汽車設(shè)計課程設(shè)計基于整車匹配的變速器總體設(shè)計及整車動力性計算

1、 山東建筑大學課程設(shè)計 山東建筑大學課 程 設(shè) 計 說 明 書 題 目：基于整車匹配的變速器 總體設(shè)計及整車動力性計算 課 程： 汽 車 設(shè) 計 院 （部）： 機 電 學 院 專 業(yè)： 車 輛 工 程 班 級： 車 輛 082 姓 名： 學 號： 指導老師： 設(shè)計期限： 2011.12.19-2012.01.06 目錄前言. 31 冷藏半掛車總體方案設(shè)計. 4 1.1 汽車參數(shù)的選擇. 4 1.2 變速器設(shè)計應滿足的基本要求. 4 1.3變速器傳動機構(gòu)布置方案. 4 1.3.1 主變速器布置方案. 5 1.3.2 副變速器布置方案. 6 1.3.3 倒擋布置方案. 6 1.3.4 其他問題.

2、72 冷藏半掛車零部件結(jié)構(gòu)方案分析. 82.1 齒輪形式. 82.2 換擋機構(gòu)形式. 82.3 變速器軸承.93 冷藏半掛車變速器設(shè)計和計算. 103.1 擋數(shù). 103.2 傳動比范圍. 103.3 中心距a. 113.4 外形尺寸. 113.5 齒輪參數(shù)計算. 113.5.1 模數(shù)的選取. 113.5.2 壓力角. 123.5.3 螺旋角. 123.5.4 齒寬b. 133.5.5 變位系數(shù)的選擇計算. 133.6 各擋齒輪齒數(shù)計算. 143.6.1 各檔傳動比分析. 143.6.2 一擋齒輪齒數(shù)計算. 153.6.3 其他各擋常嚙合齒輪齒數(shù)計算. 163.6.4 確定倒擋齒輪齒數(shù). 17

3、4 冷藏半掛車整車動力性計算. 184.1最高車速. 184.2 最大爬坡度. 19 4.3最大加速度. 205 冷藏半掛車汽車動力性計算軟件設(shè)計. 22 5.1 軟件設(shè)計流程. 225.2 驅(qū)動力-行駛阻力平衡圖. 225.3 功率平衡圖. 236 結(jié)論. 25致謝. 26參考文獻. 27前言 現(xiàn)代汽車的動力裝置，幾乎都采用往復活塞式內(nèi)燃機。它雖具有相當多的優(yōu)點，但其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。如在坡道上行駛時，所需的牽引力往往是發(fā)動機所能提供的牽引力的數(shù)倍。而且一般發(fā)動機如果直接與車輪相連，其輸出轉(zhuǎn)速換算到對應的汽車車速上，將達到現(xiàn)代汽車極限速度的數(shù)倍。上述發(fā)動機牽引力

4、、轉(zhuǎn)速與汽車牽引力、車速要求之間的矛盾，單靠現(xiàn)代汽車內(nèi)燃機本身是無法解決的。因此就出現(xiàn)了車用變速箱和主減速器。它們的共同努力使驅(qū)動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動機轉(zhuǎn)速的幾分之一。另外，現(xiàn)代汽車的使用條件極為復雜，在不同場合下有不同的要求。往往要受到如載運量、道路坡度、路面好壞及交通是否通暢等條件的影響。這就要求汽車的牽引力和車速能在較大范圍內(nèi)變化，以適應使用的要求。在條件良好的平直路面上要能以高速行駛，而在路面不平和有較大坡度時能提供較大的扭矩。變速器的多擋位選擇恰能滿足這些需求。此外，發(fā)動機在不同工況下，燃油的消耗量也是不一樣的。駕駛員可以根據(jù)具體情況，選擇變速

