重卡十挡手动变速器设计

1第 1 章 绪论随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，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。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。1.1 汽车变速器概述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、爬破、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，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发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。1.1.1 汽车变速器的功用现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。变速器的功用是：（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；2（2）在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；（3）利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。1.1.2 汽车变速器的分类汽车变速器按传动比变化方式不同，可分为有级式、无级式和综合式三种。(1)有级式变速器应用最为广泛，它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系形式不同，有级式变速器又可分为有轴线固定式变速器和轴线旋转式变速器两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有 3-5 个前进挡和一个倒挡；在重型货车用的组合式变速器中，则有更多挡位。所谓变速器挡数，均指前进挡位数。(2)无级式变速器的传动比在一定的范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式两种。电力式变速器在传动系统中也有广泛采用的趋势，其边素传动部件为直流串励电动机。液力式变速器的传动部件是液力变矩器。(3)综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化，目前应用较多。1.2 双中间轴变速器概述双中间轴变速器是目前多级变速的一个重要的发展方向，是指在汽车的传动系统中的变速器部分有两个输出轴或叫中间轴，这样的变速器结构目的主要是为了缩短多挡定轴式变速器的轴向尺寸，以便于其在整车上的布置，同3时也是为了多挡时共用输入轴的主动齿轮，减少变速器零件，简化变速器结构和降低成本等。1.2.1 双中间轴变速器的原理采用双中间轴结构设计的变速器，每根中间轴和中间轴两端的轴承以及中间轴上的齿轮只承受二分之一的传动力，输入轴及主轴上每个齿轮的轮齿受力也只有传动力的二分之一。1.2.2 双中间轴变速器的特点对大吨位的重型汽车（输入扭矩在 800Nm 以上）来说，车辆需要变速器的承载能力大、挡位多，双中间轴变速器的优势在这里得到了有效发挥。双中间轴变速器的比较优势主要体现在以下几个方面：（1）双中间轴变速器在中心距、壳体长度两个重要设计参数上，明显优于单中间轴变速器。这两个设计参数决定了双中间轴变速器重量轻，轴向尺寸短，有利于减轻整车重量，提高承载能力，便于整车布置。（2）双中间轴变速器的速比范围明显大于单中间轴变速器，在发动机功率相同的情况下，将直接影响到整车的最大爬坡度和最高车速这两个重要性能指标。（3）由于双中间轴变速器比单中间轴变速器前进挡多 12 个挡位，所以各挡之间的速比级差明显小于单中间轴变速器，有利于提高整车的加速性，可以使发动机始终处于最佳工作状态，大大降低整车的燃油消耗和污染排放。（4）采用双中间轴结构设计的变速器，每根中间轴和中间轴两端的轴承以及中间轴上的齿轮只承受二分之一的力（与单中间轴相比） ，输入轴及主轴上每个齿轮的轮齿受力也只有二分之一（与单中间轴相比） 。4（5）由于采用了对称布置的双中间轴，中间轴上每个齿轮施加给输入轴齿轮和主轴齿轮的径向力大小相等而方向相反，正好相互抵消，因此，从结构上保证了双中间轴变速器在设计时能够减小中心距，从而使变速器的轴向尺寸变短、重量降低。（6）由于每个齿轮及轴承受力的减小，进一步延长了变速器使用寿命，提高了工作可靠性和性价比。近年来，以法士特为首自主研发的双中间轴变速器，均采用了细高齿有限元设计，齿部为非标准渐开线 K 形齿修形设计，主、副箱均配有高性能的双锥面同步器，使产品的可靠性及操控性有了提高。双中间轴变速器具有广泛的适用性，良好的整车匹配性。可以根据用户的使用爱好选择带同步器或不带同步器的产品；可匹配多种离合器壳体及离合器分离装置，能够适应整车选装普通推式离合器、免调节推式离合器、拉式离合器、单片离合器、双片离合器；还可以满足整车安装缓速器的需要。同时双中间轴变速器在设计时充分考虑了车辆多种功能的需要，取力形式多种多样，能够实现前取力、后下取力、后上取力、侧取力等，最大限度地满足了各行各业的特殊需求，广泛匹配载重车、自卸车、牵引车及各种专用车辆和特种车辆，为重型汽车的升级换代提供较好优化配置。1.2.3 汽车变速器国内外发展状况近年来，随着市场对产品创新性要求的增长和大吨位变速器需求比重持续上升，双中间轴变速器已成为引领市场需求的主导，备受国内外重型汽车厂家的青睐。据统计，今年前 4 个月，重卡市场累计生产整车 175559 辆，同比增长 65.7%；销售整车 159303 辆，同比增长 60.17%；产销量再创历史新高。前 4 个月，双中间轴重型变速器产销量双双突破 16 万台大关，同比增长高达 103.67%，市场5占有率已超过 85%。双中间轴变速器和单中间轴变速器是目前国际上使用最广泛的两种变速器，但在性能上各有优劣。欧洲等发达国家，由于路况较好、法规健全，重型汽车多选配单中间轴变速器。