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中文译文 汽车复合材料悬架摆臂的实验分析M.PINFOLD 和 G.CALVERT(University of Warwick / Rover Group Gaydon,UK )摘要：减轻汽车自重和简化零件能获得应用,罗孚公司开始研究复合材料零件的设计与制造。在大规模的汽车工业中，从设计到制造的各个环节中，较多的是针对钢件,对于复合材料零件尚未有很好的研究。复合材料的基本研究方法已经出现，其中最重要的是有限元技术，同样可以通过对原型的光弹性分析和应变测量模式及传统应变检测来提高效果。这些少量的工作已经可以把结果联系起来，这些结果中包含了不同的测试方法，并且采用了基于实际结果的测试手段来加以比较。这篇文章阐述了一些关于汽车悬架臂的分析与测试。应用三种不同的分析技术得到的结果，与实验测试进行比较，并对它们的准确性进行了讨论。关键词：汽车的悬架摆臂、应力分析、有限元分析、光弹性分析、SPATE、应变测量、模压塑料板材Sol和dewilde 1 阐述过复合材料已经迅速地成为一种结构材料。原因是复合材料具有高强度和高硬度，这些性质可以降低结构的重量。也许复合材料最重要的特征是它们的力学性质可以“配置的”，以此来满足特殊的要求。然而，约翰逊等2说明了在复合材料在用于轿车和卡车之前，它的设计、分析和制造技术仍需要重点的开发和成功的论证。复合材料不得不在工程领域与钢材相竞争。在汽车工业中需要有相关的部门来转换某些技术就像华威大学的先进技术中心，该中心拥有材料学家、汽车工程师，他们致力于研究复合材料以此来替代像钢这种传统材料，这就要求汽车设计者需要充分掌握材料的强度和局限性。只有这样他们才能在概念设计阶段从众多的可选方案中选择其一。对于这些问题需要汽车工程师们在设计、测试以及零部件的制造当中掌握复合材料的性质，及其多种分析方法。例如：有限元分析、SPATE和光弹性分析。这些分析方法在复合组合体的设计与开发中得到应用。这样少量的工作似乎完成了研究过程，但这些结果是否包括：通过各种分析方法找出相互见的关系或者通过测试实际的组合体得到实际的实验结果。为了研究用复合式组合体表示的汽车下悬架臂，采取了不同的分析方法，从而找出这些方法的适用范围及其相互关系。这个复合组合体在现实受载情况下通过三种方法分析，而且实验的结果中包含了应变测量。Anti-Roll Bar Mounting(防侧倾稳定杆连接)Ball Joint Housing(球铰窝)Body Mounts(车身安装连接)设计原先的钢制下悬架臂由9块组件焊接在一起的,然而重新设计的复合材料组件 如图1.它是一个独立的模压零件,用来制造悬架臂的材料是模压塑料板材材料它是聚酯树脂粘合剂加上30%含量的不规则排列的短玻璃纤维,以及碳酸钙填料。钢制悬架臂质量为2.53千克，然而重新设计的用模压塑料板材材料制成的悬架臂，就算把衬套和球节的质量加到一起总质量也不过为1.5千克。组合悬架臂材料的性质在这些分析中可以得出，测试在罗孚材料实验室已完成，得出如下的选择：杨氏模量=10.5Gpa ，泊松比=0.26 ，密度=1.810-6 kg/mm-3.实验技术先前承担实验分析的是一种实际的工程零件。当采用模压塑料板材时，最初的一些有效工作需要有足够的技术条件来支撑。因此，平板、横杆和圆盘由模压塑料板材制成时，那么要在设计部件工作之前就要加载各种不同的条件来分析它们。大部分有效的测试要通过应变测量及其有限元分析。尽管模压塑料板材不是一种均质材料，它在生产工艺中由一些纤维定位，但为了分析这种材料我们要假设它是均质材料。同样，用模压塑料板材制成的悬架臂已经被离散化，主要的纤维分布在加强肋处，分析实验结果之间的联系会发现这个假设是可行的。应变测量在着手做实验测试任务之前，复合组件是由它的橡胶安装衬套安装在一个相对坚固的结构上。由于很难考虑到各种条件在做实验时要假设处于最坏的情况下，最坏的情况是在加载“pot-hole制动”时。这个实验是试图模拟汽车以30mph的速度突然进入此状态，此时制动器完全处于冲击点上。这个时候的合力和横向载荷的计算是以汽车的重量和速度来测算的。全部的pot-hole加载是不可能完全作用于零件的，还有由于pot-hole加载的应用以及结果的换算，这会导致作用在同一方向上的载荷减少。在全部pot-hole制动情况下，载荷作用在“x”方向为24.2 KN，在“y”方向上是8.2 KN轻载荷时“x”方向是5.9KN,在“y”方向上是2.02KN 如图1.应变仪由6个坐标多片组合式应变片和13个2.5mm长的单极应变片组成。要选择合适的组件半径，这样才能测得最大的应变值。应变片放在球节附近，因为这个位置受到载荷，还要将应变片放在车身安装连接衬套的内壁上，因为着这个位置是联接悬架臂与副车架的。其余的应变片放在加强肋和防侧倾稳定杆连接安装位置的附近。SPATE分析SPATE常用作确定零件的表面应力，通过研究在周期性载荷条件下零件温度的细小变化，而得出其所受的应力值。SPATE设备包括：一个带有扫描探头的检测装置，一个模拟信号处理装置和一个数字式电子信息装置。整个系统的工作原理是这样的，当一个结构受到周期性载荷时，该系统可以检测出一瞬间此结构的温度变化。红外线探头可以扫描此结构，并且可以从受载系统中测出参考信号的输出值。数字式电子信息装置通过参考信号可以检测出感应应力的热偏差量。此时一种彩色的轮廓曲线图绘出，图显示出此时主应力（1+2）之和，同时直方图也显示出有用的数值。信号的这个相互关系有效地去除了其它不同的受载系统信号的频率。例如，周围介质的温度。SPATE系统的温度分辨力达到0.001C,空间分辨力小于1mm。这种分析已经得到一些作者3-16的验证，并且已经用于非均质材料，如复合材料，并且从这样的研究中比较理论的或有限元分析的结果，以此可以确定一些少量的错误（6%），这些少量的错误是由于在材料数据的使用上不准确4。很明显研究热弹性应力的分析，以此来评估各向异性的复合材料，这种材料比均质的材料更复杂化。然而，这项技术能提供许多有用的信息，诸如：应力分布、表面检测效果和裂缝增长预测信息。它可以确定已给正确的、详细的材料特性以及依赖材料各向异性程度的定性结果，包括：膨胀系数。先前是对悬架臂进行了全面的SPATE分析，这个分析是要确定用于实验的材料的校准系数。有两种方案可以测得系数，一是在材料的盘形的任一边加载压力并且与采用理论方法产生的SPATE输出值相比较得出系数，或者通过应变仪直接测出零件在均匀区域的应力分布，从而直接获得与SPATE输出值的比值。虽然在这种情形下以上两种方法才适用，但通过应变仪直接校准，以便解决众多问题。这样的话从SPATE输出的数值中可以获得重要的信息。光弹性分析大多数光弹性分析研究是用来检查复合材料在受宏观力作用后的效果的。它是采用光弹性涂层技术来分析其作用效果的。这样做是为避免构建复杂的各向异性的光弹性模型，并且这样构建的组合体失去了透明度以至不能分析。然而，对于复杂纤维层，只有一种方法来处理光弹性分析并且这样的一些研究已经用于复合材料的研究17-30。从那样的分析中可以得到合理的结论，但这种分析要求材料有必须的透明度。可是复合组合体要采用这种研究方法，因此从模压塑料板材和假设的均质材料中来制造，那么将会简化光弹性模型的构建。为了进行光弹性分析，需要构建悬架臂的一个三维的环氧树脂模型。该模型以典型的方式按比例缩小，并且受到循环的“应力点”的作用。在这种温度下杨氏模量发生了变化，而且模型在此条件下已变形。为了避免不均匀温度引起的热应力，此模型需要慢慢冷却。在冷却循环中模型的变形与所受的应力限制了该模型。在偏振光下观察三维模型是不规则的边的堆砌。为了确定在任一点上主应力的大小和方向，切片在偏振光下检测时需要清理。通过计算模型的应力干涉边纹的数量，可以算出并转换为组件的实际受载情况。这样做可以算出模型和组件材料之间的比值，以及载荷和空间参数之间的比值。下悬架臂通过橡胶安装衬套安装在车架上的，至于模拟这些安装衬套的合理性已经展开研究。然而实验用的硅和泡沫橡胶处于高温环境中时，衬套的硬度会降低，不能保持其工作状态。这样的话光弹性分析要假设悬架臂是整体安装的。有限元分析模型化的复合式悬架臂用了大约1300 STIF45 ANSYS 实体元件，悬架臂通过橡胶安装衬套安装在副车架上，可以模拟出弹性元件衬套所表示出的刚性，还可以模拟出真实的受载零件。