5、器的某一擋位，來減少燃油的消耗。在有些情況下，汽車還需要能倒退行駛。發(fā)動機本身是不可能倒轉(zhuǎn)的，只有靠變速器的倒擋齒輪來實現(xiàn)。由此可見變速器對于汽車來說必不可少。 變速器一般是由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。根據(jù)前進擋數(shù)的不同，變速器有三、四、五和多擋幾種。根據(jù)軸的不同類型，又分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速器。 現(xiàn)在汽車變速器的發(fā)展趨勢是向著可調(diào)自動變速器或無級變速器方向發(fā)展。世界各大汽車制造商也正競相開發(fā)無級變速器。預計不久將來中國各大汽車制造商也將生產(chǎn)自己的cvt無級變速器，并廣泛應用于國產(chǎn)轎車?？设b于現(xiàn)在自己知識的有限以及條件的限制，本次設(shè)計選擇了

6、對手動變速器作總體設(shè)計，對變速器的傳動方案進行了選擇，變速器的齒輪和軸做了詳細的設(shè)計計算以及對同步器和一些標準件做了選型設(shè)計,同時還對整車做了動力性計算以此體現(xiàn)變速器設(shè)計的是否匹配汽車。1 冷藏半掛車總體方案設(shè)計 1.1 汽車參數(shù)的選擇 根據(jù)變速器設(shè)計所選擇的汽車基本參數(shù)如下表表1-1設(shè)計基本參數(shù)表相關(guān)項目參數(shù)值汽車總重42000kg車輪半徑0.536m發(fā)動機最大功率275kw (2100r/min)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩1570nm (1400r/min)滾動阻力系數(shù)0.013主減速器傳動比4.77軸距3.2m質(zhì)心高度(滿載)0.9m質(zhì)心至前軸距離（滿載）a1.947m迎風面積與風阻系數(shù)乘積7.96

7、m2汽車傳動系傳動效率0.85設(shè)計變速器擋數(shù)八 1.2 變速器設(shè)計應滿足的基本要求 對變速器如下基本要求. 1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。 3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，方便。6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等 現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應當有高的工作效率。除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越

8、小，變速器的傳動比范圍越大。1.3 變速器傳動機構(gòu)布置方案 鑒于本設(shè)計是針對冷藏半掛車使用的變速器，而且要求前進擋數(shù)為八檔，固在整體設(shè)計中選擇副變速器加主變速器的方案。原因有二：一是現(xiàn)如今沒有使用超過六個檔位的單變速器；而是如果單個變速器檔位在八檔的話，傳動軸會很長，在保證強度的情況下軸的直徑會很大，不符合汽車整體輕量化的要求。這樣一來副變速器設(shè)置兩檔，則只需要搭配一個四檔主變速器即可滿足要求。本設(shè)計就是采用一個前置副變速器加四檔主變速器的整體布置方案。 變速器根據(jù)軸的不同類型，可以分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速器。1.3.1 主變速器布置方案固定軸

9、式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，布置方便，中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。此外，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計得很大，顯然不能滿足我的設(shè)計要求。而雙中間軸式的又顯得太過復雜，這樣就只有三軸式變速器可以作為我的選擇了。圖1-1，分別列出了幾種中間軸式四擋變速器傳動方案。 在擋數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速

10、器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換擋方式和倒檔傳動方案上有差別。圖1-1a，b所示方案，除倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各前進擋均為常嚙合齒輪傳動，而a中倒擋安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲。圖1-1c 所示方案的一檔和倒檔使用了直齒滑動齒輪換擋，其他前進擋也均為常嚙合齒輪傳動。以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套。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，那圖1-1 中間軸式四擋變速器傳動方案么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。而正如圖b所示為縮短傳動軸長度，將變速器后端加長，伸

11、長后的第二軸裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。在附加殼體內(nèi)，布置倒擋傳動齒輪和換擋機構(gòu)，這樣能減少變速器主體部分的外形尺寸。綜上所述第2 種傳動方案作為我的選擇也是理所當然了。為了設(shè)計方便在我的設(shè)計中就采用了如圖b的方案，倒檔用直齒滑動齒輪換擋，一二檔用嚙合套換擋，三四檔用同步器換擋。1.3.2 副變速器布置方案圖1-2 副變速器設(shè)計方案副變速器實際就是一個只有兩檔的變速器，本設(shè)計中采用如圖2-2中所示設(shè)計。這樣只有兩檔的副變速器結(jié)合四檔的主變速器就可以得到八檔的變速器了。此方案中兩檔均采用常嚙合齒輪進行傳動，而換擋方式則采用嚙合套換擋。副變速器的第二軸伸出就可以作為主變速器