双中间轴变速器则广泛应用于美国、加拿大、澳大利亚这些使用超大功率、超长距离运输车辆的国家。在亚洲、非洲等许多发展中国家和不发达地区，受路况、超载等各种因素影响，重型汽车更多选择配套的也是双中间轴变速器。同时从这两种变速器产品在中国市场的应用情况看，双中间轴变速器更适合中国国情，已显示出了比较优势。法士特双中间轴变速器在国内市场超过 90 万台的保有量，充分说明了这一点。目前在国际上，重卡配装的手动重型变速器主要有两种结构，以德国采埃孚技术为代表的单中间轴结构和以美国伊顿技术为代表的双中间轴结构。上世纪 80 年代，法士特的前身陕西齿总厂和现綦江齿轮传动有限公司的前身綦江齿轮厂，分别引进了伊顿和采埃孚的重型变速器技术。其后，经过二十多年发展，法士特双中间轴变速器在重卡市场确立了领先地位，綦齿却逐渐淡出重卡市场，成为国内最大的大中型客车变速器生产企业。目前，具有自主知识产权和高技术含量双中间轴变速器已达到 20 多个系列、数百个品种。在 516 挡变速器领域实现了全方位覆盖，广泛匹配于输入扭矩5002600Nm、载重量 550 吨之间的各种车型。尤其是近年推出的 12 挡和16 挡两款重型变速器，代表了国内最新技术和成果。其中，部分自主创新产品在关键技术和核心技术上的创造性，填补了我国多挡位机械式重型变速器空白，打破了跨国公司构筑的知识产权壁垒，而且形成了规模发展的竞争优势。从双中间轴变速器在设计参数、性能、结构、使用方便性及价格等方面的比较优势中可以看出，在大吨位重型汽车（输入扭矩 800Nm 以上）上，双中间轴变速器更符合我国对汽车工业发展提出的具有高可靠性、低能源消耗、6低噪声和低排放污染的总体要求。1.3 课题设计意义随着社会的快速发展和人们生活水平的迅速提高，汽车作为一种必不可少的交通运输工具已走进千家万户。总之，汽车工业的发展水平直接代表着一个国家基础工业和国民经济的实力。中国未来 10 年，经济型汽车至少应翻一番。因此设计一种适合我国国情的经济型汽车的变速器具有十分重要的意义，而且也符合全球对环境保护的要求，低排放的经济型汽车肯定是未来汽车的主力。本设计的目的就是以我国现今发展情况探讨开发一种适合我国国情、满足家庭使用的中小型、经济实用、发动机前置前驱动或前置后驱的一种变速器。变速器是汽车最重要的系统之一，如果把作为动力源的发动机比作汽车的心脏，那么作为传递动力的变速器可谓汽车的动脉。汽车变速器作为汽车传递系中的一个主要总成。要求其结构简单，操纵轻便，体积小，重量轻，传递效率高，承载能力大，维修方便，使用可靠。由于机械传动变速器具备上述这些优点。所以，机械变速器一直是汽车上用得最普遍的变速器。变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。它的作用是：（1）在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如在高速路上车速应能达到 100km/h，而在市区内，车速常在 50km/h 左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。（2）实现倒车行驶7汽车发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。（3）实现空档当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换档，以达到变速变矩。1.4 课题设计内容和方案1.4.1 变速器设计应满足的基本要求对变速器如下基本要求.（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）设置倒档，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。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。81.4.2 课题设计内容课题要求对 9 档双中间轴变速器进行传动方案的设计,对主要零件轴、齿轮进行结构设计，对其他零件进行结构和选型设计。进行齿轮的设计:包括材料选择、参数计算、强度计算及校核；轴的设计：包括结构设计并作出轴的计算简图、强度校核；轴承的选用及其他零件的结构设计。1齿轮的设计齿轮的设计从两个方面来考虑：（1）按照齿面解除疲劳强度进行计算及核算：（2）按照齿根弯曲强度进行计算及核算。可算得齿轮的模数及分度圆直径，并对模数进行圆整，从而定出分度圆的具体直径。完成这些后，也是从这两方面入手对所设计的齿轮进行强度校核，最终得出合适且安全的直齿轮圆柱齿轮2轴的设计轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构主要取决于以下的因素：轴在机器中的安装位置及其形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴联接的方法；载荷的性质、大小、方向及其分布情况；轴的加工工艺等。3轴承的选用选用轴承时，首先是选择轴承的类型。由于该轴上的轴承所受载荷为径向载荷，轴的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差，轴承力可能发生弯曲或倾斜，所以选用调心滚子轴承。4其他零件的结构设计其他零件部件包括一些标准件（螺栓，螺母，弹性挡圈和油毡封圈等）和非标准件，如轴套，轴承端盖等，根据相关参考书的建议值和公式选取确定，然后进行强度校核。91.4.3 课题设计方案变速器设计是一个重要的课题，因此要充分利用现有参考文献，资料进行认识，不断的分析增进对变速器的了解。在对变速器有了较深的理解后开始对变速器的各个部分进行分步设计。（1）确定档数，这里选择 9 档。（2）选定车型，确定基本参数。（3）变速器主要参数的确定。其中包括轴数（4 轴） ，传动比范围，中心距A，外形尺寸，齿轮参数的确定（模数，压力角，螺旋角，齿轮宽度，齿轮变位系数，齿顶高系数） ，各档齿轮齿数的分配：1.确定一档齿轮齿数。2.对中心距 A 的修正。3.确定常啮合传动齿轮副的齿数。4.确定其他各挡的齿数。5.