有限元模型通过在球节处的发光元件来进行模拟受载。三种加载情况是用ANSYS 有限元分析软件来分析的。第一种情况是模拟全pot-hole 制动载荷。第二种情况由于测试设备的局限在模拟轻载荷是得到的数值要与用测量得到的数值比较。以上两种情况都是用弹性元件来模拟橡胶安装衬套的刚性。第三种情况还是轻载，但是这次省略了弹性元件。就像模拟化的悬架臂要实体安装一样，第三种情况需要有SPATE和光弹性分析它们之间的相互关系。结论1.有限元分析 悬架臂的分析表明了在受载情况下组件的最大等应力非常接近在pot-hole情况下所给材料的最大抗拉强度。这意味着组件要采用不同的材料来加工，或者在组件受高强度应力的位置采用其余的材料。由于电脑磁盘空间的限制，在有限元模型中所用的一些元件相对来说较少，并且在整个安装衬套范围内所使用的元件的尺寸由于太大了，以至于不能检测任何密集的应力。另外，鉴于组件的几何结构、混合砖、以及四面的边，这些使得多种元件在这些位置上趋于刚性。以至于得不到好的或者是不推荐使用的结果，那么就不得不需要在这些高应力梯度区域模拟出更小的元件。2.光弹性分析假设用于光弹性分析的悬架臂模型通过在前后方向上加载，使得最大应力分布在水平面上。虽然在实际中，由于特定区域的几何形状的影响使得上述结果严格来说并不是十分正确，但是假设也是建立在大量准确的结果之上的。如果在特定区域内有明显的偏差，那么可能是由于不同平面上的切片所引起的。最大应力发生在球铰窝和车身安装连接附近。因为光弹性分析能精确定位在微小区域上的高应力，所以通过光弹性分析得到的最大应力比用应变测量仪测得的最大应力要大。例如：最大应力水平分布于前车身安装连接上，最大值可达43MP其数值大于用SPATE测得的26MP。通过检查光弹性模型的切片可以解释以上两者的差别，检查结果显示，最大应力仅产生跨度在3mm左右的位置上，而且应力在跨度两边上应力都在25MP左右。3.SPATE分析最初的SPATE检测能测出位于安装位置以及一些张紧力或者压力混合的位置。因为橡胶安装衬套在应变测量仪测试时已发生了变形，所以要找出关于有关悬架臂、车身安装连接臂位置移动所引起的问题。如果有必要SPATE可以装上运动补偿装置，它可以及时地用检测装置中的扫描镜来偏转试验样品的波动，从而消除了波动。然而在某些特殊情况下，不能同时消除在整个区域内的波动。这样的话有必要去掉橡胶衬套换用铝制衬套。SPATE分析法反复分析实体衬套并且显示出在前车身安装连接周围之间位置的高抗拉应力（26MP）。遗憾是没有一个SPATE分析可以着手分析组件的末端球节，因为要提高载荷适应性是很难的，需要有液压执行机构提供循环载荷。比较结果应当说明的是表格中所引用的应力值都是来源于应变测量仪的测量值，这些测量值是由多片组合式应变片测出的最大主应力进而推算出的。光弹性分析也给出了最大主应力值，除了在机体内自由边上的主应力（1-2）与它不同。SPATE分析输出值是以主应力（1+2）的和给出的，而有限元分析可以以任一形式输出数值。因为组合体的几何形状和加载力的方式的缘故2 和3值通常很小，这样直接比较就没有了在两种不同分析方法间比较所产生的转化数值。表格1中的结果是在最大pot-hole的情况下比较出的。最大应力值都产生在球节处与联接处。由应变测量仪和光弹性分析在轻载的情况下可以测出这些合应力。模型的应力增加了，它是当前后载荷和横向载荷之间的比值保持不变并且当在全pot-hole制动时以不变的比例作用于悬架臂的。在轻载条件下的分析结果除了安装衬套之外都列在表2中。表3列举了在轻载条件下无安装衬套时都集中在一个非常小的点上的应力值，而通过有限元分析给出的应力值相对来说分布要大的多。就光弹性分析的结果而言，在集中的两边上的平均公称应力也标在括号中，以便比较。与应变测量所得结果相比，由SPATE得出的结果是非常接近最大应力的。当应力集中时理论上SPATE应当比应变测量更有用，这样在较小区域上的测量值取决于扫描的物体间的距离，这样的话用SPATE测量时要设置1mm直径，相比之下应变测量需要设置2.5mm栅格长。然而组合体在这个例子中有不同的循环的微小移动时，图象在某种程度上将不可避免地发生模糊，这样的误差可以忽略不计。表1.全载荷条件下的应力值（MP）位置应变测量有限元分析光弹性分析球铰窝176165176 表2.轻载荷条件下安装衬套的应力值（MP）位置应变测量有限元分析车身安装连接的内径2520球铰窝4940表3.轻载荷条件无安装衬套的应力值（MP）位置有限元分析SPATE光弹性分析车身安装连接的内径222643（25）球铰窝30-42（25）结论上述使用的所有分析技术：SPATE、光弹性分析、有限元分析以及应变测量分析，这些分析表示出在球铰窝附近区域的最高应力，所有的方法也表示出车身安装连接衬套的主应力。然而，有限元分析不能经常准确地在大区域单元上表示出高应力。如果需要更详细的结果可以在这些区域上进行有限元分析，那时它们不得不在高应力梯度区域上模拟出更多，更详细的单元。对于每一种分析技术来说整个应力分布图是一样的，应变测量的结果和用有限元分析出的结果间的区别可以用测量的准确性来解释，就像Autio et al 31所记录的一样，应变测量系统所引起的误差占到510%，而更多的误差是由于定向、定位以及测量引起的。为了获得准确的结果应变测量需要一个合理的一致的应力。由于任何一个很大的应力梯度或是区域相对很低或者是非主应力的原因，这种情况下形状的改变在悬架臂上不能经常达到要求。 所有的实验技术在组合悬架臂上都显示了类似的应力分布图。这些方法突出了在球铰窝区域的高拉伸应力，同样也突出车身安装连接臂周围的高应力。如果高应力被测出，它们将如先前所料的那样集中在几何形状改变的位置。光弹性分析有效地说明在小区域上的应力如何的集中。相比较而言有限元分析由许多几毫米的单元组成，这样可以平均一下长度上的应力密度，并且可以表示出较小的值。这些实验技术展示了它们之间很好的关联性，光弹性分析、SPATE以及有限元分析都对悬架臂进行了分析，并且所得出的应力图是非常相似的。还可以得出一个结论：SPATE技术可以提供一个有用的、非接触的方法确定复合材料的应力。参考文献1 Sol, H. and de Wilde, W.P. 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Reliability of FEM in analysing composite structures bzt J Muter and Product Technol 6 No 4 (1991) pp 346-3507 无锡太湖学院信 机系 机械工程及自动化 专业毕 业 设 计论 文 任 务 书一、题目及专题：1、题目 汽车变速器设计 2、专题 二、课题来源及选题依据 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，在传动系统中设置了变速器。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，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；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，并便于变速器换挡或进行动力输出。随着科技的高速发展，人们对汽车的要求越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能的设计和研发。变速器技术的发展是衡量汽车技术水平的一项主要依据。