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载货汽车用天然气发动变速器结构设计论文.doc

载货汽车用天然气发动变速器结构设计【汽车类】【5张CAD图纸+毕业论文】

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关键词：: 载货汽车天然气发动变速器结构设计 cad图纸毕业论文天然气发动变速器

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载货汽车用天然气发动变速器结构设计

46页 16000字数+说明书+外文翻译+开题报告+5张CAD图纸【详情如下】

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引言2

1 汽车机械式变速器概述2

1.1变速器2

1.2变速器分类3

2 载货汽车总体参数及发动机参数的确定5

2.1 载货汽车总体参数的确定5

2.1.1 汽车主要尺寸的确定5

2.1.2 汽车质量参数的确定7

2.1.3 汽车性能参数的确定9

2.2 发动机参数的确定10

2.2.1 汽车用发动机的分类10

2.2.2 发动机形式的选择11

2.2.3 发动机主要性能指标的选择11

3 变速器结构方案的确定13

3.1传动机构布置方案分析13

3.1.1 固定轴式变速器13

3.1.2 倒挡布置方案13

3.1.3 其他问题14

3.2零部件结构方案分析15

3.2.1 齿轮形式15

3.2.2 轴的结构与分析15

3.2.3 换挡机构形式16

3.2.4 自动脱挡16

3.2.5 变速器轴承17

4 变速器主要参数的确定18

4.1 挡位数的确定18

4.2 传动比范围18

4.3 各挡传动比的确定18

4.4 中心距A21

4.5 外形尺寸22

4.6 齿轮参数22

4.7 各挡齿轮齿数的分配25

5 变速器齿轮的损坏形式与强度计算29

5.1 齿轮的损坏形式29

5.2齿轮强度计算29

5.3轴的强度计算32

5.3.1 初选轴的直径33

5.3.2 轴的强度计算33

6 同步器设计36

6.1 同步器分类与应用36

6.2 锁环式同步器主要尺寸的确定36

7 变速器操纵机构38

经济技术性分析39

结论40

致谢41

参考文献42

摘要

世界上已探明可供开采的天然气（CNG）比原油还多，这为燃气汽车的发展提供了保障。因石油资源的不可再生性，随着它的大量消耗，不可避免地要枯竭，人们迟早要面临石油短缺的危机。另一方面，由于人类保护环境意识的加强，迫使人们去寻找新能源，开发新的动力，包括气体燃料内燃机、电动汽车等。

本文按照汽车设计理论，结合现有的整车数据，在原车的基础上，改变动力形式，即发动机燃油改为天然气，由于两种发动机的输出特性不同，所以这里设计一款新的变速器来适应天然气发动机，以使汽车在经济性的前提下获得最高车速获得最大动力。天然气发动机和新设计的变速器应用，将有效降低CO、HC的排放量，另外碳烟、微粒的排放量也减少了。这一技术改动，可以应用在现有的所有车系上，因此，减小了汽车对石油资源的依赖，对全球气候问题有一定的帮助。

关键词：天然气；变速器；输出特性；降低排放；应用

Abstract

For exploitation of the world's proven natural gas (CNG) is also more than crude oil, which is the development of gas vehicles has provided a guarantee. Because of non-renewable nature of oil resources, with its large consumption, inevitably exhausted, people will sooner or later have to face oil shortage crisis. On the other hand, due to the strengthening of the human consciousness to protect the environment, forcing people to find new energy, new power, including gas fueled internal combustion engines, electric automobiles.

This article in accordance with the theory of vehicle design, the vehicle with the existing data on the basis of the original car, change the dynamic form, that is the engine oil to natural gas, because the engine's output characteristics of two different, here designed to adapt to a new transmission natural gas engine, so the car under the premise of economic access to the maximum speed for maximum power.

Natural gas engines and new design transmission applications, will reduce CO, HC emissions, while soot, particulate emissions are also reduced. The technology changes, can be applied to all cars, the result, reducing the car on the oil resources of the Yi Lai, on the global climate has some help.

Key words: Natural gas; transmission; output characteristics; reduce emissions; application

引言

变速器是汽车非常重要的一个配置，对汽车的操控性、舒适型以及燃油经济性都起到很重要的作用，其制造成本占汽车的7%。进入80年代以来，随着经济的发展，具有全球性影响的环境问题日益突出。不仅发生了区域性的环境污染和大规模的生态破坏，而且出现了温室效应、臭氧层破坏、全球气候变化等全球性环境危机，严重威胁全人类的生存和发展。

目前，车用燃气机的技术发展已经成熟，这是因为天然气（NG）与液化石油气（LPG）的理化性能与汽油较为接近，所以只要对现有发动机作一些变动，就能改为可转换双燃料（气体燃料NG、LPG/液体燃料汽油）的汽车。压缩天然气（CNG）和液化石油气（LPG）汽车排放物中的CO、、CO、含量减少，所以能较容易地满足排放法规要求，有利于环境保护[1]。因CNG比空气轻，一旦泄露能很快扩散，所以使用安全性能良好。尽管燃气汽车存在因储气瓶重和尺寸大，增加了汽车整备质量及在汽车上特别是乘用车上布置困难，还有续驶里程短等一些缺点，但因为天然气有储量丰富的优势，只要解决了供应网络问题之后，燃气汽车会有广阔的前途。我国天然气资源比较丰富，目前包括我国在内的许多国家已有天然气汽车在使用。结论

通过本次的设计，得出了以下结论：

1）变速器通过改变传动比，扩大驱动轮扭矩和转速的变化范围，以实现变速变扭；设有倒挡，在发动机旋转方向不变的情况下使汽车实现倒向行驶；设有空挡，实现中断动力传递。

2）变速器的设计应便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑。

3）变速器的设计应使汽车具有良好的动力性和经济性指标，并具有较高的传动效率。

4）变速器应操作轻便，工作可靠，噪声小。

5）变速器的齿轮安排应从整车的总布置、驾驶员的使用习惯、提高平均传动效率、改善齿轮受灾状况等方面进行考虑。

参考文献

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[2] 王望予主编.汽车设计[M].第四版.北京：机械工业出版社，2004

