载货车变速器设计

载货车变速器设计第一章绪论国内汽车市场自08年4月以来出现销量连续下滑的局面，总算在9月份得到扭转，出现了大幅度的上升。其中乘用车市场9月上升的原因和增量与乘联会的判断根本一致。虽然9月份环比销售的增量大于去年，但由于8月份市场负增长幅度大，9月份乘用车国内市场销量和批发量同比仍然是负增长。今年9月是近年来休假制度调整后的市场规律变化较大的1个月。由于8月的奥运热潮使市场的关注热点完全转移，9月的市场在多方因素的叠加之下，应该是近几个月里表现较好的。但相对与07年的9月的较高销量，今年的9月受到国内外经济环境的重大影响，加之过做时间的缩短，因此继续出现同比下滑的态势，这在乘用车市场尤为明显。10月汽车市场有望正增长，11月和12月仍将负增长。全年汽车销量950万台，增长8%，相对于07年的21.8%的较高速增长下滑较大。作为一名车辆专业的学生，我想从以下几个方面来介绍一下目前国内汽车的状况：自2021年1月20日至12月31日，对1.6升及以下小排量乘用车减按5%征收车辆购置税。在新增中央投资中安排50亿元资金，自2021年3月1日至12月31日，对农民购置1.3升及以下排量的微型客车，以及将三轮汽车或低速货车报废换购轻型载货车的，给予一次性财政补贴。调整老旧汽车报废更新财政补贴政策，加大补贴支持力度，提高补贴标准，加快淘汰老旧汽车。2021年老旧汽车报废更新补贴资金总额由2021年的6亿元增加到10亿元。各地区、各部门要认真清理取消现行限制汽车购置的不合理规定，包括牌照注册数量、车型限制、各种区域市场保护措施、各类行政事业性收费、外地汽车进城收费，以及其他直接或间接影响汽车购置的措施，并于2021年3月底前将清理情况报国家开展改革委。对确需继续保存的限购规定，自2021年4月1日至12月31日应暂停执行，不能暂停执行的，应于2021年3月10日之前报国务院批准。启动国家节能和新能源汽车示范工程，由中央财政安排资金给予补贴，支持大中城市示范推广混合动力汽车、纯电动汽车、燃料电池汽车等节能和新能源汽车。县级以上城市人民政府要制订规划，优先在城市公交、出租、公务、环卫、邮政、机场等领域推广使用新能源汽车；建立电动汽车快速充电网络，加快停车场等公共场所公用充电设施建设。经过多年开展，我们自主品牌汽车从单纯的模仿开始，走过消化吸收，目前已经有不少的企业具备了一定的研发能力，但是整体上依旧摆脱不了“低价、低质、低档〞印象，这三个词就像三座大山一样，压着我们的企业艰难前行，如何摆脱这“三低〞的阴影，俨然成为目前自主车企的第一大难题。

在近期召开的中国汽车自主品牌顶峰论坛上，比亚迪汽车销售总经理夏治冰先生的话，或许能看出一些端倪：“老老实实做品质，全心全意做效劳，有了品质和效劳，品牌的突破是必然的，是水到渠成的，中国汽车自主品牌的崛起也是必然的，也是水到渠成的。〞且不管该品牌汽车到底如何，但是这句话，却切切实实道出了目前自主品牌汽车的一个通病，就是品质问题。品质，不单单是指一辆车的质量如何，而且还需要有品。品是什么？是一个企业的态度，对自己产品的态度，对消费者的一个态度。

那么怎么表达一个企业的态度呢？最直观的表达就是企业对其产品在细节方面的注重程度，比方一辆车的做工。以一款号称跟宝马同线生产的自主品牌汽车为例，有网友反映：“其副驾位的储物箱让人看得心寒，拉合操作不是很顺畅，更要命的是合上后还有近1cm的缝隙，而且不均匀；车内开门拉手感觉很悬，拉手装得有点松动，而且模块有毛刺，像玩具一样。四门桃木安装松动，侧边有毛刺。大灯与发动机盖的间隙好似没有改善；侧边防擦条有点脱胶……〞这不禁让人产生疑问，为什么同一生产线上下来的汽车，会在品质上有如此之大的差异呢？

听过很多人对自主品牌汽车的评价，“不错〞、“还行〞的字眼是里面最给面子的了。为什么？就是因为在细节的处理上，一辆“小毛病多，工艺粗糙，不讲究细节〞的汽车，又如何扛起自主品牌的大旗呢？

哈飞汽车股份董事长连刚先生说的好：“我们更重要的是希望做精品，做适合市场品牌，提高市场美誉度，最后提升创新品牌，应该说产品品牌的提升并不是一蹴而就的，我们在这个过程中要专著做品牌，我想一定会把品牌做得更好。〞但是现实的情况是哈飞的“精品〞依旧摆脱不了“三低〞的怪圈，看一位网友是怎么说赛豹的吧：“购车行使到4000多公里时离合总泵分泵出故障不能正常挂挡。经过维修后接着方向盘上下活动，方向球头前支臂都更换过，方向助力器不工作，更换后仍然阴油，减震器也有问题，坐在车里像敲鼓一样咯噔咯噔响。玻璃升降器坏。倒车镜调整开关坏，空调也坏，汽车喇叭、油表都坏，接二连三车质量问题虽经更换，行驶1-3千公里的车毛病如此之多，让人心烦。〞

大毛病没有，小毛病不断，这是消费者对自主品牌汽车又一个典型的概括。确实，自主品牌汽车降低了消费者购车的门槛，但却又增加了用车过程中的心烦。愿望总是美好的，说的再多也是希望我们的企业能尽快地摆脱“三低〞的阴影，而且我们也欣喜地看到自主企业的领导者们也清醒地认识到了问题的所在，“老老实实做品质，全心全意做效劳，专心致志做品牌〞希望他们能切实地扛起自主汽车品牌的大旗。青梅煮酒、坐论英雄、各领风骚。无论是奇瑞、长城，华晨、比亚迪，或是哈飞、长安，在自主品牌的建设征程中都只是刚刚开始，都只是迈出了万里长征的第一步，都值得我们期待和鼓励。谁能傲视群雄笑到最后，成为真正的英雄，也许只能等待市场给我们答案。但无论如何，只要我们的自主品牌汽车企业努力过、奋斗过、做出过有益探索，他们就都是英雄，都值得我们尊敬和记忆。第二章机械式变速器的概述及其方案确实定变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够别离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。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档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶平安性，操纵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换档或自动、半自动换档来实现。重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计适宜的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。传动效率高。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。开展趋势变速器作为传动减速机行业里的一个重要组成局部，其在各行业领域尤其是在汽车驱动领域应用的非常广泛，可以说已经几乎成为汽车里面一个不可缺少的局部，近几年来，世界各国都在该领域大力的研究新技术产品，起开展也日新月异，而我国近年来在该领域也取得了一些可喜的进步。