确定倒挡齿轮齿数。（4）轮齿强度的计算。（5）轴的强度计算。（6）组装配合。10第 2 章 九档变速器总体方案设计对本设计进行总体方案设计，即对变速器进行选型并对其相关结构和组成部分进行初步分析和设定，为后面的设计计算做准备。对总体方案进行设计，首先要确定的就是车型的选择，即使用九档双中间轴变速器的车型，其次要对变速器的传动机构布置和操纵机构型式进行分析和设定，为设计计算确定一个总体方案，从而在后面的设计计算中以此作为贯穿全文的主线，图有 2-1 中机构 2 所示为变速器。1-离合器 2-变速器 3-万向节 4-驱动桥 5-差速器 6-半轴 7-主减速器 8-传动轴图 2-1 卡车传动系统布置2.1 车型及基本参数的选择本文主要设计的是九档变速器，而九档变速器目前来说主要用于重卡及重型工程车，所以我们选择的车型应该为重型卡车。目前在国际上，重卡配装的手动重型变速器主要有两种结构，以德国采埃孚技术为代表的单中间轴结构和以美国伊顿技术为代表的双中间轴结构。根据绪论中对两种变速器优缺点的比较，我们知道双中间轴结构变速器拥有绝对的11优势，所以我们选择双中间轴式变速器。根据以上分析，我们选择解放 j6 重卡作为研究车型，对其变速器进行设计和分析，车型的基本数据如表 2-1 所示。表 2-1 车型基本数据产品型号 BJ1317VNPJJ-S5发动机型号 SC8DK280Q3驱动 84轴距 1800+4700+1350(mm)货厢尺寸 94502316800发动机功率(ps) 290A发动机排量（L)/转速(r/min) 8.8/2200最高车速 130km/h车身 ETX 高/平离合器 430车桥/速比 457/4.875车架 320(mm)轮胎 11.00R20额定载质量（T) 16.800(t)根据变速器设计所选择的汽车相关数据，我们可知发动机的基本参数如下表2-2所示。表2-2 发动机基本参数表项目 参数 项目 参数发动机型号 上柴 SC8DK280Q3 系列 SC8DK生产厂家 上柴 发动机形式 直喷，直列，六缸， 水冷，四冲程汽缸数 6 燃油种类 柴油汽缸排列形式 直列 排量 8.8L排放标准 欧 III 最大输出功率 290KW最大马力 280 马力 最大扭矩 1160Nm12最大扭矩转速 2200 全负荷最低燃油耗率 200g/kW.h发动机净重 700KG 发动机尺寸 1363*890*982mm压缩比 18：1 一米外噪音 98dB额定转速 2200RPM 汽缸行程 135mm汽缸缸径 114mm 每缸气门数 4进气形式 增压中冷 发动机喷油系统 共轨2.2 变速器的基本要求及型号设定2.2.1 变速器的基本要求作为汽车传动系中最主要的部件之一，变速器有如下基本要求：（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）设置倒档，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。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。2.2.2 变速器的型号设定根据表 2-2 中解放重卡发动机相关参数，我们可以知道发动机最大扭矩为1160Nm，我们选择发动机的名义输入扭矩为 119 Nm。目前，重型卡车和工程机车传动机构一般都采用机械式变速器作为调速机13构。机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用，所以，设计中我们选择变速器的类型为机械式变速器。由于双中间轴结构变速器得绝对的优势，我们选择双中间轴式变速器作为所设计的变速器。由于全同步器式变速器具有传动平稳，冲击小，噪声污染小等优点，符合变速器发展的要求和趋势，故设计中我们选择变速器为全同步器式变速器。综合以上所述，本设计选择的变速器为九档双中间轴全同步器式机械变速器2.3 变速器传动机构布置方案2.3.1 变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。对大吨位的重型汽车（输入扭矩在 800Nm 以上）来说，车辆需要变速器14的承载能力大、挡位多，双中间轴变速器的优势在这里得到了有效发挥。双中间轴变速器的比较优势主要体现在以下几个方面：（1）双中间轴变速器在中心距、壳体长度两个重要设计参数上，明显优于单中间轴变速器。这两个设计参数决定了双中间轴变速器重量轻，轴向尺寸短，有利于减轻整车重量，提高承载能力，便于整车布置。（2）双中间轴变速器的速比范围明显大于单中间轴变速器，在发动机功率相同的情况下，将直接影响到整车的最大爬坡度和最高车速这两个重要性能指标。（3）由于双中间轴变速器比单中间轴变速器前进挡多 12 个挡位，所以各挡之间的速比级差明显小于单中间轴变速器，有利于提高整车的加速性，可以使发动机始终处于最佳工作状态，大大降低整车的燃油消耗和污染排放。（4）采用双中间轴结构设计的变速器，每根中间轴和中间轴两端的轴承以及中间轴上的齿轮只承受二分之一的力（与单中间轴相比） ，输入轴及主轴上每个齿轮的轮齿受力也只有二分之一（与单中间轴相比） 。（5）由于采用了对称布置的双中间轴，中间轴上每个齿轮施加给输入轴齿轮和主轴齿轮的径向力大小相等而方向相反，正好相互抵消，因此，从结构上保证了双中间轴变速器在设计时能够减小中心距，从而使变速器的轴向尺寸变短、重量降低。（6）由于每个齿轮及轴承受力的减小，进一步延长了变速器使用寿命，提高了工作可靠性和性价比。对不同类型的汽车，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、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加15了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。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下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成本。