车辆工程毕业设计32轻型货车变速器设计

辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 1 前言 汽 车自上个世纪末诞生以来，已经走过了风风雨雨的一百多年。从卡尔 .本茨造出的第一辆三轮汽车以每小时 18 公里的速度，跑到现在，竟然诞生了从速度为零到加速到 100 公里 /小时只需要三秒钟多一点的超级跑车。这一百年，汽车发展的速度是如此惊人！ 1769 年，法国人 N.J.居纽制造了世界上第一辆蒸汽驱动三轮汽车。 1804 的年，脱威迪克又设计并制造了一辆蒸汽汽车，这辆汽车还拉着十吨重的货物在铁路上行驶了 15.7 公里 。 1876 年康特 .尼古扎 .奥托又发明了对进入汽缸的空气和汽油混合物先进行压缩，然后点火，提高了发动机效率。这种发动机具有进气、压缩、作功、排气四个行程，为了纪念奥托的发明，人们把这种循环改称为奥托循环。 1879 年德国工程师卡尔 .苯茨，首次试验成功一台二冲程试验性发动机 等等。 短短几年时间，汽车已经从一种实验性的发明转变为关联产业最广、工业技术波及效果最大的综合性工业 。 为了占领未来汽车市场，如今已有许多公司把各种先进技术和装备，如微型电子计算机、无线电通讯、卫星导航等等新技术、新设备和新方法、新材料广泛应用于汽车工业中，汽车正在走向自动化和电子化。有了卫星导航系统，汽车可接收交通卫星的通信资料， 确定汽车所在位 置，从而自动提供最优行车路线，并且显示出交通图；汽车的雷达系统可以把障碍物的距离和大小告诉给驾驶员，这样停车就更容易；而语言感知系统可以用图、表和声音告诉驾驶人员汽车的各个部位情况，此外还可按 “ 音 ” 行事，执行驾驶有关指令等等。另外汽车的能耗、排放废气、噪声和污染等公害也日将减少，安全性、使用方便性将日益提高。专家们认为，汽车是当前世界最主要的交通工具，在将来它仍然是世界上的主要交通工具，别的任何开工交通工具都不可能完全把汽车取代。 本次设计中，主要以轻型货车为重点，设计它的变速器，以 BJ1041 汽车为例子， 全面介绍了汽车变速器的结构、用途、以及前景。 高拯铎：轻型货车变速器设计 2 1. 概述 汽车是一种快速机动的道路交通工具。一般是指自带动力装置的可以独立行驶并完成运载任务的轮式车辆，具有四个或四个以上的车轮。按照国家标准中有关规定，汽车可分为载货汽车，越野汽车，自卸汽车，牵引汽车，专业汽车，客车，轿车等种类。汽车的基本组成是相同的，均由发动机，底盘，车身和电气设备四大部分组成，现代汽车场将以往复活塞式内燃机为主要动力源，其技术上的发展表现在快速，经济，安全，舒适，低公害等方面，在轿车上尤为突出。此外，为了改善汽车的行驶性能，提高汽 车行驶的安全性和舒适性，在汽车上特别是在轿车上广泛的采用了电控自动变速器，汽车制动控制系统，动力转向系统，定速控制系统，电控防盗控制系统，汽车电子信息系统等，使汽车的电控系统变得越来越复杂，总之，电子控制技术在汽车上的广泛应用和机电一体化使汽车的总体结构，工作原理以及使用维修等方面都发生了根本的变化。 1.1 汽车发展史 1.1.1 第一辆蒸气汽车 1765 年，英国人瓦特发明了蒸汽机，带领人类进入了 蒸汽机时代 。许多发明家也纷纷把瓦特的发明应用到 自走式车辆 的设计中。 法国人居尼奥花了 6 年时间，于 1769 年制成了世界第一辆具有实用价值的蒸汽汽车。这辆式样很奇特的汽车，车身用硬木制成框架，由三个一人多高的铁轮支撑。车的前面放着容积为 50L 的梨形大锅炉，锅炉后边有两个容积为 11 加仑的汽缸。锅炉由简单的曲拐把活塞的运动传给前轮，使前轮转动。同时前轮还是转向轮，由于前轮上压着很重的锅炉，所以操纵转向杆很费力。 这辆蒸汽车存在一个致命的缺点，每走 15 分钟后，锅炉的压力就损耗尽了，只得停下来再加上水烧开成蒸汽，而它的最高时速也只有 4km/h。 这辆车由于方向杆操纵困难，试车中不断发生事故。一次在般圣奴兵工厂 附近下坡时，因转弯不及时而撞到了兵工厂的墙上，值得纪念的世界第一辆汽车，被撞得七零八落，面目全非。 1.1.2 早期蒸 气 汽车的黄金年代 18 世纪末在欧美各国，出现了一个研究和制造蒸汽汽车的热潮，各种途的辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 3 蒸汽汽车相继问世。汽车的车身和其它机构也在迅速改进。到了 19 世纪期，出现了一个蒸汽汽车的全盛时期。 1801 年，理查德 特雷威蒂克制造了英国最早的蒸汽汽车。两年后，代又制成了形状类似公共马车的蒸汽汽车。这辆公共汽车能乘坐 8 个人，创造了在平路上时速为 9.6km/h,坡道上时速为 6.4km/h 的世界纪 录。 1805 年，美国人艾文思首次制造了装蒸汽发动机的水陆两用汽车。这种水陆两用汽车是费城港当局为了疏通费城港，委托艾文思负责制造的，原来打算是制造疏浚船，不料船制成以后，因发列作业场地不在海岸边，于是不得不考虑将这艘蒸汽船运送到有港口的地方。艾文思在船底装上了四个车轮，用船上的蒸汽发动机驱动。这样便把船运到了港。因此疏浚船成了水陆两用车。它也成为现代水陆两用汽车的鼻祖。 1825 年英国公爵嘉内制成了第一辆蒸汽公共汽车。这辆车的发动机装在后部，后轴驱动，前轴转向。它采用了巧妙的专用转向轴设计，最前 面两个轮并不承担车重，可由驾驶者利用方向舵柄轻便地转动，然后通过一个车辕，引导前轴转动，使转向可以轻松自如。 