据德国ZF公司预测，到2021年，全球自动变速器将占到55％的市场份额。到2021年，北美市场出售的乘用车将有94％以上的装有自动变速器，在南美及加拿大市场这个比例将达90％。到2021年，欧洲市场配备自动变速器的汽车将到达48%。另有报告显示，在重卡等商用车上，自动变速器的比例也在不断增加。1996年重卡中自动变速器的比例只有5%，而2006年已上升到18%。如今，自动变速器已经成为北美和日本新产轿车和轻型商务车的首选。目前国际上高档乘用车装配自动变速器已占到90%，中档和低档乘用车分别接近60%和40%。尽管一直以来手动变速器占据主导地位的欧洲，自动变速器市场份额与美国相差悬殊，但手动变速器一手遮天的霸主地位，已经一去不复返。欧洲汽车制造商和经销商协会日前统计的数据显示，英国配备自动变速器的占汽车总量的15%。5年前，这个数字是13.5%。据美国汽车咨询公司CSM最新数据分析，2007年，中国乘用车市场〔包括轿车、SUV、MPV〕，自动变速器的市场份额将为36％，到2021年，这个数字将上升到45％左右。北美和日本市场以外自动变速器市场份额的稳步增长，彰显了变速器行业开展的趋势。从全球市场来看，自动挡汽车越来越受欢送，随着汽车保有量的不断增多，手动挡汽车所占比例会不断减少。现在市场上的变速器主要分为手动〔MT〕与自动两大类，自动变速器又可细分为传统的液力自动变速器(AT)、电控机械式自动变速器(AMT)、金属带式无级变速器(CVT)、双离合器变速器(DCT)等。目前，从全球变速器市场看，AT在北美市场、CVT在日本市场、MT在欧洲市场各领风骚。随着变速器手动向自动转变的全球趋势，欧洲和中国市场自动变速器开展潜力巨大。据有关预测预测，到2021年，欧洲变速器市场，配备AMT的将占10%，配备CVT的将占2%，配备DCT的将占16%，配备AT的将占20%。近年来，我国汽车市场迅速开展。现在国内年产、销轿车总量分别为620万台和600万台左右，而轿车生产的关键性零部件——无极自动变速器，那么完全依赖进口。为打破外国在这一领域的垄断局面，湖南江麓容大车辆传动股份在国内率先成立了轿车无极自动变速器研究课题组，通过顽强攻关，于2004年研制成功了我国首套具有完全自主知识产权的轿车无极自动变速器系统，并通过技术鉴定，获得了国家专利。2006年，该成果被国家发改委列为我国“重大高科技成果产业化方案〞工程。目前，世界上仅有少数几个国家能够研制和生产轿车无极自动变速器。我国研制、生产的这种具有完全自主知识产权的轿车无极自动变速器系统，在产品节油、行驶加速、平安可靠性、减少尾气排放量等方面均到达国际先进水平，而产品价格只有进口产品的一半，具有广阔的市场前景。面对如此诱人的市场，自动变速器生产企业和轿车生产企业不可能不心动。于是，采埃孚、三菱、福特、通用等跨国公司积极向中国导入自动变速器。近年来，轿车自动变速器进口额不断上升。上海通用、上海群众、广州本田等公司也建立了自动变速器组装厂。但是，在上海采埃孚变速器投产之前，中国还没有独立的、可以向第三方供货的合资自动变速器生产企业。另外，我国一些变速器企业也在尝试自动变速器的生产。由于自动变速器的研发、生产需要长期积累，中国企业生产自动变速器的技术问题还很多，离产业化很远。总之，我国自动变速器的生产还处于起步阶段。2.3变速器结构方案确实定有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有较高的传动效率〔η~〕，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多~~~。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车那么采用多档变速器，其前进档位数多达6~16个甚至20个。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输本钱。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1〔~〕的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接档比拟，采用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。三轴式变速器如图2-1所示，其第一轴的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、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩那么称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。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，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。图2-1轿车中间轴式四档变速器1-第一轴；2-第二轴；3-中间轴两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%~10%。两轴式变速器那么方便于这种布置且传动系的结构简单。如下图，两轴式变速器的第二轴〔即输出轴〕与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时那么可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了本钱。除倒档常用滑动齿轮〔直齿圆柱齿轮〕外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比拟大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限〔igⅠ~4.5〕也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。2-2两轴式变速器1-第一轴；2-第二轴；3-同步器有级变速器结构的开展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。由于所设计的汽车是中型载货汽车，因此采用三轴式变速器。〔详细见后2.1.2变速器的选择〕图2-3为常见的倒挡布置方案。图2-3b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-3c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-3d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-3c所示方案。