载货汽车用天然气发动变速器结构设计（下载送图纸）

1、目录引言21 汽车机械式变速器概述21.1变速器21.2变速器分类32 载货汽车总体参数及发动机参数的确定52.1 载货汽车总体参数的确定52.1.1 汽车主要尺寸的确定52.1.2 汽车质量参数的确定72.1.3 汽车性能参数的确定92.2 发动机参数的确定102.2.1 汽车用发动机的分类102.2.2 发动机形式的选择112.2.3 发动机主要性能指标的选择113 变速器结构方案的确定133.1传动机构布置方案分析133.1.1 固定轴式变速器133.1.2 倒挡布置方案133.1.3 其他问题143.2零部件结构方案分析153.2.1 齿轮形式153.2.2 轴的结构与分析153.2.

2、3 换挡机构形式163.2.4 自动脱挡163.2.5 变速器轴承174 变速器主要参数的确定184.1 挡位数的确定184.2 传动比范围184.3 各挡传动比的确定184.4 中心距A214.5 外形尺寸224.6 齿轮参数224.7 各挡齿轮齿数的分配255 变速器齿轮的损坏形式与强度计算295.1 齿轮的损坏形式295.2齿轮强度计算295.3轴的强度计算325.3.1 初选轴的直径335.3.2 轴的强度计算336 同步器设计366.1 同步器分类与应用366.2 锁环式同步器主要尺寸的确定367 变速器操纵机构38经济技术性分析39结论40致谢41参考文献42附录A 外文文献翻译4

3、3附录B 外文文献56摘要世界上已探明可供开采的天然气（CNG）比原油还多，这为燃气汽车的发展提供了保障。因石油资源的不可再生性，随着它的大量消耗，不可避免地要枯竭，人们迟早要面临石油短缺的危机。另一方面，由于人类保护环境意识的加强，迫使人们去寻找新能源，开发新的动力，包括气体燃料内燃机、电动汽车等。本文按照汽车设计理论，结合现有的整车数据，在原车的基础上，改变动力形式，即发动机燃油改为天然气，由于两种发动机的输出特性不同，所以这里设计一款新的变速器来适应天然气发动机，以使汽车在经济性的前提下获得最高车速获得最大动力。天然气发动机和新设计的变速器应用，将有效降低CO、HC的排放量，另外碳烟、微

4、粒的排放量也减少了。这一技术改动，可以应用在现有的所有车系上，因此，减小了汽车对石油资源的依赖，对全球气候问题有一定的帮助。关键词：天然气；变速器；输出特性；降低排放；应用AbstractFor exploitation of the worlds proven natural gas (CNG) is also more than crude oil, which is the development of gas vehicles has provided a guarantee. Because of non-renewable nature of oil resources, with

5、 its large consumption, inevitably exhausted, people will sooner or later have to face oil shortage crisis. On the other hand, due to the strengthening of the human consciousness to protect the environment, forcing people to find new energy, new power, including gas fueled internal combustion engine

6、s, electric automobiles. This article in accordance with the theory of vehicle design, the vehicle with the existing data on the basis of the original car, change the dynamic form, that is the engine oil to natural gas, because the engines output characteristics of two different, here designed to ad

7、apt to a new transmission natural gas engine, so the car under the premise of economic access to the maximum speed for maximum power. Natural gas engines and new design transmission applications, will reduce CO, HC emissions, while soot, particulate emissions are also reduced. The technology changes

8、, can be applied to all cars, the result, reducing the car on the oil resources of the Yi Lai, on the global climate has some help. Key words: Natural gas; transmission; output characteristics; reduce emissions; applicationIII黑龙江工程学院本科生毕业设计加扣扣414951605 或 1304139763，购买发CAD图纸及相关文档。3辽宁工程技术大学毕业设计（论文）引言变

9、速器是汽车非常重要的一个配置，对汽车的操控性、舒适型以及燃油经济性都起到很重要的作用，其制造成本占汽车的7%。进入80年代以来，随着经济的发展，具有全球性影响的环境问题日益突出。不仅发生了区域性的环境污染和大规模的生态破坏，而且出现了温室效应、臭氧层破坏、全球气候变化等全球性环境危机，严重威胁全人类的生存和发展。目前，车用燃气机的技术发展已经成熟，这是因为天然气（NG）与液化石油气（LPG）的理化性能与汽油较为接近，所以只要对现有发动机作一些变动，就能改为可转换双燃料（气体燃料NG、LPG/液体燃料汽油）的汽车。压缩天然气（CNG）和液化石油气（LPG）汽车排放物中的CO、CO、含量减少，所以