1828 年，哈恩格克制成了比嘉内的汽车性能更好的蒸汽公共汽车，并开始了公共运输事业的企业化。他的车可以乘载 22 名乘客，时速 32km/h，营运后很受欢迎。 1834 年，发展成立了世界上最早的公共汽车运输公司 -苏格兰蒸汽汽车公司 。 1831 年嘉内利用这辆车开始了世界上最早的公共汽车运营业务，所以这辆车也被认为是世界最早的公共汽车。 1928 年，法国人配夸尔制造了一辆蒸汽牵引汽车。这 辆汽车首次采用将发动机置于车的前端，而由后轴驱动的总布置方案。在发动机和后轴之间，用链条传动。为了转弯灵活，后轴系由两根半轴构成，当中由差速齿轮连接，这就是最早发明的差速器。此外，两个小小的前轮，是各自与车架弹性相接的，这称作独立悬挂。这种独立悬挂设计，在当时有划时代的意义。配夸尔的链条传动、差速器、独立悬挂等设计，对汽车的发展贡献极大，至今仍在汽车上广泛地应用。 1.1.3. 早期蒸汽车的衰 落 在蒸汽车的最初发展时期，它们的设计都很简单，就是把一个蒸汽机装上底架和轮了。为了达到一定的输出功率，就要有个尽 可能大的锅炉；为了达到一定高拯铎：轻型货车变速器设计 4 的行程，又要备有充足的水和煤；车身重了，就要求有一副结实的底架和坚固的车轮。就这样，恶性循环，车越来越笨重，操纵越来越困难。 所以，这些大型蒸汽车仅适用于定班的往返行驶，路线固定，沿途又有煤、水供应。即便如此，仍有许多不可避免的缺陷，如制动困难，车太重，车轮窄，惯性大，转向不灵敏。有时候明知要减速转弯就是慢不下来，转不过去，只能眼睁睁地看着车撞上障碍物，要么就是制动太狠，轮轴断裂。更可怕的是，炉压过高，一时难以控制，经常发生锅炉爆炸事件。 而且，乘坐这种车还得看天气：下雨天车上 遮盖不严，道路泥泞不安全；严寒天烧水难，易熄灭，行驶也慢；热天坐在锅炉边没人愿意忍受；刮风天要看风向，顺风时车尾的浓烟会把乘车人熏得喘不过气来。 1.1.4 早期蒸汽车的再度兴旺与最后没落 19 世纪末叶，随着资本主义工商业的发展，欧美各国政府深感马车远远不能适应时代的需要，于是又开始大力倡导动力机车。在此号召下，各国的蒸汽一事业如久旱逢甘露一般再次迅速发展起来。 法国人阿美德 珀列 配尔于 1872 年制造了一辆四轮蒸汽长途公共汽车，这辆车装有两台 V 型蒸汽发动机，它还具备有近似于现代汽车的变速器和转向盘。 1883 年，法国人提翁 浦东合组汽车公司，制造三轮蒸汽车。从此蒸汽车由单个试制进入了工业生产阶段。 在载客汽车发展的同时，载货蒸汽车也发展起来。载货汽车要求牵引力大，能够爬坡。早期的蒸汽货车的典型式样是发动机在前，后轮驱动，并有宽敞的车槽。 1.1.5 汽车发展史上的四座里程碑 第一辆汽油发动机汽车 1885 年，德国工程师卡尔 本茨研制成一辆装有 0 85 马力汽油机的三轮车。德国另一位工程师哥德利布 戴姆勒也同时研制出一辆用 1 1 马力汽油发动机作动力的四轮汽车。 第一辆量 生产线 的汽车 1908 年，汽车史上第一辆在生产线上大量装配的四轮汽车福特 T 型车在美国诞生。福特 T 型车一改以往汽车马车型的造型，加上功能配置上的创新和改进，使它成为当时城市最佳的个人交通工具，上市第一年就卖出 1 9 万辆。 1920 年，辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 5 T 型车从装配线退役时，总共生产了 1500 万辆。 第一辆 跨 时代汽车 大众甲壳虫成功是众所周知的：它打破了福特 T 型汽车的产量纪录。目前，大众汽车公司又推出新甲壳虫，引起了人们的极大兴趣。它的优点是结实耐用，不讲究豪华，而且价格大众化。 第一辆微型汽车 1959 年面世的 “迷你（ ） ”轿车引发了汽车技术的一场革命。这种小型车在取得观念上的突破的同时，还屡次在汽车赛中取得冠军。 40 年后的今天，这款车仍然流行，几乎所有公司都模仿了 “迷你车 ”的设计，使之成为最家庭化的轿车。 1.2 变速器介绍 汽车发动机的转矩变化范围小，而多变的使用环境要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为此，在传动系中设置了变速器，以适应汽车经常变化的行驶条件，并与发动机配合工作，使汽车具有良好的动力性和经济性。 变速器用来改变发动机特列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。 变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。用变速器转变发动机转矩、转速的必要性在于内燃机转矩 转速变化特性的特点是具有相对小的对外部载荷改变的适应性。发动机的适应性系数是其最大转矩与最大功串下转矩之比，内燃机的适应性系数为 1 15 1 25。 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 的最低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；其空档使汽车在起动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机与传动泵分离。 变速器按其传动比的改变方式分为有级、无级和综合式的。有级变速器按其前进档的档位数分为三、四、五档及多档的；而按其纳中心线的位置又分为固定轴线式、旋转轴线 (行星齿轮 )式和综合式的。