4三、本设计（论文或其他）应达到的要求： 了解汽车变速器的组成原理，设计发展动态和国内外的发展现状； 完成汽车变速器的设计工作； 完成汽车变速器的装配图及其有关零件图； 四、接受任务学生： 机械94 班 姓名 李 超 五、开始及完成日期：自2012年11月12日 至2013年5月25日六、设计（论文）指导（或顾问）：指导教师签名 签名 签名 教研室主任学科组组长研究所所长签名 系主任 签名2012年11月12日 编号无锡太湖学院毕业设计（论文）题目： 汽车变速器设计 信机 系 机械工程及自动化 专业学 号： 0923180学生姓名： 李 超 指导教师： 黄敏（职称：副教授） 2013年5月25日编号无锡太湖学院毕业设计（论文）相关资料题目： 汽车变速器设计 信机 系 机械工程及自动化专业学 号： 0923180 学生姓名： 李 超 指导教师： 黄敏 （职称：副教授） 2013年5月25日目 录一、毕业设计（论文）开题报告二、毕业设计（论文）外文资料翻译及原文三、学生“毕业论文（论文）计划、进度、检查及落实表”四、实习鉴定表无锡太湖学院毕业设计（论文）开题报告题目： 汽车变速器设计 信机 系 机械工程及自动化 专业学 号： 0923180 学生姓名： 李 超 指导教师： 黄敏（职称：副教授） 2012年11月12日 课题来源自拟科学依据（包括课题的科学意义；国内外研究概况、水平和发展趋势；应用前景等）（1） 课题科学意义变速器是关系汽车经济性和动力性的重要部件，变速器在汽车上的作用主要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。在发动机旋转方向不变情况下使汽车能倒退行驶和利用空挡中断动力传递，以使发动机能够启动，怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。双座微型轿车的变速器的设计关系到微型轿车的动力性和经济性的协调，对其更进一步的发展起到至关重要的作用。（2）国内外的研究状况及其发展前景 AMT（Automated Mechanical Transmission）机械式自动变速器，是在原有的机械变速器离合器结构不变的情况下，通过加装微机控制的自动操作机构取代由驾驶员人工完成的离合器分离、接合、摘档与悬挂档以及发动机相应同步调节等操作，最终实现换档全过程操作的自动化。它既具有AT自动变速的优点又保留原来手动变速器MT齿轮传动效率高、成本底、结构简单、容易制造的长处。AMT系统是一个复杂的多输入多输出控制系统、参数多，变化快，时间历程短。当前，比较出名的AMT变速器有马瑞利的F1、selespeed变速器，奥迪的DSG，BMW的SMG。AMT以优越的动力性能，乘坐舒适性和简便的操作，在汽车工业中占有相当的地位。我国几种系列轿车上虽有应用，但限于技术和经济条件，独立开发，成批生产AMT的能力尚不具备。目前，国产轿车上使用的大多是手动变速器(MT)。手动变速器存在起动不平稳、发动机转速变化突然、发动机工况不稳、易对传动系统造成冲击、驾驶员操纵频繁等一系列缺点，满足不了人们的舒适性需求，因而正逐步被自动变速器所取代。目前，自动变速器新车装车率，在美国已达90%以上，日本为73%以上，欧洲则为25%左右。在我国，自动变速器的使用比例不高，但正在迅速上升，主要还是安装在档次较高的轿车上。我国现在使用的自动变速器，多数属于电控液力自动变速器（AT），存在着效率较低、结构和制造工艺复杂、成本较高、维修不方便等缺点。与此相比，AMT由于继承了齿轮传动固有的传动效率高、机构紧凑、工作可靠等优点，并可以实现手动和自动两种模式选择，因此有较强的可靠性和适应性。一些专家认为，它具有比AT更大的发展优势。研究内容本课题需完成的内容是：1. 了解汽车变速器的组成，原理，设计发展动态及我国现状，形成文献综述；2. 完成汽车变速器设计工作；3. 绘制汽车变速器的装配图及其有关零件图。研究计划及预期成果研究计划：2012年11月12日-2012年12月2日：按照任务书要求查阅论文相关参考资料，填写毕业设计开题报告书。2013年1月11日-2013年3月4日：填写毕业实习报告。2013年3月5日-2013年3月8日：按照要求修改毕业设计开题报告。2013年3月9日-2013年3月15日：学习并翻译一篇与毕业设计相关的英文材料。2013年3月22日-2013年4月15日：变速器参数的选择计算。2013年4月16日-2013年4月27日：变速器装配图和零件图。2013年4月28日-2013年5月20日：毕业论文撰写和修改工作。已具备的条件和尚需解决的问题 已经找到相关资料对汽车变速器有所了解。 相关数据的计算及装配图的画法存在问题。指导教师意见 指导教师签名：年 月 日教研室（学科组、研究所）意见 教研室主任签名： 年 月 日系意见 主管领导签名： 年 月 日 存档编码：无无锡锡太太湖湖学学院院 2013 届届毕毕业业作作业业周周次次进进度度计计划划、检检查查落落实实表表 系别：信机系 班级： 机械94 学生姓名： 李超 课题（设计）名称： 汽车变速器设计 开始日期：2012年11月12日周次起止日期工作计划、进度每周主要完成内容存在问题、改进方法指导教师意见并签字备 注1-32012年11月12日-2012年12月2日教师下达毕业设计任务，学生初步阅读资料，完成毕业设计开题报告。按照任务书要求查阅论文相关参考资料，填写毕业设计开题报告书存在问题：对课题理解程度不够，对其难点分析不够，分析能力欠缺。改进方法：在指导老师的帮助下，对课题有较深的了解。4-102012年12月3日-2013年1月20日指导专业实训机械设计综合实训存在问题：机械部件设计不够完善，缺少经验。改进方法：了解机械设计的详细过程。11-122013年1月21日-3月1日指导毕业实习相关机械制造厂实习，了解本专业的实践知识存在问题：没有实习实训的经验，无法将课本知融会贯通。改进方法：认真参与工作，虚心求教。132013年3月4日-3月8日查阅参考资料查阅与设计有关的参考资料不少于10篇，其中外文不少于5篇存在问题：查阅资料相关度小，无法满足要求。改进方法：利用空余时间，去图书馆查找相关资料，在网上查找相关文献。142013年3月11日-3月15日翻译外文资料翻译机械方面的外文资料存在问题：专业英文水平较低，无法正确翻译专业词汇。改进方法：借助一些翻译软件、专业字典帮助翻译提高翻译准确性性。152013年3月18日-3月22日确定初步的总体设计方案分析各种变速器类型的优缺点存在问题：缺乏设计经验。改进方法：通过比较决定最后方案。162013年3月25日-3月29日绘制装配图初步绘制装配图存在问题：零部件配合有错误。改进方法：重新设计并绘制相关部件。172013年4月1日-4月5日绘制装配图修改完善装配图存在问题：不能完全体现具体细节。改进方法：绘制局部视图，体现细节。182013年4月8日-4月12日零件部设计设计变速器主要原件存在问题：齿轮分布选择方案。改进方法：通过计算确定最终方案。周次起止日期工作计划、进度每周主要完成内容存在问题、改进方法指导教师意见并签字备 注192013年4月15日-4月20日绘制零件图绘制齿轮零件图存在问题：无202013年4月22日-4月27日绘制零件图绘制轴的零件图存在问题：无212013年4月29日-5月3日设计说明书（论文）、摘要和小结编写完成设计说明书（论文）、摘要和小结存在问题：说明书的格式不规范，摘要不合理要求等。改进方法：根据毕业设计的规范要求更改，重新按要求编写摘要。222013年5月6日-5月10日修改设计说明书（论文）格式修改设计说明书开题报告格式存在问题：附录格式不规范，摘要英文不合理要求等。改进方法：根据毕业设计的规范要求更改。232013年5月13日-5月17日上交资料、准备答辩整理所有资料，打印后上交，准备答辩按学院要求整理并装订 说明： 1、“工作计划、进度”、“指导教师意见并签字”由指导教师填写，“每周主要完成内容”，“存在问题、改进方法”由学生填写。 2、本表由各系妥善归档，保存备查。编号无锡太湖学院毕业设计（论文）题目： 汽车变速器设计 信机 系 机械工程及自动化 专业学 号： 0923180学生姓名： 李 超 指导教师： 黄敏 （职称：副教授） 2012年5月25日XVI无锡太湖学院本科毕业设计（论文）诚 信 承 诺 书本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文）汽车变速器设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级： 机械94 学 号： 0923180 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 无锡太湖学院信 机系 机械工程及自动化 专业毕 业 设 计论 文 任 务 书一、题目及专题：1、题目 汽车变速器设计 2、专题 二、课题来源及选题依据 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，在传动系统中设置了变速器。