[3] 刘维信.汽车设计[M].北京：清华大学出版社,2003

[4] 余志生主编.汽车理论[M]. 第四版.北京：机械工业出版社，2006

[5]高维山等.汽车设计丛书变速器[M].第二版.北京：人民交通出版社，2002

[6] 陈家瑞主编.汽车构造[M].北京：机械工业出版社，2000

[7]赵琳,魏庆. 汽车概论[M]. 辽宁：人民交通出版社出版，2003

[8]王洪欣 ,李木 ,刘秉忠.机械设计工程学[M].徐州：中国矿业大学出版社，2001

[9]孙志礼等主编.机械设计[M].辽宁：东北大学出版社，2000

[10]巩云鹏,黄秋波. 机械设计课程设计[M]. 辽宁：东北大学出版社出版，2001

[11] 梁治明. 材料力学[M]. 辽宁：高等教育出版社出版，1985

[12]金荣植.载货汽车变速器齿轮材料与热处理质量的改进[Z].汽车工艺与材料，2008（4）：51-55

[13]谭荣.一种新型的新能源变速器设计[J].綦齿传动.2009（1）：9-17

内容简介：: 中文题目：载货汽车用天然气发动机变速器结构设计外文题目：NATURAL GAS ENGINE TRUCK TRANSMISSION STRUCTURE DESIGN毕业设计（论文）共 67 页（其中：外文文献及译文25页）图纸共4张完成日期 20010年6月答辩日期 2010年6月附录A 气动，PLC控制，汽车齿轮换挡机构摘要：在本研究中，由于该换挡机构的设计和使用，使驾驶员更快的并减小损毁的换挡。新设备必须是可靠的，有体积小、结构简单和低成本的优点。本文的目的在于用以下零部件改善换挡：一个手动四速齿轮箱，四个气压双作用气缸，四个气动二位五通方向控制阀，可编程逻辑控制器（PLC），一台电机，一个电离合器，皮带，两个滑轮，限位开关，按钮，指示灯，支承架和电力供应。根据齿轮换挡法的建议，驾驶员可以不从方向盘上移动其手来换挡，而直接按住换挡按钮来选择传动比，以改变速度。运用这种方法留给驾驶员充裕的时间来选择换挡时刻。关键词:方向控制阀，变速箱，齿轮换挡机构，气缸，可编程逻辑控制器（PLC），电磁阀引言本文用通俗易懂的语言详细的介绍了如何将传统的手动变速结构转换成通过可编程逻辑控制器的半自动换挡机构。如今汽车工业主要的挑战在于提高性能、质量、成本方面的要求，在任何情况下，各组件及配件的运动都必须立即自动记录、检查以达到最大效率。汽车技术在很多地方都已经升级，比如ABS系统，主动转向系统和其它安全保护系统，它们分别提升了乘客的安全性和舒适性。该技术的提升也包括使变速箱柔和的换挡、产生的噪音低。换挡机构必须易于使用且工作可靠。这些要求是非常重要的，特别是那些有特殊需要的人驾驶的小型汽车。材料与方案步骤，元件及分析：这项工作是阿-拜勒加大学应用工程技术学院工程力学系在2009年取得的。对于一些驾驶员，在特别的关键境况下齿轮换挡可能会导致驾驶员作出混乱的动作。在拥挤的山坡道路上或者突然绕道行驶驾驶员会产生紧张的情绪。这样的情况下在合适的时间选择合理的压缩比和发动机动力是一个困难。（布奈哈等，1993；冈田等，2002；田口等，2003，易，1998）。这种设计有助于提高驾驶员在行驶路上的注意力。同时减少发动机按需要减小功率的时间，提高了车辆的反应速度。该设计可以作为齿轮换挡的一种教学模式。因此，我们提出以下观点内容：主要部件的支承要有适宜的尺寸。将其它部分零件的强化和提升空间考虑在里面。用于梅赛德斯-奔驰汽车四轮驱动，手动、四个前进挡和一个倒挡的齿轮箱对于该设计是一个极佳的选择，因为它很容易被改装。电机用来代替内燃机提供机械的动力，因为内燃机布置在这里比较困难。它的使用可以使这些结合过程更容易。一个电离合器将取代手动离合器。这里使用的电力来自汽车蓄电池。如图1所示。图1电离合器图2 变速箱转向臂一对滑轮和一传输皮带用于将动力从电机传递到齿轮箱。两个滑轮的直径相同，传输皮带是V型的（其型号为17600）。为避免输入轴的连接产生径向力，使用一个轴承将其固定在支承架上。使用四个不同直径的双作用气缸，其中两个用于前面的纵向移动，另外两个气缸用于后面的横向移动。四个（二位五通）方向控制阀用来改变压缩空气的方向。每一个方向控制阀有一个12V的电磁换向阀，用于将电能转换成磁能，以吸引阀中的阀芯；通过这一动作改变压缩空气的方向。模型组件：手动4-速变速箱双作用气缸PLC单元四个二位五通气压方向控制阀一个电动马达（以模拟内燃机旋转输出动力）一个电离合器（图1所示）二个滑轮一条V型皮带线管电线五个限位开关六个按钮五个指示灯一个支承架一12V直流电源组件描述支承架：支承架是用铁做的。由两组组成，一组是固定的另一组是可移动的。固定组比较矮。它用来布置电池（电源）、齿轮箱、限位开关、滑动气缸和电力马达。可移动的那组在上面较高，它用于布置PLC控制单元、按钮和指示灯板、方向控制阀和前后移动气缸。支承架尺寸：长 0.9米，宽 0.5米，高 0.9米齿轮箱：手动变速箱是一个同步器换挡、斜齿轮变速器。它有一个输入轴和一个输出轴。它有三个转向臂，其中第一个臂提供一挡、二挡的换挡，第二个臂提供三挡、四挡的换挡，最后一个转向臂提供倒挡换挡，如图2所示。每个转向臂对应连接一个连杆。每个连杆连接着一个共同的转向臂杠杆。图3表示了上述的上盘和下盘。转向杠杆长80mm，可作滑动和轴向移动。其轴向运动可向前35mm、向后35mm（35mm35mm）。滑动运动可向左15mm、向右15mm（15mm15mm）。该臂的顶部连接着前面和后面的活塞轴。在变速箱输入轴的端部有轴承连接。输出轴的外端部由轴承连接固定，而内侧端部与变速箱输入轴连接。如图4所示。图3 变速箱转向杠杆图4 轴承气缸：这里我们所面临的一个问题是如何将换挡杠杆停止在中点处。空气压缩的能力很难使活塞停止某一确定的点上。为解决这个问题，我们使用两个气缸使中点得以实现。为实现向前和向后运动，气缸选择行程长度为35mm、缸径选为32mm。气缸如图5所示，端部与端部相连接（田口等，2003；布奈哈，1993；基尼勒莫等，2006）。图5 换挡气缸通过这一布置，得到换挡杠杆的三个位置点。第一个位置点产生于两个气缸同时向外伸出时。第二个位置点产生于其中一个气缸向内压缩而另一个气缸向外伸出时；最后的位置点产生于当两个气缸都压缩时。气缸中某一端部通过轴结点连接在变速箱壳体上，如图6 所示。图6 连结点这个结点使气缸组随着转向杠杆作横向滑动而移动得以实现（例如：从二挡到三挡的换挡）。另一端通过球结点连接着换挡杠杆，如图7所示。该结点只用于保留切向力，并抵消活塞杆上的力。对于滑动运动，同样适用两个气缸端部与端部相连来获得中间点。这里活塞的缸径并不重要，因为这里产生的力比较微小。如前所述，其中一个气缸的行程为15mm，气缸的一段与支承架相连，另一端连接着换挡杠杆。图7 球结点方向控制阀：为控制通向气缸压缩空气的流动方向，使用了四个方向控制阀。它们是结合在一起的，用同一个输入轴连着压缩空气源，两个常见的排气孔与外界接通。图8 说明了方向控制阀的工作原理。它有一个电磁执行元件和弹簧，图9显示了方向控制阀的硬件。图8 方向控制阀图9 控制阀硬件控制单元：这里使用的控制单元是PLC LOGO，它有8个输入引脚、4个输出引脚克莱门茨杰夫科特，（1996年）。输入引脚与PB连接，输出引脚与直流电压螺线管连接。图10 表示了控制部分的硬件。LOGO是PLC控制单元设备中最简单的一款产品。它被称为可编程中继器。LOGO PLC有中继器、定时器和计数器。有一些产品还有实时操作。它可用于简单的运算；它是一个可靠的、寿命比较长的设备。图10 PLC控制元件PB被安装在一个控制板上面，每个PB下面有一个指示灯显示在工作中的齿轮。空挡位置点有一个单独的指示指示灯。倒挡齿轮除了指示灯外还额外有一个蜂鸣器，如图11所示。绿色的指示灯点亮表示接通电源。其它的指示灯连接着限位开关。最后使用了5个限位开关，如图12和图13所示，每个齿轮都有一个限位开关。图11 工作指示板图12 一挡限位开关指示灯图13 倒挡限位开关指示灯计算首先，需要同步进行力测量实验，这个测得约为150N。压缩空气压力约为4bar。活塞缸径为32mm。对于参与运动的气缸：活塞截面积A：活塞连杆截面积a：净截面积A:A=A-a=向外拉伸的力:向内压缩的力:这里p为压缩空气压力，p=4bar。滑动所需的力为70N。对于滑动气缸：活塞截面积A：活塞连杆截面积a:净截面积A：A=A-a=向外拉伸的力:向内压缩的力:正如计算出来的结果，气缸所施加的力足够移动换挡杠杆。图表气压图：如图14所示，当有信号给了阀门B，气缸会产生感应，气缸向外伸出。