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 重卡需要较大的转矩和较高的功率，而且其对变速器的尺寸要求较小。综上所述，解放 J6 重卡选择九档双中间轴全同步器式机械变速器作为调速机构。2.3.2 倒档布置方案常见的倒档布置方案如图2-2所示。图2-2b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图2-2c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图2-6d方案对2-2c的缺点做了修改；图2-2e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2-2f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。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2-2g 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。综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图 2-2f 所示方案。16图 2-2 倒档布置方案2.3.3 零部件结构方案分析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。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计全部选用斜齿轮。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度 （图 2-3）影响齿b轮强度。要求尺寸 应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在b轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸 ，在结构允许条C件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求：2)4.1(dC式中： 花键内径。2d为了减小质量，轮辐处厚度 应在满足强度条件下设计得薄些。图 2-7 中的尺寸 可取为花键内径的 1.251.40 倍。1D17图 2-3 变速器齿轮尺寸控制图齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在 m 范围内选用。要求40.8.aa，R齿轮制造精度不低于 7 级。2变速器轴变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。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，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。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中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与m，硬度不低于 5863HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大8.0aR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，并由螺栓固定。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18拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。3变速器轴承的选择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。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 由于本设计的变速器为三轴变速器，齿轮与轴不是固定连接，并且两者有相对运动，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承，齿轮与轴之间使用滚针轴承。2.4 变速器操纵机构布置方案2.4.1 变速器操纵机构概述根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求 9：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。1、直接操纵式手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并19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，已得到广泛应用。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，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。2、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若干传动件，换档手力经过这些转换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。3、电动自动换档变速器20 世纪 80 年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，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完成换档，这种变速器成为电动自动换档变速器。由于所设计的变速器为两轴变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换档变速器。