的选挡、换挡动作，实现自动换挡。 DSG变速箱与传统自动变速箱有着明显的区别，DSG从一开始就没有采用液压式扭矩变换器，这款变速器别开生面，代表着更远一点的未来。 以上文字除了前两段外80%援引自网络，这些文字似乎与本课题无关，然而不是这不仅仅是变速器的概况，而且暗含着变速器的进化方向按照正规的科学角度变速器的进化方向是这样的由有级向无级，自手动向自动，这么一种方向，大概无级自动变速器是未来流行的一种style. 无级变速器的最大好处之一便是能够接近发动机的最佳燃油消耗点，使汽车能在几乎所有挡位都能以最佳的燃油消耗值行驶，而自动则设计到最优化的控制，这是靠人工换挡很难实现的。变速器进化方向给人的启示是要将各挡传动比设置尽量密集挡位尽量多，对于本课题而言一个八挡的变速器无法化有限为无限，但是在半挂车极为常用的一段挡位区域做到尽可能的匹配却是有可能的。本设计的流程是这样的：在第二章要对发动机的外特性、整车的行驶方程、功率平衡等进行计算或绘制相应曲线，基于matlab编制程序，并根据结果进一步确定变速器挡位的基本传动比，在第三章将根据第二章的结果选出合理的变速器布置方案以及确定各参数，完成整个设计任务。第二章 基于Matlab计算初步匹配整车与变速器本课题的计算是基于整车的变速器匹配，所以在此首先要对汽车的道路行驶情况进行分析，粗略确定一个最大行驶速度。2.1确立汽车行驶方程2.1.1冷藏半挂车及发动机的有关数据：表2.1冷藏半挂车有关数据汽车总重量42000kg车轮半径0.536m滚动阻力系数0.013主减速器的传动比4.77轴距3.2m质心高度（满载）0.9m迎风面积汽车传动系的传动效率0.85质心至前轴距离（满载）1.947m挡位数8 表2.2冷藏半挂车发动机的有关数据: 发动机外特性拟合公式发动机最大功率275kw (2100r/min)发动机最大转矩1570Nm(1400r/min) 2.1.2绘制汽车发动机外特性曲线与功率曲线由已知的发动机外特性曲线：编写程序function Diesel_line_plot（见附录）运行即得到图fig2.1 图fig2.1由图fig2.1可以看出该发动机的最大转矩是在较高功率下输出的。按照最理想的发动机等功率发动机的标准而言，在最低转速得到最高转矩，在最低扭矩处得到最高转速，显然此发动机对较低转速的区域利用不是很充分，所以要通过变速器来拓展该区域，并充分利用高功率的区域提高负荷率进而提高发动机燃油经济性。2.1.3绘制汽车驱动力与行驶阻力平衡图，汽车功率平衡图汽车行驶的阻力主要有四部分组成即滚动阻力、空气阻力、坡度阻力、加速阻力，则有如下方程式来描述汽车在行驶中遇到的阻力： (2.1)(G为作用在汽车上的重力，为滚动阻力系数为空气阻力系数与汽车迎风面积的乘积，为坡度，为汽车车速。) 假设汽车在水平路面并以某稳定车速行驶行驶则可以忽略坡度阻力与加速阻力，公式变为： (2.2)则阻力的功率为： (2.3) 代入已知数据得到：并且已知该冷藏半挂车的传动效率=0.85令(为汽车发动机最大功率)求得=95.67km/h（用matlab多项式roots命令求解步骤略）接下来取的值0100km/h绘制行驶阻力曲线与行驶阻力功率曲线，在matlab命令窗口编写程序function opration_resistance_plot（见附录）运行即得到图fig2.2 图fig2.2图fig2.2所表现出的行驶阻力随车速增加不断增大，这就要在通过提高车速来增加发动机负荷率以提高经济性的同时考虑汽车自身阻力大小所消耗的能量，若是仅仅提高发动机转速，而使外部汽车阻力过分增大反而会使汽车燃油经济性降低，得不偿失，所以要充分利用发动机转速又不能使车速过高，这一点能为变速器传动比的设计起到一定指导意义，比如最高挡的传动比不宜设置过低。2.2整车动力性及变速器传动比计算2.2.1计算最高车速通过初步计算得知该冷藏半挂车在发动机最大功率下最大行驶速度为=95.67km/h，然而考虑到需要为发动机预留一定的后备功率设定最高车速=95km/h。下面要通过最大车速来反求变速器的最小传动比，由公式 (2.4)推知：(并且已知最大车速，)代入以上各参数求得，若是以该传动比设置挡位则该挡位为超速挡，利于提高燃油经济性，然而这只是初步求解的参数尚且需要进一步设计中进行修正和优化但由于汽车变速器存在直接挡，而该与该挡位十分接近所以取。2.2.2计算最大爬坡度根据汽车结构计算理论等效爬坡度，冷藏半挂车采用后轮驱动，并且已知汽车的各种参数，由等效坡度公式：，并代入已知数据L=3.2m，=1.947m，=0.75，=0.9m求知=57.83%，那么实际角度=arctan0.5783=但是要考虑发动机的实际最大转矩与变速器最大传动比，由公式(2.1)在爬坡时略去最大加速阻力与空气阻力得：， (2.5)而汽车所能发出的驱动力为：， (2.6)令=，即有=，进一步推知：，(其中=4.77，N，=0.85，=1570) (2.7) 代入以上已知数据推出：；当=0.5783时，有最大传动比20.5。