重型汽車變速器升速箱的設計畢業(yè)設計

1、重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 11 摘 要 變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部分，其技術的發(fā)展，是衡量汽車技術水平 的一項重要依據(jù)。21 世紀能源與環(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起的發(fā)展。 目前國內(nèi)外的變速器熬向著自動變速器方向發(fā)展，有一半以上的交合和部分重型汽 車上使用的是自動變速器。由于重型汽車需要發(fā)動機的載荷表較大，這就要求升速 箱的設計向著低成本，體積小的方向發(fā)展，有利于能源的節(jié)約。 隨著國內(nèi)汽車市場的發(fā)育成長，變速器產(chǎn)品型譜逐步細化，產(chǎn)品的針對性越來 越強，因此在保證現(xiàn)有變速器生產(chǎn)和改進的同時

2、，要充分認識到加入 wto 后良好的 合作開發(fā)機遇，取長補短，同時更應認識到供方、買方、替代者、產(chǎn)品競爭者的巨 大壓力。要緊跟重型商用車行業(yè)向高檔、高技術含量和智能化方向發(fā)展的趨勢，要 緊跟客車低地板化、綠色環(huán)?；⒊鞘泄淮笮突陌l(fā)展方向，開發(fā)和生產(chǎn)具有自 主知識產(chǎn)權、適合我國國情的重型車用變速器。升速箱作為變速器的一種，它的特 點是工作穩(wěn)定，制造簡單，工作效率高，能夠很好的達到使用者的要求。現(xiàn)在很多 升速箱作為實驗臺的一部分組成構建，它能夠很好的完成實驗所需要達到的要求， 是一種需要開發(fā)和升入研究的裝置。 關鍵詞：重型汽車，變速器，升速箱，實驗臺。 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體

3、） 12 abstractabstract automobile transmission gearbox as an important component of its technology, automotive technology is a measure of the level of an important basis. 21st century energy and environment, advanced manufacturing technology, new materials technology, information and control technolo

4、gy is an important area of scientific and technological development. at home and abroad transmission automatic transmission direction toward the boil, more than half of intercourse and some heavy- duty vehicle is used on automatic transmission. since heavy vehicles need larger engine load table, whi

5、ch requires the design or speed box toward low-cost, small size direction, is conducive to energy conservation. with the development of the domestic car market growth, the transmission spectrum gradually refined products, products targeted getting stronger, and therefore ensure that the existing tra

6、nsmission manufacturing and improved at the same time, to fully understand the good cooperation after joining the wto development opportunities each other, but also should recognize suppliers, buyers, substitutes, products of competitors tremendous pressure. to keep heavy commercial vehicle industry

7、 to high-end, high-tech and intelligent direction of the trend, to be followed by low-floor buses, green environmental protection, urban public transport development direction of large-scale development and production with independent intellectual property rights for chinas national conditions of he

8、avy vehicle transmission. transmission or speed box as one, it is characterized by stable, simple to manufacture, efficient, very good to meet the users requirements. now a lot of bench or speed box as part of building components, it can be a good experiment to complete the requirements needed to ac

9、hieve is a need to develop and promoted research devices. 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 3 keywords: heavy vehicles, transmissions, or speed box, bench. 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 14 1 1 緒緒 論論 我國商用車主要分為重型商用車、中型商用車、輕型商用車和微型商用車四大類,其 中重型（略）長最快,年均增幅最大.燃油價格的不斷上漲,國際上不斷嚴格的汽車尾 氣排放法規(guī),不斷惡化的道路交通擁堵狀況以及技術熟練司機的短缺,這些因素都將 促使未來的商

10、用車,尤其是重型商用車的動力傳動系統(tǒng)發(fā)生重大變化.針對國內(nèi)變速 器生產(chǎn)廠的現(xiàn)有條件,開展重型商用車機器的關鍵技術研究,開發(fā)具有自主知識產(chǎn)權 的機械式自動變速器,對打破國外的技術壟斷,掌握核心技術,促進我國汽車工業(yè)的發(fā) 展與技術進步的現(xiàn)實意義。 1.11.1國外手動變速器研究國外手動變速器研究 對整車制造商而言,據(jù)美國阿貢國家實驗室在1999年發(fā)布的報告.對于一個典型 的微型車變速器大概占據(jù)其制造成本的7%。對于消費者而言,變速器配置的豐富程度 在很大程度上會影響他們的購買決定。另外，變速器和發(fā)動機的匹配將在很大程度 上決定整車的排放燃油經(jīng)濟性及整車的操控性。而另一項研究表明在變速器的制造 過程

11、中,越來越多的采用了大量的先進設計和制造技術在ford/getrag6 變速器中采 用了激光焊接沖壓滑動齒輪選擇器軸套這是一種由雷諾公司在5 速副軸原型變速箱 設計中發(fā)明的技術命名為eml曾在2000年展出并因為它的簡單和輕便僅22公斤卻能提 供140nm 的轉(zhuǎn)矩而出名。這種激光焊接沖滑動齒輪選擇器軸套替代了前一代變速 器的鑄鐵撥叉,可以減少對內(nèi)部的傷害。并且在這種設計中齒輪盤片的激光和摩擦焊 接同時保證了所需機器設計空間的降低此外設計人員也在其齒輪提供高轉(zhuǎn)矩輸出的 設計上認真地研究過提高了耐久性和低噪聲水平. 1.21.2 國內(nèi)手動變速器研究國內(nèi)手動變速器研究 在中國,手動變速器因為其低廉的