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，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；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，并便于变速器换挡或进行动力输出。随着科技的高速发展，人们对汽车的要求越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能的设计和研发。变速器技术的发展是衡量汽车技术水平的一项主要依据。I三、本设计（论文或其他）应达到的要求： 了解汽车变速器的组成原理，设计发展动态和国内外的发展现状； 完成汽车变速器的设计工作； 完成汽车变速器的装配图及其有关零件图； 四、接受任务学生： 机械94 班 姓名 李 超 五、开始及完成日期：自2012年11月12日 至2013年5月25日六、设计（论文）指导（或顾问）：指导教师签名 签名 签名 教研室主任学科组组长研究所所长签名 系主任 签名2012年11月12日I摘 要现代汽车的动力装置几乎都是采用往复活塞式内燃机，它具有体积小、质量轻、工作可靠、使用方便等优点，但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。汽车变速器和主减速器，它们可以使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，又可以使其转速减小到发动机转速的若干分之一。传动系有两个功能：传送发动机到驱动轮之间的动力和改变转矩的大小。由此可见传动系统是汽车非常重要的组成部分，从而对汽车传动系的结构分析与设计计算也就显非常重要了。主要设计内容有变速器的布置方案与设计，齿轮的强度计算与校核；主减速器主、从动锥齿轮的支承方案选择，主减速器主要参数选择与计算；差速器的设计。并且用AutoCAD绘出变速器和差速器的装配图还有部分零件图。通过对微型轿车变速器的设计，不仅满足了现代汽车的动力性，也提高了其经济性，满足了市场现有的需求。 关键词：传动系；变速器；主减速器；差速器IIIAbstract The Reciprocating Engine are almost used as the power plant of modern motor, which is advanced in the small volume, light weight, reliability and convenience. However, there is contradiction between the performance and the dynamic and economy of the vehicle. As to start and drive smoothly, the vehicle has to come over the resistance. The torque of the wheels could be increased as several times of the engine or be decreased one of a number of points of the engine speed by the transmission and the main reducer.The transmission has two function transmit the engine power to the wheels and change the torque. So the transmission is one of the most important parts of the vehicle. The Analysis and design of the transmission are also vital.The design is consisted of Layout and design of the programme of the transmission, the strength calculation and checking of the gear, the support programme of the final drive active bevel gear and driven bevel gear, the main parameters choosing and calculation of the main reducer and the Differential design. The assembly of the main reducer and the differential and the parts must be drawn with the software AUTOCAD.According to the transmission design of the mini vehicle, the dynamic ,economy and the market of the modern vehicle are satisfied. Key words: Power train； Transmission； Final drive； Differential I目 录摘 要IIIAbstractIII目 录V1 绪论11.1 本课题的研究内容和意义11.2 国内外的发展概况11.3本课题应达到的要求22 变速器传动机构布置方案32.1 传动机构布置方案分析32.1.1 两轴式和中间轴式变速器32.1.2 三轴式32.1.3 倒挡的形式和布置方案42.2 零部件布置方案分析42.2.1 齿轮形式42.2.2 换挡的结构形式42.2.3 防止自动脱档的措施52.2.4 轴承形式52.3 本章小结53 变速器主要参数的选择及设计计算63.1 挡位数确定63.2 传动比63.3 中心距83.4 齿轮参数83.5 各档齿轮齿数的分配93.6 齿轮的设计计算113.7 本章小结124 变速器主要结构元件的校核134.1 齿轮损坏的原因及形式134.2 齿轮材料的选择原则134.3 轮齿强度校核144.3.1 齿轮的接触强度144.3.2 齿轮的接触强度154.4 轴的强度校核184.5 轴承的校核224.5.1 输入轴轴承校核224.5.2 输出轴轴承校核234.6 本章小结245 结论与展望25致 谢26参考文献26附 录28I汽车变速器设计1 绪论1.1 本课题的研究内容和意义变速器的功能是在不相同的条件下，改变发动机传在驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到不一样的牵引力以及速度，同时是发动机在最佳的工况范围内工作。此外，应保证汽车能倒退行驶和停车时使发动机和传动系保持分离。需要时还应有动力输出的功能。随着我国千人汽车保有量的大副上升，高速公路，高级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活中的一部分。与此同时带来了燃料的大量需求，所以汽车的燃油经济性应给予重视。汽车的动力性、经济性能是车辆的重要性能，影响汽车的动力性、经济性能的因素很多，其中汽车的动力装置参数（发动机的参数；变速器的挡位及传动比）对上述性能的影响较大。因此对汽车变速器的研究有非常重要的社会意义和经济意义。1.2 国内外的发展概况手动变速器（MT：Manual Transmission）主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。自动变速器（AT：Automatic Transmission）是由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。AMT是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在MT总体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。