固定轴线式变速器又分为两轴式、三轴式和多轴式的。变速器按其操纵方式又分为自动式、半自动式、预选式、指高拯铎：轻型货车变速器设计 6 令式、直接操纵式和远距离操纵式。 变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动 的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数作优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧 (或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧 )措施以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档；采用同步器可使换档轻便，无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声协，降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双 (三 )中间轴变速器，后置常啮合传动齿轮、短第二轴的变速器， 各种自动、半自动以及电子控制的自动换档机构等新结构也相继问世。 辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 7 2. 汽车总体性能参数的计算选择 2.1 汽车主要尺寸的确定 汽车的主要尺寸有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头和车厢尺寸等。 1. 外廓尺寸 汽车外廓尺寸限界规定汽车外廓尺寸长：货车、越野车、整体式客车不应超过 12m，但铰接式客车不超过 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，汽车宽度不超过 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出最 大宽度处 250mm；顶窗、换气装置开启时不得超出车高 300mm。 2. 轴距 轴距对装备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。当轴距短时，上述个指标减小。此外，轴距还对轴荷分配有影响。轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长；上坡或制动是轴荷转移过大，汽车制动性和操纵稳定性变坏；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。3. 前轮距和后轮距 增大轮距，随之而来的是室内宽并有利于增加侧倾刚度。但是此时汽车总宽度和总质量增加，并影响最小转弯直径变化。 受汽车总宽度不得超过 2.5m 限制，轮距不宜过大。但在取定的前轮距范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距时应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及它们之间应留有必要的间隙。 4. 前悬和后悬 前、后悬长时，汽车接近角和离去角都小，影响汽车通过性能。对长头汽车，前悬不能缩短的原因是在这段尺寸内要布置保险杠、散热器、风扇、发动机等部件。从撞车安全性考虑希望前悬长些，从视角度考虑又要求前悬短些。前悬对平头汽车上下车的方便性有影响，前钢板弹簧长度 也影响前悬尺寸。长头货车前悬一般在 1100 1300mm。 货车后悬长度取决于货箱、轴距和轴荷分配的要求。轻型、中型货车的后悬高拯铎：轻型货车变速器设计 8 一般在 1200 2200mm 之间，特长货箱汽车的后悬可达 2600mm，但不得超过轴距的 55%。轿车后悬长度影响行李箱尺寸。客车后悬长度不得超过轴距的 65%，绝对值不大于 3500mm。对于三轴汽车，若二、三轴为双后轴，其轴距应按第一轴至双后轴中心线的距离计算；若一、二轴为双转向轴，其轴距按一、三轴的轴距计算。 5. 货车车头长度 货车车头长度系指从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。车身 形式即长头型还是平头型对车头长度有绝对影响。此外，车头长度尺寸对汽车外观效果、驾驶室居住性和发动机的接近性等有影响。 6. 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 450 650mm 范围内选取。车厢内宽度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。行驶速度能达到较高车速货车。使用过宽的车厢会增加汽车迎风面积，导致空气阻力增加。车厢内长应在能满足运送上述货物额定吨位的条件下可能取短些，以利于减小装备质 量。 2.2 汽车性能参数的确定 1. 动力性参数 最高车速maxa随着道路条件的改善，汽车特别是中、高级轿车的最高车速有逐渐提 高的趋势。轿车的最高车速maxa大于货车、客车的最高车速。级别高的轿车的最高车速maxa要大于级别低些轿车的最高车速。微型、轻型货车最高车速大于中型、重型货车的最高车速，重型货车最高车速较低。