四驱越野汽车变速器及操纵系统的设计

四驱越野汽车变速器及操纵系统的设计 编号 无锡太湖学院 毕业设计(论文) 题目: 四驱越野汽车变速器 及操纵系统的设计 信机 系 机械工程及自动化 专业 学 号: 学生姓名: 指导教师: (职称:副教授 ) (职称: ) 2013年5月25日 无锡太湖学院本科毕业设计(论文) 诚 信 承 诺 书 本人郑重声明:所呈交的毕业设计(论文) 四驱越野汽车变速器及操纵系统的设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计(论文)中特别加以标注引用， 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 示致谢的内容外，本毕业设计(论文)不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级: 学 号: 作者姓名: 2013 年 5 月 25 日 II 无锡太湖学院 信 机 系 机械工程及自动化 专业 毕 业 设 计论 文 任 务 书 一、题目及专题: 1、题目 四驱越野汽车变速器及操纵系统的设计 2、专题 二、课题来源及选题依据 随着经济和科学技术的不断的发展～汽车工业也渐渐成为我国支柱产业～汽车的使用已经遍布全国。而随着我国加入WTO～人民生活水平的不断提高～微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。在我国～汽车工业起步较晚。入世后～我国的汽车工业面临的是机遇和挑战。随着我国汽车工业不断的壮大～ 以及汽车行业持续快速的发展～如何设计出经济实惠～工作可靠～性能优良～且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。在面临着前所未有的机遇同时～不得不承认在许多技术上～我国与发达国家还一定的差距～所以我们要努力为我国的汽车工业做出应有的贡献。而在本课题的学习中～我将重点研究四驱越野车的变速器部分。 三、本设计(论文或其他)应达到的要求: ,1,熟悉变速器的功用和要求～变速器结构 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的确定～变速器主要零件结构的方案分析, ,2,熟练掌握用CAD软件进行画图, I ,3,熟练掌握变速器主要参数的选择(档数和传动比、中心距、轴向尺寸、齿轮参数), ,4,掌握变速器及操纵系统设计基本原理, ,5,能够熟练了解变速器一些基本的故障分析。 四、接受任务学生: 92 班 姓名 柴亦浩 机械 五、开始及完成日期: 至2013年5月25日 自2012年11月12日 六、设计(论文)指导(或顾问): 指导教师 签名 签名 签名 教研室主任 〔学科组组长研究所所长〕 签名 系主任 签名 2012年11月12日 II 摘 要 四驱越野汽车变速器的传动方案及传动过程是本次设计的重点之一，越野汽车变速与我们之前所做的三级减速器设计不同，我们之前所做的三级减速中，齿轮与轴是靠键连接在一起的，而本次的设计中齿轮与轴不仅有键连接，而且有空套的，减速中同步器起重要作用。 同步器的类型比较多，在诸多同步器中，适合四驱越野汽车变速器的是锁销式同步器。锁销式同步器的工作原理是难点之一，四驱越野汽车操纵系统的设计是本次设计的第三个难点，他在操纵过程中涉及到挂档自锁、挂档互锁及倒档锁，这是操作系统的重要部分。 变速器是车上的一个重要部件，变速器是汽车动力系统中重要性仅次于发动机的部件,直接涉及操控乐趣和驾乘舒适性，它对燃油消耗、尾气排放、行驶动力性和舒适性都会产生重大影响。 关键词:变速器;同步器;齿轮 III ABSTRACT Four-wheel drive off-road car transmission scheme and the transmission process is one of the focuses of this design, off-road vehicle speed and we made three before the reducer designs, we made three before the deceleration, the gear and shaft is linked by key, and this gear and shaft design not only key to connect, and free sets, slow play an important role of synchronization. The type of synchronizer more, in many synchronizer for four-wheel drive off-road vehicle transmission is locking pins synchronizer. Lock pin type synchronizer works by one of the difficulties, four-wheel drive off-road vehicle control system design is the design of this third difficulty, he was involved in manipulating the process of self-locking hanging file, hanging file interlock and reverse lock, this is an important part of the operating system Gearbox is one of the important parts of the vehicle, transmission is the automobile power system importance only to the components of an engine, directly relates to the control pleasure and ride comfort, its fuel consumption, exhaust emissions, driving dynamics and comfort will have a significant impact. Keywords: Transmission; synchronizer; gear IV 目 录 摘 要 ....................................................................................................................................... III ABSTRACT ............................................................................................................................. IV 目 录 ...................................................................................................................................... V 1 绪论 ....................................................................................................................................... 1 2 变速器总体设计 .................................................................................................................... 3 2.1 全时四驱与分时四驱....................................................................................................... 3 2.2 变速器选型 ...................................................................................................................... 4 2.3 变速器几轴式选用 .......................................................................................................... 7 2.3.1三轴五当变速器传动简图 ......................................................................................... 8 2.3.2 两轴五当变速器传动简图 ........................................................................................ 8 2.4 变速器零部件的结构分析与型式选择 .......................................................................... 10 2.4.1 齿轮式 ..................................................................................................................... 