12、的第一軸，而第二軸的前端在靠軸承支乘在副變速器的第一軸齒輪內(nèi)部。而在中間軸的后端也可以設(shè)計出內(nèi)孔以用來支承主變速器的中間軸。1.3.3 倒擋布置方案與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，可以利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案。這樣簡單方便，因此本設(shè)計中就是選擇這個方案進設(shè)計的。如圖1-3為常見的倒擋布置方案。圖1-3 倒檔布置方案 圖1-3a所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了第二軸上的一、二擋換擋齒輪，因而使得結(jié)構(gòu)簡單。但換擋時有一定的齒輪沖擊，使換擋稍顯困難。綜上所述我選擇了圖1-3a

13、的倒擋布置方案。1.3.4 其他問題 經(jīng)常使用的擋位，其齒輪因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞。將高擋布置在靠近軸的支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小，齒輪保持較好的嚙合狀態(tài)，偏載減少能提高齒輪壽命。 某些汽車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（為0.7-0.8）的超速擋，能夠充分地利用發(fā)動機功率，使汽車行駛 1km 所需發(fā)動機曲軸的總轉(zhuǎn)速降低，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，噪聲增大。 機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，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

14、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 冷藏半掛車零部件結(jié)構(gòu)方案分析 2.1 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，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍顯復雜，工作時有軸向力。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，并導致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。我的設(shè)計中一擋和倒擋用的是直齒輪，其他擋齒輪都是斜齒輪。 2.2 換擋機構(gòu)形式 變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換擋三種形式。汽車行駛時各擋齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇

15、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。只有駕駛員有熟練的操作技術(shù)（如兩腳離合器）時，才能克服齒輪換擋沖擊的缺點。但是該瞬間駕駛員注意力被分散，會影響行駛安全性。盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡單，但除一擋、倒擋外已很少使用。由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)，所以可用移動嚙合套換擋。這時，因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多。而輪齒又不參與換擋，它們都不會過早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。目前這種換擋方法仍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(gòu)連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套

16、換擋，并且還能降低制造成本及減小變速器長度。所以在我的設(shè)計中副變速器和主變速器一二檔上使用嚙合套換擋。使用同步器雖能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，且與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性，但是它卻存在機構(gòu)復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，故在我的設(shè)計中并不大范圍使用，只在主變速器三四檔上使用。為了操縱方便，換入不同擋位的變速桿行程要求盡可能一樣。 自動脫擋是變速器的主要故障之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施比較有效的方案有以下幾種： 1.將兩接合齒的嚙合位置錯開，見圖 2-1。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約 1-3mm。使

17、用中接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸用來阻止接合齒自動脫擋。 2.將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?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，從而減少自動脫擋，見圖 2-2。 3.將接合齒的工作面加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜 2-3） ，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力，見圖 2-3。這種方案比較有效，應用較多。 2.3 變速器軸承 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。至于何處應當采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負

18、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。 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 620mm，下限只適用于輕型車和轎車。而在此冷藏半掛車中只能選用上限了。滾針軸承、滑動軸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。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加。然而滑動軸套的優(yōu)點

19、是制造容易，成本低。 在本次設(shè)計中主要選用了圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承和滾針軸承。 3 冷藏半掛車變速器設(shè)計計算 3.1 擋數(shù) 增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時操縱機構(gòu)復雜，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在 1.8 以下,該比值越小換擋工作越容易進行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。 近年來為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前轎車一般用 4-