此时的最大传动比只是初步计算的理论值，还要考虑冷藏半挂车的实际运行路况，冷藏半挂车常需要坐长途运输行驶的路况较为良好，按照次级公路要求最大坡度也不得大于18%换算成角度为，但也需要考虑一些特殊情况，比如深入一些偏远农村常会遇到一些大坡度特殊路况不利于汽车行驶，但是设置的传动比过高无疑会使汽车换挡困难，噪音增大，不利于驾驶，所以设定坡度值为即32.49%，比较折中的处理。当坡度为32.49%时反求冷藏半挂车的传动比由式，并代入求得此时的最大传动比=11.7。2.2.3确定各挡传动比下面来确定冷藏半挂车的挡位，根据要求该冷藏半挂车的变速器要求设置八个挡位，首先按照理论按照等比级数来设置各个挡位，这样能够充分利用发动机提供的功率，可以在汽车需要大功率时，较好的利用发动机特性曲线提高汽车动力性并利于提高行驶平顺性，而后根据实际需求往往是各个挡位的使用频率，对初步设置的挡位做一些调整，但是各挡位之间的传动比比值不宜大于1.71.8，这样易造成换挡困难。 本次设计的变速器为八挡变速器但是并不是一体的而是通过一个主变速器与一副变速组合而成，主变速器采用四挡，副变速器为二挡变速器，设计思路如下：首先确定设主变速器传动比比值为，则四个挡的挡位传动比为，；而副变速器的两个传动比的比值为1，；那么下面即可把二者组合形成一个八挡的变速器如下：，；由2.2.2节所计算出来的=11.7，并令=由此求得q=1.421那么各个挡位的传动比就此初步得到11.70 ,8.23, 5.79 ,4.08 ,2.87 ,2.02 ,1.42, 1.00最终的到各挡位传动比的理论值如下表2.2表2.2挡位传动比一挡11.70二挡8.23三挡5.79四挡4.08五挡2.87六挡2.02七挡1.42八挡1.00接下来需要对初步设定传动比后的汽车再次进行稳定车速时的汽车驱动力行驶阻力平衡图，由由已知的发动机外特性曲线： ,以及公式(2.4) (2.6)联立得到汽车驱动力方程，鉴于公式比较复杂，下面将在matlab中通过复合代换实现该函数的绘制，在此略去函数的求解。汽车在水平路面稳定车速下行驶时的阻力为： (=0.85, =4.77, =7.96) (2.9)代入已知数据绘制水平路面稳定车速下的冷藏半挂车汽车驱动力行驶阻力平衡图，新建matlab程序M文件命名为plot_drawing,程序function plot_drawings（见附录）在matlab窗口中输入M文件名称plot_drawings敲回车运行即得到冷藏半挂车汽车驱动力行驶阻力平衡图，见图fig2.3图fig2.3由图fig2.3可知汽车驱动力行驶阻力平衡所得到的最大行驶车速为94km/h下一步需要根据已确定各挡位传动比来绘制“发动机节气门全开下各挡位速度与转速关系曲线”，用来对比各挡位对发动机转速的利用情况，打开matlab新建M文件，编写程序function Gears（见附录）运行程序得到图象fig2.4如下图所示 图fig2.4,从该图中可以发现这种对于挡位的设置不利于对发动机中高速转速的利用率不是很充分，所以应该重新设置各挡位的传动比使中高挡的车速曲线变得更加密集以利于提高燃油经济性，现做如下更改：=11.7，=7.31，=4.57，=2.86，=2.11，=1.62，=1.25，=1这样既能保证汽车使用1挡爬坡的最大爬坡度，又能保证直接挡的介入达到最高设计车速，并且相邻各挡之间的传动比的比值都显著小于1.71.8，这样又不易造成换挡困难，使得中高挡时对发动机转速的利用率，能够提高燃油经济性。 如下表2.3为在初步设计基础上修正后的传动比。表2.3挡位传动比一挡11.70二挡7.31三挡4.57四挡2.86五挡2.11六挡1.62七挡1.25八挡1.00下面绘制修正传动比后的“冷藏半挂车汽车驱动力行驶阻力平衡图”，并与修正前的进行比较，编写matlab程序function New_plot_drawings（见附录）运行程序得到图fig2.5图fig2.5 然后再绘制修正后的“发动机节气门全开下各挡位速度与转速关系”，编写程序function New_Gears（见附录）运行即得到图fig2.6 图fig2.6通过图fig2.5得知该冷藏半挂车除1挡与8挡之外的驱动力都有所下降，尽管用2、3、4挡的爬坡性能有所降低，但爬坡主要采用1挡，而且采用8挡（最高挡）时的最高车速仍然不变，故对汽车的总体性能不会构成影响，值得注意的是将图fig2.4与图fig2.6对比后发现图fig2.6中的曲线组明显比图fig2.4均匀集中在中高速区域的曲线更多，即修正传动比后该变速器对发动机的中高转速利用更加充分，这样做的好处是显著提高了冷藏半挂车的燃油经济性，正常行驶情况下对节省燃油十分有利。