10 2.4.2 轴的机构分析 ......................................................................................................... 11 2.4.2 轴承形式 ............................................................................................................... 111 3 基本参数的确定 .................................................................................................................. 12 3.1变速器的档位数和传动比 ........................................................................................... 122 3.1.1 确定变速器的档数 .................................................................................................. 12 3.1.2定一档传动比的取值 ........................................................................................ 122 ig1 3.2 中心距 ............................................................................................................................ 14 3.3 齿轮参数 ...................................................................................................................... 154 3.3.1 齿轮模数 ................................................................................................................. 15 3.3.2 齿形、压力角与螺旋角 ........................................................................................ 155 3.3.3 齿宽 ......................................................................................................................... 15 3.3.4 齿顶高系数 ........................................................................................................... 155 3.3.5 齿轮变位 ................................................................................................................. 15 3.4 各档齿数的分配 .......................................................................................................... 166 3.4.1 确定一档齿轮的齿数 .............................................................................................. 17 3.4.2 修正中心距 ............................................................................................................. 17 3.4.3 确定各档齿轮的齿数 ............................................................................................ 177 4 齿轮强度的校核 .................................................................................................................. 20 4.1 齿轮的损坏形式 ............................................................................................................ 20 4.2 齿轮的强度校核 ............................................................................................................ 20 4.2.1 接触强度校核 ......................................................................................................... 20 4.2.2 弯曲强度校核 ......................................................................................................... 22 5 同步器的选择 ...................................................................................................................... 25 5.1 同步器的构造及工作原理 ............................................................................................. 25 5.2 同步器的结构类型 ........................................................................................................ 25 V 5.2.1 锁环式同步器 .......................................................................................................... 25 5.2.2 锁销式同步器 .......................................................................................................... 26 5.2.3 多锥式同步器与多片式同步器 ............................................................................... 26 5.2.4 惯性增力式同步器 .................................................................................................. 26 5.3 锁销式同步器的选择 ..................................................................................................... 27 5.4 锁销式同步器同步环的设计计算 .................................................................................. 28 5.4.1 同步环锥面角的确定 .............................................................................................. 28 5.4.2 同步环锥面螺纹和油槽的设计 ............................................................................... 28 5.4.3 同步环锥面直径和宽度的确定 ............................................................................... 28 5.4.4 同步环的材料 .......................................................................................................... 28 5.5 锁销式同步器锁销的设计计算 ...................................................................................... 