与阀门C相连接的气缸会产生相同的运动。气缸，连接着阀门A，气缸连接着阀门D，当信号出现时气缸及气缸会向内收缩，气缸会向外伸出。图14 气压换挡原理示意图图15 换挡逻辑图逻辑换挡图：图15所示换挡过程的顺序步骤。例如，如果现在使用第一个齿轮在驾驶，不能在不使用第二个齿轮的情况下，使用第三个齿轮。倒挡齿轮只能从空挡位置点处工作，最后总是返回到空挡位置点。如图15所示，可编程LOGO PLC单元实现了这一规则系统。图16 PLC控制元件电路图电气图：控制单元的输出信号激发中继器，需要操作方向控制阀的螺旋线管。图16所示的是电路连接图。（克莱门茨和杰夫科特，1996年）。结果和讨论操作顺序：空挡位置点：在这个点上，所有控制器的输出信号都为0。气缸和气缸向外拉伸，而气缸和气缸均向内收缩。摁住中间的按钮，任何工作中的齿轮控制器的输出信号都会变成0。另外，在任何换挡过程中，控制器首先将齿轮置于空挡位置点，然后再移动参与工作的齿轮，如表1、表2所示。表1表述的是空挡位置点的输入信号；表2表述的是空挡位置点的输出信号。方向控制阀的相关情况如表3所示。一挡：在这里，气缸将向外拉伸而同时其它的气缸将会保持在最初的位置。这一动作将推动齿轮轴向前移动，一挡齿轮结合开始工作。表4表示了当处于一挡时方向控制阀的相关情况。二挡：在控制器到达空挡位置点后，气缸将会向内收缩。这一动作将把齿轮轴拉回来，二挡齿轮结合开始工作。表5表述了当处于二挡时方向控制阀的相关情况。三挡：在控制器到达空挡位置点后，气缸将会向内收缩，以便使得齿轮轴在三挡位置点工作。然后，气缸向外伸出，推着齿轮轴与三挡齿轮结合。表6表述了当处于三挡时方向控制阀的相关情况。四挡：和三挡的工作情况相似，气缸向内收缩了。然后，气缸也将向内收缩，四挡齿轮结合并工作。表7表述了当处于四挡时，方向控制阀的相关情况。倒挡：气缸从空挡位置点开始向外伸出，然后气缸也向外伸出。在这个位置点，所有的气缸都向外伸出。表8表述了当处于倒挡时方向控制阀的相关情况。表1 空挡位置点的输入信号输入信号Description11PB(一挡换挡)12PB(二挡换挡)13PB(三挡换挡)14PB(四挡换挡)15PB(倒挡换挡)16PB(空挡位置)表2 空挡位置的输出信号输出信号DescriptionQ1SV(A)Q2SV(B)Q3SV(C)Q4SV(D)表3 空挡位置时阀门的状态直流电压PORT2PORT4SolenoidAPressureExhaust0BPressureExhaust0CPressureExhaust0DPressureExhaust0表4 一挡时阀门的状态直流电压PORT2PORT4SolenoidAExhaustPressure1BPressureExhaust0CPressureExhaust0DPressureExhaust0表5 在二挡时阀门的状态直流电压PORT2PORT4SolenoidAPressureExhaust0BExhaustPressure1CPressureExhaust0DPressureExhaust0表6 在三挡时阀门的状态直流电压PORT2PORT4SolenoidAExhaustPressure1BPressureExhaust0表7 在四挡时阀门的状态直流电压PORT2PORT4SolenoidAPressureExhaust0BExhaustPressure1CPressureExhaust0DExhaustPressure1表8 在倒挡时阀门的状态直流电压PORT2PORT4SolenoidAExhaustPressure1BPressureExhaust0CExhaustPressure1DPressureExhaust0结论根据实验获得的结果，改进的机构是可以实现的也是可行的。使用最简单的PLC和所需的硬件便可以将老旧的传统换挡机构改造成半自动换挡机构。这一改进机构的使用，使得驾驶过程变得更容易，降低了不稳定汽车的风险，减少了旅程时间及错过换挡的最佳时机。附录B 大学本科毕业设计开题报告题目载货汽车用天然气发动机变速器结构设计指导教师院（系、部）机械工程学院专业班级学号姓名日期教务处印制一、选题的目的、意义和研究现状1.选题目的、意义进入80年代以来，随着经济的发展，具有全球性影响的环境问题日益突出。不仅发生了区域性的环境污染和大规模的生态破坏，而且出现了温室效应、臭氧层破坏、全球气候变化、酸雨、物种灭绝、土地沙漠化、森林锐减、越境污染、海洋污染、热带雨林减少等全球性环境危机，严重威胁全人类的生存和发展。全球环境问题的出现要求现代汽车达到低能耗、低排放等目标。为此选择载货汽车天然气用发动机变速器设计。这一技术的使用将缓解石油资源危机、并有效减少温室气体排放达到环保的目的。2.研究现状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、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮输出。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。变速器是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。其中有级式变速器是目前使用最广的一种，采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有3-5个前进挡和一个倒档，在重型货车用的组合式变速器中，则有更多档位。无级式变速器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，其传动比可在最大值与最小值之间的几个间断的范围内做无级变化，目前应用较多。戴-克、康明斯、依维柯等国际知名公司都在不遗余力地大力研发和推广各自的天然气发动机。美国在LNG车用技术上处于领先位置，从推广车型来看，LNG不但适用于城市公交车，同样也适用于出租车和大型货运车辆，尤其是长途车辆。从美国和欧洲的趋势看，各国的天然气汽车的研制重心已经由CNGV汽车转向LNGV。国内载货汽车制造商与国外发动机制造商合作，研发出一些适配的变速器，并成功用于国内载货汽车上。二、研究方案及预期结果1.论文研究的主要内容（1）变速器设计的基本要求：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传输3）设置倒档，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（2）针对载货汽车用天然气发动机变速器结构设计主要解决一下问题：1）载货汽车设计参数2）天然气发动机参数的选取3）主减速器传动比的确定4）变速器传动比的确定5）变速器的结构设计除此之外，变速器还应当满足外廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。2.主要理论：运用汽车构造、汽车设计、汽车原理等理论，设计适用的载货汽车用天然气发动机变速器。3.技术路线：整体方案的构思，提出设计方案，绘制结构草图；整体结构设计，进行结构主要参数的设计计算；进行重要零件结构设计，进行刚度校核、强度校核、寿命校核，完成零件图的绘制。4.论文框架：引言第一章汽车机械式变速器概述第二章载货汽车总体参数及发动机参数的确定第三章变速器结构方案的确定第四章变速器主要参数的确定第五章变速器齿轮的损坏形式及强度计算第六章轴的强度计算与校核第七章同步器设计第八章变速器操纵机构的设计5.预期结果按照变速器的设计要求设计载货汽车天然气用发动机变速器，获得合适的变速器，使载货汽车能够平稳的以不同速度行驶，以达到良好的经济性目的。把“环境友好型”产品推向市场，以赢得良好的经济效益和社会效益。最后论文设计完成，输出变速器开题报告一份、A0图纸两张及说明书一份。三、研究进度进度安排1-2周）毕业实习,搜集、查阅相关资料，熟悉毕业设计任务，撰写开题报告3-4周）载货汽车总体参数及发动机参数的确定5-6周）变速器参数的确定7-8周）变速器齿轮及轴的计算与校核9-10周）变速器结构设计11-12周）完成主要零部件的绘图13-14周）编写说明书，交与指导老师参评，并作修改完成论文 15-16周）装订毕业设计，准备答辩四、主要参考文献1陈家瑞主编.汽车构造M.北京：机械工业出版社，20002余志生主编.汽车理论M. 第四版.北京：机械工业出版社，20063王望予主编.汽车设计M.第四版.北京：机械工业出版社，20044刘维信.汽车设计M.北京：清华大学出版社,20035高维山等.汽车设计丛书变速器M.