图2-3e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图1-4f所示方案适用于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，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-3g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。图2-3变速器倒档传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，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，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。与前进档相比，倒档使用频率不高，而且都是在停车状态下实现倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮的方式换倒档。为实现倒档传动，利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中参加一个中间传动齿轮的方案，如下图。图2-4倒档布置方案变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。与直齿圆柱齿轮比拟，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。本设计变速器中的除一、二档齿轮和倒档齿轮外，其它档位齿轮均采用斜齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，假设齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶平安性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。因此本设计中也采用广泛采用的同步器换挡机构。自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比拟有效的方案有以下几种：将啮合套做得长一些〔如图2-5a〕或者两接合齿的啮合位置错开〔图2-5b〕，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约1～3mm。使用中因接触局部挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄〔0.3～0.6mm〕，这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档〔图2-6〕。图2-5防自动脱档结构措施1图2-6防自动脱档结构措施2将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角〔一般倾斜20～30〕，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力〔图2-7〕。这种结构方案比拟有效的结构措施1采用较多。图2-7防自动脱档结构措施在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的，有工作可靠、零件耐用等优点。它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在到达同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。第三章变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.1选择发动机及变速器的方案〔1〕货车的布置形式平头式货车：选用平头式的货车可将发动机布置在座椅下后部，此时中间座椅处没有很高的凸起，可以布置三人座椅。〔2〕发动机的布置形式因选用平头式货车，那么采用发动机前置后桥驱动。发动机前置后桥驱动的优点：可以采用直列，V形或卧式发动，发现发动机故障容易，接近性良好，维修方便。最重要的是采用此布置，离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置且货箱地板上下度。〔3〕汽车性能参数的范围载货量为1T①最高车速：80～135km/h②比功率：15～25kw/t③比转矩：38～44N﹒m/t④燃油经济性：汽油机3.0～4.0L/100t﹒km柴油机2.0～2.8L/100t﹒km上述数据来自?汽车设计?〔第四版〕P21〔4〕汽油机和柴油机的选用由上面的燃油经济性参数，可知1t的载货车假设选择柴油机，其燃油经济性优于汽油机，所以初步可选用柴油机。本次设计选用柴油机作为发动机〔5〕气缸排列形式与冷却方式的选用发动机的气缸有直列、水平和V型三种排列形式。发动机排量小的汽油机多采用直列式发动机并用在乘用车上。发动机排量大的乘用车以及总质量大的货车采用V型发动机的较多。V型发动机与直列式发动机比拟，具有高度尺寸小，长度尺寸短的优点，而且曲轴的刚度也得到提高。本次设计选用的发动机气缸排列形式为V型排列发动机有水冷和风冷两种冷却方式。水冷发动机的特点是冷却均匀可靠，散热良好，噪声小，易于解决车内供暖问题，气缸变形小，缸盖，活塞等主要零件热负荷较低，可靠性较高。加大散热面积后，能较好地适应发动机增加后散热的需要。本次设计选用水冷方式冷却(5)发动机主要性能指标的选择①发动机最大功率Pemax和相应转矩np根据所设计汽车应到达的最高车速vamax(km/h),用下式估算发动机最大功率3-1上述公式来自?汽车设计?〔第四版〕P29m/fABS()\#"¥#,##0.00;(¥#,##0.00)"m/fABS()\#"¥#,##0.00;(¥#,##0.00)"其中:Pemax为发动机最大功率〔kw〕ηT为传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的4×2的汽车可取为90%ma为汽车总质量〔kg〕g为重力加速度fr为滚动阻力系数，对货车取0.02，va用vamax代入CDA为汽车正面投影面积〔㎡〕对于上式各字母所对应的值的选取：ηT取90%ma=2tfr=0.02,vamax由?汽车设计?