28 5.5.1 同步器锁止角的确定 .............................................................................................. 28 5.5.2 同步器锁销差的确定 .............................................................................................. 28 5.6 锁销式同步器齿套的设计计算 ...................................................................................... 28 5.6.1 齿套锁销孔和定位销孔的设计 ............................................................................... 28 5.6.2齿套接合齿的设计 ................................................................................................... 28 5.7同步器零件之间间隙的确定 .......................................................................................... 28 6 操纵机构的设计 ................................................................................................................... 30 7 结论与展望 .......................................................................................................................... 34 7.1结论................................................................................................................................. 34 7.2不足之处及未来展望 ...................................................................................................... 34 致 谢 ...................................................................................................................................... 35 参考文献 .................................................................................................................................. 36 附录 .......................................................................................................................................... 37 VI 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 1 绪论 随着生活水平的提高，人们对交通工具的要求越来越高。这两年我国汽车行业得到了长足的进步。汽车已不再作为富贵的奢侈品，被更多的中层阶级接受。 越野车(图1.1)作为一种能在无路地面上行使的高通过性汽车。无论是在东部沿海地区还是在中西部地区得到了广大中青年消费者的青睐。此外，汽车行业的发展带动了绝大数国民经济部门的发展，越来越多的国家把汽车工业作为国民经济的支柱产业。 改革开放以来,中国汽车工业的发展驶入了快车道，汽车产量不断飙升,1971年、1988年、1992年和 2000年分别突破10万辆、50万辆、100万辆和 500万辆，己成功跻身世界汽车四强之列。随着汽车工业的飞速发展，人民生活水平的提高，高速公路、高等级公 2001年，我国汽车路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活的一部分.1980, 消费量年均增长高达18,，特别是进入九十年代以后，国内汽车产量以l,2年递增10万辆的速度高速增长，目前在汽车市场的比重己超过30,，成为我国汽车需求增长的重要拉动力量。大力发展公共交通，“鼓励汽车进入家庭”己经被党中央写入“十五 计划 项目进度计划表范例计划下载计划下载计划下载课程教学计划下载 ”。国家经贸委提出，“十五”期末我国汽车产量要达320万辆左右，力争到2010年使之成为国民经济的支柱产业。规划预计到2005年，轿车产量为 110万辆左右;汽车工业增加值为 1300亿元，占国内生产总值 1,左右，汽车产品基本满足国内市场需求。 随着我国加入世界贸易组织，通用、福特、日产……一批世界一流汽车生产企业纷纷进入中国，市场竞争日趋激烈.入世后，技术竞争将是我国汽车工业面临的最大挑战。 图1.1 越野车 随着国民经济的蓬勃发展，汽车己成为人们日常生活中重要的交通运输工具。人民生活水平的不断提高，则更对车辆的舒适性能提出高要求, 不仅如此,随着世界石油的越来越紧张,全球资源的减少，汽车变速性能还直接影响汽车燃油经济性和运输生产效率、变速过程的全面研究以提高汽车的动力性，具有积极的社会效益和明显的经济效益。 现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源设置了变速器. 1 无锡太湖学院学士学位论文 我国正在大力发展汽车产业，有针对性地进行汽车零部件的设计，是进行汽车设计的有效切入点。变速器作为重要的部件，我国正在积极进行相关研究。 由此可见，四驱越野车的变速器的设计具有很重要的意义 本课题来源:结合科研进行工程设计。进行设计的基本条件是如下的一些重 要的技术数据。 外行尺寸(长×宽×高):3600×1550×1500(mm); 额定功率:76kW(3800r/min) ; 最大扭矩:225N?m(2000r/min) 前轴距:2230mm; 轮距:1300mm ;后轮距:1300mm ; 总质量:1.5t; 载重量:2.1t ;Vmin:5km/h ; Vmax:140km/h; 最大爬坡度:60%; 技术要求是:结构设计合理，符合标准和其他有关设计规定。 在过老师的指导下，首先进行了方案论证。经过讨论与研究，确定了课题所要解决的主要问题以及设计思路。主要由以下几点: (1)变速器系统的分析及设计。 (2)操纵系统的设计分析与计算。 (3)零部件的设计与强度校核。 本次设计的四驱越野汽车变速器及其操纵系统运行平稳，结构简单，装卸方便，维修及调整方便，贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定;体小、质轻、承载能力强，工作可靠。此外，在国内经济型汽车变速器市场上，最大扭矩在225 N?m左右有着很大的潜力，不光运用在越野汽车，还可以运用到轻型运输车，小货车上。从理论上来讲本次设计也是对大学所学知识的一次综合运用。在设计过程中，由于资料不够齐全，加上没有任何设计经验。在设计中一定存在着许多问题，恳请各位老师指正。 2 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 2 变速器总体设计 变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求: (1)变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性; (2)设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离;设置倒档使汽车可以倒退行驶; (3)操纵简单、方便、迅速、省力; (4)传动效率高，工作平稳、无噪声; (5)体小、质轻、承载能力强，工作可靠; (6)制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长; (7)贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定; (8)需要时应设置动力输出装置。 除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。 2.1 全时四驱与分时四驱 车辆是否是全时四驱完全取决于分动器的构造(如图2.1)。作为掌管车辆不同驱动状态的核心部分，可以说分动器在一定程度上决定了整车的性能。 分时四驱(PART-TIME 4WD)是最常见的四驱系统。分时四驱是不能在附着力良好的路面上使用。由于没有中央差速器，在转向时前后传动轴之间产生的转速差就只能由某一个轮胎打滑来抵消掉。而当路面附着力良好时，轮胎就很难打滑。因此，如果在附着力良好的路面上是不能使用分时四驱的。 全时四驱就是在分时四驱的基础上增加了中央差速器，使得前后传动轴之间的转速差得以顺利化解。因此，它可以用于任何路面。全时四驱也由此得名。 3 无锡太湖学院学士学位论文 图2.1 分动器的内部结构 在全时四驱的基础上还演化出了恒时四驱(分动器不带2驱模式)。恒时四驱采用的是智能型分动器，这种分动器可以根据需要输出不同的驱动力至前桥。好的智能型分动器可以实现0,100,的动力输出变化。 2.2 变速器选型 汽车变速器是汽车传动系中最主要的一个部件。它通过改变传动齿轮比，来改变发动机曲轴的扭矩，以便适应各种不同的行驶条件下对车轮的牵引力及改变不同的车速需要。