10、能较容易地满足排放法规要求，有利于环境保护1。因CNG比空气轻，一旦泄露能很快扩散，所以使用安全性能良好。尽管燃气汽车存在因储气瓶重和尺寸大，增加了汽车整备质量及在汽车上特别是乘用车上布置困难，还有续驶里程短等一些缺点，但因为天然气有储量丰富的优势，只要解决了供应网络问题之后，燃气汽车会有广阔的前途。我国天然气资源比较丰富，目前包括我国在内的许多国家已有天然气汽车在使用。1 汽车机械式变速器概述1.1变速器变速器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。变速器设有空挡，可在起动

11、发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。对变速器提出如下基本要求：1） 保证汽车有必要的动力性和经济性2） 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输3） 设置倒挡，使汽车能倒退行驶4） 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出5） 换挡迅速、省力、方便6） 工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲 击等现象发生7） 变速器应当有高的工作效率8） 变速器的工作噪声低2满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和格挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变

12、速器的传动比范围越大。1.2变速器分类变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式不同分类，具体分类如下：变速器三挡变速器四挡变速器五挡变速器多挡变速器固定轴式旋转轴式多挡变速器多挡变速器多挡变速器多挡变速器图1 变速器分类Figure 1 Transmission Category2 载货汽车总体参数及发动机参数的确定2.1 载货汽车总体参数的确定汽车的主要参数包括尺寸参数、质量参数和汽车性能参数。2.1.1 汽车主要尺寸的确定汽车的主要尺寸参数有外廓尺寸、轴距、轮距、前悬、后悬、货车车头长度和车厢尺寸等。（1）外廓尺寸汽车的长、宽、高称为汽车外廓尺寸。在公路和市内

13、行驶的汽车最大外廓尺寸受有关法规限制不能个随意确定，而非公路用车辆可以不受法规限制，如矿用自卸车、机场摆渡车等。影响确定汽车外廓尺寸的因素除法规和汽车的用途以外，还有载客量或装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸条件。汽车长度尺寸小些不仅可以减少行驶期间需要占用的道路长度，同时还可以增加车流密度，在停车时占用的停车场面积也小。除此之外，汽车的整备质量相应减少，这对提高比功率、比转矩和燃油经济性有利。GB1589-1989汽车外廓尺寸限界规定如下：货车、整体式客车总长不应超过12m；单铰接式客车不超过18m；半挂汽车列车不超过16.5m；全挂汽车列车不超过20m；不包括后视镜，汽车宽不超过2.5m；空载

14、、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m；后视镜等单侧外伸量不得超过最大宽度处250mm；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm。本次设计选用长安威豹汽车SC1050HD31，其外廓尺寸为：658022002350（2）轴距轴距L对整备资料、汽车总长、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距较短时，上述各指标减小。此外，轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长；汽车上坡、制动或加速时轴荷转移过大，使汽车制动性或操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。原则上对发动机排量大的乘用车、载质量或载客量多的货车或客车，轴距取

15、得长。对机动性要求高的汽车，轴距宜取短些。表2-1提供数据供轴距选取作参考。（3）前悬和后悬表2-1 各类汽车的轴距和轮距Table 2-1 wheelbase and tread types of vehicles车型类别轴距L/mm轮距B/mm乘用车发动机排量V/LV1.020002200110013801.0V1.621002540115015001.6V2.525002860130015002.5V4.02850340014001580V4.02900390015601620商用车客车城市客车（单车）4500500017402050长途客车（单车）5000650042货车汽车总质量1.