20、5 個擋位，級別高的轎車變速器多用 5 個擋， 貨車變速器采用 4-5 個擋位或多擋。裝載質(zhì)量在 2-3.5t的貨車采用 5 擋變速器，裝載質(zhì)量在 4-8t 的貨車采用 6 擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。 對于此款冷藏半掛車自然是得選用多檔變速器，而且設(shè)計要求也是八檔變速器。 3.2 傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋轉(zhuǎn)動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。 目前汽車傳動比有些經(jīng)驗公式可以參考。公式如下： （3-1） 由驅(qū)動車輪與路面附著條件有： （3-2） 將已知參數(shù)帶入式（3-1）、（3-2）可以得到如下

21、結(jié)果：=34.658 由于最大道路阻力系數(shù)，為f+i,即滾動阻力系數(shù)與坡道阻力系數(shù)之和，經(jīng)取數(shù)此處為0.2185，則有7.537。由g1+g2=mg且a=3.2m,軸距l(xiāng)=3.2m,可得g2=1.947/3.2*mg=25554.375n,所以可得：=11.598即有7.53711.598在此范圍內(nèi)我選擇了一檔傳動比為11.2，而最高檔傳動比我設(shè)計為1，即我的設(shè)計中傳動比范圍為11.2。3.3 中心距a 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距。其大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質(zhì)量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪壽命越短。最小允許

22、中心距當有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。據(jù)有關(guān)統(tǒng)計經(jīng)驗公式 （3-3）其中ka =17.0-19.5（貨車），出于簡便計算此處取ka =17.208代入式（3-3）可計算得a=200mm。3.4 外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。 貨車四擋變速器殼體的軸向尺寸（3.0-3.6）a。當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù) k 應取給出系數(shù)的上限。而本設(shè)計只使用了一次同步器，故加上副變

23、速器可以取軸向尺寸為3.5a即可，即本設(shè)計八檔變速器軸向尺寸初定為750mm。 3.5 齒輪參數(shù)計算 3.5.1 模數(shù)的選取 模數(shù)選擇遵循的一般原則：為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質(zhì)量小，增加模數(shù)，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒數(shù)應有不同的模數(shù)。對減少變速器齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選??；對貨車，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數(shù)。低擋齒輪應選大些的模數(shù)，其他擋位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應，同一變速器的接合齒模數(shù)相

24、同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量 a m 在 1.814.0t 的貨車為 2.03.5mm，而重型汽車模數(shù)多4.56.0mm之間選擇。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。綜合考慮其他因素我初選齒輪模數(shù)為：直齒輪m=5.0mm，斜齒輪=5.0mm。3.5.2 壓力角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于貨車，為加大重合度以降低噪聲，宜取小些。而此處我選擇使用國家標準壓力角=20o。3.5.3 螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度

25、增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30o時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以 15o25o為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大螺旋角。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應一律取為右旋，

26、則第一、第二軸上的斜齒輪應取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一擋和倒擋設(shè)計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因為這些擋位使用得少，所以也是允許的)，而此時第二軸則沒有軸向力作用。 根據(jù)圖3-1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件 （3-4） （3-5）由于 ，為使兩軸向力平衡，必須滿足 （3-6） 式中，fa1，fa2為作用在中間軸齒輪 1、2 上的軸向力，fn1，fn2為作用在中間軸齒輪 1、2上的圓周力；r1，r2為齒輪 1、2的節(jié)圓半徑；t為中間軸圖3-1中間軸軸向力的平衡傳遞的轉(zhuǎn)矩。 最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不

27、同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。 為方便起見我初選螺旋角為20o。3.5.4 齒寬b 應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應力增加。使用寬些的齒寬，工作時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并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。 直齒：， 為齒寬系數(shù)，取為 4.58.0 取=5 斜齒：b= ， 取 6.08.5 ，取 c k =7 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，可取大些，使接觸線長

28、度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。這樣一來本設(shè)計中 直齒 b= m =55mm=25mm 斜齒 b= =75mm=35mm 3.5.5 變位系數(shù)的選擇計算 齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少

29、些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低擋齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是