〔第四版〕P21表1-7汽车动力性参数范围，知vamax在80～135〔km/h〕取vamax=85km/hCD=0.8 A可初选为6.8㎡将其代入3-1式Pemax=1/90%〔2000×××××85×85×85／76140〕＝(9.26＋43.88)÷＝÷＝kw初选的发动机的最大功率Pemax为kw上式估算的Pemax为发动机装有全部附件时测定得到的有效功率，约比发动机外特性的最大功率值低12%～20%。对于总质量大些的货车的柴油机np在1800～2600r/min之间②发动机最大转矩Temax及相应的转速nT由下式计算确定Temax3-2式中，Temax为最大转矩〔N.m〕αnp取2500r/minTemax＝9549××÷2600相应转速nT，要求np与nT之间有一定差值，如果它们很接近，将导致直接挡的最低稳定车速偏高，使汽车通过十字路口时换档次数增多。因此要求np／np／nT＝1.9nT＝np÷＝2600r/min÷1.9＝1368r/min所选的发动机的各参数如下表发动机燃料种类柴油机发动机气缸排列形式V型发动机发动机冷却方式水冷发动机发动机工作冲程四冲程发动机发动机最大功率Pemax发动机Pemax所对应的转速np2600r/min发动机最大转矩Temax发动机最大转矩Temax所对应的nT1368r/min表3-1发动机各参数表现代汽车的动力装置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有相当多的优点，如体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等。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。如在坡道上行驶时，所需的牵引力往往是发动机所能提供的牵引力的数倍。而且一般发动机如果直接与车轮相连，其输出转速换算到对应的汽车车速上，将到达现代汽车极限速度的数倍。上述发动机牵引力、转速与汽车牵引力、车速要求之间的矛盾，单靠现代汽车内燃机本身是无法解决的。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的假设干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。另外，现代汽车的使用条件极为复杂，在不同场合下有不同的要求。往往要受到如载运量、道路坡度、路面好坏及交通是否通畅等条件的影响。这就要求汽车的牵引力和车速能在较大范围内变化，以适应使用的要求。在条件良好的平直路面上要能以高速行驶，而在路面不平和有较大坡度时能提供较大的扭矩。变速箱的多档位选择就能满足这些需求。此外，发动机在不同工况下，燃油的消耗量也是不一样的。驾驶员可以根据具体情况，选择变速箱的某一档位，来减少燃油的消耗。在某些情况下，汽车还需要能倒向行驶。发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒档齿轮来实现。变速箱是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多档几种。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、中间轴式和多中间轴式变速箱。〔1〕两轴式和三轴式变速箱的比照选择：现代汽车大多数都采用三轴式变速箱，而发动机前置前轮驱动的轿车，假设变速箱传动比小，那么常采用两轴式变速箱。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：两轴式变速箱输出轴与主减速器主动齿轮做成一体且当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或准双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。②变速箱的径向尺寸：两轴式变速箱的前进档均为一对齿轮副，而三轴式变速箱那么有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速箱的径向尺寸可以比两轴式变速箱小得多。③变速箱齿轮的寿命：两轴式变速箱的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此小齿轮寿命比大齿轮短。三轴式变速箱的各前进档，均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮径向尺寸相差较小，因此寿命较接近。在直接档时，齿轮只是空转，不影响齿轮的寿命。④变速箱的传动效率：两轴式变速箱，虽然可以有等于1的传动比，但仍要有一对齿轮进行传动，因而有功率损失。而三轴式变速箱，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传动效率较高，磨损小，噪声也较小。轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速箱比拟多，而中、重型载货汽车那么多采用三轴式变速箱。〔2〕多中间轴结构分析：在通常的三轴式变速箱中，发动机的转矩由第一轴传至第二轴，只经过一根中间轴。这种变速箱在装上转矩高于1200-1300Nm的大功率的柴油机时，其齿轮、轴和轴承都要承受很大的载荷，这会导致过早被损坏。所以对于一些重型汽车，一般采用多中间轴的结构。这种变速箱具有2-3根中间轴，在传递同样转矩的情况下，变速箱齿轮的宽度和质量可分别减少40%和20%，变速箱的整体质量和轴向尺寸也减少很多。〔3〕倒档型式分析：由于倒档使用率不高，一般常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现倒档传动，有些利用在前进档的传动路线中，参加一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并且使倒档传动比略有增加。〔4〕齿轮型式：变速箱使用斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮虽然制造时稍为复杂，且工作时会有轴向力，但因其使用寿命长，传动平稳和噪声小而得到广泛使用，直齿圆柱齿轮多用于低档和倒档。〔5〕同步器换档型式：目前大多数的变速箱都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车平安性。但是它也有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点。〔6〕轴承型式分析：以前变速箱的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承。现在变速箱的设计趋势是增大其传递功率与质量之比，并要求它有更大的容量和更好的性能，而上述轴承型式已不能满足对变速箱可靠性和寿命所提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的在逐渐增多。