2.2.4最大加速度根据发动机外特性拟合曲线 ,并联立公式(2.4) (2.6)得到汽车驱动力方程（关于的表达式比较复杂，可以借助编程实现），根据函数式（2.9）知水平路面稳定车速下的行驶阻力如下： (=0.85, =4.77, =7.96) (2.9)则汽车驱动力与行驶阻力之差与汽车总质量的比值便是用于加速的加速度下面进行编程function accaleration_plot求最大加速度并绘制汽车行驶加速度曲线在设置两组传动比后，并分别运行程序分别得到最大加速度=3.1824，对应的车速为4.85km/h绘制的两组曲线组如所示汽车行驶加速度曲线图fig2.7与优化各挡传动比后的汽车行驶加速度曲线图fig2.8 图fig2.7 图fig2.8 图fig2.7与fig2.8表明了各挡的加速性能，从一挡到八挡加速能力逐步降低，并且每个挡位下的最大加速度只有在特定行驶速度下才能得以发挥,对比两图可以发现图fig2.8除一挡与八挡外，各个挡位的加速度曲线均低于图fig2.7中的曲线，即优化传动比后的汽车加速性能略低于优化前按照等比级数设计的加速性能。再绘制曲线，程序function New_accaleration_plot运行程序得到曲线、优化各挡传动比后的曲线，如图fig2.9、fig2.10所示图fig2.9图fig2.10关于图fig2.9是优化各挡传动比前的曲线，fig2.10是优化各挡传动比后的曲线，由于优化前后一挡与八挡传动比相等，故使用这两个挡位加速到某个速度的的加速时间是相等的，但在其他挡位优化前的加速时间都要略低于优化后的，但优化前相邻各挡位的加速时间差别较大，即不均匀性大，说明了各挡的动力的分配不是很均衡，优化后这一点得到一定程度的改善。发动机的功率: (2.10)并已知发动机外特性曲线：联立可求得发动机功率，鉴于比较复杂，作为复合函数用程序来求解，另外汽车行驶的阻力功率： （2.11）最后再绘制水平路面稳定车速下冷藏半挂车汽车功率平衡图即，编写程序function Power_balance（见附录）运行得到图fig2.11与fig2.12图fig2.11图fig2.12紧接着编写程序function New_power_balance（见附录）绘制“冷藏半挂车后备功率图”图fig2.13即图象 图fig2.13 优化传动比继续运行程序得到图fig2.14图fig2.14图fig2.11为优化各挡传动比后的功率平衡图，图fig2.12为为优化各挡传动比后的功率平衡图对比两幅图可以看出，在一挡与八挡二者之间是没有区别的，都能达到94km/h的设计时速，但是在在最大功率275kW时就能看出除一、八挡外其他挡位所能达到的最大时速是有明显区别的，如在优化前、挡的最高时速分别在10km/h、14km/h、20.5km/h、28km/h、42km/h、57km/h左右而优化后则分别在12 km/h、17 km/h、28 km/h、38 km/h、51 km/h、65 km/h相差在210 km/h之间，并且这并不是最大速度的差值，因为最大速度应处在各挡功率线与行驶阻力的曲线的交点上，这只是为了说明优化各挡的传动比之后，在相同功率下能够达到的速度提高了，即对于功率的利用率提高了，这十分有利于降低单位功率的油耗。图fig2.13与fig2.14分别是未优化与优化后的冷藏半挂车后备功率图，足够的后备功率可以使汽车在低于最高速行驶的前提下进行加速或者爬坡，能增强汽车对不同路况的适应能力。同样图fig2.13与fig2.14所表现不同的地方是挡，而这所呈现的不同在于优化后的冷藏半挂车最大后备功率小于优化前的，但优化后最大后备功率所出现时的速度又较优化前偏高，这意味着动力性有所降低但经济性有所提高，也说明该冷藏半挂车的对于复杂路况的适应能力有所降低，而冷藏半挂车的大多数时间行驶在简单平稳的城市公路与高速公路，作为以长途运输为主的车辆而言满足一定动力性的前提下，经济性必然应当作为优先考虑的因素。2.2.5各类动力性参数汇总通过本章对冷藏半挂车的动力性分析，已经得到这些足够的参数进一步对变速器进行设计，下面来总结一下，本章所获得的一些参数及结论。本章所得到的动力性参数如表2.4所示：表2.4最大爬坡度32.5%最高车速94km/h最大加速度3.18 另外经过优化确定的各挡传动比见表2.3。