机械式变速器设计
4.1题目及要求
变速器用来改变发动机传到驱轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，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。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。
变速器的基本设计要求：
1）保证汽车有必要的动力性和经济性。 2）设置空档，用来切断发动机的动力传输。 3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。 4）设置动力输出装置。 5）换档迅速、省力、方便。
6）工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生。 7）变速器应有高的工作效率。 8）变速器的工作噪声低。
除此之外，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。 变速器由变速传动机构和操纵机构组成，变速器传动机构有前进档位数和轴的形式两种分类方法。
?三挡变速器??四挡变速器?固定轴式??五挡变速器???旋转轴式?多挡变速器?根据前进档数 根据轴的形式?
?两轴式变速器??中间轴式变速器??双中间轴式变速器?多中间轴上变速器固定轴式?
固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。
设计题目：某商用货车的基本参数如下：
额定载荷（kg） 500 最大总质量(kg) 1620 最高车速－1(km·h) 100 比功率-1（kW·t） 28 比转矩-1(N·m·t) 44 其他设计参数在根据第二章汽车总体设计结果中已经得出。
4.2中间轴式变速器设计
4.2.1传动方案和零部件方案确定
根据题目给定参数和总体设计结果可以确定，作为一辆前置后驱的货车，毫无疑问应该选用中间轴式多档位机械式变速器。中间轴式变速器传动方案的共同特点是：
(1)设有直接档；
(2)一档有较大的传动比；
(3)档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；
(4)除一档以外，其他档位采用同步器或啮合套换档； (5)除直接档以外，其他档位工作时的传动效率略低。 4.2.1.1传动方案初步确定为：
1. 变速器第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第二轴前端经轴承支承在第一轴后
端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档。档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，一档采用滑动直齿齿轮传动。
2. 倒档利用率不高，而且都是在停车后在挂入倒档，因此可以采用支持滑动齿轮作为
换档方式。倒档齿轮采用联体齿轮，避免中间齿轮在最不利的正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，提高寿命，并使倒档传动比有所增加。如图3-5（e）所示的方案，装在靠近支承处的中间轴一档齿轮处。
4.2.1.2零部件结构方案：
1.齿轮形式
齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮
两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。
变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。 2.换档机构形式
此变速器换档机构有直齿滑动齿轮和同步器换档三种形式。
采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声，不宜用于高档位。为简化机构，降低成本，此变速器一档、倒档采用此种方式。
常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。因此不适用于本设计中的变速器，不采用啮合套换档。
使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。虽然结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大，但为了降低驾驶员工作强度，降低操作难度，二档以上都采用同步器换档。 3.变速器轴承
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。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。滚针轴承、滑动轴套用于齿轮与轴不固定连接，有相对转动的地方，比如高档区域同步器换档的第二轴齿轮与第二轴的连接，由于
滚针轴承滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合，在不影响齿轮结构的情况下，应尽量使用滚针轴承。
4.2.2主要参数的选择和计算
目前，轿车一般用4～5个档位变速器，货车变速器采用4～5个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车。因此档位数大致在4～5个档，需要通过计算传动比范围后最后确定。
4.2.2.1 先确定最小传动比
由传动系最小传动比可由变速器最小传动比ign和主减速器传动比i0的乘积来表示：
itmin?ign?i0 （4-1）
通常变速器最小传动比ign取决于传动系最小总传动比it0和最小传动比i0，而根据汽车理论，汽车最高车速时变速器传动比最小，则根据公式
ua?0.377r?nign?i0 （4-2）
式中 ua——汽车行驶车速，单位Km/h n——发动机转速，单位rpm r——车轮半径，单位m ign——特指最高档传动比 可得
itmin?0.377r?nuamax （4-3）
一般来说，汽车发挥最大车速时对应的发动机转速就是最大功率时转速np。微型车轮胎尺寸根据国家标准可选用4.5-12ULT，即轮胎名义宽度4.5英寸，轮辋名义直径12英寸，货车轮胎扁平率为90～100，在此取90，则轮胎直径可以计算为
r??4.5?2?90%?12??25.4?0.51m1000
根据条件给出的最大车速100Km/h，最大扭矩时转速2500rpm，代入式（4-3）可得：
itmin?4.8
另外，为满足足够的动力性能，还需要校核最高档动力因数D0max。一般汽车直接档或最高档动力因数取值范围如下
表4－1
中型货车 0.04～0.08 微型货车 0.08～0.1 轿车 0.1～0.12 2本设计车型为微型货车，取D0max=0.09，最小传动比与最高档动力因数D0max有如下关系：
D0max?Ttqmaxitmin?trGCAu?Dat21.15G (4-4)
式中 uat——直接档或最高档时，发动机发出最大扭矩时的最大车速，单位为km/h,此时可近似取uat＝uamax
其他参数见表
ηT 0.9 根据式4-4可得：
Ttqmax(N?m) 129.94 CD 0.8 A 2.33 uat 100 itmin?4.47?4.8 校核通过，从提高燃油经济性的角度考虑，传动系最小传动比取
4.47。则直接档ign＝1，则i0＝4.47，该车采用单级主减速器，主减速器传动比≤7，满足要求。
4.2.2.2确定最大传动比
确定传动系最大传动比，要考虑三方面问题：最大爬坡度或一档最大动力因数D1max、附着力和汽车最低稳定车速。传动系出最大传动比通常是变速器一档传动比ig1与主减速器传动比i0的乘积，即
itmax?ig1?i0 （4-5）
当汽车爬坡时车速很低，可以忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为
Ftmax?Ff?Fimax各表达式展开
（4-6）
Ttqmaxitmax?Tr则
?Gfcos?max?Gsin?max （4-7）
ig1?G?fcos?max?sin?max?rTtqmaxi0?Ti0 6.0 r(m) 0.51 (4-8)
Ttqmax(N·m) 129.94 一般货车最大爬坡度为30％，即α≈16.7°，其它参数见下表 ηT 0.8 f 0.02 ma(Kg) 1620 代入公式4-7计算可得：ig1≥0.54，由此可见，该车直接档实际爬坡度>30%，动力性满足要求。
一档传动比还应满足附着条件：
Ftmax?Ttqmaxig1i0?Tr?F? (4-9)
对于后轮驱动汽车，最大附着力有如下公式：
F??Fz2???G2??m2g? (4-10)
式中 m2——后轴质量，其值可从表中查取（汽车设计P21表1-6） 将式4-9代入4-10求得：
ig1?6.27,取ig1＝6.00
因此，变速器传动比范围是1～6.00，传动系最大传动比itmax＝26.8 4.2.2.3档位数确定
增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。
在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。在确定汽车最大和最小传动比之后，应该确定中间各档的传动比。实际上，汽车传动系各档传动比大体上是按照等比级数分配的。因此，各档传动比大致关系为：
ig1ig2?ig2ig3?...?q q为各档之间的公比
因此，各档的传动比为
ig1?qig2ig2?qig3ig3?qig4
……
若为5档变速器，且ig5=1，则各档传动比与q有如下关系：
ig4?qig5?q
ig3?qig4?q2ig2?q3ig1?q4或
q?4ig1当档位数为n时，有
q?n?1ig1暂定档位数为4，则
(4-11)
q?n?1ig1?36?1.817
但是档数选择要求：
1)为了减小换档难度，相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。
2)高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此，改为5档进行验算：
q?n?1ig1?46?1.56?1.8满足要求，确定档位数为5。 则
ig1?6.0ig2?q3?3.796?3.8ig3?q2?2.43ig4?q?1.56ig5?1,
,
,
,
4.2.2.4 中心距A