第二版.北京：人民交通出版社，20026梁治明. 材料力学M. 辽宁：高等教育出版社出版，19857赵琳,魏庆. 汽车概论M. 辽宁：人民交通出版社出版，2003 8王洪欣 ,李木 ,刘秉忠.机械设计工程学M.徐州：中国矿业大学出版社，20019孙志礼等主编.机械设计M.辽宁：东北大学出版社，200010巩云鹏,黄秋波. 机械设计课程设计M. 辽宁：东北大学出版社出版，200111国内外天然气发动机开发及前景展望Z.全国燃气汽车信息网, 2009-12-312金荣植.载货汽车变速器齿轮材料与热处理质量的改进Z.汽车工艺与材料，2008（4）：51-5513谭荣.一种新型的新能源变速器设计J.綦齿传动.2009（1）：9-17 五、指导教师意见指导教师签字：目录引言21 汽车机械式变速器概述21.1变速器21.2变速器分类32 载货汽车总体参数及发动机参数的确定52.1 载货汽车总体参数的确定52.1.1 汽车主要尺寸的确定52.1.2 汽车质量参数的确定72.1.3 汽车性能参数的确定92.2 发动机参数的确定102.2.1 汽车用发动机的分类102.2.2 发动机形式的选择112.2.3 发动机主要性能指标的选择113 变速器结构方案的确定133.1传动机构布置方案分析133.1.1 固定轴式变速器133.1.2 倒挡布置方案133.1.3 其他问题143.2零部件结构方案分析153.2.1 齿轮形式153.2.2 轴的结构与分析153.2.3 换挡机构形式163.2.4 自动脱挡163.2.5 变速器轴承174 变速器主要参数的确定184.1 挡位数的确定184.2 传动比范围184.3 各挡传动比的确定184.4 中心距A214.5 外形尺寸224.6 齿轮参数224.7 各挡齿轮齿数的分配255 变速器齿轮的损坏形式与强度计算295.1 齿轮的损坏形式295.2齿轮强度计算295.3轴的强度计算325.3.1 初选轴的直径335.3.2 轴的强度计算336 同步器设计366.1 同步器分类与应用366.2 锁环式同步器主要尺寸的确定367 变速器操纵机构38经济技术性分析39结论40致谢41参考文献42摘要世界上已探明可供开采的天然气（CNG）比原油还多，这为燃气汽车的发展提供了保障。因石油资源的不可再生性，随着它的大量消耗，不可避免地要枯竭，人们迟早要面临石油短缺的危机。另一方面，由于人类保护环境意识的加强，迫使人们去寻找新能源，开发新的动力，包括气体燃料内燃机、电动汽车等。本文按照汽车设计理论，结合现有的整车数据，在原车的基础上，改变动力形式，即发动机燃油改为天然气，由于两种发动机的输出特性不同，所以这里设计一款新的变速器来适应天然气发动机，以使汽车在经济性的前提下获得最高车速获得最大动力。天然气发动机和新设计的变速器应用，将有效降低CO、HC的排放量，另外碳烟、微粒的排放量也减少了。这一技术改动，可以应用在现有的所有车系上，因此，减小了汽车对石油资源的依赖，对全球气候问题有一定的帮助。关键词：天然气；变速器；输出特性；降低排放；应用AbstractFor exploitation of the worlds proven natural gas (CNG) is also more than crude oil, which is the development of gas vehicles has provided a guarantee. Because of non-renewable nature of oil resources, with its large consumption, inevitably exhausted, people will sooner or later have to face oil shortage crisis. On the other hand, due to the strengthening of the human consciousness to protect the environment, forcing people to find new energy, new power, including gas fueled internal combustion engines, electric automobiles. This article in accordance with the theory of vehicle design, the vehicle with the existing data on the basis of the original car, change the dynamic form, that is the engine oil to natural gas, because the engines output characteristics of two different, here designed to adapt to a new transmission natural gas engine, so the car under the premise of economic access to the maximum speed for maximum power. Natural gas engines and new design transmission applications, will reduce CO, HC emissions, while soot, particulate emissions are also reduced. The technology changes, can be applied to all cars, the result, reducing the car on the oil resources of the Yi Lai, on the global climate has some help. Key words: Natural gas; transmission; output characteristics; reduce emissions; applicationV辽宁工程技术大学毕业设计（论文）引言变速器是汽车非常重要的一个配置，对汽车的操控性、舒适型以及燃油经济性都起到很重要的作用，其制造成本占汽车的7%。进入80年代以来，随着经济的发展，具有全球性影响的环境问题日益突出。不仅发生了区域性的环境污染和大规模的生态破坏，而且出现了温室效应、臭氧层破坏、全球气候变化等全球性环境危机，严重威胁全人类的生存和发展。目前，车用燃气机的技术发展已经成熟，这是因为天然气（NG）与液化石油气（LPG）的理化性能与汽油较为接近，所以只要对现有发动机作一些变动，就能改为可转换双燃料（气体燃料NG、LPG/液体燃料汽油）的汽车。压缩天然气（CNG）和液化石油气（LPG）汽车排放物中的CO、CO、含量减少，所以能较容易地满足排放法规要求，有利于环境保护1。因CNG比空气轻，一旦泄露能很快扩散，所以使用安全性能良好。尽管燃气汽车存在因储气瓶重和尺寸大，增加了汽车整备质量及在汽车上特别是乘用车上布置困难，还有续驶里程短等一些缺点，但因为天然气有储量丰富的优势，只要解决了供应网络问题之后，燃气汽车会有广阔的前途。我国天然气资源比较丰富，目前包括我国在内的许多国家已有天然气汽车在使用。1 汽车机械式变速器概述1.1变速器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、汽车滑行或停车时使发动机的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。对变速器提出如下基本要求：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2满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和格挡传动比有关。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。1.2变速器分类变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式不同分类，具体分类如下：变速器三挡变速器四挡变速器五挡变速器多挡变速器固定轴式旋转轴式多挡变速器多挡变速器多挡变速器多挡变速器图1 变速器分类Figure 1 Transmission Category2 载货汽车总体参数及发动机参数的确定2.1 载货汽车总体参数的确定汽车的主要参数包括尺寸参数、质量参数和汽车性能参数。