16、817002900115013501.86.023003600130016506.014.0360055001700200014.04500560018402000前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧长度、上车和下车的方便性以及汽车造型等均有影响。增加前悬尺寸，减小了汽车的接近角，使通过性降低，并使驾驶员视野变坏。因在前悬尺寸内要布置保险杠、散热器风扇、发动机、转向器等部件，故前悬不能缩短。长些的前悬尺寸有利于在撞车时对乘员起保护作用，也有利于采用长些的钢板弹簧。对平头汽车，前悬还会影响从前门上、下车的方便性。初选的前悬尺寸，应该在保证能布置下上述各总成、部件的同时尽可能短

17、些。对载客量少些的平头车，考虑到正面碰撞能有足够多的结构件吸收碰撞能量，保护前排乘员安全，这要求前悬有一定的尺寸。长头货车前悬一般在11001300mm范围内。后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货箱长度或行李箱长度、汽车造型等有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。后悬长，则汽车离去角减小，使通过性降低；而后悬段的乘用车行李箱尺寸不够大。客车后悬长度不得超过轴距的65%，绝对值不大于3500mm。总质量在1.814.0t的火车后悬一般在12002200mm之间，特长货箱的汽车后悬可打到我2600mm，但不得超过轴距的55%。本次设计选用前、后悬分别为1080、1950mm。（4）货车车厢

18、尺寸要求车厢尺寸在运送散装煤和袋装粮食时能装足额定吨数。车厢边板高度对汽车质心高度和装卸货物的方便性有影响，一般应在450650mm范围内选取。车厢内宽应在汽车外宽符合国家标准的前提下适当取宽些，以利缩短边板高度和车厢长度。对于能达到较高车速的货车，使用过宽的车厢会增加汽车迎风面积，导致空气阻力增肌。车厢内长应在满足运送上述货物达到额定吨位的条件下尽可能取短些，以利于减小整备质量。本次设计货厢尺寸为480020004002.1.2 汽车质量参数的确定汽车的质量参数包括整车整备质量、载客量、质量系数、汽车总质量、轴荷分配等。整车整备质量整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加

19、满燃油、水，但没有装货和载人时的整车质量。整车装备质量对汽车的制造成本和燃油经济性有影响。目前，尽可能减少整车整备质量的目的是：通过减轻整备质量增加载质量或载客量，抵消因满足安全标准、排气净化标准和噪声标准所带来的整备质量的增加，节约燃料。减少整车整备质量的措施主要有：新设计的车型应使其结构更合理，采用强度足够的轻质材料，如塑料、铝合金等。整车整备质量在设计阶段需估算确定。在日常工作中，收集大量同类型汽车各总成、部件和整车的有关质量数据，结合新车设计的结构特点、工艺水平等初步估算各总成、部件的质量，再累计构成整车整备质量。本次设计整车整备质量为2780Kg（1）汽车的载客量和装载质量（简称载质

20、量）1）汽车的载客量 乘用车的载客量包括驾驶员在内不超过9座，又称之为类汽车，其他、类汽车的座位数、乘员数及汽车的最大设计总质量见相关标准。2）汽车的载质量 汽车的载质量是指在硬质良好路面上行驶时所允许的额定载质量。汽车的碎石路面上行驶时，载质量约为好路面的75%85%。越野汽车的载质量是指越野行驶时或在土路上行驶时的额定载质量。商用货车载质量的确定，首先应与企业商品规划符合，其次要考虑到汽车的用途和使用条件。原则上，货流大、运距长或矿用自卸车应采用大吨位货车以利降低运输成本，提高效率；对货源变化频繁、运距短的市内运输车，宜采用中、小吨位的货车比较经济。本次设计的额定载质量为1950Kg（2）

21、质量系数质量系数是指汽车载质量与整车整备质量的比值，即=/。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。在参考同类型汽车选定（表2-2）以后，可根据给定的计算整车整备质量。表2-2 货车的质量系数Table 2-2 Coefficient of vehicle quality参数车型总质量货车1.86.00.81.106.014.01.201.3514.01.301.70装柴油机的货车为0.801.00.本次设计载质量利用系数为0.762（5）轴荷分配汽车的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比