30、由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。3.6 各擋齒輪齒數(shù)計算 在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可更據(jù)變速器的擋數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)，方案布置圖如圖3-2。3.6.1 各檔傳動比分析在前面我就確定了傳動比范圍為11.2，即一檔傳動比為11.2最高檔（八檔）傳動比為1，這樣我們就可以確定中間各檔的傳動比了。實際上，汽車傳動系各檔的傳動比大體上是按等比級數(shù)分配的。因為按等比級數(shù)分配傳動比可以充分利用發(fā)動機提供的功率，提高汽車的動力性

31、。此外還可以保證汽車換擋平順運行平穩(wěn)。因此先按照等比級數(shù)進行傳動比分配。因為=11.2，=1.0，令公比為q（常數(shù)），則各檔傳動比為=q ,=q2 , =q3 ,所以有=11.2=q7，即有q=1.4122，這樣一來各檔的傳動比也就出來了，如下：圖3-2變速器總布置方案圖=7.9319，=5.6167，=3.9773，=2.8164，=1.9943，=1.4122為實現(xiàn)這樣的插入式傳動比則需要副變速器的低檔傳動比為q4=3.97733.6.2 一擋齒輪齒數(shù)計算一擋傳動比= （3-7）又因為副變速器低檔傳動比設(shè)計為3.977所以有=3.9773 （3-8）=2.8164 （3-9）如果z13、z

32、14 齒數(shù)確定了，則z5與z6 的傳動比可求出，為了求z13、z14的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和z直齒 z =2a/m （3-10）斜齒 z =2acos/mn （3-11）因為一擋用的是直齒輪，所以 z13-14 =2a/m=2200/5=80 ，然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配，中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使 z13/z14的傳動比大些，在主變速器一檔傳動比已定的情況下，z6/z5 的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度。考慮到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受

33、中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。此處取中間軸上一擋齒輪z14 =19，則z13=z13-14-z14=80-19=61。這樣就有： （3-12）因為13、14齒為直齒，即此處不考慮軸向力平衡，所以： （3-13）聯(lián)立式（3-12）、式（3-13）可以解得z5=40，z6=35。對于副變速器來說由于所有齒輪都是采用斜齒輪，所以計算各齒輪齒數(shù)時還要考慮中間軸的軸向力平衡。即已知條件除式（3-8）以外還得滿足式（3-6）。如： 轉(zhuǎn)化后也即 （3-14）這里使用試取的方法進行計算。取mn3-4=5.4mm,=15，并由式（3-11）計算可得z3+z4=

34、72，再取z4=31，則z3=41。然后再將這些值代入式（3-8）和式（3-14）計算可得當z1=21，z2=63，=22，mn1-2=4.43mm時可以使得2a=401.21mm。由此可得這些值可以滿足要求。3.6.3 其他各擋常嚙合齒輪齒數(shù)計算對于主變速器第二檔來說有=7.9319 （3-15）所以有=1.9943 （3-16）因為z5=40，z6=35，所以代入式（3-16）可得=2.2792 （3-17）由式（3-14）同理可得 （3-18）又因為=20，所以取z10=22代入式（3-18）試算出z9=50，mn9-10=5.43mm，=13.5而此時算得2a=402mm，也可滿足要求

35、了。對于主變速器第三檔來說則有=5.6167 （3-19）由前面的內(nèi)容可以得出=1.4122 （3-20） 因為z5=40，z6=35，所以代入式（3-20）可得=1.6139 （3-21） 由式（3-14）同理可得 （3-22）又因為=20，所以取z8=28代入式（3-22）拼湊計算出，當z7=45，mn7-8=5.253mm，=16.7而此時算得2a=400.36mm，可滿足要求而不需要再進行齒輪變位了。3.6.4 確定倒擋齒輪齒數(shù) 取中間軸上的倒擋齒輪z12和中間軸上一擋齒輪齒數(shù)相當，取z12 =18，又有因為倒檔傳動比一般選擇和主變速器一檔傳動比相等，這樣可以計算的。倒擋齒輪選用的模數(shù)

