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2008, 788/$2008 i * is by an to of an of by or of to of is on in to of MT is of it is to of MT is . o of an to of of or is a or a a is by or of is a be is it to on of as as of MT to or MT is is as is of MT in F . of 1 a of a in an 1, in a or to be MT to . 2 a of a a MT to of an As 2, a be to a a of of to 2. m) 1 of 2 of a 50001000015000200002500030000350004000045000500000 1020304050607080903, 2009 6:17 2008, 788/$2008 . of n to of is by a a 3 an of a As 3, is 4 an of a a 4, a a is an of of C. of o in to of is a to an to A of a be is in to is to F A. of of T, VT CT in CT to or is to be to to a is a a MT as 5. . A is as 6. In MT is An to is to of As a is is in an of of B. of a is by a AN A of is 7 : a of an a to is by a 2, C. 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I . 录 . 一章 绪论 . 1 第二章 变速器的概述及其方案的确定 . 3 变速器的功用和要求 . 3 变速器结构方案的确定 . 3 变速 器传动机构的结构分析与型式选择 . 3 倒挡传动方案 . 4 变速器主要零件结构的方案分析 . 5 齿轮型式 . 5 换挡结构型式 . 5 变速器轴承 . 5 第三章 变速器主要参数的选择 . 6 挡数和传动比 . 6 挡数 . 6 传动比范围 . 6 中心距 A . 6 外形尺寸 . 7 齿 轮参数 . 7 第四章 变速器主要零件的设计及校核 . 11 各挡齿轮齿数的分配 . 11 确定一挡的齿数 . 11 确定常啮合传动齿轮副的齿数 . 12 确定其他各挡 齿数： . 12 齿轮的损坏形式 . 14 齿轮强度验算 . 14 直齿轮弯曲应力 . 14 吉林大学毕业设计 - 斜齿轮弯曲应力 . 16 轮齿的接触应力 . 16 轴的设计及强度计算 . 18 轴的设计 . 18 确定轴的尺寸 . 19 第二轴校核 . 21 中间轴的校核： . 24 第五章 同步器的设计及校核 . 26 同步器的结构 . 267 同步环主要参数的确定 . 27 同步环锥面上的螺纹槽 . 27 锥面半锥角 . 28 摩擦锥面平均半径 R . 28 锥面工作长度 b . 28 同步环径向厚度 . 30 同步器的尺寸计算及校核 . 31 同步环结构参数及尺寸的确定： . 31 一倒挡，二三挡 同步器校核 . 31 第六章 变速器的操纵机构 . 32 结 论 . 33 致 谢 . 34 参考文献 . 35 吉林大学毕业设计 - 1 - 第一章 绪论 改革开放以来 ,中国汽车工业的发展驶入了快车道，汽车产量不断飙升 ,1971 年、 1988 年、 1992 年和 2000 年分别突破 10 万辆、 50 万辆、 100 万辆和 500 万辆，己成功跻身世界汽车四强之列。随着汽车工业的飞速发展，人民生活水平的提高，高速公路高等级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活的一部分。 1980 2001 年，我国汽车消费量年均增长高达 18 ，特别是进入九十年代以后，国内汽车产量以 l 2 年递增 10 万辆的速度高速增长，目前在汽车市场的比重己超过 30 ，成为我国汽车需求增长的重要拉动力量。大力发展公共交通，“鼓励汽车进入家庭”己经被党中央写入“十五计划”。载货车更是必须发展的项目之一。国家经贸委提出，“十五”期末我国汽车产量要达 320 万辆左右，力争到 2010 年使之成为国民经济的支柱产业。规划预计到 2010 年，轿车产量为 110 万辆左右；汽车工业增加值为 1300 亿元，占国内生产总值 1 左右，汽车产品基本满足国内市场需求。 载货车市场的运行情况，既是反映国民经济走势的一面镜子，又是判断市场需求变迁的重要依据。近年以来载货车在市场上表现出强劲的开拓力，尤 其以重卡最为亮点，深层原因得益于中央扩大内需的拉动。中央政府为确保国民经济持续快速发展，采取了一系列财政、货币政策，并加大对基础设施建设的投资力度，为载货车创造了趁势而上的市场环境，提供了难得的发展机遇。 我国货车工业发展始于 50 年代。 1950 年，济南汽车制造厂仿捷克“斯柯达”生产出第一辆“黄河”牌 8 吨货车； 1965 年后，基于国防建设的需要，国家先后投资 4 亿元在四川和陕西建设了两个军用越野车生产基地。