12、價格和給駕駛者的良好的操控感,一直以來都占 據(jù)著變速器的主流.如在2007年手動變速器大概占整個微型車市場的74%。這其中既 有歷史的原因也有現(xiàn)實的因素。從歷史上來看,長期以來手動變速器占據(jù)壓倒性的市 場份額,而且基本所有的駕駛員都接受手動變速器的培訓。從現(xiàn)實角度,雖然目前市 場自動變速器的發(fā)展也很快,但相比之下,自動變速器的價格相對昂貴,燃油經(jīng)濟性也 相對較差。普通消費者的需求受到抑制,另一個很重要的原因是提供相對低廉汽車產(chǎn) 品的本土汽車生產(chǎn)商還沒有完全掌握自動變速器的技術。所以傳統(tǒng)的齒輪變速器仍 以其結(jié)構簡單效率高、功率大三大顯著優(yōu)點依然占領著汽車變速器的主流地位。 綜上所述,機械變速器有

13、著很大的發(fā)展空間,尤其在微型車輛的使用上。而國內(nèi) 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 5 外也針對現(xiàn)在市場的需要在不斷研究和改進變速器,本設計將參考國內(nèi)外關于變速器 設計、汽車設計、汽車變速器等的相關書籍與文章,根據(jù)工作及傳動比要求,對變速 箱構造進行設計,再根據(jù)設計手冊,對部分零件進行設計,最后查閱相關標準,對設計 結(jié)果進行全面的校核,保證其可行性及安全性。 1.31.3自動變速器自動變速器 最早在1904年出現(xiàn)了離合器和制動器等摩擦元件操縱變速的行星齒輪機構，該 機構首先用于英國wilson picher汽車上。1907年福特車上大量使用行星齒輪變速器， 它的出現(xiàn)實現(xiàn)了不切斷動力進

14、行的“動力換擋”，并避免了固定軸式變速器中的 “同步問題”。而液力耦合器的出現(xiàn)為自動操縱的實現(xiàn)提供了可能，1938年至1941 年美國gm和chrysler公司采用液力耦合器代替離合器，省去了駕駛時的離合器踏板 操作。隨后出現(xiàn)了液力自動變速去的前身，開始了車速和油門兩個參數(shù)信號，用液 壓邏輯油路控制的液力自動變速時代。 該階段以1939年的通用oldsmobile車上的hydromantic開始，以液力自動變速器 的普遍應用和迅速推廣為特征。這個階段的液力自動變速 由液力變矩器和行星齒輪 變速器組成，控制系統(tǒng)是通過液壓系統(tǒng)來實現(xiàn)的，控制信號的產(chǎn)生，主要是通過反 映油門開度大小的節(jié)氣門閥和翻涌車

15、速高低的速控閥來實現(xiàn)，其控制系統(tǒng)是由若干 個復雜的液壓閥和油路構成的邏輯控制系統(tǒng)，按照設定的換擋規(guī)律，控制換擋執(zhí)行 機構的動作，從而實現(xiàn)自動換擋。代表性的產(chǎn)品有：豐田a40系列自動變速器、通用 的4t60e、ef、chpe9等系列產(chǎn)品。但液壓系統(tǒng)的控制精度較低，難以適應車輛行駛 狀況的變化，無法按使用者愿望實現(xiàn)精確的換擋品質(zhì)控制。 1969 年法國的雷諾 r16ta 轎車首先使用了電子控制自動變速器，與全液壓的 區(qū)別在于自動換擋的控制系統(tǒng)是由電腦來實現(xiàn)的，但當時電子技術不成熟，應用范 圍較窄，到 20 世紀 80 年代末，電子控制逐步實用化，越來越多的自動變速器采用 了電子控制。 自動變速器的

16、控制系統(tǒng)包括電控和液控兩部分，電控系統(tǒng)由電腦，各 種傳感器、電磁閥及控制電路等組成，它將控制換擋的參數(shù)（如車速和油門開度等） 通過傳感器轉(zhuǎn)換為電信號輸送給電腦，電腦通過處理獎?chuàng)Q擋的信號作用于換擋電磁 閥。從而利用液壓換擋執(zhí)行機構實現(xiàn)自動換擋。由于電腦能存儲和處理多種換擋規(guī) 律，在改善換擋品質(zhì)控制方面，由明顯的優(yōu)越性，并且與整車的其他控制系統(tǒng)的兼 容性號，最終可以實現(xiàn)車輛電子控制系統(tǒng)一體化。 隨著車輛技術和自動變速技術的發(fā)展，人們不再滿足于簡單的功能實現(xiàn)，車輛 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 6 自動變速技術即將進入智能化階段，控制策略的不斷改進成為車輛自動變速技術的 特點。德國的寶