22、来表示。轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多使用性能有影响。从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的负荷，而从动轴上的负荷可以适当减小，以利减小从动轮滚动阻力和提高在环路面上的通过性；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，又要求转向轴的负荷不应过小。因此，可以得出作为很重要的轴荷分配参数，各使用性能对其要求是相互矛盾的，这就要求设计时应根据对整车的性能要求、使用条件等，合理地选取轴荷分配。各类汽车的轴荷分配见表2-3.前后轴荷分别为1990/2910Kg表2-3汽车轴荷分配车型满载空载前轴后轴前轴后轴乘用车发动机前置前轮驱动47%60

23、%40%53%56%66%34%44%发动机前置后轮驱动45%50%50%55%51%56%44%49%发动机后置后轮驱动40%46%54%60%38%50%50%62%商用车42后轮单胎32%40%60%68%50%59%41%50%42后轮双胎，长、短头式25%27%73%75%44%49%51%56%42后轮双胎，平头式30%35%65%70%48%54%46%52%64后轮双胎19%25%75%81%31%37%63%69%Table 2-3 vehicle axle-load distribution2.1.3 汽车性能参数的确定（1）动力性参数汽车动力性参数包括最高车速、加速时间t

24、、上坡能力、比功率和比转矩等。1）最高车速 随着道路条件的改善，特别是高速公路的修建，汽车尤其是发动机排量大些的乘用车最高车速有逐渐提高的趋势。乘用车的最高车速大于商用货车和客车的最高车速。排量大些的乘用车的最高车速要大于排量小些的乘用车的最高车速。总质量小些的商用货车最高车速稍大于总质量大些商用货车的最高车速。不用车型的最高车速的范围见表2-43.表2-4 汽车最高车速Table 2-4 the maximum speed car乘用车最高车速比功率比转矩乘用车发动机排量V/LV1.01101503060501101.0V1.61201703565801101.6V2.51301904070

25、901302.5V4.01402305080120140V4.016028060110100180货车最大总质量1.880135162830441.86.0152538446.014.0751201020334714.062029502.2 发动机参数的确定2.2.1 汽车用发动机的分类汽车用发动机按燃料分为柴油发动机、汽油发动机、气体燃料发动机及液气混合动力发动机。按冲程形式分为二冲程和四冲程发动机。2.2.2 发动机形式的选择根据本次设计选题的目的，选用天然气发动机。2.2.3 发动机主要性能指标的选择（1）发动机最大功率和相应转速根据所设计汽车应达到的最高车速（km/h）,用公式2-1估

26、算发动机最大功率 (2-1)式中，为发动机最大功率（kW）；为传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的汽车可取为90%；为汽车总质量（kg）；g为重力加速度（）；为滚动阻力系数，对货车取0.02，用带入；为空气阻力系数，货车取0.801.00；A为汽车正面投影面积（）。代入式2-1得发动机最大功率=81.7kW选用长春一汽四环天然气发动机CA4GN发动机，该发动机最大功率82 kW，最大扭矩290；额定转速3200 ；发动机最大功率=82 kW和相应转速=3200 ；（2）发动机最大转矩及相应转速用下式2-2计算确定 (2-2)式中，为最大转矩（）；为转矩适应性系数，一般在1.11.3之间选取；为

27、发动机最大功率（kW）；为最大功率转速（）4。要求与之间有一定差值，取/=1.5.选用的CA4GN发动机最大扭矩290，经计算得=1800；Pe/KW有效功率有效扭矩Me/Nm转速/rpm10001400180022002600300020406080100240260280300图2-1 CA4GN发动机外特性曲线Figure 2-1 CA4GN engines outside the characteristic curves3 变速器结构方案的确定机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不用形式的汽车上得到广泛应用5。3.1传动机构布置方案分析3.1.1

28、固定轴式变速器1） 两轴式变速器 固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。2）中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。本次设计为发动机前置后驱传动方式，故选用中间轴式变速器6。3.1.2 倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使

29、工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，变速器的一挡与倒挡都应布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。倒挡设置在变速器的右侧，为了防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。图3-1 倒挡方案Figure 3-1 reverse gear program3.1.3 其他问题常用挡位的齿轮因接触应力过高而易造成表面点蚀

30、损坏。将高挡布置在靠近轴的两端支承中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高齿轮寿命。图3-2 传动方案图Figure 3-2 Figure transmission scheme3.2零部件结构方案分析3.2.1 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。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大，直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。3.2.2

