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本科學生畢業(yè)論文 Eq2102牽引車變速器設計 系部名稱： 汽車工程系 專業(yè)班級： 車輛工程 B0-6班 學生姓名： 王楠 指導教師： 朱榮福 職 稱： 講師 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Eq2012 for Tractor Truck Candidate：WangNan Specialty：Vehicle Engineering Class：B07-6 Supervisor：Instructor Zhurongfu Heilongjiang Institute of Technology 2006-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘　　要 變速器是汽車傳動系統(tǒng)中比較關鍵的部件，它的設計好壞將直接影響到汽車的實際使用性能。變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內(nèi)工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。 因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。一般通過控制軸的長度即控制檔數(shù)，來保證變速箱有足夠的剛性。 本文設計研究了兩軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設計并講述了變速器中各部件材料的選擇。 關鍵字：擋數(shù)；傳動比；齒輪；軸；強度校核 ABSTRACT Transmission is more cruical in automotive driveline components, it is dseigned to ditectly affect the quality of the actual use of performance automobiles. Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function. Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of two-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords : Block; Transmission ratio; Gear; Axis;Checking II 目 錄 摘　　要 I Abstract II 第一章 緒 論 4 1.1 選題的目的和意義 4 1.2 選題的研究現(xiàn)狀 4 1.3 課題的預期成果 5 第2章 變速器總體方案設計 6 2.1設計所依據(jù)的主要技術參數(shù) 6 2.2 變速器傳動機構的結構分析和形式選擇 6 2.2.1兩軸式變速器的特點分析 6 2.2.2 中間軸式變速器特點分析 7 2.2.3 倒擋布置方案分析 8 2.2.4傳動機構布置的其他問題 9 2.3 零部件結構方案分析 9 2.3.1 齒輪形式 9 2.3.2 換擋機構形式 9 2.3.3 防止自動脫擋的結構 10 2.3.4 變速器軸承 11 2.4 變速器齒輪 11 2.5 軸 12 2.6 軸承 13 2.7 操縱機構布置方案 13 2.7.1概述 13 2.7.2典型的操縱機構以及鎖止裝置 14 2.8 本章小結 16 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 17 3.1檔數(shù) 17 3.2傳動比范圍 17 3.3各檔傳動比的確定 17 3.4齒輪參數(shù)的選擇 20 3.5各檔齒輪齒數(shù)的分配以及傳動比的計算 22 3.6 本章小結 33 第4章 變速器齒輪及軸的強度校核 34 4.1齒輪材料的選擇原則 34 4.2變速器齒輪的材料及熱處理 34 4.3變速器齒輪彎曲強度校核 35 4.4齒輪接觸應力校核 40 4.5計算各擋齒輪的受力 43 4.6軸的結構尺寸設計 46 4.7軸的強度驗算 47 4.7.1軸的剛度的計算 47 4.7.2軸的強度的計算 52 4.8 本章小結 58 第5章 變速器同步器及其結構元件設計 59 5.1、同步器的功用及分類 59 5.2同步器主要參數(shù)的確定 61 5.2.1 摩擦因數(shù) 61 5.2.2 同步環(huán)主要尺寸的確定 62 5.2.3 鎖止角 63 5.3本章小結 63 結　　論 64 參考文獻 65 致 謝 66 附 錄 A 67 附 錄B 69 第一章 緒 論 1.1 選題的目的和意義 回顧變速器技術的發(fā)展可以清楚地知道，變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的總要組成部分，其技術的發(fā)展，是衡量汽車技術水平的一項總要依據(jù)。世界能源與環(huán)境、先進的制造技術、新型材料技術、信息與控制技術等都是科學技術發(fā)展的重要領域，這些領域的科技進步推動了變速器的發(fā)展。變速器的作用是，在較大范圍內(nèi)改變汽車行駛速度的大小和汽車驅(qū)動輪上扭矩的大小,實現(xiàn)倒車行駛,實現(xiàn)空檔.為保證汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，必須合理選擇和配置變速器檔位及各檔速比[1]。通過對變速器等比數(shù)速比配置、偏置等比級數(shù)速比配置的理論分析，從經(jīng)濟型和加速性兩方面分析對比兩種速比配置。在各檔位數(shù)和一檔比確定后，合理的分配變速器各檔速比。21世紀，汽車工業(yè)成為中國經(jīng)濟發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一，汽車企業(yè)對各系統(tǒng)部件的設計需求旺盛。其實，汽車與人一樣兒，也是有著整套系統(tǒng)的有機結合體。發(fā)動機是心臟，車輪、底盤與懸掛是軀干和四肢，然而連接他們的，是類似于人體神經(jīng)的變速器系統(tǒng)。變速器是汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部分,它對汽車的濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率都有直接的影響.隨著汽車工業(yè)的高速發(fā)展和汽車現(xiàn)代設計方法的開發(fā)和應用,人們對汽車變速器設計的要求越來越高. 可以說，變速器伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物，是汽車上的必需品。 .1.2 選題的研究現(xiàn)狀 牽引汽車列車運輸具有高效、經(jīng)濟、方便的特點,適應未來高速物流運輸?shù)陌l(fā)展。近幾年,我國高速公路的建設和物流運輸業(yè)迅猛發(fā)展,對牽引車的需求保持了強勁的增長勢頭, 在手動變速器領域，尤其是在重型車用和微型車用手動變速器上，涌現(xiàn)了大量自主創(chuàng)新的產(chǎn)品[2]。另外，一些跨國公司獨資或者合資的變速器企業(yè)開始陸續(xù)在中國設廠，為滿足持續(xù)高速增長的中國汽車市場需求做出了非常大的貢獻。在中國，手動變速器仍然是車用變速器的主流。隨著我國經(jīng)濟的飛速發(fā)展，牽引車的市場需求呈現(xiàn)快速增長的趨勢。在歐洲和美國的長途貨運幾乎全部是由牽引車組成的半掛汽車完成，而重型牽引車數(shù)量占專用汽車的最大份額。牽引車載貨質(zhì)量大，使用工況復雜，近年來，國際市場重型載貨車輛所配備變速器擋位數(shù)目不斷增多。擋位的增加使得換檔復雜，換擋頻繁，對駕駛員的駕駛熟練程度要求高。具體有三個原因：首先，目前國內(nèi)企業(yè)已經(jīng)基本掌握對手動變速器的開發(fā)，所以在一定程度上加大了手動變速器的價格優(yōu)勢；另外，絕大多數(shù)中國駕駛者在學車時就是用的手動車，他們更加享受手動車帶來的架勢樂趣，再次，它有傳動效率高，工作可靠，壽命長，制造工藝成熟和成本低的特點。所以機械式變速器還是有很大的發(fā)展空間的本課題的主要內(nèi)容是研制開發(fā)前輪驅(qū)動轎車變速器的方案和各系統(tǒng)的設計，計算和校對。