其主要优点如下：圆锥滚柱轴承的直径较小，宽度较大，因而容量大，可承受高负荷；其锥体、外圈和滚子间根本的几何关系使滚子能正确对中，确保轴承的可靠性，使用寿命长；圆锥滚柱轴承的接触线长，如果锥角和配合选择适宜，可提高轴和齿轮的刚度，降低齿轮噪声，减少自动脱档的可能，并大幅度提高其寿命；采用圆锥滚柱轴承的变速箱，一般将变速箱壳体设计成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。〔7〕其它设计问题分析：因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置在靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。3.2变速箱档数确实定：不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同；对整车性能要求的不同；汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性又有着密切的关系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的时机，提高了汽车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区工作的可能性，降低了油耗。所以增加档位数会改善汽车的动力性和燃油经济性。1.8。因此如最大传动比与最小传动比之比值愈大，档位数也应愈多。对于轿车而言，即最高档的动力因素大，所以其最高档与起动档的动力因素间的变化范围较小。因此在过去轿车常用三档或四档变速箱。近年来，为了进一步节省燃油，装有手动变速箱的轿车多已采用五档变速箱。对于轻型货车和中型货车而言，由于比功率小，所以一般采用五档变速箱。而重型货车的比功率更小，使用条件也更复杂，所以一般采用六档至十几个档的变速箱，以适应复杂的使用条件，从而使汽车具有足够的动力性和良好的燃油经济性。综上所述，且根据?汽车设计?P89载质量在2.0-3.5t的货车采用档变速器，而载质量在4.0-8.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车或越野车上。所设计的变速器为中间轴式六档变速器3.2.1最小传动比的选择：内容依据?汽车理论?P77汽车大多数时间是以最高档行驶的，即用最小传动比的档位即it=ig·i0·ic3-3式中ig—变速箱的传动比；i0—主减速器的传动比；ic—分动器或副变速箱的传动比；所设计的变速器的最高档的传动比为0.8，主减速器的传动比初选为6.33，本车无分动器或变速器，所以计算最小传动比时，为it=ig·i0·×3.2.2最大传动比的选择：确定最低档传动比时，要考虑以下因素：汽车最大爬坡度，附着力，汽车最低稳定车速及主传动比等。就普通汽车而言，传动系最大传动比itmax是变速器I档传动比ig1与主减速器传动比i0的乘积。因需先算出变速器一档传动比，才能算出汽车的最大传动比。it=ig·i0·×〔变速器一档传动比见后面计算〕3.2.3各档传动比确实定六档式变速器中第五档为直接档，传动比为1。第六档为超速档一般取0.8。根据?汽车设计?〔第四版〕P90可知，目前乘用车的传动比范围在3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其他商用车那么更大。所以本次设计的变速器的传动比在5.0～8.0之间。根据?汽车原理?P80内容，实际上，汽车传动系各档的传动比大体上是按等比级数分配的。如轿车SH760和一些档位很多的货车变速器，那么完全按等比级数分配。所以可以认为，一般汽车各档传动比大致符合如下关系：3-4式中，q为常数，也就是各档之间的公比。因此，各档的传动比为×××五档为直接档，传动比为13.3变速箱齿轮中心距确实定：变速箱齿轮的中心距是变速箱很重要的参数，它对变速箱的整体尺寸、体积和质量有很大的影响。通常根据经验公式初选中心距A(单位m)：3-5公式来自?汽车设计?〔第四版〕P909.3，～11.0；根据上面算出的数，i1为变速箱一档传动比；此外，变速箱的中心距还要受到齿轮接触强度、几何参数和结构要求等的制约。根据?汽车设计?〔第四版〕P90说明商用车的中心距在80～170mm之间变化。本次设计的变速器的中心距暂取130mm.3.4变速箱轴向尺寸确实定：货车变速箱壳体的轴向尺寸与其档数有关，可参照以下数据选用：3.5)A当变速器选用的档数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距最好取整数。所以所设计的货车车六档变速箱壳体轴向尺寸为×130=455mm实际画图时根据轴的长度及与齿轮的配合，壳体的厚度把该值修正为495mm。横向外形尺寸根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。3.5齿轮参数：①模数选取齿轮模数时一般要遵守的原那么是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，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档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；变速器用齿轮模数的范围见下表：来自?汽车设计?P91表3-2汽车变速器齿轮的法向模数mn车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t模数mn/mm所选模数值应符合国家标准GB/T1357---1987的规定，选用时应优先选用第一系列。表3-3汽车变速器常用的齿轮模数〔摘自GB/T1357—1987〕第一系列—一一第二系列一2.75一一一~1~~5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。故啮合套和同步器选用模数：m=2.0mm。②压力角因国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为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°压力角。