无级变速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又称为连续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组，从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带和金属链等。无限变速式机械无级变速器（IVT：Infinitely Variable Transmission）采用的是一种摩擦板式变速原理。IVT的核心部分由输入传动盘，输出传动盘和Variator传动盘组成。它们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变Variator装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化1。汽车的发展经历了三大革命，动力革命（内燃机的使用），传动革命（机械传动的完善和液体传动的使用）和控制革命（用传感器、微机和电液阀进行信息处理）。从先进国家来看，动力革命和传动革命已经完成，目前正处于控制革命阶段，要解决的主要是机械太“机械”，没有灵性的问题，过去机械全靠人来操纵控制，然而人的生理和心理能力（感觉器官的功能、头脑分析的能力和体能）是有限的，操纵汽车这样复杂的机械对于人来说体力和脑力负担是很重要的，更主要的是单靠人力操纵将阻碍汽车的发展和其性能的提高。因此必须对汽车各部分（发动机、变速器、悬架、制动和转向机构等）进行自动控制并从各部分的单独控制向整车一体化控制发展，从一般控制向智能控制发展2。与AT产品、CVT产品相比，AMT产品的显著优势是工艺技术难度小，可以充分利用现有MT车型离合器、变速器生产企业的产品技术、生产能力，减少产业化投资，降低产品成本50%以上。AMT产品传动效率高，汽车燃油消耗量比AT车型降低10%20%，与CVT车型基本一致。AMT产品的自动换档功能与AT产品、CVT产品基本一致，起步平顺性略有突兀。AMT产品的关键技术是换档时动力传输间断过程控制，在离合器操纵实现自动控制的基础上，协调运用节气门调整技术，快速、平稳地完成自动换挡操纵，解决了AMT产品电控单元与发动机燃油喷射电控单元之间无法通讯的技术限制，保证AMT产品换档平顺性与AT产品、CVT产品基本一致3。AMT产品通过加装微计算机控制、电动机驱动的操纵机构，自动取代原车人工完成的离合器分离与接合、变速器选档和换档等操作，最终使汽车起步、变速全过程序列操作的自动化。汽车的自动变速简化了驾驶动作，使得汽车易于驾驶，减轻了驾驶员的劳动强度，提高了行车安全性，大大降低了驾驶员的操纵技术水平对汽车的动力性、经济性、平顺性和尾气排放的影响，保证了车辆驾驶过程中处于良好的工作状态。它特别适应改革开放以来，随着生活水平的提高，人们对汽车品位要求的不断提高，以及非职业汽车驾驶员急速增加形成对自动变速器的迫切需求，有利于轿车早日进入普通家庭。1.3本课题应达到的要求 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下基本要求：（1）应正确选择变速器的档位和传动比，保证汽车有必要的动力性和经济性指标；（2）设置空挡和倒档，保证发动机与驱动轮能长期分离，使汽车能进行倒退行驶；（3）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳挡，乱档，换档冲击等现象发生。为减轻驾驶员的劳动强度，提高行驶安全性，操作轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动或自动，半自动换档来实现；（4）重量轻，体积小。影响这个指标的主要参数是变数器中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可减小中心距；（5）传动效率高。为减少齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造和装配质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率；满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数、传动比范围和各档传动比有关。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。 2 变速器传动机构布置方案2.1 传动机构布置方案分析变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多轴式变速器4。 2.1.1 两轴式和中间轴式变速器现代汽车大多数都采用三轴式变速器，而发动机前置前轮驱动的轿车，若变速器传动比小，则常用两轴式变速器。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面： （1）结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮；而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。 （2）变速器的径向尺寸两轴式变速器输出轴的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。 （3）变速器齿轮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短。中间轴式变速器的各前进挡均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因而寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转，不影响齿轮寿命。 2.1.2 三轴式三轴式变速器的第一轴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、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小, 其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩5。因此，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档传动比，但除了直接档外其他各档的传动效率有所降低，适用于传统的发动机前置、后轮驱动的布置形式。现选用三轴式变速器（见图2.1）。 图2.1 三轴式变速器简图 2.1.3 倒挡的形式和布置方案图2.1为常见的布置方案。图a方案广泛用于前进挡都是同步器换挡的四挡轿车和轻型货车变速器中；b方案的优点是可以利用中间轴上的1挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度，某些轻型货车四挡变速器采用这种方案；c方案能获得较大的倒挡速比，突出的缺点是换挡程序不合理；d方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了c方案；e方案中，将中间轴上的一挡和倒挡齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度；f方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便；为了充分利用空间，有的货车采用g方案，其缺点是一挡和倒挡得各用拨叉轴，使其上盖中的操纵机构变的更复杂。后述五种方案可供五挡变速器的选择，本次设计采用图2.2（b）所示的倒挡布置方案。 图2.2 倒挡布置方案2.2 零部件布置方案分析 2.2.1 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。与前者相比，后者有使用的寿命更长、运转性能平稳、工作时的噪声低等等优点；但是相对的缺点是制造的时候会变得复杂，工作时会有轴向力，这样这对轴承很不利。变速器中的常啮合齿轮通常采用的是斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡6。 