下面是各种货车的最高车速范围表： 加速时间 t 汽车在平直的良好路面上 ，从原地 开始以最大的加速强度加速到一定车速 所用去的时间称为加速时间。对于最高车速hkma /100max 的汽车，常用加速到 hkm/100 所需的时间来评价，对于 maxa 低于 hkm/100 的汽车，可用 hkm /600 的加速时间来评价。 上坡能力 用汽车满载时在良好路面上的最大坡度阻力系数maxi来表示汽车辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 9 上坡能力。因轿车、货车、越野汽车的条件不同，对它们的上坡能力要求也不一样。通常要求货车能克服 30%坡度，越野汽车能克服 60%坡度。 汽车比功率和比转矩 比功率是汽车所装发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比。它可以综合反映汽车的动力性。轿车的比功率大于货车和客车，货车的比功率随总质量的增加而减小。为保证路上行驶车辆的动力性不低于一定的水平，为防止某些性能差的车辆防碍交通，应对车辆的最小比功率做出规定。比转矩是汽车所装发动机的最大转矩与汽车总质量之比。它能反映汽车的牵引能力。不同的车型的比功率 和比转矩范围见上表。 2. 燃油经济性参数 汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗量来评价。该值越小燃油经济性越好。级别低的轿车，百公里燃油消耗量要低于级别高的轿车。 3. 最小转弯直径 minD 转向盘转至极限位置时，汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆称为最小转弯直径，它用来描述汽车转向机动性，是汽车转向能力和转向安全性能的一项重要指标。 转向轮最大转角、汽车轴矩、轮矩等对汽车最小转弯直径均有影响。对机动性要求 高的汽车， minD 应取小些。 2.3 汽车质量参数的确定 1. 整车装备质量0m整车装备质量是指车上带有全部装备，加满燃料、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成本和使用经济性均有影响。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装载量或载客量；抵消因满足安全标准、排气净化标准和躁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：采用强度足够的轻质材料，新设计的车型应使其结构 更合理。减少整车整备质量，是从事汽车设计工作中必须遵守的一项重要原则。 2. 汽车的载客量和装载质量 高拯铎：轻型货车变速器设计 10 汽车的载客量 轿车的载客量用坐位数表示。微型和普通级轿车为 2 4 座；中级以上轿车为 4 7 座。 城市大客车的载客量，由等于座位数的乘客和站立乘客两部分构成。站立乘客按每平方米 8 10 人计算。长途大客车和专供游览观光用的大客车，其载客量等于座位数。 汽车的装载质量em汽车的装载质量是指在硬质良好路面上行驶时允许的额定装载量。汽车在碎石路面上行驶时，装载质量约为好路面的 75% 85%。越野汽车的装载量是指越野行驶时或在土路上行驶时的额定装载量。 质量系数0m质量系数是指汽车装载质量与整车质量的比值，即00 / mmem 。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，mo值越大，说明该汽车结构和制造工艺越先进。参考同类汽车选定的mo以后，可根据em值计算出整车的装备质量。 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载荷，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使用性能有影响。从轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车胎的载荷应相差不大；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载荷，而从动轴载荷可以适当减少；为了保证汽车具有良好的操纵稳定性，转向轴的载荷不应过小。 汽车的发动机位置与驱动形式不同，对轴荷分配有显著影响。 2.4 发动机的选择 1. 发动机形式的选择 当前汽车上使用的发动机仍然是以往复式内燃机为主。它分为 汽油机、柴油机两类。与汽油机比较，柴油机具有较好的燃油经济性，使用成本低，在相同的续驶里程内，可以设置容积小些的油箱。柴油机压缩比可以达到 15 23，而汽辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 11 油机一般控制在 8 10；柴油机热效率高达 38%，而汽油机为 30%；柴油机工作可靠，寿命长，排污量少。 根据发动机汽缸排列形式不同，发动机有直列、水平对置和 V 型三种。汽缸直列式排列具有结构简单、宽度窄、布置方便等优点。但当发动机缸数多时，长度尺寸长，在汽车上布置困难，因此直列式适用于 6 缸以下的发动机。此外，直列式还有高度尺寸大的缺点。 根据发动机冷却方式不同 ，发动机分为水冷与风冷两种。