简单笼统的说汽车变速器可以分为手动变速器和自动变速器。为了让大家对这两种变速器有个直观的了解我为对这两种变速器做一个简单的分析。 在自动变速器出现之前所有的汽车都是采用手动变速器。手动变速器是一种机械式的变速器，它必须用手拨动变速杆，如图2.2所示，才能改变变速器内的齿轮咬合位置从而改变传动比，从而达到变速的目的。 4 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 图2.2 手动挡变速杆 图2.3手动变速箱内部 5 无锡太湖学院学士学位论文 在操纵手动变速器时必须踩下离合，使咬合齿轮分离，方可拨得动变速杆换挡。相对自动变速器而言的，手动变速器直接利用大小不同的齿轮配合达到变速的目的，所以手动变速器的传动效率要比自动变速器的高。驾驶技术好的司机，驾驭手动变速的汽车在加速、超车时会比自动变速器的车快，也更省油。 自动变速器的工作原理是利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。有操作容易、驾驶舒适、能减少驾驶者疲劳的优点,驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。当前自动变速器具已成为现代轿车配置的一种发展方向。 图2.4 自动挡变速杆 目前我们常见的汽车自动变速器有三种型式:分别是液力自动变速器(AT)、机械无级自动变速器(CVT)、电控机械自动变速器(AMT)。我们将在下面的文章中对其着重介绍。 DSG变速器是当前世界上最先进的、最具革命性的变速器。由于DSG变速器没有变矩器，DSG变速器在传动过程中的能耗损失非常有限，大大提高了车辆的燃油经济性。三轴式的钱进档的传统齿轮变速器，增加了动力的分配。此外DSG变速器具有手动和自动2种控制模式。当进入逻辑控制模式下变速器颗根据司机的意愿进行换档控制。 6 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 图2.5 最新的7速DSG变速器 图2.6 DSG变速器工作原理 图2.6中DSG变速器中离合器1负责 1档、3档、5档和倒档，汽车行驶中一旦用到上述档位中任何一档，离合器1就会接合;离合器2负责2档、4档和6档，当使用2、4、6档中的任一档时，离合器2就会接合，从而形成变速体系。新一代DSG变速器采用了双离合器和7个前进档的传统齿轮变速器。 动变速器的传动效率要比自动变速器的高。驾驶技术好的司机，驾驭手动变速的汽车在加速、超车时会比自动变速器的车快，也更省油。我们这次设计选用的是手动变速器。 2.3 变速器几轴式选用 7 无锡太湖学院学士学位论文 有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，因此在各种类型的汽车上均得到了广泛的应用。其中两轴式和三轴式变速器得到了最广泛的应用。 2.3.1三轴五当变速器传动简图 如图2.7所示: 图2.7 三轴五当变速器传动简图 1- 输入轴 2-轴承 3-接合齿圈 4-同步环 5-输出轴 6-中间轴 7-接合套 8-中间轴常啮合齿轮 此变速器有五个前进档和一个倒档，由壳体、第一轴(输入轴)、中间轴、第二轴(输出轴)、倒档轴、各轴上齿轮、操纵机构等几部分组成。 2.3.2 两轴五当变速器传动简图 如图2.8所示: 8 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 图2.8 两轴五当变速器传动简图 1-输入轴 2-接合套 3-里程表齿轮 4-同步环 5-半轴 6-主减速器被动齿轮 7-差速器壳 8-半轴齿轮 9-行星齿轮 10、11-输出轴 12-主减速器主动齿轮 13-花键毂 我选用的是三轴式的，这是我的二维图样，如图2.9所示: 图2.9 三轴式二维图 三轴式变速器的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、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时， 9 无锡太湖学院学士学位论文 齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩(因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，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降低。 两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最高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—— ,~l0,。两轴式变速器则方便于这种布置传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减少6 且使转动系的结构简单。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曲面齿轮;当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺、降低了成本。除倒档常用滑动齿轮(直齿圆柱齿轮)外，其他档位均采用常啮合齿轮(斜齿圆柱齿轮)传动;各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。 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，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限(i,4.0~4.5)也受到较大限g1 制，但这一缺点可通过减小各高档传动比同时增大主减速比来消除。 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，若变速箱传动比小，则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，而三轴式变速箱则有两对齿轮副。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。 微型汽车采用两轴式变速箱比较多，而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速箱。 综上所述:选用三轴式变速器。 2.4 变速器零部件的结构分析与型式选择 2.4.1 齿轮式 斜齿圆柱齿轮虽然工作时有轴向力且加工稍复杂些，但仍以其运转平稳、噪声低、寿命长的突出优点而得到变速器的普遍采用。直齿圆柱齿轮仅用于一些变速器的一档和倒档。 10 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 2.4.2 轴的机构分析 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。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，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处的应力集中会引起轴断裂。用弹性挡圈定位各档齿轮虽简单，但拆装不方便，且与旋转件端面有滑摩，同时弹性档圈也不能承受大的轴向力，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更宜。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。当一档、倒档采用滑动齿轮挂档时，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。 旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮常与轴做成一体，而高档齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。如结构尺寸允许，应尽量采用旋转式中间轴。 固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等作轴向定位。刚度主要由支承于其上的连体齿轮(宝塔齿轮)的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖时。 2.4.2 轴承形式 变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。 11 无锡太湖学院学士学位论文 3 基本参数的确定 3.1变速器的档位数和传动比 3.1.1 确定变速器的档数 不同类型汽车的变速器，其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小(约为3,4)，过去常用3个或4个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用5个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为5,6，其他货车为7以上，其中总质量在3.5t以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加1个超速档;总质量为3.5~l0t多用五档变速器;大于l0t的多用6个前进档或更多的档位。 本次设计的越野汽车选用五档变速器。 3.1.2定一档传动比的取值 ig1 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有: ,Tiiegtmax10,mg(fcos,，sin,)maxmaxrr ( 3.1 ) 则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为 ,,mgrf(cos，sin)rmaxmaxi,g1Ti,emax0t ( 3.2 ) m式中——汽车总质量; g——重力加速度; f——道路阻力系数; ,max——最大爬坡要求; rr——驱动车轮的滚动半径; Temax——发动机最大转矩; i0——主减速比; ,t——汽车传动系的传动效率。 