2.2.2 换挡的结构形式变速器换挡机构形式分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。（1）滑动齿轮换挡通常采用滑动直齿轮换挡，也有采用斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用于一挡和倒挡。（2）啮合套换挡用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操纵技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用7。 （3）同步器换挡现代大多数汽车的变速器都采用同步器能保证迅速，无冲击，无噪声换挡，而与操纵技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。同上述两种换挡方法相比，虽然它有结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸大。同步环使用寿命短缺等缺点，但仍然得到广泛应用。由于同步器的广泛应用，寿命问题已得到基本解决。如瑞典的萨伯-斯堪尼亚（SAAB-Scania）公司，用球墨铸铁制造同步器的关键部件，并在其工作表面上镀上一层钼，不仅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系数，这种同步器试验表明，它的寿命不低于齿轮寿命，法国的贝利埃（Berliet）。德国择孚（ZF）等公司的同步器均采用了这种工艺。上述三种换挡方案，可同时用在一变速器中的不同挡位上，一般倒挡和一挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式；对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套。 2.2.3 防止自动脱档的措施自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。除了在工艺上采取相应的措施以外，目前在结构上采取措施且相对有效的方案有以下几种： （1）把两个接合齿的啮合位置相互错开。这样它们在啮合时，会使接合齿的顶部超过被接合齿的13mm。使用时两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿顶部形成凸肩，可用来防止接合齿的自动脱挡。 （2）把啮合齿套齿座上面的前齿圈的齿厚切薄，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而防止自动脱挡。 （3）把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），使接合齿面产生防止自动脱挡的轴向力。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果8。 2.2.4 轴承形式变速器多采用滚动轴承，通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。过去，变速器轴的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承，近年来，变速器的设计趋势是增大其传递功率与质量之比，并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述轴承形式已不能满足对变速器可靠性和寿命提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的增多。其主要优点如下：滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮沿纵向平面分开或沿中心线所在平面分开，这样可使装拆和调整轴承方便。由于上述特点，滚锥轴承已在欧洲一些轿车、货车和重型货车变速器上得到应用。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（塔轮，宝塔齿轮）。2.3 本章小结本章对变速器传动机构的布置方案和零、部件结构方案进行了系统的分析，并给出了此次设计的具体方案，即设计两轴式变速器，倒挡布置方案如图2-2（b）所示，前进挡皆为斜齿圆柱齿轮，倒挡为直齿圆柱齿轮，采用全同步器式换挡形式，轴承选取深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。3 变速器主要参数的选择及设计计算3.1 挡位数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，当挡数超过6挡以后，可在6挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。增加变速器的挡数，能够改变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。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低档与高档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值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高档区相邻挡位之间的传动比比值，要比低档区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。商用车变速器采用45 个挡或多挡。载质量在2.03.5t的货车多采用5个挡，载质量在4.08.0t的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。本次设计的变速器采用4个前进挡位，1个倒挡位。3.2 传动比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。最高挡通常是1.0，有的变速器最高挡是超速挡,传动比为0.70.8。影响最低挡传动比选取的因素有：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、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻的商用车在5.08.0之间，其他商用车则更大。汽车爬陡坡时车速不高，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。故有： （3.1）由最大爬坡度要求的变速器档传动比为： （3.2）式中 汽车总质量；重力加速度；道路阻力系数； max道路最大阻力系数；最大爬坡要求； 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。主减速比i0的确定： （3.3）式中 车轮的滚动半径，m； 发动机转速，r/min； 变速器最高档传动比； 最高车速，km/h。本课题变速器=1，一般汽车的最大爬坡度约为30%7，即=16.7，f=0.02 由公式（3.3）得： 由公式（3.2）得： 根据驱动车轮与路面的附着条件确定变速器档传动比为： （3.4）式中 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 道路的附着系数，计算时取=0.50.6。因为汽车后轴的轴荷分配范围为60%68%，所以G2=35009.868=23324N由公式（3.3）和公式（3.4）得：综合a和b条件得： 5.487.31，取=（5.48+7.31）/26.40变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为 （其中n为档位数）的几何级数排列。因为，所以=q=1.875, = q=3.516。实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。