③螺旋角从提上下档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角以15°~25°为宜，而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着想，应选用较大的螺旋角，故本变速器斜齿轮初选螺旋角β=25°④齿宽b齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验说明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：~8.0)m，mm~8.5)m，mm但须根据画图时小齿比大齿轮较宽且配合位置来对各个齿轮的齿宽进行修正。齿顶高系数：选用标准齿顶高系数1.00。3.6各档齿轮齿数确实定：在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合图所示来分配各档齿轮齿数。如果Z20和Z33的齿数确定了，那么Z41和Z3的传动比可以求出。为了求Z33和Z20的齿数，先求其齿数和Zh3-6Z20和Z33属于一档齿轮，所以选择为直齿圆柱齿轮。A由上面算出的值，为130mm,m已由上面选出，为4mm。代入公式计算，得计算后进行大小齿轮的齿数分配，中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能取少些，以便使Z20/Z33的传动比大些，在i1已定的情况下，Z41/Z3的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴承孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜太多。中间轴上小齿轮的最小齿数，还受中间轴轴颈尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。货车可在12--17之间选用。一档大齿轮齿数用Z20=Zh-Z33求得。Z33选择齿数为17，Z20=65-17=48Z41和Z3为常啮合齿轮，所以选用斜齿圆柱齿轮。中心距A=2(Z41+Z3)/cos25=130联立上式求解，得，〔2.33Z3+Z3)=65*cos25Z3=17.69取为18×17.69=41.21，取为41用上面的公式修正螺旋角，得β二档为低速挡，所以二档齿轮为直齿圆柱齿轮，模数与一档齿轮相同，那么得所以由上面两式联立可求得：Z35=23.21取23Z17=41.6取42三档为高速挡，所以选用斜齿圆柱齿轮联立上述两式可求出：Z36=27.21取27Z16=30.51取31再从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足以下关系式把上面各数代入上式，校核螺旋角，根本满足轴向力平衡的关系，如果相差太大，那么要调整三档齿轮啮合的螺旋角。〔3〕用同样的方法确定四档的齿轮数，四档为高速挡，同样选择斜齿圆柱齿轮，Z12=29Z37=30并修正螺旋角，β再用轴向力平衡公式，校核常啮合齿轮与四档齿轮螺旋角的关系，相差根本满足轴向力平衡的关系。〔4〕五档为直接档〔5〕、六挡为超速挡，同样选择斜齿圆柱齿轮。Z9=17Z39=41并修正螺旋角，β再用轴向力平衡公式，校核常啮合齿轮与六档齿轮螺旋角的关系，相差根本满足轴向力平衡的关系。倒档齿轮选用的模数往往与一档相近，倒档齿轮Z47的齿数，根据?汽车设计?P96指出，一般取21到23之间，可初选为21，由倒档齿轮选择为直齿圆柱齿轮，所以采用直齿圆柱齿轮的计算方法，所以计算得Z32=18Z21=47定完齿数之后，计算中间轴与倒档的中心距A`A`=0.5m(Z32+Z47)×4×〔18+21〕=78mm再计算第二轴与倒档轴的中心距A``A``=0.5m(Z47+Z21)×4×〔21+47〕=136mm所以可总结出所设计的变速器的各挡齿轮的齿数:表3-4各档齿轮齿数表主动轮齿宽节圆直径从动轮齿宽节圆直径常啮合齿Z3=1830mmZ41=4125mm一档齿轮Z33=1730mm68mmZ20=4828mm192mm二档齿轮Z35=2330mm92mmZ17=4228mm168mm三档齿轮Z36=2730mmZ16=3130mm四档齿轮Z37=3030mmZ12=2930mm超速挡齿轮Z39=4130mmZ9=1733mm倒档齿轮Z32=1828mm72mmZ21=4730mm188mm倒档齿轮Z47=2128mm84mm3.7齿轮变位系数的选择：齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了防止齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它到达和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有防止了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，那么对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择适宜的螺旋角来到达中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原那么选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。①一、二档主从动齿轮变位系数的选择保证两个齿轮都不根切应满足：变位系数：，所以：因变位后中心距不变，所以采用等变位齿轮传动，即：。故取：二档采用同样的方法，可计算出二档主从动齿轮的变为系数为②倒档主从动齿轮变位系数的选择首先为保证两个齿轮都不根切应满足：变位系数：，即：此外为保证齿轮32和齿轮21运动不发生干预，那么它们的齿顶圆之间保持至少0.5mm以上的间隙，通过变位来保证间隙，取间隙为2mm。由公式3-7可得又因：所以可取：③其它档齿轮变位其他各档为高速挡，都为斜齿轮，所以通过变动螺旋角来保证中心距，具体各档齿轮啮合见前各档齿数的计算。表3-5各档齿轮参数统计〔补充表3-4〕直齿齿轮压力角齿顶高齿根高齿顶圆齿根圆齿轮2020齿轮3320齿轮1720齿轮3520齿轮2120齿轮3220斜齿齿轮螺旋角齿顶高齿根高齿顶圆齿根圆齿轮4145齿轮345齿轮945齿轮3945齿轮1245齿轮3745齿轮1645齿轮3645第四章变速器齿轮的强度计算与材料的选择齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再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的很少，后者出现的多。