17、馬公司從 1992 年起，陸續(xù)推出用于四檔和五檔自動變速器的自適應 控制系統(tǒng)，能夠自動識別駕駛員的類型，環(huán)境條件和行駛狀況，并對換擋規(guī)律作出 適當調(diào)整。尼桑的 e4n71b 自動變速器，采用模糊推理對高速公路坡道進行識別，采 取禁止升檔的措施消除循環(huán)換擋，三菱新型四檔自動變速器，將各種輸入信息和駕 駛員的換擋通過神經(jīng)網(wǎng)絡建立聯(lián)系，利用神經(jīng)網(wǎng)絡的學習功能，使得車輛能夠按照 駕駛員的意圖自動換擋。 我國應用液力傳動始于五十年代，自行研制出了內(nèi)燃機車 和紅旗 ca770 三排座高級轎車的液力傳動系統(tǒng)，隨后液力傳動液在我國獲得了一定 發(fā)展，此外，部分均勻車輛上使用了液力自動變速器，但發(fā)展速度要落后于發(fā)

18、達國 家。 20 世紀 90 年代末期，大眾汽車公司和博格華納公司攜手合作，生產(chǎn)第一個適 用于大批量生產(chǎn)和應用于主流車型的 dual tronic 技術雙離合器自動變速器，博格 華納公司通過使用新的電子液壓元件，是雙離合器自動變速器變成了實用性很強的 變速器。2002 年德國大眾汽車公司首次向世界展示了這一技術創(chuàng)新，并給他命名為 直接換擋變速器 direct-shift gearbox（簡稱 dsg） 。2003 年大眾汽車公司推出了 6 擋 dsg 變速器，成為首個提供雙離合器自動變速器系統(tǒng)的整車廠，隨后 dsg 變速 器逐步推廣應用在奧迪 tt3.2、大眾捷達、大眾途安、大眾第五代高爾夫、

19、寶來、 奧迪 a3、skoda 等眾多車型上。2008 年大眾汽車公司聯(lián)手舍弗勒集團推出了更為先 進的 7 擋 dsg 變速器。 我國也很重視雙離合器自動變速器的自主研發(fā)，2007 年， 我國科技部“十一五” “863”計劃將雙離合器自動變速器列為“汽車開發(fā)先進技 術”重大項目，由重慶青山、 吉利、杭齒三家公司承擔。2008 年，上海汽車公司 和沈陽華晨汽車公司宣布聯(lián)合開發(fā)雙離合器自動變速器。同年，在國家發(fā)改委支持 下，國內(nèi) 12 家汽車企業(yè)聯(lián)合成立了“中發(fā)聯(lián)” ，與美國的博格華納公司進行合作， 開發(fā)雙離合器自動變速器。在 2009 年上海車展上，吉利汽車公司展出了我國第一 款自主研發(fā)的 7

20、擋雙離合器自動變速器，據(jù)說，吉利汽車公司已經(jīng)基本掌握了雙離 合器自動變速器的關鍵技術及雙離合器自動變速器的開發(fā)流程。 1.41.4重型變速器技術的發(fā)展現(xiàn)狀重型變速器技術的發(fā)展現(xiàn)狀 我國重卡主要以駕駛室的更新?lián)Q代為主，新產(chǎn)品重視的是駕駛室造型的新穎性及 其內(nèi)部的舒適性。然而，當相對前些年豪華和舒適的駕駛室成為普遍基本屬性的情 況下，行業(yè)所關注的重點不再是“長相”而是“內(nèi)涵” 。因為，如果缺乏“內(nèi)涵”而 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 7 僅靠“長相”來提高產(chǎn)品競爭力、來吸引消費者，已非易事。在市場需求發(fā)生重大 變化的背景下，近年來，重卡的產(chǎn)品研發(fā)更加注重提升“內(nèi)涵”產(chǎn)品性能。在 與重

21、卡“內(nèi)涵”密切相關的多種性能中，動力性和經(jīng)濟性成為目前用戶關注的焦點、 產(chǎn)品銷售的賣點。因此，各重卡企業(yè)都不約而同地將產(chǎn)品研發(fā)的方向，轉(zhuǎn)向了底盤 特別是動力系統(tǒng)總成的升級換代。在動力系統(tǒng)總成升級換代的過程中，與大功率重 型發(fā)動機一樣，重型變速器的研發(fā)與應用也已成為關注的重點。關于商用車變速器 的級別，雖然目前尚無明確的劃分標準，但業(yè)內(nèi)通常將標定輸入扭矩在 900nm 以上 的汽車變速器稱為重型變速器，主要是指匹配于重型卡車及大型客車的變速器總成。 通過對重卡新品的觀察及對市場主流車型的分析發(fā)現(xiàn)，總體而言，我國重型變速器 產(chǎn)品技術目前呈現(xiàn)一種多擋化、輕量化和自動化的發(fā)展局面。 升速箱實際上與變速

22、器的結(jié)構相似，升速箱體是一種由封閉在剛性箱體內(nèi)的齒 輪傳動組成的獨立部件，用在原動機與工作機之間作為升速的傳動裝置，升速器是 常見的升速裝置。它的特點是工作可靠，制造簡單，效率高、傳動比穩(wěn)定，在各工 業(yè)部門得到廣泛應用。如汽車行業(yè)航天行業(yè)等等。在設計的的過程中其主要是聯(lián)系 實際加工，設計出來的工件要加能夠加工出來才行。還有不是單單把零件圖畫出來 就行，要考慮到裝配的時候，能否裝配得起來。所以在畫圖之前要綜合起要先看整 體然后現(xiàn)考慮每個零件的具體要求及結(jié)構特點在設計過程中首先考慮的是減速箱的 整體框架，既上端蓋和底座，其次是齒輪方面的設計，也是最重要的一部分，其齒 輪設計的多少會直接影響到減速箱