31、轴的结构与分析变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键一起考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽的应力集中会引起轴断裂。用弹性挡圈定位各挡齿轮虽简单，但拆装不方便，且与旋转件端面有滑摩，同时弹性挡圈也不

32、能承受大的轴向力，故这种结构仅用于轻型及以下的汽车变速器上。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大径定心。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。当一挡、倒挡采用滑动齿轮挂挡时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿内侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。3.2.3 换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在齿轮端面产

33、生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，只在一挡、倒挡中使用。变速器第二轴的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡；同步器换挡能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。但同步器换挡结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大。12345R图3-3换挡方案Figure 3-3 Shift program3.2.4 自动脱挡自

34、动脱挡是变速器的主要故障之一，由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等因素，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，还采用下面的措施：将两结合齿的啮合位置错开，图3-4所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿越13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图所示。将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），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图所示。图3-4 防止自动脱挡措施Figu

35、re 3-4 Measures to prevent the auto-off block3.2.5 变速器轴承作旋转运动的变速器轴支承在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接外处应安置轴承。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。汽车变速器机构紧凑、尺寸小等特点。第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用定心球轴承；后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴

36、向力。旋转式中间轴前端采用向心短圆柱滚子轴承，后轴承为带止动槽的向心球轴承；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。变速器第二轴的常啮合齿轮与二轴之间采用矩形花键连接。4 变速器主要参数的确定4.1 挡位数的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，当挡位数超过6挡以后，可在6挡一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。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抵挡与高挡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比值在1.8以下。该值越小换挡工作越容易进行。载质量在3.510.0t

37、的货车采用五挡变速器。4.2 传动比范围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。影响最低挡传动比的因素有：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、驱动轮与路面的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径及所要达到的最低稳定行驶车速。此次设计最高挡是直接挡，传动比为1.0。一般用途的货车传动比范围为5.08.0。4.3 各挡传动比的确定（1）按照汽车最大爬坡能力确定最大传动比汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，这时有： （41）其中：为最大驱动力； 为滚动阻力； （42） 为最大上

38、坡阻力。 （43） （44）带入式（41），得 其中：-发动机最大扭矩； -变速器一档传动比； -主传动器传动比； -汽车传动系总效率； -汽车总质量； -重力加速度； -道路最大阻力系数； -驱动轮滚动半径； -滚动阻力系数； -道路最大上坡角。计算得（2） 根据驱动轮与路面的附着力确定最大传动比汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力，此条件可用下列不等式表示： （45）其中： -道路附着系数，计算时取； -驱动轮垂直反力，用下列公式计算： （46）其中： 、为后轮驱动时，； 前轮驱动时，； 前后驱动时，； 为路面坡度角； 、分别为汽车重心矩前后轴的距离

39、，汽车在水平位置量度； 为汽车轴距； 为汽车满载时重心高度。计算得（3） 根据最低稳定车速确定一档传动比为了避免汽车在松软里面上行驶时，由于土壤受冲击剪切破坏而损失地面附着力，应保证汽车能在极低车速下稳定行驶。设最低稳定车速为，则有： （47）其中： -汽车滚动半径； -发动机最低转速； -主减速器传动比。计算得根据上述三个条件确定的最大传动比，应选其中的小值。确定变速器最高挡是直接挡传动比，根据发动机功率曲线图，设计最高车速90 Km/h，根据 因此 在选定汽车的最大传动比与最小传动比及挡位数后，便可以确定各挡的传动比，设计传动比按等比级数分配。则有 （4-8）式中，q 为常数，即各挡之间的

40、公比。；4.4 中心距A对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴线之间的距离称为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对齿轮的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取短些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此而使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。1）中间轴式变速器

41、中心距A的确定初选中心距A时，可根据下述经验公式计算 (4-9)式中，A为变速器中心距（mm）；为中心距系数，商用车取8.69.6；为发动机最大转矩（）;为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取96%。计算得=95mm4.5 外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间（过度）齿轮和换挡机构的布置初步确定。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数表4-1据选用：表4-1 变速器壳体轴向尺寸参考Table 4-1 gear-housing axial size reference挡数轴向尺寸四挡（2.22.7）A五挡（2.73.0）A六挡（3.23.5）A4.6 齿轮参数（1）模数齿轮