各地在仿制黄河车的基础上，也生产了许多种不同型号的重卡产品。 70 年代，我国重型汽车产量徘徊在数 千辆的基础上，而且产品性能落后、质量低、可靠性差，无法满足国民经济发展建设的需要。 70 年代，我国共进口重型汽车 9 万 多辆，而同期产重型汽车产量仅为 辆。 90 年代初，东风集团引进日本产驾驶室、美国康明斯发动机等先进总成，开发出 8 吨平头货车；一汽集团引进德国道依茨发动机开发了 9 吨平头货车，其生产能力和规模都在 1 万辆左右。 1993 年，国产重型汽车销量达到历史最高水平为 辆。目前，我国民用重型汽车总保有量约 80 万辆（进 吉林大学毕业设计 - 2 - 口和国产大约各占一半）；我国重卡市场年需求量约 10 万辆，其中重汽集团、东风集团、一汽集团和北方公司的产品占绝大多数；进口车中日本车居多。 随着我国各大港口集装箱吞吐大幅度上升，国家在“九五”期间兴建的 9 条集装箱运输通道，交通部门为提高运输业的效率和效益规划在全国建设 45 个货运中心，无疑都是载货车辆在集装箱和零散货物运输中发挥作用的大好机会。 最新数据统计， 2008 年 1份货车市场累计完成销售 900933 辆， 1份，重卡市场呈现“高速”增长态势，重卡前七甲市场增长相对较快；重卡市场“新军”也是积极开疆扩土，销量迅速提升； 1份，我国中型货车市场累计完 成销售 80395 辆，比同期增长 我国轻型货车市场累计完成销售 593465 辆，比同期增长 我国微型货车市场累计完成销售 172625 辆，比同期增长 可见随着国民经济的发展，货车的需求量越来越大，发展前景相当乐观。 随着社会经济发展速度越来越快，世界石油的越来越紧张，全球不可再生资源逐渐减少。今后载货车发展的主要趋势是：大吨位、高功率、低污染、专业化运输，并在经济性、动力性、安全性、舒适性、可靠性方面有所提高，特别要适应未来的交通法规，满足未来更加严格的环保要求。 现代汽车上广 泛采用活塞式内燃机作为动力源 ,其转矩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。所以，在汽车传动系中设置了变速器。 汽车变速性能 也 直接影响汽车燃油经济性，所以要设计一个运输生产效率高、燃油经济性 好， 具有 明显的社会效益和 经济效益的变速传动系统。 本论文将根据汽车变速性能的特点以及实际的需求设计一个手动式载货车变速器。 吉林大学毕业设计 - 3 - 第二章 变速器的概述及其方案的确定 变速器的功用和要求 变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速， 使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。 对变速器的基本设计要求： 1、保证汽车有必要的动力性和经济性。 2、设置空挡，用来切断发动机的动力传输。 3、设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 4、设置动力输出装置。 5、换挡迅速、省力、方便。 6、工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 7、变速器应有高的工作效率。 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、拆装容易、维修方便等要求 1。 变速器结构方案的确定 变速器由传动机构与操纵机构组成。 变速器传动机构的结构分析与型式选择 有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（ =因此在各类汽车上均得到广泛的应用。 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范围、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。 在本次设计中，已经给出传动比的相关参数： 265.5 吉林大学毕业设计 - 4 - 1， 在本次设计中有 5 个前进挡， 1 个倒挡。优点实现迅速、无声换挡。采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比为 超速挡，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。 本设计采用的中间轴变速器， 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。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，这是中间轴轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接挡外其他各挡的传动效率有所下降。 倒挡传动方案 图 常见的倒挡布置方案。本设计采用图 示的传动方案。因为图 示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。 