大部分汽车用水冷发动机，因为它具有冷却均匀可靠、散热良好、躁声小和能解决车内供暖问题，以及加大散热器面积后，能较好适应发动机增压后散热的需要等优点。水冷发动机的主要缺点是冷却系结构复杂；使用与维修不方便；冷却性能受环境温度影响较大，夏季冷却水容易过热，动机又容易过冷，并且在室外存放，水结冰后能冻坏气缸缸体和散热器。 当选用尺寸和质量小的发动机时，不仅有利于汽车小型化、轻量化，同时在保证客厢内都有足够空间的条件下，还能节约燃料。 2. 发动机主要性能指标的选择 发动机最大功率maxeP和相应转速pn我们可以根据所需的最高车速 hkma /max，用下式估算发动机最大功率 3 m a xm a xm a x 7614036001 aDaraTeACgfmP 其中： T 为传动率效率，取 90% ； am为汽车总质量， 81.35065.0215.3 110 pea mmmm t g 为重力加速度， 8.9g ，取 10； rf 为滚动阻力系数，取 0.8 ； A 为汽车正面投影面积， A=h 37.25.18.1 mbhA maxa为最高车速，取 120 1hkm 高拯铎：轻型货车变速器设计 12 DC 为空气阻力系数，取 0.8 则： 6.5512076140 7.28.01203600 8.01018.3%90 1 3m ax eP最大功率转速pn的范围如下：汽油机的pn在 3000 7000 min/r ，因轿车最高车速高，pn值多在 4000 min/r 以上，轻型货车的pn值在 4000 5000 min/r 之间，中型货车的pn值 更低些。 发动机最大转矩maxeT及相应转速 Tn 我们可以用下式计算确定maxeTpee nPT m axm ax 9549 其中： 为转矩适应性系数，一般在 1.1 1.3 之间，取 1.2 ； pn为最大功率转矩，一般在 4000 5000 之间，取 4000 ； maxeP为发动机最大功率，得 55.60 则： 28.1594000 60.552.19549m a x eT辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 13 3. 变速器结构方案的选择 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，在不同形式的汽车上得到广泛应用。目前，汽车上采用的变速器汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。 多种结构 形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，设计人员应深入实际，收集质料，调查研究，对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。 3.1 确定变速器的轴式 根据轴式的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式两类。固定轴式又分为两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式变速器。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。 现代汽车大多数都采用三轴 式变速器。究竟采用哪一种形式，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下三个方面： 1. 变速器的径向尺寸 两轴式变速器，它的前进档均由一对齿轮传递动力，当需要大的传动比十，需将主动齿轮做得小些，而将从动轮做得很大，因此两轴的中心距和变速器壳的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器，由两对齿轮传递动力，在同样传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做得小些，因此中心距及变速器壳的相关尺寸均可减小。 2. 变速器的寿命 两轴式变速器的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多。因此小齿轮的 寿命，比大齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档（除直接档），均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和齿轮寿命也比较接近。用直接档工作时，因第一轴与第二轴直接连在一起，齿轮只是空转，并不传送动力，故不影响齿轮寿命。 3. 变速器的效率 高拯铎：轻型货车变速器设计 14 两轴式变速器，虽然可以有等于 1 的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此有功率损失。而三轴式变速器，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档。这种动力传递方式，几乎无功率损失，且躁声较小。 所以根据上述的三个方面，本设计采用三轴式变速器。 3.2 换档的结 构方式 目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种： 1. 