第三章 进行基于整车性能匹配的变速器总体设计3.1进行变速器总体尺寸的确定及变速器结构型式的的选择3.1.1变速器设计要求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力的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。所以对变速器提出以下要求：i. 保证汽车有必要的动力性和经济性。ii. 设置空挡用来切断发动机动力向驱动轮的传输。iii. 设置倒挡，是汽车能倒退行驶。iv. 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。v. 换挡迅速、省力、方便。vi. 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。vii. 变速器应当有相当高的工作效率。viii. 变速器的工作噪声低。以上要求中的、可以由合理的传动比保证（设计合理的齿轮齿数），的要求则需要尽量简短的传动路线或者需要设置直接挡（本设计是靠直接挡来保证的），要求由于任务书中没有涉及在此不作考虑而要求的空挡需要由操纵机构实现即保证动力不经过二轴，而要求需要通过结构设计来保证，将在下面提到。3.1.2变速器传动机构布置方案在固定轴式变速器中两轴式变速器和中间轴式变速器最为常用。两轴式变速器具有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置的特点并且传动效率较高工作噪声低，但是受结构限制，两轴式变速器的一挡传动比不可能设计得很大。因两轴式变速器不能设置直接挡，在高挡工作时噪声较大。两轴式变速器常用于后置后驱与前置前驱车辆上。中间轴式变速器多用于发动机前置后驱汽车和发动机后置后驱客车上。中间轴式变速器通常共有的特点是：绝大多数传动方案的第二轴前端经轴承支撑在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合齿套将它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受载荷，发动机转矩经过变速器第一轴与第二轴直接输出，此时变速器的传动效率最高，并且噪音低，齿轮和轴承的磨损降低提高变速器使用寿命。鉴于直接挡的这些优点，直接挡的利用率要远高于其他挡位。在其他挡位工作时，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；多数传动方案中除一挡以外的其他换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡。另外各挡的同步器或接合套多数情况下装在第二轴上。而本次设计是用在42t的冷藏半挂车上，需要较大驱动力，这就要求需要较大传动比，所以两轴式变速器显然不太适合，在本设计中采用中间轴式变速器。由于设计任务是设计一台具有八挡的变速器，根据设计经验，通常变速器的挡数在6挡以下，当挡数超过六挡以后，可以在6挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者组合获得多挡变速器。所以为了获得八个挡位需要先确定一个四挡主变速器然后再匹配一个二挡副变速器，组合之后便可组成八挡变速器。3.1.3变速器（采用中间轴式）布置形式在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数、换挡方式和倒挡传动方案上有差别。如图3.1中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别为：图3.1a、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，轴的中部和后端分别支承在变速器壳体和附加壳体上。图3 .1a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3 .1c所示传动方案的二、三、四挡用常啮合齿轮传动，而一、倒挡用支持滑动齿轮换挡，第二轴为两点支撑。 d) 图3.1考虑到本次设计的冷藏半挂车常在重载下工作且一挡传动比较大故需要较大的支撑刚度，图3.1中的四种布置方案a是最好的，尤其是一挡布置在支撑端附近、二挡布置在附加箱体内部这能够大大提高轴的支撑刚度，并且a图较c图而言采用四对常啮合齿轮传动，比起c的一挡中间轴齿轮在换挡时要承受着双向磨损，这不利于变速器的使用寿命，当然d也是很好的布置方案，它采用了5对常啮合齿轮后则消除了轮齿的端面磨损，并且在一挡和倒挡行驶时载荷分别由不同的齿轮传递，这样就提高了齿轮的寿命，但也增多了齿轮数目、增大了变速器旋转部分的总的惯性力矩，因而使同步器的工作条件变坏。