图 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 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 示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 示方案。图 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。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 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 速器倒挡传动方案 吉林大学毕业设计 - 5 - 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，变速器的低挡与倒挡，布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮 2。 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、维护方便及三化等要求。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。 齿轮型式 本设计即除倒挡外，均采用斜齿轮传动。因为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。 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。 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。 变速器轴承 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。 在本设计中第一轴后轴承采用球轴承。 变速器第二轴后轴承按直径系列采用圆柱滚子轴承。 中间轴前轴承采用圆锥滚子轴承。中间轴后轴承也采用圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承具有直径较小、宽度较宽因而容量大可承受高负荷等优点 2。 吉林大学毕业设计 - 6 - 第三章 变速器主要参数的选择 挡数和传动比 挡数 本次变速器设计为 5 个前进挡， 1 个倒挡。 5 个挡多适用于商用车变速器。增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性 以及平均车速。挡数越多变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。 传动比范围 本设计任务书中已给的传动比为： 265.5传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。 中心距 A 对中间轴式变速器，中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距 A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保 证轮齿有必要的接触强度来确定 2。 初选中心距 根据下述经验公式计算 3m a x 1A e T i（ 式中， 用车： 用车： 挡变速器： 设计中取 N m）；任务书中已给出 350m g 为变速器传动效率，取 96%。 3 1m a x 轿车变速器的中心 距在 65 80货车的变速器中心距在 80 170 吉林大学毕业设计 - 7 - 范围内变化。 本设计是轻型载货汽车的变速器，经过计算在所要求的范围内。 外形尺寸 轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（ A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用： 四挡 （ A 五挡 （ A 六挡 （ A 所以本设计壳体的轴向尺寸为 : 齿轮参数 模数的选取 “ 模数 ” 是指相邻两轮齿同侧齿廓间的齿距 t 与圆周率 的比值 (m t/)，以毫米为单位。 模数是模数制轮齿的一个最基本参数。 应该指出，选取模数的时候要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，要选取较小的模数，因为可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减小齿轮噪声，所以为了减小噪声应合理减小模数同时增加齿宽，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该选用不同的模数， 对于轿车，减少工作噪声较为 重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器齿轮模数范围大致如下： 微型、普通级轿车 中级轿车 中型货车 重型货车 设计为：一挡 75.375.3 5.3 5.3 吉林大学毕业设计 - 8 - 五挡 25.375.3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，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。