同步器换档 现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻接合齿 换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行驶的安全性。 上述的换档方案，可以同时用在同一变速器中的不同档位上。所以本设计考虑的原则是不常用的倒档和一档，采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式。对于常用的档位则采用同步器。 2. 滑动齿轮换档 通常是采用滑动直齿轮进行换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。 滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档时齿端面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏。并且直齿轮工作躁声大，所以这种换档方式，一般仅用在倒档上。 采用滑动斜齿轮换档，虽然工作平稳、承载能力大、躁声小的优点。但它的换档仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进档采用滑动齿轮换档的已甚为少见。 3. 啮合套换档 用啮合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的接合齿，用来与啮合套相啮合。这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了滑动齿轮换 档时，冲击力集中在 1 2 个齿上的缺陷。 3.3 齿轮安排 各齿轮副的相对安装位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排，应考虑以下四个方面的要求： 辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 15 1. 整车总装置 根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。 2. 驾驶员的使用习惯 有人认为人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或有右到左排列来换档，但是也有人认为应该将常用档放在中间位置，而将不常用的低档放在两边。 3. 改善齿轮受载状况 各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载 荷的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以减小的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。 4. 提高平均传动效率 为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接挡的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。 3.4 倒档轴的位置 倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。倒档设计在变速器的左侧或右侧在机构上均能实现，不同之处是 挂倒档时驾驶员移动变速杆的方向改变了。在结构布置上，要注意的是在不挂入倒档时，为了防止意外挂入倒档，一般在挂倒档时设有一个挂倒档时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。倒档齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。 高拯铎：轻型货车变速器设计 16 4. 变速器主要参数的确定 4.1 变速器档数及各档传动比 变速器档数的多少对汽车动力性、经济性影响很大。档数多，可以使发动机经常在最大功率附近的转速工作，而且十发动机转速变化范围小，发动机平均功率高，故可提高汽车的动力性。即提高汽车的加速能力 和爬坡能力。档数多也增加了发动机在低油耗区工作的可能性，因而提高了汽车的燃料经济性。但它的缺点是使变速器的结构复杂、质量增大、操纵不轻便等。 所以本设计采用的是四档变速器。 首先，确定低档传动比时，要考虑下列因素：汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车最低稳定车速及主要传动比等。 1. 根据最大爬坡度确定一档传动比 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： m axm ax ifk FFF （ 4 1） 其中：maxkF为最大驱动力； fF为滚动阻力； m axcos fmgF f （ 4 2） maxiF为最大上坡阻力。 m axm ax sin mgF i （ 4 3） r iiMF ek 01m axm ax （ 4 4） 带入式（ 4 1），得 mgfmgr iiM e m axm ax01m ax s inc o s 0max1 iM rmgi e其中： maxeM为发动机最大扭矩； 辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 17 1i 为变速器一档传动比； 0i为主传动器传动比； 为汽车传动系总效率； m 为汽车总质量； g 为重力加速度； 为道路最大阻力系数； r 为驱动轮滚动半径； f 为滚动阻力系数； max为道路最大上坡角。 