3.3 中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的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： （3.5）式中 中心距系数。对轿车取8.99.3；对货车取8.69.6； 对多档主变速器，取9.511；变速器处于档时的输出转矩， （3.6） 发动机最大转矩，Nm；变速器的档传动比；变速器的传动效率，取0.96。由公式（3.6）得： =1046.40.96=638.976Nm由公式（3.5）得: mm初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出： （3.7）式中 按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取14.516.0，对货车取17.019.5。由公式（3.7）得: mm一般汽车变速器的中心距约在80170mm范围内变化,初选A=100mm。3.4 齿轮参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。应该指出，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：（1)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，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；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有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选得小些；对货车，减少质量不减少噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数；变速器低档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，变速器用齿轮模数的范围如表3.29。(2)所选模数值应符合国家标准GB/T13571987的规定。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。(3)啮合套和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。3.5 各档齿轮齿数的分配在初选变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配，如图3.1所示。 图3.1 本课题变速器结构简图（1）确定档齿轮的齿数 已知档传动比，且 （3.8）为了确定z7、z8的齿数，先求其齿数和：直齿齿轮： （3.9） 先取齿数和为整数，然后分配给z7、z8。为了使z7/z8尽量大一些，应将z8取得尽量小一些，这样，在已定的条件下z2/z1的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。z8的最少齿数受到中间轴轴径的限制，因此z8的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的档直齿轮的最小齿数为1214，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，以减小大、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。由公式（3.9）得：取=60，考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于17），故取z8=17，得出=60-17=43（2）修正中心距A若计算所得的z7、z8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。由公式（3.9）得：A=（3.560）/2=105mm（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数 （3.10）确定了z7、z8后由公式（3.9）和（3.10）联立方程求解z1、z2 , 故z1=17 ；z2=43（4）确定其他档位的齿轮齿数档齿轮副： （3.11）由公式（3.9）和（3.11）联立方程求解z5、z6。因为 = q=3.516 ，所以先试凑z5、z6。试凑出z5=33、z6=27，此时=3.09。档齿轮副： （3.12）由公式（3.9）和（3.12）联立方程求解z5、z6。因为 =q=1.875 ，所以先试凑z3、z4。试凑出z3=24、z4=36，此时=1.69。（5）确定倒档齿轮副的齿数通常档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数z10=2123。则中间轴与倒档轴之间的中心距为： （3.13）初选z10=22,由公式（3.13）得: mm为了避免干涉，齿轮8与齿轮9的齿顶圆之间应有不小于0.5mm的间隙，则: （3.14）由公式（3.14）得: mm 根据d9选择齿数，取z9=17。最后计算倒档与第二轴的中心距： （3.15）由公式（3.15）得: mm8.28综合上述计算修正一下各档的传动比（见表3-1）。表3-1 各档速比档位倒档速比6.40:13.09:11.69:11:18.28:13.6 齿轮的设计计算常啮合齿轮副： 档齿轮副： 档齿轮副： 档齿轮副： 倒档齿轮： 3.7 本章小结本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定挡数、传动比范围，根据最大爬坡度和驱动轮与地面的附着力确定一挡传动比和倒档传动比，进而确定其它各挡传动比，选择中心距、外形尺寸以及齿轮参数。根据变速器的传动示意图确定各挡齿轮齿数，进行各挡齿轮的分配。4 变速器主要结构元件的校核4.1 齿轮损坏的原因及形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、齿面胶合以及移动换挡齿轮端部破坏10。轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷的作用下，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极少，而后者出现的多些。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在与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，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低档齿轮和倒档齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间澡轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏11。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力打且家畜处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，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出现较少。4.2 齿轮材料的选择原则（1）满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。（3）考虑加工工艺及热处理工艺 大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮12。现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi（过去的钢号是18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMOB的。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。