根据驱动车轮与路面的附着条件确定 ,Tiiegtmax10,G,2rr ( 3.3 ) 求得的变速器1档传动比为: ,Gr2ri,g1Ti,emax0t ( 3.4 ) 12 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 式中——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷; G2 ,i,道路的附着系数，计算时取=0.5~0.6。 F1 viming1对于越野汽车，也应满足汽车最低稳定车速要求。有公式: rn0.037rmini,g1viimin0F1 ( 3.5 ) nmin式中:——发动机最低稳定车速; iF1 ——分动器低档传动比。 iF1T 根据设计要求一些主要参数的选取如下:取225N.m;减速比取=2.6; iemax0 ,f 滚动阻力系数为0.05;最大爬坡要求=31?;汽车传动系的传动效率=95%; ,maxt r汽车的总重量取1.5t;驱动车轮的滚动半径取0.35m。 r ,,mgrf(cos，sin)rmaxmaxi,g1Ti,emax0t 可以得到: ( 3.6 ) 由公式 15000，10，(0.05，cos31:，sin31:)，0.35i,,5.27g1 2.25，2.6，95% ,Gr2ri,g1Ti,emax0t由公式可以到: ( 3.7 ) 21000，0.5，0.35, ig1225，2.6，95% =6.61 G其中汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷取21000kg。 2 rn0.037rmini,由公式可得: ( 3.8 ) g1viimin0F1 0.037，0.035，800,ig14，2.6，1.75 =5.8 ni其中发动机最低稳定车速取4km/h ; 分动器低档传动比取1.75;最低稳定转速minF1 n取800n/s。 emin 综上所述:第一档传动比取5.8。 ig1 3.1.3 各档传动比的确定 变速器的1档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超 ig1,n,1q速档。中间档的传动比理论上按公比为 (其中n为档位数)的几何级数排列，ign 13 无锡太湖学院学士学位论文 实上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 传动比的范围指变速器最低档传动比与最高挡传动比的比值。汽车行使的道路状况愈多样，汽车发动机的比功率愈小，其变速器的传动比范围就愈大。目前轿车的传动比范围为3.0,4.5;一般用途的货车和轻型以上的客车为5.0,8.0。 本次设计的车型属于轻型车，因此总传动比取7.0。 ig1根据公式可的q=1.63 各档传动比应大致符合此比例。 ( 3.9 ) q,n,1ign 5.8=5.8 可得 i,,0.829ig5g17.0 由于第四档设为直接挡因此=1 ig4 =1.63;=3.07 iig3g2 综上所述:= 5.8 =3.07 =1.63 =1.00 =0.83 iiiiig1g2g3g4g5 3.2 中心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选: 3A,KTA1max ( 3.10) KA式中——中心距系数。对轿车取8.9~9.3;对货车取8.6~9.6;对多档主变速器，取9.5~11; T,Ti,T1maxemaxg1g1max——变速器处于1档时的输出转矩，; ( 3.11 ) Temax——发动机最大转矩，N?m; ig1——变速器的1档传动比; ,g——变速器的传动效率，取0.96。 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出: 3A,KTAeemax ( 3.12 ) K式中——按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取14.5~16.0，Ae 对货车取17.0~19.5。 轿车变速器的中心距约在65,140范围内变化。 3A,KT由公式可得: A1max 3A,9.0225，5.8，96% =133mm TK其中取9.0;取225N.m; 取5.8;取0.96。 i,emaxAg1g 综上所述: 取整A=133 mm 3.3 变速器的轴向尺寸 14 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸参用下列关系初选。 货车变速器壳体的轴向尺寸: 四档 (2.4~2.8)A 五档 (2.7~4.0)A 六档 (3.2~3.5)A 本次设计的越野车为轻型车系列因此可按货车轴向尺寸来定: ，五档 (2.7,4.0)A=(2.7,4.0)133=319.2-532 综上所述: 取整外形尺寸取481mm。 3.3 齿轮参数 3.3.1 齿轮模数 齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。 一档与倒档的模数m取3，其余各档取2.5。 3.3.2 齿形、压力角与螺旋角 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角按表3-1取值。 表3-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角表 齿形 压力角(度) 螺旋角(度) 25~45 轿车 高齿并修形 14.5、15、16、16.5 20 20~30 一般货车 标准齿轮GB1356-78 重型货车 标准齿轮GB1356-78 低档、倒档22.5、25 小螺旋角 具体取值在下面的齿轮计算中将提到。 3.3.3 齿宽 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是根据齿轮模数来确定齿宽b: b,Kmcn ( 3.13 ) K式中——齿宽系数，直齿齿轮取.4.0,6.0，斜齿轮可取6.0,8.0 C m——法面模数。 n 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 m同步器和啮合套的接合齿的工作宽度初选时可取(2~4)。 3.3.4 齿顶高系数 一般齿轮的齿顶高系数,1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。现代轿车变速器多采f0 用齿顶高系数大于1的“高齿齿轮”(或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮)，因为它不仅可使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改 m善，但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖(齿顶厚小于0.3)等问题。 3.3.5 齿轮变位 15 无锡太湖学院学士学位论文 为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正方法有三种:加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位;改变刀具的原始齿廓参数;改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。 变位齿轮的主要优点是不用改变加工标准齿轮所用刀具的参数，只需改变刀具与工件的相对位置及相应地改变毛坯的外径。加工出的齿轮与未变位的标准齿轮比较，齿廓仍为同一基圆的渐开线，仅选取了不同的部位而已。 为了避免齿轮产生根切、干涉，为了配凑中心距以及满足各档齿轮在弯曲强度、接触强度、耐磨损、抗胶合和运转平稳性等方面的不同要求，提高齿轮的寿命，故汽车变速器均采用变位齿轮。在选择变位种类及其变位系数时，应对该齿轮在其使用条件下的破坏形式及原因作具体分析。若实际中心距为已定中心距，则应采用高度变位。若需配凑中心距，则应采用角度变位。角度变位还能获得良好的啮合性能及传动质量指标，故变速器设计多采用之。变速器齿轮的主要损坏形式是齿面剥落和疲劳断裂，故变位系数主要应按提高接触强度、弯曲强度和耐磨性来选择。对于常用的高档齿轮，应按保证其接触强度、抗胶合及耐磨损能力的要求去选择变位及变位系数。为提高接触强度，应使两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力，因此两齿轮均应选择正变位且变位系数尽量取大些。对于低档齿轮，由于传递的载荷较大而小齿轮的齿根较弱小齿轮齿根弯曲断裂是主要破坏形式，故应加强小齿轮而采用正变位。为提高抗胶合能力及耐磨性，应通过选择变位系数降低两啮合轮齿的相对滑动系数并使之趋于齐平。 现代轿车采用的齿顶高系数大于1的高齿齿轮属于改变高度参数的齿轮修正，压力角不等于20度的齿轮属于改变角度参数的齿轮修正，两者都属于改变刀具原始齿廓参数的齿轮修正。为了改善传动性能，对齿廓局部渐开线做些改变的齿轮修形也得到广泛应用。通常是对齿廓顶部(又称修缘)或根部进行修形，鼓形齿则是沿齿长方向进行修形以改善由于轴变形引起的齿轮偏载。 3.4 各档齿数的分配 在初选变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配。(图3-1) 16 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 图3-1 变速器的结构方案简图 3.4.1 确定一档齿轮的齿数 A22，133z,,,86.6,、的齿数和为: 取整为 84 ( 3.14 ) zzm31729 中间轴可取21(在12,23间取)、=-=84-21=63 zzzz2917,29 3.4.2 修正中心距 (21，3，63，3)z，z2917A===133mm ( 3.15 ) 22 中心距定为133mm 3.4.3 确定各档齿轮的齿数 a.