23、的傳動比而其它的絕大多分的零件都是根據(jù)這兩 個而設計的。 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 18 2 2 重型商用車變速器試驗臺升速箱的總體重型商用車變速器試驗臺升速箱的總體方案設計方案設計 2.12.1 試驗變速器的主要參數(shù)試驗變速器的主要參數(shù) 變速器試驗臺所試驗變速器為綦江齒輪傳動公司生產(chǎn)的 qj12s-150 變速器，選擇其 中的 qj12s2400，各檔傳動比如下： 檔檔 位位 一一 檔檔 二二 檔檔 三三 檔檔 四四 檔檔 五五 檔檔 六六 檔檔 七七 檔檔 八八 檔檔 九九 檔檔 十十 檔檔 十一十一 檔檔 十二十二 檔檔 傳傳 動動 比比 13.2 4 9.1 0 6.

24、2 4 4.4 0 3.5 9 3.0 1 2.4 7 2.0 7 1.7 1 1.4 2 1.191.00 2.22.2 變速器試驗臺的主參數(shù)變速器試驗臺的主參數(shù) 試驗功率400kw 輸入扭矩2865nm 轉(zhuǎn)速 1500r/min (1)(1)驅(qū)動電機驅(qū)動電機 電機功率 400kw450kw 額定轉(zhuǎn)速 1500r/min 最高轉(zhuǎn)速 2000r/min 額定轉(zhuǎn)矩 3000nm 基頻 50hz (20)(20)負載電機負載電機 電機功率 450kw 額定轉(zhuǎn)矩 5730 nm 恒轉(zhuǎn)矩調(diào)速范圍為75750 rpm，恒功率調(diào)速范圍為7502000 rpm。 2.32.3 傳動比的確定傳動比的確定 升速

25、箱各檔傳動比初步定為一檔1.5:1，二檔1:1.75，三檔1:4.58，四檔1:12 根據(jù)轉(zhuǎn)速要求判斷升速箱傳動比選擇是否符合設計要求： 根據(jù)轉(zhuǎn)速要求判斷升速箱傳動比選擇是否符合設計要求： 輸入轉(zhuǎn)速變速器傳動比升速箱傳動升速箱轉(zhuǎn)速升速箱轉(zhuǎn)速輸出是否在 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 9 （rpm）比輸出（rpm）負載電機轉(zhuǎn)速范圍 0rpm1800rpm 內(nèi) 1500 13.24（一檔）1:8（四檔） 906.34 可用 1500 9.10（二檔）1:8（四檔） 1318.68 可用 1500 6.24（三檔）1:4（三檔） 961.54 可用 1500 4.40（四檔）1:4（三檔

26、） 1363.64 可用 1500 3.59（五檔）1:2.2（二檔） 919.22 可用 1500 3.01（六檔）1:2.2（二檔） 1096.35 可用 1500 2.47（七檔）1:2.2（二檔） 1336.03 可用 1500 2.07（八檔）1:2.2（二檔） 1594.20 可用 1500 1.71（九檔）1：1.1（一 檔） :964.91 可用 1500 1.42（十檔）1：1.1（一 檔） 1161.97 可用 1500 1.19（十一檔）1：1.1（一 檔） 1386.56 可用 1500 1.00（十二檔）1：1.1（一 檔） 1650 可用 根據(jù)轉(zhuǎn)矩要求確定各檔位選擇

27、是否符合設計要求： 輸入轉(zhuǎn)矩 （nm） 變速器傳動比升速箱傳動 比 升速箱轉(zhuǎn)矩 輸出（nm） 升速箱轉(zhuǎn)矩輸出是否在 負載電機轉(zhuǎn)矩允許范圍 0nm4456nm 內(nèi) 2650 13.24（一檔）1:8（四檔） 4385.75 可用 2650 9.10（二檔）1:8（四檔） 3014.38 可用 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 10 2650 6.24（三檔）1:4（三檔） 4134 可用 2650 4.40（四檔）1:4（三檔） 2915 可用 2650 3.59（五檔）1:2.2（二檔） 4324.32 可用 2650 3.01（六檔）1:2.2（二檔） 3625.68 可用 265

28、0 2.47（七檔）1:2.2（二檔） 2975.23 可用 2650 2.07（八檔）1:2.2（二檔） 2493.41 可用 2650 1.71（九檔）1：1.1（一 檔） 4119.55 可用 2650 1.42（十檔）1：1.1（一 檔） 3420.91 可用 2650 1.19（十一檔）1：1.1（一 檔） 2866.82 可用 2650 1.00（十二檔）1：1.1（一 檔） 2409.09 可用 所以升速箱傳動比初步選擇合適，且各檔位使用時間如下： 變速變速 器檔器檔 位位 一檔一檔二二 檔檔 三三 檔檔 四四 檔檔 五五 檔檔 六六 檔檔 七七 檔檔 八八 檔檔 九九 檔檔 十