結合國外汽車設計的一些先進技術和國內(nèi)專家們做過的一些工作，對前驅(qū)動轎車變速器的設計給出了詳細的方法和較為合理的理論，本文主要預計做的工作包括以下內(nèi)容： 根據(jù)所開發(fā)車型的關鍵所在，要全面考慮所有方面，包括可行性、經(jīng)濟性、安全性、舒適性、操縱穩(wěn)定性、平順性、動力性、高速性等一系列問題，才能使你開發(fā)出的車在市場上有競爭力，才能被人們所接受。 總體方案出臺后，就要對變速器進行總體布置，確定各系統(tǒng)參數(shù)，根據(jù)各系統(tǒng)性能的需要開始設計各系統(tǒng)。 傳動系統(tǒng)的布置和組成取決于發(fā)動機的結構形式、布置位置和車輛的驅(qū)動形式。因為該車型采用前置前驅(qū)動形式，發(fā)動機的動力通過離合器和變速器并直接帶動前橋，這樣傳動系省去了一根傳動軸，同時離合器和變速器可以與發(fā)動機制成一體，從而使總體結構非常緊湊，這種結構的關鍵在于等速萬向節(jié)的設計與選取[1].本文對此加以探討，給出合理的設計原則。 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機再最有利工況范圍內(nèi)工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。 1.3 課題的預期成果 （1）變速器類型確定； （2）變速器檔數(shù)及各檔傳動比的分配確定； （3）變速器齒輪參數(shù)的選擇及各檔齒輪齒數(shù)的分配； （4）變速器齒輪的強度計算； （5）變速器軸和軸承的設計計算及軸的強度驗算； （6）同步器設計； （7）利用CAD畫裝配圖、零件圖。 第2章 變速器總體方案設計 2.1設計所依據(jù)的主要技術參數(shù) 設計主要參數(shù)如表2.1所示。 表2.1 EQ2012牽引車設計的主要技術參數(shù) 發(fā)動機最大功率 118kw 車輪型號 335/80 R20 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 546Nm 總質(zhì)量 10940kg 最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速 2064r/min 最高車速 140km/h 2.2 變速器傳動機構的結構分析和形式選擇 有級變速器與無級的相比，其結構簡單、造價低廉，具有高的傳動效率（η=0.96～0.98），因此在各種類型的汽車上均得到了廣泛的應用。 通常，有級變速器具有三個、四個、五個前進擋；重型載貨汽車和重型越野車則采用多擋變速器，其前進擋位數(shù)多大5～16個甚至20個。變速器擋位的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟性和平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但擋位數(shù)的增多也使變速器的尺寸及質(zhì)量增大，結構復雜，制造成本提高，操縱也復雜。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在良好的路面和空載行駛時才使用的超速擋。采用傳動比小于1（約為0.7～0.8）的超速擋，可充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率[4]。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用。 2.2.1兩軸式變速器的特點分析 與中間軸式變速器相比較，兩軸式變速器結構簡單、緊湊且除最高擋外其他各擋的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量減少6%～10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且使傳動系的結構簡單。兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高擋工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損，這是它的缺點{1}。 如圖2.1a～c所示為發(fā)動機前置前輪驅(qū)動轎車的兩軸式變速器傳動方案。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪傳動。圖2.1c中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換擋；圖2-1a所示方案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。 (a) (b) (c) 圖2.1 兩軸式變速器傳動方案 2.2.2 中間軸式變速器特點分析 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機的飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。 如圖2.2a～d所示為中間軸式變速器的傳動方案，其中a～b為中間軸式五擋變速器，c～d為中間軸式六擋變速器的傳動方案。中間軸式變速器的共同特點為：變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內(nèi)，且保證兩軸軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達到90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其他擋位，因而提高了變速器的使用壽 命；在其他前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案件中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或接合套換擋，少數(shù)結構的一擋也采用同步器或接合套換擋，各擋同步器或接合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。 在除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點[6]。 以上各方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋形式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋{1} 圖2.2 中間軸式變速器傳動方案 2.2.3 倒擋布置方案分析 如圖2.3所示為常見的倒擋布置方案。圖2.3b方案的優(yōu)點是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2.3c方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2.3d方案對2.3c的缺點做了修改。圖2.3e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.3f的方案 于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。 為了縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2.3g所示方案；其缺點是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出輪齒磨損加快和工作噪聲增加。為此，無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一擋與倒擋，都應當布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良情況，然后按照從低擋到高擋的順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸具有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋{1}。 為防止意外掛入倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。 