确定常啮合传动齿轮副的齿数、 其中第一轴常啮合齿轮为，中间轴常啮合齿轮为 ZZ332 zz,3329,ig1,zz,217 ( 3.16 ) ,A2cos,,zz，,()233,mn, 可得到: z21,33,5.8,63z,2 ,2，133cos,,(z，z),233,3, Z得到: =35.9 =70.2 Z332 Z取整得到 =36， =70; Z332 2.5(36，70)A==133.4mm ,2cos30 17 无锡太湖学院学士学位论文 3，70β=acrcosβ=arc=28.9? 2，133 b.确定二档齿轮齿数 ,zz，3316i,,2gz，z230, ,,2Acos,30z，z,,1630 ( 3.17 ) m,n ,,tanZZ338,,(1，),tan,Z，ZZ3023332, 其中=2.5 mn 得到 =64.7 =41.3 =18? zz,163030 取整 =65 =41 zz1630 2.5(65，41)A==133mm ,2cos18 c.确定三档齿轮齿数 ,，zz339,i3,g，zz231, ,,2Acos31，,zz其中=2.5 ( 3.18 ) m,931nmn, ,,zztan339,(1，),,，tanzzz3123331, 得到: =39.84 =66.04 =24.5? zz,93131取整得: =40 =66 =24.5? zz,93131 2.5(40，66)A= ,132.6,2cos24.5 d.四档齿轮为直接档即常啮合齿轮因此无须计算。 e.确定五档齿轮齿数 ,，zz338,i5,g，zz232, ,,2Acos32，,zz ( 3.19 ) ,832mn, ,,zztan338,(1，),,，tanzzz3223332, 其中=2.5 mn 得到: = 19.8 =46.49 =30.3? zz,83232 18 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 取整: = 40 =66 =30.3? zz,83232 2.5(40，66) A==133.5mm ,2cos30.3 f. 确定倒档齿轮齿数 根据相近产品的经验取值倒档齿轮选用的模数往往与一档相同。为了不发生干涉与z22 的齿顶圆之间应保持一定的间隙。取75;取25。倒档轴倒档齿轮取55。 zzzz25252822 19 无锡太湖学院学士学位论文 4 齿轮强度的校核 4.1 齿轮的损坏形式 变速器齿轮的损坏形式主要有三种:齿轮折断，齿面疲劳剥落，移动换档齿轮端部破坏。 轮齿折断发生在两种情况下:轮齿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，裂纹扩展深度加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，后者出现的多些。 轮齿工作时，一对轮齿相互啮合，齿面相互挤压，这时存在细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。它使齿面误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折损。 用移动齿轮方法完成换档的低档和倒档齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换档瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。 4.2 齿轮的强度校核 与其他的机械行业比较，不同用途的汽车的变速器齿轮使用条件是相似的。此外，汽车变速器轮齿用的材料，热处理方法、加工方法、精度级别、支承方法也基本一致。因此，用 于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，同样可获得较为精准的结果。 4.2.1 接触强度校核 齿轮的接触应力按下式计算: FE11, ( 4.1 ) ,0.418(，),,b12 式中F——法向内基圆周切向力即齿面法向力，N; FtF, ( 4.2 ) cos,cos, F——端面内分度圆切向力即圆周力，N; t T2jF ( 4.3 ) ,td T——计算载荷，N?mm; j d——节圆直径，mm; , ——节点处压力角; ——螺旋角; , 5 E——齿轮材料的弹性模量，钢取2.1×10MPa;当一对齿轮的材料不同时，则 2EE12 ( 4.4 ) E,E，E12 b b——齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为代替，mm; cos, 20 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 ,,,,,rsin,——主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm;直齿齿轮:，1211 rsin,rsin,12,,,,,,rsin,;斜齿齿轮:，; ( 4.5 ) 221222cos,cos, r，r——分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm。 12 当计算载荷为许用接触应力为 T,0.5Tjemax 一档及倒挡:渗碳齿轮1900~2000MPa，氰化齿轮950~1000MPa; 常啮合及高档:渗碳齿轮1300~1400MPa，氰化齿轮650~700MPa。 12TE2，，rr，j12,将公式整理后得到: ( 4.6 ) ,0.418()j,,,,Kmrr,coscossincn12，，一档齿轮接触强度校核 152，，rr2，0.5，2.1，10，12, ,0.418()j,,,rr,cos20cos0，4.0，3sin，，12 =240.8mpa 二档齿轮接触强度校核 1 2，， 522::,,2，0.5，225，2.1，10cos28.9cos28.9,,,,0.418(，)j:: mzmzcos20cos28.9，4.0，3:,,1630n:nsin20sin20,,2cos,2cos,，， = 307.9 mpa 常啮合齿轮触强度校核 1 2，， 522,,::2，0.5，225，2.1，10cos28.9cos28.9,,,,0.418(，) j::mzmzcos20cos28.9，4.0，3:,,233n:nsin20sin20,,,2cos,2cos，， = 777.55 mpa 三档齿轮接触强度校核 1 2，， 522,,::2，0.5，225，2.1，10cos24.5cos24.5,,,,0.418(，) j::mzmzcos20cos24.5，4.0，2.5:,,931n:nsin20sin20,,,2cos,2cos，， =316.59 mpa 五档齿轮接触强度校核 21 无锡太湖学院学士学位论文 1 2，， 522::,,2，0.5，225，2.1，10cos30.3cos30.3,,,,0.418(，) j::mzmzcos20cos30.3，4.0，2.5:,,832n:nsin20sin20,,2cos,2cos,，， =354.2 mpa 倒档齿轮接触强度校核 由于倒档齿轮是倒档轴齿轮分别与第二轴倒档齿轮及中间轴倒档齿轮相啮合。因此， 需要分别进行强度校核。 1 2，， 522,,::,,2，0.5，225，2.1，10coscos,,,,0.418(，) j::mzmzcos20cos13，4.0，3:,,12n:nsin20sin20,,,2cos,2cos，， =410.4 mpa 1 2，， 522,,::2，0.5，225，2.1，10cos13cos13,,,,0.418(，) j::mzmzcos20cos13，4.0，2.5:,,12n:nsin20sin20,,,2cos,2cos，， =244.4 mpa 由上可得所有齿轮的接触强度均符合要求。 4.2.2 弯曲强度校核 直齿齿轮弯曲应力: ,w TKK2jf,, ( 4.7 ) ,w3m,zKyc 式中——计算载荷，N?mm; Tj ——应力集中系数，直齿齿轮取1.65; K, ——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9; Kf m ——齿轮模数; z ——齿轮齿数; ——齿宽系数，直齿齿轮取4.4~7.0; Kc y,0.79yy ——齿形系数。齿高系数相同、节点处压力角不同时:，f14.520 y,0.89yy,1.1yy,1.23y，，;压力角相同、齿高系数为0.8时，22.520252017.520 ; y,1.14yf,0.8f,1 [,],400~850 ——轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。 ,T,Twwjemax 齿轮的弯曲应力校核: z48 22 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 2TKK2，0.5，225，1.65，1.1jf,2,mm=0.633N/ ,,w327，3.14，16，4.0，0.1m,zKyc 齿轮的弯曲应力校核: z17 2TKK2，0.5，225，1.65，1.1jf,2,mm=0.311N/ ,,w327，3.14，48，4.0，0.1m,zKyc 两齿轮的弯曲应力符合要求。 斜齿齿轮弯曲应力 3,TKm2cos,jn, ( 4.8 ) ,w,zKKyc, 式中——应力集中系数，斜齿齿轮取1. 5; K, ——斜齿齿轮螺旋角; , ——斜齿齿轮法向模数; mn ——齿宽系数，斜齿齿轮取7.0~8.6; Kc ——重合度影响系数，取2; K, zzy ——齿形系数，按当量齿数查询; ( 4.9 ) ,n3cos, [,],180~350——轮齿弯曲应力，轿车变速器斜齿齿轮取MPa，货车变速器斜,ww [,],100~250齿齿轮取Mpa。 