2.1.1 汽车主要尺寸的确定汽车的主要尺寸参数有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车厢尺寸等。（1）外廓尺寸汽车的长、宽、高称为汽车外廓尺寸。在公路和市内行驶的汽车最大外廓尺寸受有关法规限制不能个随意确定，而非公路用车辆可以不受法规限制，如矿用自卸车、机场摆渡车等。影响确定汽车外廓尺寸的因素除法规和汽车的用途以外，还有载客量或装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。汽车长度尺寸小些不仅可以减少行驶期间需要占用的道路长度，同时还可以增加车流密度，在停车时占用的停车场面积也小。除此之外，汽车的整备质量相应减少，这对提高比功率、比转矩和燃油经济性有利。GB1589-1989汽车外廓尺寸限界规定如下：货车、整体式客车总长不应超过12m；单铰接式客车不超过18m；半挂汽车列车不超过16.5m；全挂汽车列车不超过20m；不包括后视镜，汽车宽不超过2.5m；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m；后视镜等单侧外伸量不得超过最大宽度处250mm；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm。本次设计选用长安威豹汽车SC1050HD31，其外廓尺寸为：658022002350（2）轴距轴距L对整备资料、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距较短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长；汽车上坡、制动或加速时轴荷转移过大，使汽车制动性或操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。原则上对发动机排量大的乘用车、载质量或载客量多的货车或客车，轴距取得长。对机动性要求高的汽车，轴距宜取短些。表2-1提供数据供轴距选取作参考。（3）前悬和后悬表2-1 各类汽车的轴距和轮距Table 2-1 wheelbase and tread types of vehicles车型类别轴距L/mm轮距B/mm乘用车发动机排量V/LV1.020002200110013801.0V1.621002540115015001.6V2.525002860130015002.5V4.02850340014001580V4.02900390015601620商用车客车城市客车（单车）4500500017402050长途客车（单车）5000650042货车汽车总质量1.817002900115013501.86.023003600130016506.014.0360055001700200014.04500560018402000前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧长度、上车和下车的方便性以及汽车造型等均有影响。增加前悬尺寸，减小了汽车的接近角，使通过性降低，并使驾驶员视野变坏。因在前悬尺寸内要布置保险杠、散热器风扇、发动机、转向器等部件，故前悬不能缩短。长些的前悬尺寸有利于在撞车时对乘员起保护作用，也有利于采用长些的钢板弹簧。对平头汽车，前悬还会影响从前门上、下车的方便性。初选的前悬尺寸，应该在保证能布置下上述各总成、部件的同时尽可能短些。对载客量少些的平头车，考虑到正面碰撞能有足够多的结构件吸收碰撞能量，保护前排乘员安全，这要求前悬有一定的尺寸。长头货车前悬一般在11001300mm范围内。后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货箱长度或行李箱长度、汽车造型等有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。后悬长，则汽车离去角减小，使通过性降低；而后悬段的乘用车行李箱尺寸不够大。客车后悬长度不得超过轴距的65%，绝对值不大于3500mm。总质量在1.814.0t的火车后悬一般在12002200mm之间，特长货箱的汽车后悬可打到我2600mm，但不得超过轴距的55%。本次设计选用前、后悬分别为1080、1950mm。（4）货车车厢尺寸要求车厢尺寸在运送散装煤和袋装粮食时能装足额定吨数。车厢边板高度对汽车质心高度和装卸货物的方便性有影响，一般应在450650mm范围内选取。车厢内宽应在汽车外宽符合国家标准的前提下适当取宽些，以利缩短边板高度和车厢长度。对于能达到较高车速的货车，使用过宽的车厢会增加汽车迎风面积，导致空气阻力增肌。车厢内长应在满足运送上述货物达到额定吨位的条件下尽可能取短些，以利于减小整备质量。本次设计货厢尺寸为480020004002.1.2 汽车质量参数的确定汽车的质量参数包括整车整备质量、载客量、质量系数、汽车总质量、轴荷分配等。整车整备质量整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃油、水，但没有装货和载人时的整车质量。整车装备质量对汽车的制造成本和燃油经济性有影响。目前，尽可能减少整车整备质量的目的是：通过减轻整备质量增加载质量或载客量，抵消因满足安全标准、排气净化标准和噪声标准所带来的整备质量的增加，节约燃料。减少整车整备质量的措施主要有：新设计的车型应使其结构更合理，采用强度足够的轻质材料，如塑料、铝合金等。整车整备质量在设计阶段需估算确定。在日常工作中，收集大量同类型汽车各总成、部件和整车的有关质量数据，结合新车设计的结构特点、工艺水平等初步估算各总成、部件的质量，再累计构成整车整备质量。本次设计整车整备质量为2780Kg（1）汽车的载客量和装载质量（简称载质量）1）汽车的载客量乘用车的载客量包括驾驶员在内不超过9座，又称之为类汽车，其他、类汽车的座位数、乘员数及汽车的最大设计总质量见相关标准。2）汽车的载质量汽车的载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定载质量。汽车的碎石路面上行驶时，载质量约为好路面的75%85%。越野汽车的载质量是指越野行驶时或在土路上行驶时的额定载质量。商用货车载质量的确定，首先应与企业商品规划符合，其次要考虑到汽车的用途和使用条件。原则上，货流大、运距长或矿用自卸车应采用大吨位货车以利降低运输成本，提高效率；对货源变化频繁、运距短的市内运输车，宜采用中、小吨位的货车比较经济。本次设计的额定载质量为1950Kg（2）质量系数质量系数是指汽车载质量与整车整备质量的比值，即=/。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。在参考同类型汽车选定（表2-2）以后，可根据给定的计算整车整备质量。表2-2 货车的质量系数Table 2-2 Coefficient of vehicle quality参数车型总质量货车1.86.00.81.106.014.01.201.3514.01.301.70装柴油机的货车为0.801.00.本次设计载质量利用系数为0.762（5）轴荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的负荷，而从动轴上的负荷可以适当减小，以利减小从动轮滚动阻力和提高在环路面上的通过性；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，又要求转向轴的负荷不应过小。因此，可以得出作为很重要的轴荷分配参数，各使用性能对其要求是相互矛盾的，这就要求设计时应根据对整车的性能要求、使用条件等，合理地选取轴荷分配。各类汽车的轴荷分配见表2-3.前后轴荷分别为1990/2910Kg表2-3汽车轴荷分配车型满载空载前轴后轴前轴后轴乘用车发动机前置前轮驱动47%60%40%53%56%66%34%44%发动机前置后轮驱动45%50%50%55%51%56%44%49%发动机后置后轮驱动40%46%54%60%38%50%50%62%商用车42后轮单胎32%40%60%68%50%59%41%50%42后轮双胎，长、短头式25%27%73%75%44%49%51%56%42后轮双胎，平头式30%35%65%70%48%54%46%52%64后轮双胎19%25%75%81%31%37%63%69%Table 2-3 vehicle axle-load distribution2.1.3 汽车性能参数的确定（1）动力性参数汽车动力性参数包括最高车速、加速时间t、上坡能力、比功率和比转矩等。