42、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。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，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减小齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；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又较为重要的意义，因此齿轮的模数应选得小些；对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；变速器低挡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

43、的模数。表4-2 变速器用齿轮模数的范围Table 4-2 Modulus of transmission gear range车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量模数1.0V1.61.6V2.56.014.014.02.252.752.753.003.504.504.506.00所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，见表4-3。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表4-3国家标准模数值Table 4-3 Numerical model national standards模数第一系列1.001.251.5-2.00-2.50-3.00-6.00第二

44、系列-1.75-2.25-2.75-（3.25）3.505.50-啮合套盒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。斜齿轮设计选用模数为2.5mm，直齿轮设计选用模数4mm。（2）压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度，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，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。试验证明：对于直齿轮，压力角为28时强度最高，超

45、过28强度增加不多；对于斜齿轮，压力角25时强度最高。因此，理论上对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角。实际上，因国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮采用的压力角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30。（3）螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。在齿轮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。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于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

46、度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不用挡位齿轮的螺旋角应不一样。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消，而此时第二轴没有轴向力作用。欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向

47、力平衡，满足下述条件： （4-11） （4-12）由于，为使两轴向力平衡，必须满足 （4-13）式中，、为作用在中间轴齿轮1、2上的圆周力；、为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力；、为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。货车变速器斜齿轮螺旋角的范围为：1826（4）齿宽b在选择齿宽时，考虑到齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等因素，通常根据齿轮模数m()的大小来选定齿宽：直齿 ,为齿宽系数，取4.58.0，则直齿b=24mm;斜齿，取6.08.5，

48、则斜齿b=20mm;（5）齿轮变位系数的选择原则当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少些的齿轮副采取正角度变位。对斜齿轮传动，通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。（6）齿顶高系数规定齿顶高系数为1.00。4.7 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。（1）确定一挡齿轮的齿数一挡传动比为 （4-14）再根据直齿，计算得=47（取整）；中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制。货车在1217之间选取，确定为=17。一挡大齿轮齿数用计算得=30（2）修正中心距A根据=(+)m/2得=94m

49、m，确定中心距为95mm，因此一挡齿轮采用角度变位。由式=arcos(Acos/A) （4-15）得啮合角=21.9由式A=（inv-inv）()/(2tan) （4-16）得变位系数和0.65由式y=( A-A)/m （4-17）得中心距变动系数y=0.25由式 y=-y （4-18）得齿顶高降低系数y=0.4分配变位系数=0.35，=0.3（3）确定常啮合传动齿轮的传动比由式4-14求出常啮合传动齿轮的传动比 （4-19）而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 （4-20）初取，斜齿轮，解方程组4-19，4-20得=24,=47计算得实际=3.46，（4）确定二挡齿轮齿数二挡齿

50、轮为斜齿轮，由式 （4-21） （4-22）初取，斜齿轮，解方程组4-21，4-22得=40，=31计算得实际=2.53，（5）确定三挡齿轮齿数三挡齿轮为斜齿轮，由式 (4-23) (4-24)初取，斜齿轮，解方程组4-23，4-24得=35，=36计算得实际=1.90，（6）确定四挡齿轮齿数四挡齿轮为斜齿轮，由式 （4-25） （4-26）初取，斜齿轮，解方程组4-25，4-26得=29，=42计算得实际=1.35，（7）确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选倒挡齿轮13，考虑到和第二轴一挡齿轮啮合，取，模数取4mm，则中间轴与倒挡轴的中心距 （4-27）=80mm倒挡轴与第

51、二轴的中心距 （4-28）=95mm5 变速器齿轮的损坏形式与强度计算5.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：齿轮折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合9。齿轮折断发生在下述几种情况下：齿轮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得极少，而后者出现得多些。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细节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

52、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差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面相互熔焊粘连，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较少10。5.2齿轮强度计算与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。1.轮齿弯曲强度计算（1） 直齿轮弯曲应力 （5-1）式中，为弯曲应力（MPa）;为圆周力（N）, ；为计算载荷（）；d为节圆直径（mm）; 为应力集中系数，近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；b为齿宽（mm）；t为端面齿距（mm），m为模数；y为齿形系数。11如图5-1所示。