2. 根据驱动轮与路面的附着力确定一档传动比 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： Nr iiM e 01m ax （ 4 5） 0max1 iM rNi e其中： 为道路附着系数，计算时取 6.05.0 ； N 为驱动轮垂直反力，用下列公式计算： LmShXN ag s inc o s （ 4 6） 其中： X 、 S 为后轮驱动时， 1, SaX ； 前轮驱动时， 1, SbX ； 前后驱动时， 0, SLX ； 为路面坡度角； a 、 b 分别为汽车重心矩前后轴的距离，汽车在水平位置量度； L 为汽车轴距； 高拯铎：轻型货车变速器设计 18 ah为汽车满载时重心高度。 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，maxi应保证汽车能在极低车速下稳定行驶。设最低稳定车速为mina，则有： 0m i n m i nm a x377.0iirnia （ 4 7） 其中： r 为汽车滚动半径； minn 为发动机最低转速； i 为分动 器低档传动比。 根据上述三个条件确定的一档传动比可能不相等，应选其中的小值。 09.61 i 最高档传动比一般取 1，即三轴变速器的直接档做为最高档。其他各档传动比为： min4 ii ； qii43； qii32； 其中： q 为几何级做的公式： 3minmaxiiq （ 4 8） 即： 00.14 i 71.13 i 09.32 i 4.2 变速器齿轮参数的确定 1. 齿数 辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 19 确定变速器齿轮齿数时，应考虑： 尽量符合动力性、经济性等对各档传动比的要求； 最少齿数不应产生根切。通常，变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿轮，此齿轮不应产生根切，而且根圆直径应大于中间轴直径； 互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应注意这点； 齿数多，可降低齿轮传动的躁声。 2. 模数 决定齿轮模数的因素很多，其中最主要的是载荷的大小。由于高档齿轮和低档齿轮载荷不同，故高档和低档齿轮的模数不宜相同。从加工工艺及维修观点考虑，同一变速器中齿轮模数种类不应过多。现代汽车变速器通常是高档齿轮用一种模数，一档和倒档齿轮用另一种模数。 在初选模数时可根据下面的公式进行初选模数： 3 m ax 10/en MKm 高档齿轮 1K 3 1m a x 10/7.0 iMM eT 一档齿轮 其中： maxeM为发动机最大扭矩 1i 为变速器一档传动比 为变速器传动效率，可取 96.0 得： 5.2nmmm 4m mm 3. 中心距 齿轮中心距是变速器很重要的参数，它对变速器整体尺寸及质量有很大影响。在良好路面上行驶的汽车取小值，确定中心距时还要考虑齿轮几何参数及结构要求，初选中心距可根据下面的公式： 3m a x1411 eMA 轿车 3m a x1714 eMA 载货汽车 其中： maxeM为发动机扭距，取 175 MN 高拯铎：轻型货车变速器设计 20 得： 92A mm 齿宽 在选择齿宽时，应该注意到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时受力的均匀程度等均有影响。齿轮宽度的大小，承载能力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均匀，因而齿宽不宜太大。初选时可根据下面的公式： mb 5.75.4 直齿轮 =18 mm mb 5.85.6 斜齿轮 =21 mm 4.3 各档齿轮齿数的计算 在初选中心距、齿数模数以后可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。 1. 确定一档齿轮的齿数 一档传动比 12781 zzzzi （ 4 9） 求 21,zz 的齿数，应先求其齿数和hzmAzh 2（ 4 10） 492246 货车中间轴上的一档齿轮数可在 12 17 之间选用。 故取 121 z 34124612 zzz h得 34,12 21 zz 辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 21 2. 对中心距 A 进行修正 因为计算齿数和Z和齿数变化系数计算中心距 A，故修正后的中心距 A 取92。 确定常啮合传动齿轮副的齿数 15.2341209.621187 ZZIZZ因为常啮合传动齿轮副与 1 档齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相同，故 6.735.2 922287 nmAZZ 得 2.50,4.2378 ZZ 取 24,5087 ZZ验证传动比 00.687121 ZZZZi4. 