29、十 檔檔 十一十一 檔檔 十二十二 檔檔 變速變速 傳動傳動 比比 13.2 4 9.1 0 6.2 4 4.4 0 3.5 9 3.0 1 2.4 7 2.0 7 1.7 1 1.4 2 1.191.00 升速升速 箱檔箱檔 位位 四檔三檔二檔一檔 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 11 升速升速 箱傳箱傳 動比動比 1:81:41:21:1.25 根據(jù)初步選定的各檔傳動比可知： z8/ z4=1:8 z7/ z3=1:4 z6/ z2=1:2.2 z5/ z1=1:1.1 因為變位系數(shù)為 0，所以 z8+ z4= z7+ z3= z6+ z2= z5+ z1=zh 由此可知齒輪8

30、齒數(shù)最少，因為斜齒輪的齒數(shù)最少為11，所以取z812即四檔從動 齒數(shù)。 2.42.4 傳動機構布置方案分析傳動機構布置方案分析 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 12 圖分別示出了幾種中間軸式變速器的傳動方案。各種傳動方案的共同特點是:變 速器的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)軸支 撐在第一軸的后端的孔內(nèi),并且保持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

31、要高于其它擋位,因而提高了變速器的使 用壽命;在其它前進擋位工作時,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;檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動,擋位低的齒 輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動,多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋 位的換檔機構,均采用同步器或嚙合套換擋,少數(shù)結(jié)構的一擋也采用同步器或嚙合套 換擋,還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。在除直接擋以外的其它擋 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。 中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機

32、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)軸承支撐在發(fā)動機飛輪上,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。 在擋數(shù)相同的情況下,中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù),軸的支撐方式,換 擋方式和倒擋傳動方案以及擋位布置順序上有差別。 如圖中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別為：圖 b 所示方案有四對常嚙 合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔,第二軸為三點支承,前端支承在第一軸的末端孔 內(nèi)，軸的中部和后端分別支承在變速器殼體和附加殼體上。圖 a 所示的傳動方案又 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 13 能達到提高中間軸和第二軸剛度的

33、目的；圖 c 所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙 合齒輪傳動,而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔,第二軸為支承點。 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 114 3 3 變速器的主要參數(shù)選擇變速器的主要參數(shù)選擇 3.13.1中心距中心距a a的確定的確定 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 a。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 a。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對 齒輪的接觸強度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因 此，最小允許中心距應當由保證齒輪必要的接觸強度來

34、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反便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過 小而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。還有，變速器中心距取的過小，會使變速器長度增 加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。 對于中間軸式變速器，初選中心距是可以根據(jù)以下經(jīng)驗公式計算: a=ka 式中，a 為變速器中心距（mm） ；ka為中心距系數(shù)，商用車：ka=9.511；temax為 電機的最大轉(zhuǎn)矩（n.m）i1；為變速器的一檔傳動比；ng為電機機的傳動效率，取 96%。 已知變速器的傳動比在8左右，取i1=7. 8，

35、；temax=2865 nm 帶入上式得出初選中心距的范圍 a=276.1-310.8mm 綜上所述選擇 a=300mm 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機構的布置 方案來初步確定。 影響殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。 乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為（3.03.4）a 當變速器選用的擋數(shù)和同步器較多時，上述中心距系數(shù)應選取上限。為了檢測的 方便，中心距 a 最好為整數(shù)。 3.23.2 齒輪參數(shù)齒輪參數(shù) 3.2.13.2.1 模數(shù)的選取模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響他的選取因數(shù)又有很多，如齒輪的強度、 質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。 選取

36、模數(shù)應該遵守以下原則： 在變速器中心距相同的情況下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同 時增加齒寬可是齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合 理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 15 方面考慮，各擋齒輪的應該選取一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪要有不同 的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應取得小些； 對于貨車減少質(zhì)量比減少噪聲重要，固齒輪應選用大些的模數(shù)；變速器低檔應選用 大些的模數(shù)，其他檔位應選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各檔的齒輪選用 相同的模數(shù)

37、。 表 3-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn 乘用車的發(fā)動機排量 v/l貨車的最大總質(zhì)量 ma/t 車 型 1.0v1.61.6v2.5 6.014.0 模數(shù) mn/mm 2.252.752.753.03.504.504.506.00 所選模數(shù)數(shù)值應符合國家標準 gb/t13571987 的規(guī)定，見下表。選用時應用第 一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡量不用。 表 3-2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù) 第一 系列 1.2 5 1.5 2.0 0 2.5 0 3.0 0 4.0 0 5.0 0 第二 系列 1. 75 2.2 5 2.7 5 (3. 25) 3. 50 (3. 75) 4.5 0 5.5 0 表

38、 31 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) n m 故根據(jù)以上三表格的內(nèi)容，一檔模數(shù)為 6，其余各檔的模數(shù) m=5mm 3.2.23.2.2 壓力角壓力角 齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進入嚙合和 退出嚙合是的動載荷，是傳動平穩(wěn)，有力與降低噪聲；壓力角較大時可提高齒的抗 彎強度和表面接觸強度。實驗證明：對于直齒輪，壓力角在 28是強度最高，超過 28時強度增加的不多；對于斜齒輪,壓力角在 25時強度最高。 實際上因國家規(guī)定的標準壓力角為 20，所以變速器的齒輪采用的壓力角普遍 是 20。嚙合套或同步器的結(jié)合壓力角有 20、25、30等，但普遍使用 30 的壓力角。 所以此次設