圖2.3 倒擋布置方案 2.2.4傳動機構布置的其他問題 常用擋位的齒輪因接觸應力過高而易造成表面點蝕損壞。將高擋布置在靠近軸的兩端支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小，齒輪可保持較好的嚙合狀態(tài)，以減少偏載并提高齒輪壽命。 某些汽車的變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速擋。使用傳動比小于1的超速擋，能夠更充分的利用發(fā)動機的功率，使汽車行駛1Km所需發(fā)動機曲軸的總轉(zhuǎn)數(shù)減少，因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗。但是與直接擋比較，使用超速擋會使傳動效率降低、工作噪聲增加。 機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數(shù)、每分鐘轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪和殼體等零件的制造精度等。 2.3 零部件結構方案分析 2.3.1 齒輪形式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍有復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 2.3.2 換擋機構形式 變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。 汽車行駛時，因變速器內(nèi)各轉(zhuǎn)動齒輪有不同的角度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術（如兩腳離合器）才能使換擋時齒輪無沖擊，并克服上述缺點；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采用直齒換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩，但除一擋、倒擋已很少使用。 當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的接合齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器比較還有結構簡單、制造容易、能夠減低制造成本及減小變速器長度等優(yōu)點。 使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程短。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便發(fā)，要求換入不同擋位的變速桿行程應盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實現(xiàn)這一點。 2.3.3 防止自動脫擋的結構 自動脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導致自動脫擋。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下幾種： 1、將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖2.4a所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。 2、將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切薄（切下0.3～0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫擋，如圖2.4b所示。 3、將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2?！?。），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力，如圖2.4c所示。這種方案比較有效，應用較多。將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果[7]。 圖2.4 防止自動脫擋的結構措施 2.3.4 變速器軸承 變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6～20mm。 2.4 變速器齒輪 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、 倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設計全部選用斜齒輪。 變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度（圖2.5）影響齒輪強度。要求尺寸應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸，在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸要求： （3.1） 式中 ——花鍵內(nèi)徑。 為了減小質(zhì)量，輪輻處厚度應在滿足強度條件下設計得薄些。尺寸可取為花鍵內(nèi)徑的1.25～1.40倍。 圖2.5 變速器齒輪尺寸控制圖 齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應在μm范圍內(nèi)選用。要求齒輪制造精度不低于7級。 2.5 軸 變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)。當變速器中心距小，在殼體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動。 用移動齒輪方式實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，應選用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側的磨削比漸開線花鍵要容易。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過軸與齒輪內(nèi)孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設置有滾針軸承、滑動軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上。此時，軸的表面粗糙度不應低與μm，硬度不低于58～63HRC。因漸開線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸，并由螺栓固定。 由上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應當可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關問題。 2.6 軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方[8]。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 由于本設計的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。 2.7 操縱機構布置方案 2.7.1概述 根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。 變速器操縱機構通常裝在頂蓋或側蓋內(nèi)，也有少數(shù)是分開的。變速器操縱機構操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。 直接操縱式手動換檔變速器當變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來 ，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各檔換檔行程相等。 2.7.2典型的操縱機構以及鎖止裝置 圖2.6 典型的操縱機構圖 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采，如圖2.6 1、換檔機構 變速器換檔機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用。 