与其他机械设备使用的变速器比拟，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也根本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮外表采用渗碳淬炽热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此用比计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为20CrMnTi。齿轮采用磨齿精加工，齿轮外表采用渗碳淬炽热处理工艺，外表硬度为58~63HRC,心部硬度为33~48HRC。齿轮精度为8级。直齿轮齿弯曲强度计算：(1)一档和倒档弯曲应力：4-1：弯曲应力〔MPa〕：圆周力〔N〕，：计算载荷(N.mm)d：节圆直径(mm)：应力集中系数，：摩擦力影响系数，主动齿轮图图4-1齿形系数图，从动齿轮b：齿宽〔mm〕t：端面齿距：t=m，m为模数。y：齿形系数如图4-1所示。代入后：根据公式可知，只要算出一档，二档和倒档齿轮中齿数最小的齿轮的弯曲应力，假设其满足要求，那么所有的直齿圆柱齿轮均满足要求。由上面算出的齿轮的齿数可知，直齿圆柱齿轮中齿数最小的是齿轮一档主动齿轮所以代入计算根据?汽车设计?P97要求，一档直齿许用弯曲应力在400～850MPa之间，货车可取下限。所以计算的σw应小于等于许用的弯曲应力[σw]=400MPa由计算得360.56MPa＜400MPa所以设计的所有支持圆柱齿轮均满足要求:4-2：弯曲应力〔MPa〕：圆周力〔N〕，：计算载荷(N.mm)d：节圆直径(mm),d=(mz)/cosβ：应力集中系数，b：齿宽〔mm〕t：法向齿距：t=m，m为模数Y为齿形系数，可按当量齿数在上图中查得Kε为重合度影响系数，将上述有关参数代入上面公式，整理后得到斜齿轮弯曲应力为分别校核超速挡的从动齿轮Z9=17和常啮合的主动齿轮Z3=18根据?汽车设计?P97上可知，当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，取斜齿圆柱齿轮的弯曲许用应力为[σw]=200MPa所以所求出的斜齿圆柱齿轮中齿数少的齿轮的弯曲应力均小于许用应力，所以设计满足弯曲应力要求。4.2.3轮齿接触强度计算：轮齿接触应力：为轮齿的接触应力〔Mpa〕F为齿面上的法向力〔N〕为圆周力〔N〕为计算载荷d为齿轮节圆直径为节圆处压力角，为齿轮螺旋角E为齿轮材料的弹性模量〔Mpa〕，低碳钢：E=200~220Gpa为齿轮接触的实际宽度(mm)、为主、从动齿轮节点处的曲率半径〔mm〕直齿轮斜齿轮、为主、从动齿轮节圆半径〔mm〕变速器齿轮的许用接触应力见下表：表4-1变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900~2000950~1000常啮合齿轮和高档1300~1400650~700(1)一档齿轮33、20：(2)倒档齿轮32、21：设计的齿轮材料为20CrMnTi,为渗碳齿轮，所以需用接触应力[σw]=1900MPa,所以一档和倒档齿轮的接触应力都满足上表的许用接触应力。(3〕常啮合齿轮3、41：(4)超速挡齿轮39、9：所以所设计的高速挡齿轮和常啮合齿轮的接触应力都满足上表的渗碳齿轮许用接触应力[σw]=1900MPa要求。第五章变速器轴的强度计算与校核除输出轴上各档从动齿轮不和轴做成一体外，其余齿轮都和轴做成一体，前后两端都通过轴承支撑在变速器箱座上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。(1)第二轴和中间轴中部直径：×130=58.5mm,取为58mm×130=52mm,修正后取为46mm第一轴花键局部直径可按下式初选：式中----发动机的最大扭矩，N·m取为37mm(2)为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴和中间轴：d/L0.18；所以第一轴的长L1=32/0.17=186.23mm,取为186mm中间轴长L3=58/0.16=361.17,但经实际修正后取为484mm第二轴：d/L第二轴长L2=65/0.16=402.35mm,同样根据实际装配可将该值修正为571mm对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合，后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。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。与中间轴齿轮啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承直接装在轴上，这就能够增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。所以第二轴的刚度也可不必计算。下面只需校核中间轴的刚度即可。变速器齿轮在轴上的位置如下图，假设轴在垂直面内的挠度为，在水平面内挠为和转角，可分别用下式计算：：齿轮齿宽中间平面上的径向力〔N〕：齿轮齿宽中间平面上的圆周力〔N〕E：弹性模量〔〕，I：惯性矩〔〕，对实心轴：，d为轴的直径〔〕a、b：齿轮上的作用力距支座A、B的距离〔〕L：支座间的距离〔〕校核中间轴上齿轮最大的那一段轴的刚度，假设其满足条件，那么整个轴都满足条件。a=20mmb=290mmL=310mm×58×58×58×E=210000MPa计算fc=0.019mm，满足Fs=0.023mm,满足[fs]=0.10--0.15mmδ=0.00076rad,小于齿轮受力分析：利用上图演算个齿轮的受力,在一档和倒档处的轴由于距离箱体支撑点近，产生的绕度和转角都不大，故可以不用计算，认为合格。故此，轴的刚度验算全部合格。作用在轮齿上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为式中，()；为轴的直径〔〕，花键处去内径；为抗弯截面系数〔〕。在低档工作时，。轴的制造材料跟齿轮相同。经计算可知高速挡所在轴的强度计算满足要求,而在一档和倒档处的轴由于距离箱体支撑点近，产生的弯曲变形都不大，故可以不用计算，认为合格。故此，轴的强度验算全部合格。第六章变速器轴承的选用及校核6.1轴承的选用及校核：位置轴承代号根本额定载荷Cr〔KN〕极限转速r/min〔油润滑〕中间轴两端7308C9000输入轴,输出轴7310C7500齿轮20,21NA69096700齿轮16,17NA69087000齿轮12,9NA690785006.1.2轴承的校核：①校核轴承7308C:按公式6-1进行寿命计算，其中6-2对于中间轴上受的最大的轴向力和径向力来自于最小齿轮33，其受力情况如下：由,根据?机械设计?P314可知将各值代入式6-1中按照货车使用寿命8年，每天工作8小时，一共工作23360h,小于轴承寿命，所以轴承7308C合格。