39、計中的齒輪鎖采用的壓力角為 20，同步器的壓力角為 30。 車型微型、輕型轎車中級轎車中型貨車重型汽車 n m 2.25-2.752.75-33.50-4.54.50-6 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 16 3.2.33.2.3 螺旋角螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意他對齒輪工作噪 聲、齒輪的強度和軸向力有影響。在齒輪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。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也 隨著提高。不過當螺旋角大于 30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度繼續(xù)上升。 因此從高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望有

40、過大的螺旋角，以 1525為宜； 而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應當選用較大的螺旋角。兩軸式 變速器為 2025 3.2.43.2.4 齒寬齒寬 b b 通常根據(jù)齒輪模數(shù) m（mn）的大小來確定齒寬 b： 直齒輪 b=kcm，kc為齒寬系數(shù)，為 4.58.0 斜齒輪 b=kcmn，kc取 6.08.5 采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒輪的工作寬度初選是可取 24mm 3.33.3 各檔齒數(shù)的分配與計算各檔齒數(shù)的分配與計算 此次所設計的兩軸四檔變速箱草圖如下圖所示，在分配齒數(shù)的時候，應該 注意的是各檔齒輪的齒數(shù)應該盡可能的不是整數(shù)，以便齒輪均勻磨損。 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目

41、、小五、宋體） 17 3.3.13.3.1 一檔齒輪齒數(shù)的確定一檔齒輪齒數(shù)的確定 此次所設計的兩軸四檔變速器，已知負載電機的額定功率 400450kw,轉(zhuǎn)速 1500r/min,最大轉(zhuǎn)矩 2865nm,安全系數(shù)大于 2，載荷平穩(wěn)可靠。確定 1 檔齒輪齒數(shù)： （1） 一檔傳動比 i1= （3-1） 為了求 z1和 z2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 zh，公式如下： 直齒 zh= 斜齒 zh= （3-2） (2)選取中間軸一檔的齒數(shù) 一檔傳動比 0.8，由于四檔為斜齒，從動齒輪齒數(shù) z=12 z = zi=128=96 所以齒數(shù)和為 zh=108.中心距 a=300mm 8 20cos2 mzh 所以一檔

42、齒輪齒數(shù)和 zh= =100 所以z1=55.5 取整為 56，z2=45 重新計算傳動比 6 3002x i=45/56=0.8 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 18 3.3.23.3.2 二擋齒輪齒數(shù)的確定二擋齒輪齒數(shù)的確定 i2= （3-3） 根據(jù)選的中心距 a=300，模數(shù)為 m=5。初選螺旋角 =20帶入上式（3-2）中， zh= =108 zh=108 先取二擋的傳動比 i2=0.5，則帶入式（3-3）中得到，1.5z3=108, z3=72，則 z4=108-72=36 然后對中心距 a 進行修正 由于齒輪齒數(shù)取整后會使中心距發(fā)生變化，固需要重新計算中心距： a=zh

43、mn/2cos a=300 故中心距 a,a=300mm。 3.3.33.3.3 三檔齒輪齒數(shù)的確定三檔齒輪齒數(shù)的確定 i = （3-4） 3 先取三檔的傳動比為 i3=0.25，則帶入式（3-4）中得到， 1.25z5=108 z5=86.4，取整 z5=86 則 z6=108-86=22。 由于齒數(shù)的取整，傳動比發(fā)生了變化，修正后的傳動比為 i3=22/86=0.256 3.3.43.3.4 四檔齒輪齒數(shù)的確定四檔齒輪齒數(shù)的確定 i2= （3-5） 該擋為最高檔，傳動比在 1/8 左右，初選四檔的傳動比為 i4=0.125，則帶入式 （3-5）中得到，1.125z7=108 z7=96，則

44、 z8=108-96=12 螺旋角不變。 3.3.63.3.6 各擋齒輪參數(shù)表各擋齒輪參數(shù)表 一擋的齒寬系數(shù)應取得稍微大些，因此去 kc=8，所以一檔的齒寬 b=kcm=86=48mm。 其余各擋的齒寬系數(shù)取 kc=6，b=kcmn=65/cos=31.9，取 b=32mm 各擋齒輪的參數(shù)如下表所示： 表 3-1 各擋齒輪的參數(shù) 擋數(shù) 主動齒 輪 從動齒 輪 中間齒 輪 齒寬 b（mm） 模數(shù) m （mm） 螺旋角 傳動比 i 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 19 齒數(shù)齒數(shù)齒數(shù)（） 一擋 564548600.8 二擋 7236325200.5 三擋 8622325200.256 四

45、擋 9612325200.125 4 4變速器的設計與計算變速器的設計與計算 4.14.1 齒輪的損壞形式齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換擋齒輪端部 破壞以及齒面膠合。 齒輪折斷發(fā)生在以下幾種情況：齒輪收到足夠大的沖擊載荷作用，造成齒輪彎 曲折斷；齒輪在重復載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然 后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中極其少見，而后者出現(xiàn)的多些。 齒輪工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在于齒面細小裂紋中 的潤滑油壓升高，并導致裂紋擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點，稱 之為齒面點蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載