理论 上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用 15、 16、小些的压力角。对于商用车，为提高齿轮承载能力应选用 25等大些的压力角。国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、 25、 30等，普遍采用 30压力角。 本设计中压力角选为 20 ，同步器的压力角选为 30。 螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 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；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。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 15 25为宜；从而提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力 平衡，以减少负荷提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。中间轴上的齿轮螺旋方向一律取为右旋，则第一轴、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。倒挡设计为直齿时，在这个挡位上工作时，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为挡位使用的少，所以也是允许的），而此时第二轴上没有轴向力作用。 根据图 知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： （ （ 由于，为使两轴向力平衡，必须满足 吉林大学毕业设计 - 9 - 234 221式中， 作用在中间轴承齿轮 1、 2 上的轴向力； 作用在中间轴上齿轮 1、 2 上的圆周力； 齿轮 1、 2 的节圆半径； T 为中间轴传递的转矩。 斜齿轮螺旋角选用范围： 轿车变速器： 两轴式为 20 25 中间轴式为 22 34 货车变速器： 16 26 所以选各挡螺旋角： 图 间轴轴向力的平衡 齿宽 在选择齿宽时，应该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时齿宽受力的均匀程度等均有影响。 选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。 选用较大的齿宽，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 b： 直齿： b=齿宽系数，取为 斜齿： b=为 啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为 （ 2 4） 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数 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。 吉林大学毕业设计 - 10 - 本设计各挡齿宽为：倒挡 取值为 26挡 取 值为 26挡 取 值为 26挡 2 2 m 56 mK 为 23挡 mK 为 23挡 mK 为 21 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为齿轮上受到的载荷集中作 用到齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 设计齿顶高系数选为 四章 变速器主要零件的设计及校核 各挡齿轮齿数的分配 吉林大学毕业设计 - 11 - 59c nh 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。 图 速器简图 确定一挡的齿数 一挡传动比： 受中间轴轴径尺寸的影响，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸和齿轮齿数都要统一考虑。因本设计是轻型载货汽车中间轴一挡齿轮齿数选为 14， 螺旋角选为 22。 一挡为斜齿 451459109 h 吉林大学毕业设计 - 12 - 确定常啮合传动齿轮副的齿数 常啮合齿轮传动比 : 0co 0230co 211z 382 z 确定其他各挡齿数： 1、 二挡 75.36 5 (t 得出 0t a nt a n 12 s2 n 387 得出 377 o o s 187 2、 三挡 吉林大学毕业设计 - 13 - 9 2 2 3 8 8)1t 得出 2 3 8 830t a nt a n 1据 295 o o s 1 3、 五挡 m n= 4 3 4 821 38)1(t 得出 0ta n 12co 02 195 Z 重新确定螺旋角 02 o o s 1 吉林大学毕业设计 - 14 - 4、 倒挡 倒挡选用直齿圆柱齿轮。 取中间轴倒挡齿轮 1512z 倒挡轴齿轮 211321112g 4411z 倒挡轴与中间轴的中心距 第二轴与倒挡轴的中心距 齿轮的损坏形式 齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。 