确定二档齿轮齿数 87342 ZZZZi nmAZZ 243 得 44,6.2943 ZZ 取 44,3043 ZZ验证中心距 A= 5.922 44305.22 43 ZZm n5. 确定 3 档齿轮齿数 87563 ZZZZi nmAZZ 265 高拯铎：轻型货车变速器设计 22 得 4.405 Z， 2.336 Z取 405 Z， 346 Z6. 确定倒档齿轮 倒档齿轮使用的模数与 1 档相同，倒挡齿轮10Z的齿数一般在 2123 之间，取 22，初选10Z后，可计算出中间轴与倒档轴的中心距 A 。 A = 6822124212 101 ZZm为了保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 1 和齿轮 9 的齿顶圆之间保持 0.5mm 以上的间隙，则齿轮 9 的齿顶圆直径9eD应为： 12682121119 aaa hZmdAd=79 fmZmhddaa 22 9199 ， m=4 ， f=1 得 189 Z故各档齿轮齿 数如下： 121 Z ， 342 Z ， 303 Z ， 444 Z ， 405 Z 346 Z ， 507 Z ， 248 Z ， 189 Z ， 2210 Z 7. 确 定各档齿轮基本参数 分度圆直径 4812411 Zmd 13634422 Zmd 75305.233 Zmd n110445.244 Zmd n1 0 0405.255 Zmd n85345.266 Zmd n125505.277 Zmd n 60245.288 Zmd n 辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 23 7218499 Zmd 882241010 Zmd 齿顶高： 4411 mfha5.25.211 na mfh齿根高： 5425.011 mcfh f 125.35.225.011 nf mcfh齿全高： 9425.0221 mcfh 625.55.225.0222 nmcfh齿顶圆直径： 5642482111 aa hdd144421362122 aa hdd805.22752233 aa hdd1155.221102244 aa hdd1055.221002255 aa hdd905.22852266 aa hdd1305.221252277 aa hdd655.22602288 aa hdd8042722199 aa hdd964288211010 aa hdd齿根圆直径： 3852482111 ff hdd126521362122 ff hdd75.68125.32752233 ff hdd75.103125.321102244 ff hdd高拯铎：轻型货车变速器设计 24 75.93125.321002255 ff hdd75.78125.32852266 ff hdd75.118125.321252277 ff hdd75.53125.32602288 ff hdd75.6552722199 ff hdd75.815288211010 ff hdd齿距： 56.12414.31 mP 85.75.214.32 nmP 齿厚： 28.62414.321 mS 925.325.214.322 nmS 齿槽宽： 28.62414.321 me 925.325.214.322 nme 顶隙： 1425.01 mcC 625.05.225.02 nmcC齿宽： 24461 b 5.175.272 b 辽宁工程技术大学毕业设 计 (论文 ) 25 5. 轮齿强度 5.1 齿轮坏损形式 变速器齿轮的损坏形式主要有三种：齿轮折断、齿面点蚀、齿面胶合。 齿轮折断发生在两种情况下：齿轮受到足够大的冲击载荷作用，造成齿轮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，而后者出现得多一些。 齿轮工作时，一对齿轮互相啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细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，它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致齿轮折断。 1. 齿轮折断 齿轮在啮合过程中，轮齿表面承受有集中载荷的作用。可以把轮齿看作悬挂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到 多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。这种破坏的断面在疲劳断裂部分呈光滑表面，在突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器中齿轮的折断以疲劳破坏居多数。 2. 齿面点蚀 齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀 现象。若以节圆为界，把齿轮分为根部及顶部两段，则靠近节圆的跟部齿面处，较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重；两个互相啮合的齿轮中，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面出现许多小麻