1）最高车速随着道路条件的改善，特别是高速公路的修建，汽车尤其是发动机排量大些的乘用车最高车速有逐渐提高的趋势。乘用车的最高车速大于商用货车和客车的最高车速。排量大些的乘用车的最高车速要大于排量小些的乘用车的最高车速。总质量小些的商用货车最高车速稍大于总质量大些商用货车的最高车速。不用车型的最高车速的范围见表2-43.表2-4 汽车最高车速Table 2-4 the maximum speed car乘用车最高车速比功率比转矩乘用车发动机排量V/LV1.01101503060501101.0V1.61201703565801101.6V2.51301904070901302.5V4.01402305080120140V4.016028060110100180货车最大总质量1.880135162830441.86.0152538446.014.0751201020334714.062029502.2 发动机参数的确定2.2.1 汽车用发动机的分类汽车用发动机按燃料分为柴油发动机、汽油发动机、气体燃料发动机及液气混合动力发动机。按冲程形式分为二冲程和四冲程发动机。2.2.2 发动机形式的选择根据本次设计选题的目的，选用天然气发动机。2.2.3 发动机主要性能指标的选择（1）发动机最大功率和相应转速根据所设计汽车应达到的最高车速（km/h）,用公式2-1估算发动机最大功率 (2-1)式中，为发动机最大功率（kW）；为传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的汽车可取为90%；为汽车总质量（kg）；g为重力加速度（）；为滚动阻力系数，对货车取0.02，用带入；为空气阻力系数，货车取0.801.00；A为汽车正面投影面积（）。代入式2-1得发动机最大功率=81.7kW选用长春一汽四环天然气发动机CA4GN发动机，该发动机最大功率82 kW，最大扭矩290；额定转速3200 ；发动机最大功率=82 kW和相应转速=3200 ；（2）发动机最大转矩及相应转速用下式2-2计算确定 (2-2)式中，为最大转矩（）；为转矩适应性系数，一般在1.11.3之间选取；为发动机最大功率（kW）；为最大功率转速（）4。要求与之间有一定差值，取/=1.5.选用的CA4GN发动机最大扭矩290，经计算得=1800；Pe/KW有效功率有效扭矩Me/Nm转速/rpm10001400180022002600300020406080100240260280300图2-1 CA4GN发动机外特性曲线Figure 2-1 CA4GN engines outside the characteristic curves3 变速器结构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，故在不用形式的汽车上得到广泛应用5。3.1传动机构布置方案分析3.1.1 固定轴式变速器1）两轴式变速器固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。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汽车上。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。本次设计为发动机前置后驱传动方式，故选用中间轴式变速器6。3.1.2 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。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，变速器的一挡与倒挡都应布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从低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的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。倒挡设置在变速器的右侧，为了防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。图3-1 倒挡方案Figure 3-1 reverse gear program3.1.3 其他问题常用挡位的齿轮因接触应力过高而易造成表面点蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的两端支承中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高齿轮寿命。图3-2 传动方案图Figure 3-2 Figure transmission scheme3.2零部件结构方案分析3.2.1 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。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数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大，直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。3.2.2 轴的结构与分析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一起考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，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的应力集中会引起轴断裂。用弹性挡圈定位各挡齿轮虽简单，但拆装不方便，且与旋转件端面有滑摩，同时弹性挡圈也不能承受大的轴向力，故这种结构仅用于轻型及以下的汽车变速器上。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大径定心。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。当一挡、倒挡采用滑动齿轮挂挡时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿内侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。3.2.3 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三种形式。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，会在齿轮端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点。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，只在一挡、倒挡中使用。变速器第二轴的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡；同步器换挡能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。但同步器换挡结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大。12345R图3-3换挡方案Figure 3-3 Shift program3.2.4 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、变速器轴刚度不足以及振动等因素，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，还采用下面的措施：将两结合齿的啮合位置错开，图3-4所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿越13mm。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。将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图所示。