轮齿折断分以下两种情况：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再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的很少，后者出现的多。 齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在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脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，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茶，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏 3。 齿轮强度验算 直齿轮弯曲应力 1、 直齿轮弯曲应力W 吉林大学毕业设计 - 15 - 10 K Kb 10 2/ d（ 式中：W ； 100的圆周力 （ N） ， ； 其中 N， K近似取 动齿轮取 动齿轮取 ，取 20 ； 图 示。 图 形系数图 因为齿轮节圆直径 d=中 z 为齿数，所以将上述有关参数带入 （ 后得 （ 1、 倒挡轴齿轮弯曲应力（从动齿轮） 吉林大学毕业设计 - 16 - 110 . 4 1 8j103502 3 斜齿轮弯曲应力 式中， 1F 圆周力 （ N） , 1F =2gT/d； d 为节圆直径（ d=（ nm z） /， 法向模数； 为斜齿轮螺旋角；K=b 为齿面宽（ t 为法向齿距（ t= 按当量齿数 3n 在图 查得；K= 将上述有关参数代入 （ ，整理后得到斜齿轮弯曲应力为 o （ 当计算载荷乘用车常啮合齿轮 和高挡齿轮，需用应力在 180 350围，对货车为 100 250 一挡：10Z(主动齿轮 ) 250 M P c y 2 32 依据计算最低挡齿轮的弯曲应力，符合要求， 因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。 轮齿的接触应力 （ 式中， 接触应力（ N），1 /(； 吉林大学毕业设计 - 17 - 1N）， 1 2 d 25）； ）； ，查资料可取 31 9 0 1 0E M P a ； 20 ,动齿轮节点处的曲率半径（ 直齿轮： （ （ 斜齿轮： 2s i n / c o （ 2s i n / c o （ 其中， 分别为主从动齿轮节圆半径（ 。 将作用在变速器第一轴上的载荷速器 齿轮的许用接触应力j见下表： 表 速器齿轮的许用接触应力 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900 2000 950 1000 常啮合齿轮和高挡 1300 1400 650 700 1、 齿轮接触应力 因为常啮合齿轮的接触应力是最大的，若常啮合齿轮满足需用接触应力的话，其他档齿轮接触应力均满足： 所以四档齿轮接触应力为： g o sc o s 1 o sc o s 1s z o sc o s 1s b 吉林大学毕业设计 - 18 - 21 1300 经过计算得出的接触应力在变速器齿轮的许用接触应 力范围内，所以都满足要求。 所以其他各档位均满足。 轴的设计及强度计算 轴的设计 第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的 内花键统一考虑。轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算是仅算轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不计算。 第一轴如图 示： 图 速器第一轴 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。如图 吉林大学毕业设计 - 19 - 速器中间轴 确定轴的尺寸 变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换挡部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下 列经验公式初步选定： 第二轴和中间轴的直径初步选定 A （ 取中部直径为 55 第一轴： 3 2 m 3e m a x 式中， K 为经验系数 ， K=4.6； Nm 为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关 系。因此，轴的直径 的关系可按下式选取： 中间轴： d/L= L=(306 344)0 第二轴： d/L= L=(262 306) 第一轴传递的转矩： 第二轴传递的转矩： 一挡： 4 11 二挡： 4 8103 5 09 9 12 三挡： 4103 5 06 7 13四挡： 3 5 0103 5 01 314 五挡： 5103 5 07 8 15倒挡： 4 2103 5 02 6 1 吉林大学毕业设计 - 20 - 中间轴传递的转矩 11 变速器齿轮在轴上的位置如图 4示时，若轴在垂直面内 的挠度为水平面内挠度为 ，可分别用下式计算： （ （ E )(（ 式中 ,E 为弹性模量（ E= ； I 为惯性矩 （ 对于实心轴， ;64/d 4I d 为轴的直径（ ,花键处按平 均直径计算； a、 b 为齿轮上的作用力距支座的 距离（ F 为支座间的 距离（ 轴的全挠度为： 轴在垂直面和水平面内的挠度的允许值为 0 . 