w 齿轮的弯曲应力校核: z33 3,2TKcosm2，0.5，225cos28.9:，27,jn, Mpa ,,,57.2w,zKKy3.14，37，4.0，2，0.1c, 齿轮的弯曲应力校核: z2 3,2TKcosm2，0.5，225cos28.9:，27,jn, Mpa ,,,111.4w,zKKy3.14，19，4.0，2，0.1c, 齿轮的弯曲应力校核: z16 3,2TKcosm2，0.5，225cos18:，15.625,jn, Mpa ,,,29.5w,zKKy3.14，45，4.0，2，0.1c, 齿轮的弯曲应力校核: z30 3,2TKcosm2，0.5，225cos18:，15.625,jn, Mpa ,,,47.5w,zKKy3.14，28，4.0，2，0.1c, 齿轮的弯曲应力校核: z8 3,2TKcosm2，0.5，225cos30.3:，15.625,jn, Mpa ,,,60.4w,zKKy3.14，20，4.0，2，0.1c, 23 无锡太湖学院学士学位论文 齿轮的弯曲应力校核: z32 3,2TKcosm2，0.5，225cos18:，15.625,jn, Mpa ,,,26.2w,zKKy3.14，46，4.0，2，0.1c, 齿轮的弯曲应力校核: z25 3,2TKcosm2，0.5，225cos13:，27,jn, Mpa ,,,92.4w,zKKy3.14，17，6.0，2，0.1c, 齿轮的弯曲应力校核: z22 3,2TKcosm2，0.5，225cos13:，27,jn, Mpa ,,,39.2w,zKKy3.14，40，6.0，2，0.1c, [,],100~250 由于货车变速器斜齿齿轮取Mpa。因此，可得所有齿轮的弯曲应力均符w 合要求。 24 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 5 同步器的选择 5.1 同步器的构造及工作原理 同步器是在接合套的基础上发展起来的，其中除有接合套、花键毂、对应齿轮上的接合圈外，还增设了使接合套与对应接合齿圈的圆周速度达到并保持一致的(同步)的机构，以及阻止两者在达到同步之前接合以防止冲击的机构。 同步器有常压式、惯性式、自行增力式等种类。目前，广泛采用的是惯性式同步器。 5.2 同步器的结构类型 惯性同步器能确保同步啮合换档，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又分为惯性锁止式和惯性增力式。用得最广的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽结构有别，但工作原理无异，都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。挂档时，在轴向力作用下摩擦元件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被接合的两部分逐渐同步;锁止元件用于阻止同步前强行挂档;弹性元件使啮合套等在空档时保持中间位置，又不妨碍整个接合和分离过程。 5.2.1 锁环式同步器 如图5.1所示: 图5.1 锁环式同步器 又称锁齿式、齿环式或滑块式，其工作可靠、耐用，因摩擦锥面半径受限，转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛用于轿车及轻型客、货汽车。在其啮合套座外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块，它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环(同步锥环)缺口，缺口比滑块宽一个接合齿宽。挂档时，啮合套带动滑块推动锁环与被接合齿轮的锥面相靠，转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度井由滑块定位，恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵，此时换档力经锁止斜面将锁环进一步压紧，锥面间的摩擦力矩进一步增大，产生滑磨。选择适当的参数，使在换档力作用下锁止面上产生的迫使锁环回正的脱锁力矩 25 无锡太湖学院学士学位论文 小于锥面间的摩擦力矩，可阻止同步前挂档。当锥面摩擦力矩克服了被接合部分的惯性力矩后，转速差及摩擦力矩消失，脱锁力矩迫使锁环回正，锁止斜面脱开，啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的接合齿同步啮合，保证无冲击挂档。 5.2.2 锁销式同步器 如图5.2所示: 图5.2 锁销式同步器 同步过程与锁环式类似，但锁止元件是三个锁销及相配的锁销孔倒角，另有三个以弹簧及钢球定位的定位销。作为弹性元件的三个弹簧及相应的定位钢球是装在啮合套的钻孔中，使啮合套等在空档时保持中间。摩擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面。其摩擦锥面径向尺寸大，转矩容量大，广泛用于中、重型汽车上。 5.2.3 多锥式同步器与多片式同步器 多锥式及多片式同步器，分属上述两种，只是为了增大转矩容量而增多了摩擦面数，多用于重型汽车的主、副变速器及分动器。 5.2.4 惯性增力式同步器 如Porsche式，换档时啮合套内齿圈锥形端面与带开口的弹性同步环的外锥面接触，因同步环外径在未压缩状态下稍大于啮合套的内径，同步环被推，其另一侧锥面与齿轮接合齿的内锥面压紧。摩擦力矩使同步环转过一个角度，使其开口的一端抵住环内弹簧带的 26 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 推力块，该弹簧带的另一靖又以嵌在齿轮轴径槽中的支承块支承。这样，同步环产生的摩擦力矩不仅本身有增力作用，且受环内弹簧带的随动增力作用而得到增长，摩擦力随之自动加大并迅速达到同步。同步后摩擦力矩消失，同步环不再向外张开，啮合套便压缩并越过同步环而实现挂档。其结构简单、轴向尺寸紧凑，换档迅速省力，工作可靠，能防止脱档，适于工作条件繁重的变速器采用。 通常，同步器多装在变速器第二轴上。为提高同步效率、延长寿命，也有将同步器装到中间轴上的，以减轻锥环的摩擦力矩及减小磨损。 5.3 锁销式同步器的选择 AA-A A 1-第二轴齿轮 2-摩擦锥盘 3-摩擦锥环 4-定位销 5-接合套 6第二轴齿轮 7-第二轴 8-锁销 9-花键毂 10-钢球 11-弹簧 图5.3锁销式惯性同步器 以上图说明其工作原理。两个有内锥面的摩擦锥盘2分别固定在带有外花键齿轮的斜齿轮1和6上，随齿轮一同旋转。与之相配合的两个有外锥面的摩擦环3，通过三个锁销8和三个定位销4与接合套5连接。锁销8与定位销4在同一圆周上相互间隔地均匀分布。锁销8的两端固定在摩擦锥环三的孔中，而两端的工作表面直径与接合套凸缘上相应的锁销孔的内径相等，其中部直径小于孔径。只有在锁销和接合套孔对中时，接合套方能沿锁销轴向移动。锁销8中部和接合套5上对应的销孔两端有相同的倒角----锁止角。在接合套上的定位销孔中部钻有斜孔，内装弹簧11，把钢球10顶向定位销中部的环槽(图中剖面所示)，以保证同步器处于正确的空挡位置。定位销4两端深入锥环内侧面，但有间隙，故定位销可随接合套5轴向移动。 锁销式同步器的工作原理与锁环式基本相同。在换档时，接合套5受到拨叉的轴向推力作用，通过钢球10和定位销4带动摩擦锥环3向左移动，使之与对应的摩擦锥盘接触。具有转速差的摩擦锥环与摩擦锥盘一经接触，靠接触面的摩擦使锥环连同锁销一起相对接合套转过一个角度，从而相互抵触，以阻止接合套继续前进。此时，锁止面上的法向压紧力的轴向分力作用在锥盘上并使之与锥盘压紧，从而接合套与待接合的花键齿圈迅速达到同步。只有达到同步时，起锁止作用的齿轮1的惯性力矩消失，作用在锁销上的切向分力才能通过锁销使摩擦锥环3、摩擦盘2和齿轮一同相对于接合套转过一个角度，使锁销重 27 无锡太湖学院学士学位论文 新与销孔对中。于是，接合套能轻易地克服钢球10的阻力而沿锁销移动，直至与齿轮1的花键齿圈接合，实现挂档。 5.4 锁销式同步器同步环的设计计算 5.4.1 同步环锥面角的确定 在同步阶段中摩擦力矩随着锥面角A的减小而增大, 为了增大同步器的容量, 锥面角A应尽量取小值。但是它的极限值又受锥面角自锁条件的限制, 为了避 免锥面角发生自锁, A的选取要满足A?arctanL (L为摩擦系数)。 ( 5.1 ) 5.4.2 同步环锥面螺纹和油槽的设计 被同步齿轮内锥面上的油膜, 增大摩擦力矩, 同步环锥面上需车制螺纹, 并在螺纹垂直方向开设排油槽, 油槽的大小及数量应根据同步环锥面直径来确定。一般油槽宽为2mm, 4mm , 数量30 个, 40个。同步环螺纹齿顶宽对摩擦系数的影响较大, 在设计时, 一般螺纹齿顶宽为0115mm, 012mm , 螺纹牙形 50?, 螺距为0165mm, 019mm。 角为 5.4.3 同步环锥面直径和宽度的确定 结构允许的情况下, 为了增大锥面间的摩擦力矩, 缩短同步时间, 同步环锥面直径应尽量取大值。同步环锥面宽B 与摩擦锥面的发热有关, 一般取B = R 锁/10-R锁/14(R锁为拨叉环半径)。 5.4.4 同步环的材料 材料采用铜合金, 精锻成型后进行机加工, 其强度高, 耐磨性好。铜合金应控制其化学成分,其抗拉强度大于600N /m m 2, 屈服强度大于210N/mm 2, 硬度为HB150, HB200。 5.5 锁销式同步器锁销的设计计算 5.5.1 同步器锁止角的确定 要使同步环在同步阶段中锁止, 必须满足锁止条件:tanB?R 锥LR 锁sinA。根据摩擦锥面平均半径R 锥、摩擦系数L、锥面角A和拨环半径R 锁来确定合适的锁销角B, 通 45 。中型车变速器B取小值, 重型车变速器B取大值。 