46、荷，并可能導致齒輪折斷。 用移動齒輪的方法完成的換擋的低檔和倒檔出論，由于換擋時兩個進入嚙合的 齒輪的存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 負荷大、齒面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸處產(chǎn)生高溫作用 下的情況使齒面間的潤滑油膜遭到破壞，導致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作 用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，稱之為齒面膠合。變速器 齒輪的這種破壞出現(xiàn)的較少。 4.24.2 齒輪的強度計算齒輪的強度計算 （1）直齒輪彎曲應力 w w= （4-1） 式中，w為彎曲應力（mpa） ；f1為圓周力（n） ，f1=2tg/d；tg為計算載荷（n.mm） ；

47、d 為節(jié)圓直徑（mm） ；k為集中應力系數(shù)，可取近似值 k=1.65；kf為摩擦力影響 系數(shù)，主、從動輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動 齒輪 kf=1.4 從動齒輪 kf=0.9；b 為齒寬（mm） ；t 為端面齒距（mm）t=m，m 為模 數(shù)；y 為齒形系數(shù)，如圖（4-1）所示。 應為齒輪的節(jié)圓直徑為 d=mz，式中 z 為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)帶入（4-1） 后得到當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一檔得許用彎曲應力在 98-250mpa，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限。 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 20 圖 4-1

48、 齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂 =20，f0=10） w = w = （4-2） 已知電動機的最大轉(zhuǎn)矩為 temax=2865n. m=2865000n.mm， 輸入軸上的齒輪其 tg=temax，輸出軸上的齒輪其 tg=itemax 計算一檔主動齒輪：齒數(shù) z1=56，根據(jù)上圖，取得 y=0.156 齒寬系數(shù) kc=8，帶 入式（4-2） ，一擋的許用彎曲應力為 98250mpa。 w=139.7mpa。 856156 . 0 61214 . 3 65 . 1 2 . 128650002 3 故滿足許用彎曲應力要求。 計算一檔從動齒輪：齒數(shù) z2=45，根據(jù)上圖，取得 y=0.153 齒寬

49、系數(shù) kc=8，帶 入式（4-2） ，一擋的許用彎曲應力為 98250mpa。 w= = 185.8mpa 45153 . 0 6814 . 3 9 . 065 . 1 8 . 028650002 3 x 滿足許用彎曲應力要求。 （2）斜齒輪彎曲應力 w w =（4-3） 式中，式中，w為彎曲應力（mpa） ；f1為圓周力（n） ，f1=2tg/d；tg為計算載荷 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 21 （n.mm） ；d 為節(jié)圓直徑（mm）d=（mnz）/cos，mn為法向模數(shù)（mm） ；k為集中應 力系數(shù)，可取近似值 k=1.50； b 為齒寬（mm） ；t 為法向齒距（mm）t

50、=mn；y 為 齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) zn= z/cos3 在上圖中查得；k為重合度影響系數(shù)，k=2.0。 將上述有關參數(shù)帶入（4-3）后得到 w = （4-4） 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合和高檔齒輪， 許用應力在 180350mpa 的范圍,對貨車在 100-250mpa. 在計算常嚙合齒輪時由于沒有采用變位，所以主、從動齒輪的彎曲應力大小只差在 y 上，而 y 隨著當量齒數(shù)的增大而減小，所以計算時只要計算該對齒輪中彎曲應力 大的，即齒數(shù)小的那個齒輪即可。 計算二擋常嚙合齒輪齒輪的彎曲應力 已知 z3=72，kc=6，=20，zn=90，從表中查的 y=0

51、.165 w= = 138.36mpa。 165 . 0 6220cos/5 . 47214 . 3 5 . 120cos28650002 33 滿足許用彎曲應力要求。 計算三檔常嚙合齒輪的彎曲應力 已知 z5=86，kc=6，=20，zn=104 從表中查的 y=0.165 帶入式（4-4） w= =115.5mpa 165 . 0 6220cos/5 . 48614 . 3 5 . 1.20cos2865002 33 滿足許用彎曲應力要求。 計算四檔常嚙合齒輪的彎曲應力 已知 z8=96，kc=6，=20，zn=116 從表中查的 y=0.165 帶入式（4-4） w= =107.58mp

52、a 6218 . 0 20cos/5 . 49614 . 3 5 . 120cos28650002 33 滿足許用彎曲應力要求。 2.齒輪接觸應力 j j= 0.418 (4-5) 式中，j為齒輪的接觸應力（mpa） ；f 為齒面法向力（n） ； 為節(jié)點處壓力角（） ；e 為齒輪材料的彈性模量（mpa） ；b 為齒輪接觸的實際寬度；z、b為主、從動 輪節(jié)點處的曲率半徑（mm） ，直齒輪 z = rzsin、b = rbsin，斜齒輪 z = （rzsin）/cos2、b = （rbsin）/cos2；rz、rb為主、從動輪節(jié)圓半徑 （mm） 。 將作用在變速器第一軸上的載荷 temax/2 作

53、為計算載荷時，變速器的許用接觸應力見 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 22 下表所示： 表 4-1 變速器齒輪的接觸應力 j/mpa 齒輪 滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 190020009501000 常嚙合齒輪和高檔 13001400650700 f=f1/cos.cos f1=2tg/d 輸出軸上的齒輪其 tg= temax/2 正常嚙合齒輪的節(jié)圓直徑 d 等于分度圓直徑所以 d=mz，齒輪所選用的材料為 20grmnti，表面滲碳處理，彈性模量 e=210000(mpa) 將各參數(shù)帶入式（4-5）后計算得出： 一擋齒輪的接觸應力為：1253.52mpa 二擋齒輪的接觸