0 5 0 . 1 0 , 0 . 1 0 0 . 1 5 ,m m f m m齿轮 所在平面的转角不应超过 与中间轴齿轮常啮合齿轮的第二轴上的齿 轮，常通过滚针轴承装在轴上，能增大轴的直 径，因而是轴的刚度增加 4。 图 变速器轴的变形简图 第二轴校核 1、 倒挡处： 倒挡轴受力图如图 示 吉林大学毕业设计 - 21 - 11 （ 4 14） 9 1 4 2 7 5 02t （ 4 15） 9 9t a n 2 02 5 0 0 0t a （ 4 16） （ 1） 轴的刚度验算 图 倒挡处轴的受力图 E=d=50 I= i 轴向力：农机使用与维修 2007年05期 自动变速器的发展、现状和展望 周永新机 械 式 汽 车 变 速 器 的 速 比 配 置 分 析 3蔡 炳 炎 ,徐 勇 ,林 宁(武 汉 理 工 大 学 汽 车 学 院 ,湖 北 武 汉 430070)摘 要 :汽 车 变 速 器 是 汽 车 上 的 重 要 部 件 ,为 保 证 汽 车 必 要 的 动 力 性 和 经 济 性 指 标 ,必 须 合 理 选 择 和 配 置 变 速 器 档 位 及 各 档 速 比 。 通过 对 变 速 器 等 比 级 数 速 比 配 置 、 偏 置 等 比 级 数 速 比 配 置 的 理 论 分 析 ,从 经 济 性 和 加 速 性 两 方 面 分 析 对 比 两 种 速 比 配 置 ,在 总档 位 数 和 一 档 速 比 确 定 后 ,合 理 的 分 配 变 速 器 各 档 速 比 。关 键 词 :变 速 器 ;总 档 数 ;等 比 级 数 ;偏 置 等 比 级 数中 图 分 类 号 : 文 献 标 识 码 : A 文 章 编 号 : 1007 - 4414 (2005) 02 - 0019 - 031886年 ,世 界 上 诞 生 的 第 1辆 汽 车 的 并 未 装 有 变 速 器 ,直到 1902年 才 由 法 国 人 造 出 了 第 1部 装 有 变 速 器 的 汽 车 。 目前 ,绝 大 多 数 汽 车 仍 采 用 机 械 式 变 速 器 ,分 动 器 ,主 减 速 器 ,构成 整 车 的 传 动 系 ,其 结 构 简 单 ,操 纵 方 便 ,造 价 低 廉 仍 不 失 为汽 车 传 动 系 中 的 主 要 部 件 。 在 传 动 系 中 设 置 变 速 器 是 由 于 汽车 上 广 泛 采 用 的 活 塞 式 内 燃 机 ,其 转 矩 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 1 。 为 此 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 ,同 时 使 发 动 机 在 有 利 (功 率 较 高 而 油耗 较 低 )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 ,便 于 变 速 器 换 档 ,使 汽 车 滑 行 和 停 车 。 需要 时 ,还 可 以 加 装 动 力 输 出 器 ,进 行 动 力 输 出 。设 计 变 速 器 时 要 用 到 资 料 有 :汽 车 的 种 类 及 用 途 ,发 动 机的 参 数 (功 率 /转 速 和 扭 矩 /转 速 ) ,最 大 车 速 (最 高 档 传 动比 ) ,最 大 爬 坡 度 (最 低 档 传 动 比 ) ,最 大 牵 引 力 (最 低 档 的 输出 扭 矩 )。 汽 车 行 驶 的 工 况 各 不 相 同 ,各 档 的 利 用 率 也 不 一样 ,为 保 证 汽 车 必 要 的 动 力 性 和 经 济 性 指 标 ,必 须 合 理 选 择 和配 置 变 速 器 档 位 及 各 档 速 比 。1 总 档 数 及 壹 档 传 动 比 的 选 择不 同 类 型 的 汽 车 ,具 有 不 同 的 传 动 系 档 位 数 。 其 原 因 在于 它 们 的 使 用 条 件 不 同 ,对 整 车 性 能 要 求 不 同 ;汽 车 本 身 的 比功 率 不 同 。 而 传 动 系 的 档 位 数 与 汽 车 的 动 力 性 、 燃 油 经 济 性有 着 密 切 的 联 系 。就 动 力 性 而 言 ,档 位 数 多 ,增 加 了 发 动 机 发 挥 最 大 功 率 附近 高 功 率 的 机 会 ,提 高 了 汽 车 的 加 速 和 爬 坡 能 力 。 就 燃 油 经济 性 而 言 ,档 位 数 多 ,增 加 了 发 动 机 在 低 燃 油 消 耗 率 区 工 作 的能 力 ,降 低 了 油 耗 。 因 而 能 提 高 汽 车 生 产 率 ,降 低 运 输 成 本 。不 过 ,增 加 档 数 会 使 变 速 器 机 构 复 杂 和 质 量 增 加 ;轴 向 尺 寸 增大 、 成 本 提 高 、 操 纵 复 杂 2 。 