使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。 通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設計全部檔位均選用同步器換檔。 2、防脫檔設計 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速叉軸互被鎖住，該機構的作用是防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。常見的互鎖機構有： （1）互鎖銷式 圖2.7是汽車上用得最廣泛的一種機構，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。 圖2.7，a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖3.3，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。 圖2.7 互鎖銷式互鎖機構 （2）擺動鎖塊式 圖2.8為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。 （3）轉(zhuǎn)動鉗口式 圖2.9為與上述鎖塊機構原理相似的轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉(zhuǎn)動。選檔時操縱桿轉(zhuǎn)動鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。 操縱機構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產(chǎn)生明顯的手感。 鎖止機構還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構。 自鎖機構的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止 圖2.8 擺動鎖塊式互鎖機構 圖2.9轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖機構 脫檔和掛檔。自鎖機構有球形鎖定機構與桿形鎖定機構兩種類型。 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。本次設計屬于前置前輪驅(qū)動的轎車，操縱機構采用直接操縱方式，鎖定機構全部采用，即設置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖，通過互鎖銷實現(xiàn)互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來實現(xiàn)，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。 2.8 本章小結 本章主要依據(jù)變速器幾種常見的傳動機構布置方案，對兩軸式和中間軸式的變速器的結構特點作了簡要說明，分析了各種方案的優(yōu)缺點，同時介紹了幾種常見的倒擋機構布置方案，并比較了各個方案的優(yōu)缺點，介紹了變速器齒輪，軸及軸承的選擇。在零部件的選擇部分，對變速器齒輪、換擋機構的形式和變速器防止自動脫擋的結構進行了分析和說明。最后結合本次設計所依據(jù)車輛的主要技術參數(shù)，選擇了本設計的傳動機構布置方案和零、部件的結構形式，作為以后各章節(jié)設計的基礎。 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1檔數(shù) 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用4～5個檔或多檔。載質(zhì)量在2.0～3.5t的貨車采用五檔變速器，多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上{1}。 3.2傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。 傳動比范圍的選擇要求： 1、相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。 2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此，本次設計的牽引車變速器為5檔變速器，最高檔傳動比初定為1 3.3各檔傳動比的確定 （1）主減速器傳動比的確定發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關系式為{9}： （3.1） 式中 ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 主減速器傳動比=0.377×=0.377×=4.51 雙曲面主減速器，當≤6時，取=90%，?6時，取=88%。 =96%， =×=88%×96%=0.85 最大傳動比的選擇： （2)滿足最大爬坡度。 根據(jù)汽車行駛方程式 (3.2) 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 即， (3.3) 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=10940×10=109400N； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=546N.m； —主減速器傳動比，=6.31； —傳動系效率，=85%； —車輪半徑，=0.522m； —滾動阻力系數(shù)，=0.0076+0.000056×=0.013144取=0.01 —爬坡度，取=16.7° =5.3 滿足附著條件。 ·φ 在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.8 (3.4) 即≤=8.35 得5.3≤≤8.35 所以，取=6.5 （3）其他各擋傳動比的確定： 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ，，， ==1.596 所以其他各擋傳動比為： ==4.068，==2.549，==1.596, =1 (4)中心距A 初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 （3.5） 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)， =9.5～11.0 —變速器一擋傳動比，=6.5 ； —變速器傳動效率，取85% ； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=546N.m 。 則， = =137.2~158.9mm 初選中心距=146mm。 （5）變速器的外形尺寸： 變速器殼體的尺寸要盡可能小，同時質(zhì)量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜。變速器橫向斷面尺寸應保證能布置下齒輪，而且設計時還應當注意到殼體側面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導致產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。 為了加強變速器殼體的剛度，在殼體上應設計有加強肋。加強肋的方向與軸支承處的作用力方向有關。變速器殼壁不應該有不利于吸收齒輪振動和噪聲的大平面。采用壓鑄鋁合金殼體時，可以設計一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪聲。 為了注油和放油，在變速器殼體上設計有注油孔和放油孔。注油孔位置應設計在潤滑油所在平面處，同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應設計在殼體的最低處。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞，可以吸住存留于潤滑油內(nèi)的金屬顆粒。