为消除内应力还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐范围如下：3.5，渗碳深度0.81.2mm；3.55，渗碳深度0.91.3mm；5，渗碳深度1.01.6mm。渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC5863，心部硬度为HRC3348。某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数（3.03.75）齿轮采用了40Cr或35Cr钢并进行表面氰化处理。这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标，氰化钢热处理后变形小也是其优点。但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高，故接触强度和承载能力均受到限制。对于氰化齿轮，氰化层的深度一般为0.20.4mm，不应小于0.2 mm，表面硬度为HRC485313。4.3 轮齿强度校核 4.3.1 齿轮的接触强度 直齿齿轮弯曲应力： （4.1）式中 计算载荷，Nmm； 应力集中系数，直齿齿轮取1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9； 齿轮模数； 齿轮齿数； 齿宽系数，直齿齿轮取4.47.0；齿形系数，齿高系数相同、节点处压力角不同时：，；压力角相同、齿高系数为0.8时，；轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险的档位齿轮。故分别计算档、倒档齿轮的弯曲强度。 档齿轮副：主动齿轮z8=17,从动齿轮z7=43档主动齿轮的计算载荷 由公式（4.1）得: 主动齿轮z8的弯曲强度：档从动齿轮的计算载荷 从动齿轮z7的弯曲强度： 倒档齿轮副:因为倒档齿轮相当于一个惰轮,所以主动齿轮是Z8=17，从动齿轮是Z10=22。通过惰轮后主动齿轮是Z9=17，从动轮是Z7=43。惰轮的计算载荷 通过惰轮前，Z10=22的弯曲强度由公式得: 通过惰轮后主动轮是Z9=17，从动轮是Z7=43。Z9的计算载荷 Z7的计算载荷 以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。 4.3.2 齿轮的接触强度 齿轮的接触应力按下式计算： （4.2）式中 F法向内基圆周切向力即齿面法向力，N； （4.3） Ft端面内分度圆切向力即圆周力，N； （4.4） 计算载荷，； d节圆直径，； 节点处压力角； 螺旋角； E齿轮材料的弹性模量，钢取2.1105MPa； b齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为代替，； 主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm；直齿齿轮：， ；斜齿齿轮：，； r1，r2分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm。当计算载荷为许用接触应力见表4-1。 常啮合齿轮副：当计算载荷为 ,由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得: 档: 计算载荷为 ,由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得:档：计算载荷为 ,由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得:档：计算载荷为 由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得: 倒档:计算载荷为 ,由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得: 计算载荷为 ,由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得:以上档位的齿轮副都满足接触强度的要求（见表4-1）。表4-1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮氰化齿轮一档及倒档190020009501000常啮合及高档130014006507004.4 轴的强度校核变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，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。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响14。因此，在设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调，变速器轴的最大直径与支承间的距离可按下列关系式初选：对第一轴及中间轴：对第二轴： （4.5） 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A（mm）按下式初选： 由公式（4.5）得： 第二轴：l=d/（0.180.21）=225350mm； 中间轴：l=d/（0.160.18）=262.5393.75mm； 第一轴：l=d/（0.160.18）=104.4135.13mm。第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩Temax （Nm）按下式初选： （4.6）由公式（4.6）得：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果进行修正。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，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，所以应当对每个档位都进行验算15。验算时，将轴看作铰接支承的梁，作用在第一轴上的转矩应取。齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr、及轴向力Fa可按下式求出： （4.7） 式中 i至计算齿轮的传动比；d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，。在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）为： （4.8） （4.9） 式中 弯曲截面系数，； D轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm； 在计算断面处轴的垂向弯矩，Nmm； 在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm； 许用应力，在低档工作时取400MPa。变速器轴与齿轮的制造材料相同，计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。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，故可以不必计算16。若轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为，可分别用下式计算： （4.10）式中 E弹性模量，MPa，； I惯性矩，对实心轴，； d轴的直径，花键处按平均直径来计算； a,b齿轮上的作用力矩支座A、B的距离，； L支座间的距离，。在上述计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的1.1倍。轴断面的转角不应大于0.002rad（弧度）。轴的垂向挠度的容许值fc0.050.10mm；轴的水平挠度的容许值fs0.100.15mm。轴的合成挠度应小于0.20mm。 4.4.1 校核第二轴的强度与刚度档：
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