变 速 器 的 档 数 及 其 传 动 比 由 总 体布 置 设 计 确 定 ,可 以 根 据 壹 档 速 比 来 确 定 档 数 ,其 计 算 公 式为 : 1. 45 N - 1式 中 : 一 档 传 动 比 ; N 为 总 档 数 。可 采 用 对 数 进 行 计 算 。确 定 一 档 传 动 比 ,即 一 档 传 动 比 要 考 虑 汽 车 的 最 大爬 坡 度 及 驱 动 车 轮 产 生 的 最 大 附 着 力 。(1) 满 足 最 大 通 过 能 力 条 件 。 即 用 一 档 通 过 要 求 的 最 大坡 道 角 时 ,驱 动 力 应 大 于 或 等 于 此 时 的 滚 动 阻 力 和上 坡 阻 力 (加 速 阻 力 为 零 ,空 气 阻 力 忽 略 不 计 )。 用 公 式 表 示如 下 :F G G : 辆 总 重 量 ; 为 坡 道 面 滚 动 阻 力 系 数 (对 沥 青 路面 = 0. 01 0. 02)。 根 据 发 动 机 最 大 扭 矩 M 要 使 汽 车 产生 上 述 驱 动 力 ,变 速 器 一 档 传 动 比 : F R / (M )式 中 : 动 桥 主 减 速 比 ; 为 传 动 系 效 率 (一 般 = 0. 850. 90) ; 轮 滚 动 半 径 。(2) 满 足 不 产 生 滑 转 条 件 。 即 用 一 档 发 出 最 大 驱 动 力时 ,驱 动 轮 不 产 生 滑 转 现 象 。 公 式 表 示 如 下 :M /R R / (M )式 中 : 动 轮 的 地 面 法 向 反 力 ; 为 驱 动 轮 与 地 面 间 的 附着 系 数 ;对 混 凝 土 或 沥 青 路 面 可 取 0. 5 0. 6。变 速 器 的 最 高 档 传 动 比 常 取 为 1,这 时 动 力 由 变 速 器 输入 轴 直 接 传 给 输 出 轴 ,中 间 不 需 经 过 齿 轮 传 动 ,故 亦 称 直 接档 。 此 档 传 动 效 率 高 ,汽 车 在 行 驶 过 程 中 ,多 数 时 间 用 最 高 档工 作 。 有 的 汽 车 为 了 减 小 高 速 行 驶 时 发 动 机 的 效 率 ,变 速 器的 最 高 档 传 动 比 取 为 0. 7 0. 8,称 为 超 速 档 。 超 速 档 最 适 用于 空 载 高 速 行 驶 。 比 功 率 (即 发 动 机 额 定 功 率 与 汽 车 总 重 之比 )大 的 汽 车 ,满 载 时 也 可 用 超 速 档 行 驶 。 超 速 档 可 装 在 变 速器 内 ,也 可 另 装 1超 速 档 传 器 3 。 确 定 完 最 低 与 最 高 档 传 动比 后 ,即 可 分 配 中 间 各 档 传 动 比 。2 变 速 器 各 档 速 比 的 配 置一 般 认 为 传 动 比 宜 按 几 何 级 数 分 配 ,确 定 传 动 比 的 方 法很 多 ,下 面 仅 比 较 、 分 析 常 用 的 2种 方 法 。第 1种 方 法 是 按 等 公 比 原 则 分 配 传 动 比 ,利 用 对 数 来 确定 公 比 值 。 核 心 内 容 是 认 为 各 挡 都 是 等 比 级 数 的 排 列 ,各 挡的 速 比 阶 都 一 样 。 即 :91第 18卷 第 2期2005年 4月 机 械 研 究 与 应 用 8 20052043 收 稿 日 期 : 2004 - 11 - 08作 者 简 介 :蔡 炳 炎 (1979 - ) ,男 ,福 建 厦 门 人 ,车 辆 工 程 专 业 研 究 生 ,研 究 方 向 :汽 车 计 算 机 辅 助 设 计 、 汽 车 变 速 器 。 = : 数 ,也 就 是 各 档 之 间 的 公 比 。因 此 ,各 档 的 传 动 比 为 : q q q 一 般 最 高 档 1,因 此 可 以 计 算 出 各 档 的 理 论 传 动 比 ,在 实 践 中 由 于 齿 轮 配 置 等 原 因 ,往 往 偏 离 理 论 值 ,其 差 值 以 不大 于 0. 05为 好 。 按 等 比 级 数 分 配 传 动 比 的 主 要 目 的 在 于 充分 利 用 发 动 机 的 功 率 ,提 高 汽 车 的 动 力 性 。 当 汽 车 需 要 大 功率 时 ,如 全 力 加 速 或 上 坡 ,若 排 挡 选 择 恰 当 ,具 有 按 等 比 级 数分 配 传 动 比 的 变 速 器 ,能 使 发 动 机 经 常 在 接 近 发 动 机 外 特 性最 大 功 率 大 功 率 范 围 内 运 转 ,从 而 增 加 了 汽 车 的 后备 功 率 ,提 高 了 汽 车 的 加 速 或 上 坡 能 力 。 但 ,实 际 上 ,各 档 传动 比 之 间 的 比 值 并 不 正 好 相 等 ,即 并 不 是 正 好 按 等 比 级 数 来分 配 传 动 比 的 。 这 主 要 考 虑 到 各 档 利 用 律 差 别 很 大 的 缘 故 。汽 车 主 要 是 用 较 高 档 位 行 驶 的 ,因 此 ,较 高 档 相 邻 两 档 间 的 传动 比 的 间 隔 应 小 些 ,特 别 是 最 高 档 和 次 高 档 之 间 更 应 该 小 些 。鉴 于 上 述 原 因 ,第 2种 方 法 将 介 绍 英 国 马 丁 博 士 提 出 的汽 车 变 速 器 偏 置 等 比 级 数 分 配 方 法 。 由 于 汽 车 的 工 况 不 同 ,各 档 的 工 作 时 间 和 使 用 频 次 各 不 相 同 ,易 造 成 燃 料 浪 费 和 操纵 滞 重 。 