36、往往與一檔相同，若取則可以計算中間軸與倒檔軸中心距為a1=5（18+23）/2=102.5mm,倒檔軸與第二軸中心距為a2=5(58+23)=202.5mm，而中間軸和第二軸中心距為200mm，顯然這三者之間滿足三角形三邊關(guān)系。故以上各齒輪齒數(shù)滿足要求，。4 冷藏半掛車整車動力性計算作為一款冷藏半掛車的變速器設(shè)計，對其進行整車動力性參數(shù)計算也是本設(shè)計的重要內(nèi)容之一，其目的在于檢驗變速器是否能滿足要求。在這里我對衡量汽車動力性的三個評價即最高車速、最大爬坡度和加速性能進行了計算。據(jù)相關(guān)總結(jié)經(jīng)驗公式有： （4-1）式中 （4-2）式（4-1）反映了汽車克服了外界其他阻力后所具有的加速能力，由此可計

37、算出評價汽車動力性的指標。式中為汽車加速度，為旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，為爬坡角度，為汽車總質(zhì)量，為發(fā)動機臺架試驗修正系數(shù)（在中國可以取=0.85-0.91），和分別為汽車滾動半徑和動力半徑（為簡便計算本設(shè)計取為相等0.536），a,b,c為下式的系數(shù)：4.1最高車速按照汽車最高車速的定義，有=0，=0，代入式（4-1）可得： 又有經(jīng)驗公式，將其帶入上式可得： 因 令 d= （4-3）又因通常a0，所以方程的第二個根即是所求汽車的最高車速，有：= （4-4）將已知數(shù)據(jù)代入式（4-2）計算出數(shù)據(jù)如下表：表4-1各檔a、b、c1、c2、d值檔位傳動比abc1c2d111.2014-3084.8303159

38、6.63838807.868-41160037767.99727.9319-1095.57415843.48527480.505-41160018799.10135.6167-389.2457944.35619459.367-4116009327.49243.9773-138.4533983.57513779.575-4116004606.58952.8164-49.4021997.4919757.573-4116002259.38061.9943-17.7811001.5616909.362-4116001096.26871.4122-6.555502.2144892.645-4116005

39、22.09481.0-2.569251.8243464.555-411600238.163 將直接檔（八檔）的a、b、c1、c2和d值代入式（4-4），可得該冷藏半掛車的最高車速，即： = = =95.37 km/h 4.2最大爬坡度 按照汽車以最低檔穩(wěn)定速度爬坡，有=0，為簡化起見，設(shè)，由式（4-1）可得： （4-5）對上式兩邊以為自變量求導，可得： （4-6）當時，得到最大值，此時有：將上式代入（4-5），可得：令 （4-7）即有 對上式整理后可得：當=0時，=e，但實際上滾動阻力總是存在的，并且滾動阻力系數(shù)愈大，汽車的爬坡能力愈小。因此對上式中取負號，便得到汽車的最大爬坡角，即： （4-

40、8）因，則上式可簡化為： （4-9）由此可得汽車最大爬坡度為：表4-2為各檔位對應的e值表4-2 各檔e值檔位12345678e0.290850.205930.145760.103090.0727620.051050.035250.0234因為在第一檔是汽車具有最大爬坡度，所以將一檔的e值，取代入式（4-9），有： =16.22所以得到該車的最大爬坡度為：=0.29094.3最大加速度 汽車在水平地面的加速度計算公式可由式（4-1）變化而得，有： （4-10）汽車在某檔位加速過程中的最大加速的可由j=f(v)極值點求出，對上式求導可以得到：得到極值點的車速為 （4-11）將式（4-11）代入（4-10）可得該檔最大加速度 （4-12）對于旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，通常根據(jù)下述經(jīng)驗公式進行匹配計算確定： 式中和取值范圍在0.03到0.05之間，這里為計算方便取平均值，即認為=0.04。表4-3列出了各檔的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)值。表4-3 質(zhì)量換算系數(shù)值檔位1234