常取B= 35 , 5.5.2 同步器锁销差的确定 由于同步器锁销差大换档沉, 锁销差小换档轻便,所以应选择合适的锁销差, 一般取锁销差为1.3-1.4。 5.6 锁销式同步器齿套的设计计算 5.6.1 齿套锁销孔和定位销孔的设计 一般锁销孔的数量为3 个, 6 个, 中型车变速器取小值, 重型车变速器取大值。锁销孔的直径应根据锁销的最大直径来确定, 锁销孔两端的倒角应与锁销的倒角一致。同步器定位销数量为3 个, 定位销孔的直径应根据定位销的直径来确定。 5.6.2齿套接合齿的设计 同步器齿套接合齿的模数、齿数应根据所传递的最大扭矩来确定。为了防止变速器在工作中自动脱档, 接合齿应为倒角齿。 5.7同步器零件之间间隙的确定 锁销同步器各零件之间的间隙必须选择适当, 并且遵循如下的关系: 28 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 S ?S 1+ S 2+ S 3,S 3> S 4,S 5= S 2- S 1= $dö(2tanA)。 ( 5.2 ) 式中: S —齿套与接合齿之间的空档间隙; S 1—锥环与锥盘两基面之间的空档间隙, 设计时取S 1= 1mm —215mm; S 2—锥环小端与锥盘内端面之间的间隙, 设计时取S 2= 315mm—4mm; S 3— 锁销倒角与齿套锁销孔倒角之间的空档间隙, 设计时取S 3 = 0195mm—111mm; S 4—同步器定位销与同步环之间的空档间隙, 设计时取S 4= 0125mm— 0135mm; S 5—同步器的后备行程, 设计时取S 5 =215mm— 3mm; 同步环径向磨损量。 $d — 当S < S 1 时, 同步器不起作用, 锥面未接触前, 齿套与被同步齿轮接合齿先碰上, 冲击发响, 同步器等于虚设。 当S < S 2 时, 同步器初期使用正常, 但寿命低。即在螺纹未磨损至预定尺寸时, 锥环端面已与锥盘内端面顶住, 锥面不能产生摩擦力矩, 同步器过早失效, 不能充分发挥同步环后备行程的潜力。 当S > S 1+ S 2+ S 3 时, 同步器正常工作, 直到同步器磨损到预定的尺寸为止。 当S 3< S 4 时, 同步器锁销过早地进入了齿套锁销孔, 同步器锁止条件不能实现, 等于无同步器。 锁销式同步器在设计中应注意以下几点: ?R 锥、L值大, 可以获得较大的摩擦力矩, 较大的锁销角B, 可防止同步器在工作中发生烧死现象。?R 锁小, 锁销角B大, 锁止面的单位压力大, 磨损快, 一般根据结构的布置B尽量取大值。?锥角A小, 可获得较大的锁销角B, 但过小锥角有可能发生锥面自锁。?锁销式同步器在设计中应合理地选择各零件之间的间隙, 以保证同步器的正常工作。?为了制造方便, 降低制造成本, 提高通用性, 有时变速器中几组锁销式同步器要选用相同的同步器。 29 无锡太湖学院学士学位论文 6 操纵机构的设计 变速器操纵机构(图6.1)由变速杆、拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒档安全装置等组合于变速器盖上。应结构简单，操纵轻便，档位清晰，变速杆的换档位置(合理，挂档准确、迅速，安全可靠(每次只能挂入一个档，不误挂倒档，不自动脱档)。 图6.1 变速器操纵机构 设计变速器操纵机构应先确定与操纵机构的结构与布置密切相关的换档位置图，它给出了换档时变速杆的移动路线。确定时主要从换档方便考虑，应按档位次序排列并将常用档尽量放在中间位置，其他档位放到两边，倒档常与1档组成一排放到最靠边的位置，严防误挂倒档。 直接操纵是最简单的操纵方案，在各种类型的汽车上得到了广泛的应用。其传统的市置方法是将变速杆安装在变速器盖上并由驾驶座椅旁的地板伸出，以便司机可直接用手操纵变速杆进行换档。只有当变速2e布置在驾驶座位附近时直接操纵才能实现。 此外，还须考虑到操纵机构的自锁与互锁装置。 自锁装置为档位定位装置，通过弹簧、钢球及拨叉轴上的凹槽定位止自动脱档并保证按舌齿的全长啮合。 互锁装置防止两档同挂，保证当移动某一拨叉轴时，其他拨叉轴互被锁住。销、球式简单可靠，另有摆动锁块式、转动锁环式及三向锁销式等。三向锁销式的左右两块锁板各与两个档的换档拨叉连接，每块锁板可绕其轴转动，而下面的倒档换档摇臂则与倒档拨叉相连。在这三者中只要有一个转动即挂档，另两个即被锁住不能转动，从而实现互锁。 倒档安全装置又称倒档锁或选档阻力装置。当变速杆头接触倒档锁销开始挂倒档时，要克服钢球和弹簧的较大阻力，从而产生明显手感而引起注意。 30 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 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 变速器的自锁与互锁装置 图6.2 a.自锁装置 挂档过程中，若操纵变速杆推动拨叉前移或后移的距离不足时，齿轮将不能在全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到全齿宽啮合，也可能由于汽车振动等原因，齿轮产生轴向移动而减小了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离。为了防止这种情况，应设置自锁装置如图6.3所示。 图6.3 自锁装置 图6.3说明其结构，自锁装置由自锁钢球1和自锁弹簧2组成。每根拨叉轴的上表面沿轴的方向分布了三个凹槽。当任一根拨叉连同拨叉轴向移动到空挡或某一工作位置时，必有一个凹槽正好对准自锁钢球1。于是，钢球在弹簧的压力下嵌入该槽中，拨叉的轴向 31 无锡太湖学院学士学位论文 位置被固定，从而拨叉连同滑动齿轮(或接合套)也被固定在空挡或某一工作位置上，不能自行脱出。当需要换档时，驾驶员必须通过变速杆对拨叉或拨叉轴施加一定的轴向力，克服弹簧的压力将钢球由拨叉轴的凹槽中挤出推回孔中，拨叉轴和拨叉方能再进行轴向移动。拨叉轴上表面相邻凹槽之间的距离，即等于为保证在全齿宽上啮合或完全退出啮合所必需的拨叉及其轴的移动距离。 b.互锁装置 若变速杆能同时推动两个拨叉，即同时挂入两个档位，必将造成轮齿间的机械干涉，变速器将无法工作甚至损坏。为此，应设置互锁装置。 图6.4的互锁装置 由互锁钢球4和互锁销5组成的。每根拨叉轴的朝向互锁钢球的侧面都正好对准互锁钢球4。两个互锁钢球直径之和正好等于相邻两轴之间的距离加上一个凹槽的深度。中间拨叉轴上两个侧面凹槽之间有孔相通，孔中间有一根可以移动的互锁销5，销的长度正好等于拨叉轴的直径减去一个凹槽的深度。工作时拨动一根轴时，其两侧的钢球就被从侧槽中挤出，而嵌入到其它两轴的凹槽中达到锁止作用。 图6.4 互锁装置 图6.5 倒档锁装置 32 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 1、倒档锁销 2、倒档锁弹簧 3、倒档拨块 4、变速杆 图6.6 倒档锁装置 c.倒档锁 汽车在行进中容易挂错档，变速器齿轮发生极大的冲击，导致零件损坏。汽车起步时若误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设有倒档锁。 图6.6所示为常用的倒档锁装置。它是由倒档拨块中的倒档锁销1及弹簧2组成。因此，驾驶员要挂到倒档时，必须用很大的力使变速杆4的下端压缩弹簧2，将锁销1推向左方后，才能使变速杆下端进入倒档拨快3的凹槽中，以拨倒档叉轴而挂入倒档。 由此可见，倒档锁的作用是使驾驶员必须使用很大的力，方能挂入到倒档，起到提醒注意作用，以防止误挂倒档。 33 无锡太湖学院学士学位论文 7 结论与展望 7.1结论 本次毕业设计所设计的四驱越野汽车变速器及其操纵系统，采用了锁销式同步器及相关技术方便了挂档。在变速叉轴上的互锁与自锁装置有效的防止了脱档和跳档。本设计具有:轻量化，高承载，低噪音，换档性好和经济实用性好等优点。 7.2不足之处及未来展望 由于设计经验不足，考虑欠佳。在部分零部件的设计中未考虑其优化设计。比如说在拨叉的设计上，考虑欠缺。此外，在部分的零件的设计上经济性能不足。在今后的设计中应充分考虑这些问题。 变速器是汽车传动系统中关键的零部件，它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。由于变速器在汽车的运行中扮演着非常重要的角色。所以很多汽车常见的故障也来源于此。而技术先进的变速箱不仅能够降低汽车的故障而且还能够降低动力损失，减少燃油消耗。正因为如此，现在不少的客车用户在选择车辆的时候，变速箱都是一项重要的指标。 对于未来，自动变速器系统是汽车传动系统的发展趋势，虽然我国乘用车还以手动档居多，但就近年来的发展行情看，在轿车领域自动档车也占了一半的比例，而其他部分发达国家或地区自动档车早已是其主流产品。但无论怎样发展，变速器作为汽车部件中的一个重要地位是不会改变的。 34 四驱越野汽车变速器及其操纵系统的设计 致 谢 本文是在过金超老师的悉心指导下完成的。从毕业设计题目的选择、到选到课题的研究和论证，再到本毕业设计的编写、修改，每一步都有过老师的细心指导和认真的解析。在过老师的指导下，我在各方面都有所提高，老师以严谨求实，一丝不苟的治学态度和勤勉的工作态度深深感染了我，给我巨大的启迪，鼓舞和鞭策，并成为我人生路上值得学习的榜样。使我的知识层次又有所提高。同时感谢所有教育过我的专业老师，你们传授的专业知识是我不断成长的源泉也是完成本论文的基础。也感谢我同一组的组员和班里的同学是你们在我遇到难题是帮我找到大量资料，解决难题。再次真诚感谢所有帮助过我的老师同学。通过这次毕业设计不仅提高了我独立思考问题解决问题的能力而且培养了认真严谨，一丝不苟的学习态度。由于经验匮乏，能力有限，设计中难免有许多考虑不周全的地方，希望各位老师多加指教。 35 无锡太湖学院学士学位论文 参考文献 [1] 陈家瑞(汽车构造:( 上册 三年级上册必备古诗语文八年级上册教案下载人教社三年级上册数学 pdf四年级上册口算下载三年级数学教材上册pdf ) [M]. 北京:机械工业出版社，2000,3: 32-49. 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