现 代 汽 车 理 论 认 为 :速 比 阶 越 小 越 节 油 ,换 档 也 越 轻便 ;且 汽 车 多 在 高 档 位 置 工 作 ,换 档 频 次 也 大 大 多 于 低 档 ,因此 ,高 档 的 速 比 阶 应 比 低 档 小 。 一 般 认 为 高 档 与 低 档 速 比 阶应 该 不 一 样 ,高 档 的 公 比 较 小 ,为 1. 3 1. 45,低 档 的 要 比 较 大一 些 ,为 1. 7 1. 8范 围 内 。 为 适 应 上 述 情 况 ,建 立 了 偏 置 等比 级 数 速 比 分 配 方 法 。 将 各 档 的 速 比 阶 Q 比 级 数 排 列 。核 心 内 容 是 先 把 数 平 均 分 成 N - 1个 台 阶 (阶 数 比 档 位数 少 一 ) ,即 ) = / (N - 1) ,再 把 它 放 到 中 间 档位 的 位 置 ,作 为 中 间 档 位 的 阶 为 直 接 档 的 阶 为 1 ,这样 ,高 档 的 速 比 阶 将 小 于 低 档 的 阶 。 Q 比 级 数 , Q x )就 为 等 差 级 数 ,将 高 档 的 速 比 阶 和 直 接 档 速 比 阶 的 差 值 ,除 以高 档 和 中 间 档 之 间 的 档 位 数 后 的 商 值 ,作 为 等 差 级 数 的 公 差分 配 到 各 档 ,公 差 值 为 : = ) - N - 1 ) 2 / (N - 2) (1)而 按 速 比 阶 的 定 义 ,任 意 档 比 阶 为 : 1 = 1 / 或 1 ) = 1 ) - 。 由 1可 推 出 N - 1 ) = 1 ) =因 此 ,各 档 的 阶 可 表 示 为 :N - 2 ) = N - 1 ) + = +由 此 可 推 出 ,各 档 速 比 阶 的 关 系 为 : 第 N - 阶 X - 1为 : N - X - 1 ) = 1 ) + X 相 应 的 各 档 的 速 比 就 为 : 1 ) = N - 1 ) = 2 ) = 1 ) + N - 2 ) = 2 + X ) = X +1 ) + N - X ) = X + = + 1 ) = (N - 1) + (2)联 立 式 (1)、 (2) ,又 都 为 已 知 ,方 程 只 有 1个 未 知量 ,故 可 以 算 出 1 ) ,从 而 算 出 1从 而 算 出 各 档 速比 。3 举 例 说 明例 如 :已 知 一 中 型 货 车 6档 变 速 器 的 总 档 数 为 : N = 6,六档 速 比 为 : 1. 00,一 档 速 比 为 : 9. 01,则 :(1) 按 等 比 级 数 算 各 档 速 比 ,设 各 档 之 间 的 公 比 为 q: 9. 01, 1. 00, q = 1. 552, 1. 552, 2. 409, 3. 739, 5. 803;(2) 按 变 速 器 偏 置 等 比 级 数 计 算 各 档 速 比 ,设 中 间 档 的速 比 阶 为 Q: ) = / (N - 1) = . 01) / (6 - 1)= 0. 191 = 2 / (N - 2) ) - N - 1 ) = 2 / (6 - 2) ) - 5 ) = 6 - 1 ) = 1 ) = 由 于 : = + 1 ) = (N - 1) += 5 + ,将 = 2 /4 ) - 5 ) , = 6 - 1 )= 1 ) = 5 ) ,带 入 方 程 ,得 : = 2 /4 . 01) / (6 - 1) - 5 ) + 5 5 ) 9. 01,解 得 : 1. 412, = 5 ) , 1. 412, 2 + = 2. 09, 3 + = 3. 245, 3 + = 5. 28 1. 706; 1. 627; 1. 552; 1. 48; 1. 412(3) 两 种 方 案 比 较 分 析假 设 驾 驶 员 用 1档 起 步 ,随 着 发 动 机 转 速 的 提 高 ,汽 车 的行 驶 速 度 也 随 之 增 加 ,当 发 动 机 的 转 速 达 到 ,驾 驶 员 开始 换 档 ,若 设 换 档 过 程 中 车 速 没 有 降 低 ,则 换 上 第 2档 时 ,发动 机 的 转 速 为 离 合 器 才 能 平 顺 的 无 冲 击 地 结 合 , 系 如 下 : 同 理 ,当 驾 驶 员 从 2档 换 上 3档时 ,为 使 离 合 器 平 顺 的 无 冲 击 地 结 合 , n 1 =速 比 阶 。 所 以当 变 速 器 的 速 比 阶 不 同 时 ,换 档 时 发 动 机 的 转 速 也 不 相 同 4 。当 n 1。下 面 比 较 这 两 种 速 比 配 置 对 发 动 机 功 率 发 挥 的 影 响 ,假定 为 了 充 分 利 用 发 动 机 功 率 ,加 速 过 程 中 节 流 阀 全 开 ,各 档 均用 到 发 动 机 的 最 高 转 速 档 。根 据 公 式 : 0. 377 出 各 档 车 速 和 发 动 机 功 率 关系 如 图 1。图 1 各 档 车 速 和 发 动 机 功 率 关 系 图从 图 中 我 们 可 以 分 析 出 ,在 1档 时 ,发 动 机 的 工 作 区 域 相028 2005204 机 械 研 究 与 应 用 第 18卷 第 2期2005年