综上所述所以设计中主变速器传动方案采用了a图的布置形式。3.1.4副变速器的布置方案副变速器用于空、满载的质量变化大、使用条件复杂、加之柴油机转矩变化平缓、适应性差而需要扩大传动比范围、增多挡位数以适应在各种使用条件下的动力性与经济性要求的重型车。为不使变速器的结构过于复杂和便于系列化，多以四挡或五挡变速器与两（或三、四）挡副变速器组合，后者可装在变速器之前或后或前及后。前置副变速器多由一对齿轮组成超速挡代替变速器的常啮合传动齿轮，结构紧凑、易变型。前置副变速器用于分割主变速器相邻挡位之间的间隔，并获得两倍于主变速器挡位数的挡位。组合后的多挡变速器也只有两对齿轮同时进入啮合，因此传动效率不变。利用已有的基本型变速器与前置副变速器组合的多挡变速器，通用化程度高是其基本优点，通常用于需要提高车速时（例如对柴油机汽车）或用于需要不大地提高车轮的牵引力时（在主变速器可以承受的范围内）。副变速器有两个挡，即直接挡和非直接挡。后者根据需要可为超速挡，亦可为降速挡。当前置副变速器采用具有较大传动比的降速挡时，要求主变速器有相对较大的中心距，以便能承受增大了的低挡输出转矩，这是它的主要缺点。后置副变速器可由两对齿轮或行星齿轮机构组成，传动比较大，后置可减小变速器的尺寸及负荷，为常用型。前后均置方案可得到更多挡位。主、副变速器多联成一个单独总成 以利拆装。主、副变速器可分段或交替地换挡，前者使两种传动比分段衔接；后者交替插入； 也有将分段式与插入式结合成综合式的传动比搭配。在本设计中鉴于所需的副变速器传动比较小用于分割主变速器相邻挡位之间的间隔以获得较好的挡位分配尽可能的发挥出柴油机转速，来提高中高挡车速。所以设计所采用的副变速器布为前置式副变速器如图3.2所示：图3.2图3.2所示变速器为前置式副变速器，有一直接挡跟一传动比不是很大的降速挡组成，副变速器第二轴接主变速器第一轴，副变速器中间轴接主变速器中间轴，当主、副变速器均处于直接挡时这时传动比为1，是该组合式变速器最高挡（直接挡）八挡。副变速器一轴与二轴通过结合套连在一起时为高速挡输出，不耦合时，通过一对常啮合齿轮副由副变速器中间轴输入到主变速器中间轴，对外输出。3.1.5倒挡布置方案与前进挡位比较，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图3.2为常见的倒挡布置方案。图3.2b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；但换挡时要求有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图3.2 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3.2d所示方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了图3.2c所示方案。图3.2e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3.2f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图3-5g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3.2在本设计中采用的主变速器布置方案强度较好，能抵御一定的弯曲应力，所以关于倒挡就可以采用简单可靠的布置方案如图3.2a，即采用直齿滑动齿轮换挡，简化布置。3.1.6基于主、副组合式变速器的传动比确定 经过漫长的第二章繁复庞杂的分析，基于整车的动力性与经济性需求我已经初步得出一个较为理想的八个挡挡位传动比，然而在等比级数法初步确立传动比的基础上进行调整的时候却忽略了一点，即调整的方法适合一体式的八挡变速器，对于主、副变速器组合而成的八挡变速器却不太使用，因为这还取决于副变速器的高低挡传动比，则一旦主变速器确定，主变速器的每个挡位也有高低之分，并且比例与副变速器高低挡传动比比值一致，那么八个挡位的传动比就不能随意调整。现在已经最终定型了变速器的布置形式，那么退而求其次在原来优化的基础上修改主变速器传动比，在保证设计要求的动力参数前提下，尽可能接近较理想的传动比。在表2.3的基础上做如下调整：表3.1挡位传动比一挡11.70二挡9.21三挡4.95四挡3.90五挡2.27六挡1.79七挡1.27八挡1这样主变速器的各挡传动比为：=9.21，=3.90，=1.79，；副变速器的低速挡传动比=1.27，高速挡（直接挡）传动比=1。 