②校核轴承7310C：按公式6-3进行寿命计算，其中6-4对于输入,输出轴上受的最大的轴向力和径向力来自于齿轮3，其受力情况如下：由,根据?机械设计?P314可知将各值代入式6-3中按照货车使用寿命8年，每天工作8小时，一共工作23360h,小于轴承寿命，所以轴承7310C合格。③校核轴承NA6909:按公式6-5进行寿命计算，其中6-6对于中间轴上受的最大的轴向力和径向力来自于最小齿轮3，其受力情况如下：将各值代入式6-5中按照货车使用寿命8年，每天工作8小时，一共工作23360h,小于轴承寿命，所以轴承NA6909合格。用同样方法可校核其他两个型号的滚针轴承合格.第七章变速器的操纵机构设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：①换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如以下图所示：图7-1变速器自锁与互锁结构1-自锁钢球2-自锁弹簧3-变速器盖4-互锁钢球5-互锁销6-拨叉轴②在挂档的过程中，假设操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离缺乏时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使到达完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置〔如图7-1所示〕。③汽车行进中假设误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，那么容易出现平安事故。为此，应设置倒档锁。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、变速叉轴及互锁、自锁和倒档锁装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或退到空档工作，称为手动换档变速器。直接操纵手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，刻将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛运用。近年来，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因此使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。远距离操纵手动换档变速器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置假设干传动件，换档手力经过这些换档机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。它要求整套系统有足够的刚性，且各连接件之间的间隙不能过大，否那么换档手感不明显，增加了变速杆颤抖的可能性。此时，变速杆支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换档传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以防止对操纵有不利的影响电动自动换档变速器尽管有级式机械变速器应用广泛，但是他有换档工作服扎、对驾驶员造作技术要求高并使驾驶员容易疲劳等缺点。20世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器根底上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动玩成换档时刻的判断，接着自动实现收油门、离合器别离、选档、换档、离合器结合和回油门等一系列动作，使汽车动力性、燃油经济性有所提高，简化操纵并减少可驾驶员的劳动强度。由于所设计的汽车的构造，采用前置前驱，从使操纵机构的简化方面考虑，其变速器布置咋驾驶座附近，本设计采用直接操纵手动换档变速机构，将变速杆直接安装在变速器上。第八章变速器结构元件的设计变速器齿轮可以与轴设计为一体或者与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支撑等方式之一与轴连接。变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内，第一轴前端和中间轴式变速器的第二轴前端，分别安装在飞轮内腔、第一轴常啮合齿轮的内腔里。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，中间轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。此时，中间轴上的齿轮应采用全部齿轮连为一体的整体式齿轮，它有结构简单的优点，也因有假设以个齿圈制造不合格或工作损坏而使全部齿轮报废的缺点。用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设有滚针轴承滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的外表粗糙度不应低于Ra0.8微米，硬度不低于58--63HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的问题。变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量要尽可能轻，并具有足够大的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5～8mm的间隙，否那么由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪音和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于5mm的间隙。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设置的润滑油所在平面处，同时利用它作为检验油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油螺塞采用永久磁性螺塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支撑的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端的两轴承孔之间开设回油孔。为了降低本钱且同时保证壳体的刚度和强度，变速器采用铸铁壳体。技