54、應力為：1137.93mpa 三擋齒輪的接觸應力為：1010.77mpa 四擋齒輪的接觸應力為：929.77mpa 參照上表，計算所得出的數(shù)據(jù)滿足齒輪的許用接觸應力。 綜合齒輪的彎曲應力和接觸應力，此次設計的齒輪均基本滿足強度要求。 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度和心部的高韌性相結(jié)合，能大大 提高齒輪的耐磨性和抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用剛才及熱處理時，可對 加工性及成本予以考慮。 國內(nèi)汽車常用的變速器齒輪材料有 20grmnti、20grmn2tib、15mncr5、20mncr5、25 mncr5、28 mncr5。滲碳齒輪的表 面硬度為 5863hrc，心部硬度為 3

55、348hrc。 本次設計中齒輪的材料選用 20grmnti，一般設計中軸與齒輪的材料選取應相同，所 以此次設計中軸的材料也選用 20grmnti。 4.3 軸的強度計算 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸承受 轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會發(fā)生彎曲 變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲的均有不利 影響。因此，在設計變速器軸時，器剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提 條件。設計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件來初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行相關的 剛度和強度方面的驗算。 4.3.1 初選軸的直徑 此次設計的變

56、速器為兩軸式四檔變速器，重強度的方面考慮，四擋齒輪處的 輸入軸，輸出軸部分器受力最大，所以此次的軸的直徑應該是最粗的地方，直徑初輸入軸，輸出軸部分器受力最大，所以此次的軸的直徑應該是最粗的地方，直徑初輸入軸，輸出軸部分器受力最大，所以此次的軸的直徑應該是最粗的地方，直徑初 選選選 輸入軸花鍵部分直徑輸入軸花鍵部分直徑輸入軸花鍵部分直徑 d d d（mmmmmm）可按下式初選）可按下式初選）可按下式初選 d = k 式中，k 為經(jīng)驗系數(shù)，k=4.04.6；temax為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩（n.m） ，計算后得 出 d=56.8mm65.32mm，先取 d=60mm 4.3.2 軸的強度驗算 重慶理工

57、大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 23 (1)軸的剛度驗算 對齒輪工作的影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和周在水平面內(nèi)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角。 前者是齒輪的中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正常嚙合；后者是齒輪相互歪斜，致 使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 在計算時可以按照下式計算： fc= eil baf 3 22 1 fs= eil baf 3 22 2 = eil baf 3 22 3 f1= cos tan2 max d tg f2= d tgmax2 fa= d tgtan2 max 式中，fc為軸在垂直面上內(nèi)的撓度，fs為軸在水平面的撓度， 為轉(zhuǎn)角；f1為齒輪 齒寬中間平面的徑向力（n） ；f2為

58、齒輪齒寬中間平面的圓周力（n）fa為軸向力；i 為傳動比，d 為齒輪節(jié)圓直徑； 為節(jié)點處壓力角； 為螺旋角；e 為彈性模量 （mpa） ，e=2.1105mpa；i 為慣性矩（mm4） ，對于實心軸，i=d4/64；d 為軸的直 徑（mm） ，花鍵處按平均直徑計算；a、b 為齒輪上的作用力距支座 a、b 的距離 （mm） ；l 為支座間的距離（mm） 。 軸在垂直軸的全撓度 f=0.2mm。 面和水平面撓度的允許值為fc=0.050.10mm，fs=0.100.15mm。齒輪所在平面 的轉(zhuǎn)角不能超過 0.002rad。 (2)軸的強度計算 作用在齒輪是上的徑向力和軸向力，是軸在垂直面內(nèi)彎曲變形

59、，而 圓周力是軸在水平面內(nèi)彎曲變形。其盈利為 = 式中，m=(n.mm);d 為軸的直徑(mm)，花鍵取內(nèi)徑；w 為抗彎截面系數(shù) （mm3） 。 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 24 在低檔工作時,400mpa。 4.3.3 校核各擋齒輪處軸的強度和剛度 在本次設計中，由于是兩軸式變速箱，正常工作時只有一對齒輪嚙合，所以對其總 彎矩的計算可用以下公式： 對于直齒輪 m總=f合ab/l 其中 f合= m= 對于斜齒輪，由于多了一項軸向力，且軸向力產(chǎn)生的彎矩為 ma=1/2fad m= 各擋齒輪出軸的直徑如下所示： 一擋齒輪處軸的直徑 60mm 二檔齒輪處軸的直徑 三檔齒輪處軸的直徑

60、四檔齒輪處軸的直徑 60mm，花鍵內(nèi)徑 59 平均 60mm，花鍵內(nèi)徑 59 55mm 1 校核一擋齒輪處軸的強度和剛度， 一擋為一對直齒圓柱齒輪的嚙合， 已知 d=566=336mm，temax=2865n.m ， 壓力角 =20，螺旋角 =0傳動比 i=0.8，a=191mm，b=24mm，l=215mm，e=210000mpa，i=d4/64=10173600mm4 計算徑向力： f1= cos tan2 max d tg = 22865000tg20/（336cos0） =18417.8n 計算圓周力： f2 = eil baf 3 22 2 = 22865000/ =51160.7n