使用第二章编制的程序做功率平衡与后备功率比较如图fig3.3，fig3.4所示 图fig3.3 图fig3.4图fig3.3说明修改传动比后功率已然足够达到设计最高车速，且与修改前相等，另外图fig3.4说明修改传动比后一挡与八挡动力性一致，七挡动力性相似，而二到六挡修改后的后备功率都略大于修改前的，即修改后动力性略有改善，而经济性略有下降。3.2进行变速器的挡位及各挡传动比等各项参数的总体设计 3.2.1确定中间轴式变速器中心距初选中心距A时，根据下述经验公式计算 (3.1)为中心距系数对于货车取值范围在8.69.6，有考虑到变速器选用的挡数和同步器较多故中心距系数取给出范围的上限值即9.6。由已知=1570 ，根据第二章最大爬坡度要求的理论计算 =11.7，=96%，将上述已知数据代入求解得取整后的A=248mm.3.2.2确定外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。货车四挡变速器壳体的轴向尺寸(2.42.8)A六挡变速器壳体的轴向尺寸为(3.23.5)A。而本次设计的变速器是通过主副变速器组合而成，本质上类似于六挡变速器尺寸，但又比六挡稍大，故加上副变速器轴向尺寸初步取值为3.6A，那么本设计八挡变速器轴向尺寸初步定为 896mm。3.3在满足中心距、传动比、轴向力平衡的条件下，确定各挡位齿轮的齿数、变位系数及螺旋角等有关参数。3.3.1.模数齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则更应重视减小其质量。模数选择遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加模数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。对减少变速器齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是如表3.1所示，对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数而选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。所以考虑到两者的影响折中一下从磨损均与传动平稳以及降低噪声的角度初步取变速器一轴与中间轴常啮合斜齿轮的法向模数=5；为减轻齿轮质量，二挡斜齿轮的法向模数=6mm；为提高传动平稳性，降低高速时的噪声三挡斜齿轮的法向模数=4.5；为磨损均匀，降低噪声副变速器常啮合斜齿轮法向模数=4.5；一挡斜齿轮取5mm倒挡齿轮模数=6mm。表3.2车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型货车2.252.752.7533.54.54.5063.3.2.压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合肘的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明：对于直齿轮，压力角为时强度最高，超过强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为时强度最高。因此，理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用或等大些的压力角。实际上，因国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为啮合套或同步器的接合齿压力角有、等，但普遍采用压力角。基于上述建议对于该重型冷藏半挂车的变速器齿轮除倒挡外选用斜齿轮压力角取。3.3.3.螺旋角选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工，作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。螺旋角也应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。增大螺旋角使齿轮啮合的重合系数增大，工作平稳、噪声降低，齿的强度也相应提高，但当时，虽然接触强度会继续提高，而弯曲强度则会骤然下降。因此，从提高低挡齿轮的弯曲强度考虑，角也不宜过大。轿车变速器齿轮宜采用较小压力角及较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声；重型汽车可采用大压力角、小螺旋角以提高齿轮的承载能力，减小轴向力。