為了使從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤滑油再流回變速器殼體內(nèi)，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設回油孔。為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力，在變速器頂部裝有通氣塞。 為了減小質(zhì)量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁后取3.5～4mm 。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5～6mm。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，但會使質(zhì)量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構形式以及齒輪形式。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： mm 初選長度為435mm。 3.4齒輪參數(shù)的選擇 （1）模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些；變速器抵擋齒輪應該選用大些的模數(shù)，其它檔位的齒輪選用另一種模數(shù)。在少數(shù)情況下，汽車變速器的各檔齒輪均選用相同模數(shù)。 表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 車 型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.014 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表3.2選取各檔模數(shù)為左右，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。 （2）壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。 另外還應該指出，國外有些企業(yè)生產(chǎn)的乘用車變速器齒輪采用的壓力角不一致，即高檔齒輪采用小些的壓力角以減少噪聲；而低檔和倒檔齒輪采用較大的壓力角，以增加強度。必須指出的是齒輪采用小壓力角和小模數(shù)時，除必須采用較大的齒頂高系數(shù)外，還應該采用大圓弧齒根，這樣可以提高彎曲強度在30%以上。 （3）螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗證明，隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。 （4）齒寬 齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 斜齒，取為6.0～8.5。 （5）齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪{1}。 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細高齒。 3.5各檔齒輪齒數(shù)的分配以及傳動比的計算 （1）確定一擋齒輪的齒數(shù) 中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12～17之間選用，最小為12～14，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。 一擋傳動比為 （3.6） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （3.7） ==68.5 取整為68 即=-=68-13=55 （2）對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和 齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 ==144.7mm取整為A=145mm。 對一擋齒輪進行角度變位： 端面嚙合角 ： tan=tan/cos =21.17° 嚙合角 ： cos==0.926 =22.20° 變位系數(shù)之和 =0.266 計算精確值：A= 一擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =4×55/cos21.32°=236.16mm =4×13/cos21.32°=55.82mm 齒頂高 =4.30mm =3.972mm 式中：=（145-144.7）/4=0.075 =0.191 齒根高 =4.48mm =5.736mm 齒全高 =7.5mm 齒頂圓直徑 =244.76mm =63.76mm 節(jié)圓直徑 （3）確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由式（1.3）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （3.8） ==1.53 常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，初選=，即 （3.9） = =68.5 由式（3.8）、（3.9）取整為=27，=41，則： ==6.42≈=6.500 對常嚙合齒輪進行角度變位： 理論中心距 ==144.7mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.17° 端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 = =0.0745 查變位系數(shù)線圖得： 計算精確值：A= 分度圓直徑 =115.14mm =1174.84mm 齒頂高 =4.478mm ==3.800mm 式中：=（96-95.79）/4=0.075 =0.29-0.0525= 0.0005 齒根高 =4.52mm =4.820mm 齒全高 =8.998mm 齒頂圓直徑 =124.096mm =182.44mm 齒根圓直徑 =106.1mm =165.2mm 節(jié)圓直徑 （4）確定其他各擋的齒數(shù) 1．二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=20° （3.10） ==2.687 （3.11） ==68.12 由式（3.10）、（3.11）取整為=50，=18 則，≈=4.068 對二擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 =144.72mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.17° 端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 =0.0745 =0.32 =-0.245 求的精確值： =20.29° 二擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =213.23mm =76.76mm 齒頂高 =5.278mm =0.7545mm 式中：=0.075 =0.191 齒根高 =3.72mm =5.98mm 齒全高 =8.998mm 齒頂圓直徑 =223.78mm =88.72mm 齒根圓直徑 =205.79mm =64.8mm 節(jié)圓直徑 2．三擋齒輪為斜齒輪，初選=20° （3.12） = =1.678 （3.13） 由式（3.12）、（3.13） 取整=43，=25 =2.549 對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋? 理論中心距 =144.7mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.3897 =21.27° 端面嚙合角 ==0.935 變位系數(shù)之和 =0.0745 =0.250 =-0.45-（-0.25）=-0.1755 求的精確值： =20.29° 三擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =183.37mm =106.62mm