将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜23），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图所示。图3-4 防止自动脱挡措施Figure 3-4 Measures to prevent the auto-off block3.2.5 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外处应安置轴承。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。汽车变速器机构紧凑、尺寸小等特点。第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用定心球轴承；后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。旋转式中间轴前端采用向心短圆柱滚子轴承，后轴承为带止动槽的向心球轴承；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。变速器第二轴的常啮合齿轮与二轴之间采用矩形花键连接。4 变速器主要参数的确定4.1 挡位数的确定变速器的挡数可在320个挡位范围内变化，通常变速器的挡数在6挡以下，当挡位数超过6挡以后，可在6挡一下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的抵挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。该值越小换挡工作越容易进行。载质量在3.510.0t的货车采用五挡变速器。4.2 传动比范围变速器的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。影响最低挡传动比的因素有：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、驱动轮与路面的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径及所要达到的最低稳定行驶车速。此次设计最高挡是直接挡，传动比为1.0。一般用途的货车传动比范围为5.08.0。4.3 各挡传动比的确定（1）按照汽车最大爬坡能力确定最大传动比汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，这时有：（41）其中：为最大驱动力；为滚动阻力；（42）为最大上坡阻力。（43）（44）带入式（41），得其中：-发动机最大扭矩； -变速器一档传动比； -主传动器传动比； -汽车传动系总效率； -汽车总质量； -重力加速度； -道路最大阻力系数； -驱动轮滚动半径； -滚动阻力系数； -道路最大上坡角。计算得（2）根据驱动轮与路面的附着力确定最大传动比汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力，此条件可用下列不等式表示：（45）其中： -道路附着系数，计算时取； -驱动轮垂直反力，用下列公式计算：（46）其中：、为后轮驱动时，；前轮驱动时，；前后驱动时，；为路面坡度角；、分别为汽车重心矩前后轴的距离，汽车在水平位置量度；为汽车轴距；为汽车满载时重心高度。计算得（3）根据最低稳定车速确定一档传动比为了避免汽车在松软里面上行驶时，由于土壤受冲击剪切破坏而损失地面附着力，应保证汽车能在极低车速下稳定行驶。设最低稳定车速为，则有：（47）其中： -汽车滚动半径； -发动机最低转速； -主减速器传动比。计算得根据上述三个条件确定的最大传动比，应选其中的小值。确定变速器最高挡是直接挡传动比，根据发动机功率曲线图，设计最高车速90 Km/h，根据因此在选定汽车的最大传动比与最小传动比及挡位数后，便可以确定各挡的传动比，设计传动比按等比级数分配。则有（4-8）式中，q 为常数，即各挡之间的公比。；4.4 中心距A对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴线之间的距离称为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对齿轮的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取短些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此而使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。1）中间轴式变速器中心距A的确定初选中心距A时，可根据下述经验公式计算 (4-9)式中，A为变速器中心距（mm）；为中心距系数，商用车取8.69.6；为发动机最大转矩（）;为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取96%。计算得=95mm4.5 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（过度）齿轮和换挡机构的布置初步确定。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数表4-1据选用：表4-1 变速器壳体轴向尺寸参考Table 4-1 gear-housing axial size reference挡数轴向尺寸四挡（2.22.7）A五挡（2.73.0）A六挡（3.23.5）A4.6 齿轮参数（1）模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减小齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声又较为重要的意义，因此齿轮的模数应选得小些；对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。表4-2 变速器用齿轮模数的范围Table 4-2 Modulus of transmission gear range车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量模数1.0V1.61.6V2.56.014.014.02.252.752.753.003.504.504.506.00所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，见表4-3。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表4-3国家标准模数值Table 4-3 Numerical model national standards模数第一系列1.001.251.5-2.00-2.50-3.00-6.00第二系列-1.75-2.25-2.75-（3.25）3.505.50-啮合套盒同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。斜齿轮设计选用模数为2.5mm，直齿轮设计选用模数4mm。（2）压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮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28时强度最高，超过28强度增加不多；对于斜齿轮，压力角25时强度最高。因此，理论上对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角。实际上，因国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮采用的压力角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30。（3）螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不用挡位齿轮的螺旋角应不一样。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，而此时第二轴没有轴向力作用。欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，满足下述条件：（4-11）（4-12）由于，为使两轴向力平衡，必须满足（4-13）式中，、为作用在中间轴齿轮1、2上的圆周力；、为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力；、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。货车变速器斜齿轮螺旋角的范围为：1826（4）齿宽b在选择齿宽时，考虑到齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等因素，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4.58.0，则直齿b=24mm;斜齿，取6.08.5，则斜齿b=20mm;（5）齿轮变位系数的选择原则当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少些的齿轮副采取正角度变位。对斜齿轮传动，通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。（6）齿顶高系数规定齿顶高系数为1.00。4.7 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。（1）确定一挡齿轮的齿数一挡传动比为（4-14）再根据直齿，计算得=47（取整）；中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制。货车在1217之间选取，确定为=17。一挡大齿轮齿数用计算得=30（2）修正中心距A根据=(+)m/2得=94mm，确定中心距为95mm，因此一挡齿轮采用角度变位。由式=arcos(Acos/A) （4-15）得啮合角=21.9由式A=（inv-inv）()/(2tan) （4-16）得变位系数和0.65由式y=( A-A)/m （4-17）得中心距变动系数y=0.25由式 y=-y （4-18）得齿顶高降低系数y=0.4分配变位系数=0.35，=0.3（3）确定常啮合传动齿轮的传动比由式4-14求出常啮合传动齿轮的传动比（4-19）而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即（4-20）初取，斜齿轮，解方程组4-19，4-20得=24,=47计算得实际=3.46，（4）确定二挡齿轮齿数二挡齿轮为斜齿轮，由式（4-21）（4-22）初取，斜齿轮，解方程组4-21，4-22得=40，=31计算得实际=2.53，（5）确定三挡齿轮齿数三挡齿轮为斜齿轮，由式 (4-23) (4-24)初取，斜齿轮，解方程组4-23，4-24得=35，=36计算得实际=1.90，（6）确定四挡齿轮齿数四挡齿轮为斜齿轮，由式（4-25）（4-26）初取，斜齿轮，解方程组4-25，4-26得=29，=42计算得实际=1.35，（7）确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选倒挡齿轮13，考虑到和第二轴一挡齿轮啮合，取，模数取4mm，则中间轴与倒挡轴的中心距（4-27）=80mm倒挡轴与第二轴的中心距（4-28）=95mm5 变速器齿轮的损坏形式与强度计算5.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：齿轮折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合9。齿轮折断发生在下述几种情况下：齿轮受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现得极少，而后者出现得多些。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细节小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面相互熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏较少10。5.2齿轮强度计算与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。1.轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力（5-1）式中，为弯曲应力（MPa）;为圆周力（N）, ；为计算载荷（）；d为节圆直径（mm）; 为应力集中系数，近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；b为齿宽（mm）；t为端面齿距（mm），m为模数；y为齿形系数。11如图5-1所示。图5-1 齿形系数Figure 5-1 Tooth coefficient因为齿轮节圆直径，式中z为齿数，所以将上述有关参数带入（5-1）中得（5-2）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa计算得一挡主动齿轮=321MPa 合格一挡从动齿轮=140 MPa 合格（2）斜齿轮弯曲应力（5-3）式中，为圆周力（N）, ；为计算载荷（）；d为节圆直径（mm），为法向模数（mm）；z为齿数，为斜齿轮螺旋角（）；为应力集中系数，近似取=1.50；b为齿宽（mm）；t为法向齿距（mm），；y为齿形系数，可按当量齿数在图5-1中查得，为重合度影响系数，=2.0将上述有关参数代入（5-3）中，整理得到（5-4）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对货车的许用应力在250MPa内计算得=175MPa 合格（2）轮齿接触应力（5-5）式中，为轮齿的接触应力（MPa），F为齿面上的法向力（N），；为圆周力（N），；为计算载荷（）；d为节圆直径（mm）；为节点处压力角（）；为斜齿轮螺旋角（）；E为齿轮材料的弹性模量（MPa）；b为齿轮接触的实际宽度（mm）；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮、，斜齿轮、，、为主、从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表5-1。表5-1 变速器齿轮的许用接触应力Table 5-1 Permissible transmission gear contact stress齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700计算得=980 MPa 合格变速器齿轮采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。采取喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施，使齿轮得到强化。5.3轴的强度计算变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向作用力，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。刚度不足轴会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。5.3.1 初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径,轴的最大直径d和支承间距离L的比值：对中间轴，d/L=0.160.18;对第二轴，d/L0.180.21。第一轴花键部分直径d（mm）可按下式初选（5-6）式中，K为经验系数，K=4.04.6, 为发动机最大转矩（）5.3.2 轴的强度计算（1）轴的刚度验算对齿轮工作影响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，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。挡位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化。轴的挠度和转角可按

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