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向力作用。如图3.5所示受力分析：图3.5根据图 3.3 可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件： (3.2) (3.3)由于，为使两轴向力平衡，必须满足 (3.4)式中， 为作用在中间轴齿轮 1、2 上的轴向力， 为作用在中间轴齿轮 1、2 上的圆周力；， 为齿轮 1、2 的节圆半径；T 为中间轴传递的转矩。最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。在本设计中倒挡采用直齿轮传动，其他挡位采用斜齿轮传动，根据重型汽车可采用大压力角、小螺旋角以提高齿轮的承载能力，减小轴向力的要求，若副变速器以直接挡工作，而主变速器以非直接挡工作，则主变速器一、二、三挡应分别与主变速器常啮合齿轮组进行轴向力平衡，若副变速器以低速挡工作且主变速器以非直接挡工作，则主变速器一二三挡分别应与副变速器常啮合齿轮组进行轴向力平衡；若副变速器以低速挡工作且主变速器以直接挡工作则主变速器常啮合齿轮副应与副变速器常啮合齿轮副（低速挡）进行轴向力平衡。需要等进一步确定齿轮齿数在求出值。具体求解见3.3.6 3.3.4.齿宽b选择齿宽时应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数 m 的大小来选定齿宽：直齿 ，为齿宽系数，取为4.58.0 (3.5)斜齿 ，取为6.08.5 (3.6)第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。初选一挡中间轴斜齿轮的齿宽系数=7与倒挡的直齿轮=7；一挡第二轴斜齿轮的齿宽系数=6.5；副变速器一轴常啮合斜齿轮齿宽系数=8，副变速器中间轴常啮合斜齿轮齿宽系数=7；一轴常啮合斜齿轮的齿宽系数=8，中间轴常啮合斜齿轮的齿宽系数=7；二挡中间轴斜齿轮的齿宽系数=7，二挡一轴斜齿轮的齿宽系数=6.5,；三挡中间轴斜齿轮的齿宽系数=6，三挡一轴斜齿轮的齿宽系数=6；联合以上已确定的各齿轮副模数一并代入公式(3.5)，(3.6)得到各齿轮的宽度如表3.3表3.3挡位位置齿宽b(mm)副变速器低速挡副变速器一轴36副变速器中间轴32.4主变速器常啮合齿轮副一轴40中间轴35主变速器一挡一挡中间轴48一挡二轴42主变速器二挡二挡中间轴42二挡二轴39主变速器三挡三挡中间轴27三挡二轴27倒挡倒挡轴42无无3.3.5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。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，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。对于高挡齿轮，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。对于低挡齿轮，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，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二挡和倒挡以外的其他各挡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。3.3.6冷藏半挂车八挡变速器总布置图 1-副变速一轴器常啮合齿轮，2-副变速器中间轴常啮合齿轮，3-主变速器中间轴常啮合齿轮4-主变速器一轴常啮合齿轮，5-三挡二轴齿轮，6-三挡中间轴齿轮，7-二挡二轴齿轮，8-二挡中间轴齿轮9-一挡二轴齿轮，10-一挡中间轴齿轮，11-倒挡二轴齿轮，12-倒挡中间轴齿轮13-倒挡一轴齿轮 图3.6如图3.6所示为冷藏半挂车八挡变速器总体布置方案，挡位传递路线以及变速器工作状态如下：变速器的工作状态1：副变速器接入低速挡，主变速器切入一挡，对应路线一挡：副变速器一轴12109主变速器二轴变速器的工作状态2：副变速器接入直接挡，主变速器切入一挡，对应路线二挡：副变速器一轴主变速器一轴109主变速器二轴变速器的工作状态3：副变速器接入低速挡，主变速器切入二挡，对应路线三挡：副变速器一轴1287变速器的工作状态4：副变速器接入直接挡，主变速器切入二挡，对应路线四挡：副变速器一轴主变速器一轴87主变速器二轴变速器的工作状态5：副变速器接入低速挡，主变速器切入三挡，对应路线五挡：副变速器一轴1265主变速器二轴变速器的工作状态6：副变速器接入直接挡，主变速器切入三挡，对应路