2.4.2 典型的操纵机构及其锁定装置定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。1换档机构变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套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。因此，除一档、倒档外已很少使用。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，20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。使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。2防脱档设计互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：互锁式 转动钱口试操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。本次设计属于前置后轮驱动的重卡，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。212.5 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。汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这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（如两脚离合器） ，时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施22外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种：（1）将两接合齿的啮合位置错开。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约 13mm。使用中接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，用来阻止接合齿自动脱挡。（2）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，从而减少自动脱挡。（3）将接合齿的工作面加工成斜面，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。这种方案比较有效，应用较多。通过以上分析，我们可以看出使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，提高汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性等优点，所以本次设计九档变速器采用全同步器式变速器。23第 3 章 变速器主要参数的选取和计算3.1 档数的选择近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 45 个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个档。商用车变速器采用 45 个档或多档。载质量在 10t 的货车采用五档变速器，载质量在4.08.0t 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和越野汽车上。档数选择的要求：1、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。 解放 J6 重卡为载重 16.8t 的大型卡车，需要较大的传动扭矩和较高传动比，所以本次设计所选的变速器为 9 档变速器。3.2 传动比的计算3.2.1 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为 1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为 0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：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、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前重型卡车的传动比范围在 10 左右。解放 J6 重卡采用九档变速器，档位较多，考虑到其在平直高速路上有较高24车速的要求，我们采用一个超速档，七个高速档（包括一个直接档），一个低速档和一个倒档布置。3.2.2 变速器各档传动比的选取本文所设计的变速器为法士特 9JS119T 型减速器。通过查阅相关资料，我们可以得到法士特 9JS119T 具有三种类型，其各自参数如表 3-1表 3-3 所示。表 3-1 法士特 9JS119T-B（类型 2）参数项目 参数 项目 参数型号 9JS119A 系列 9JS119生产厂家 法士特 变速箱型号 法士特 9JS119B变速箱形式 手动 变速箱档位数 9 个变速箱油容量 12.5 升 变速箱重量 270KG倒档 1 传动比 11.52 9 档传动比 0.738 档传动比 1 7 档传动比 1.386 档传动比 1.95 5 档传动比 2.464 档传动比 3.36 3 档传动比 4.642 档传动比 6.55 1 档传动比 11.02换挡方式 手动 操纵形式双 H 操纵装置,可单,双杆操纵,左,右操纵或双向操纵25最大输入扭矩 1190NM 是否有同步器 是倒档档位数 1 前进档档位数 9根据上面的设计，我们选择表 3-1 法士特 9JS119T-A（类型 2）参数作为所设计变速器的参数，下面对各传动比进行计算校核。3.2.3 变速器各档传动比的计算校核1主减速器传动比的确定； MPa；0.6cK5106.2Emm；18.620101 hzAdmm；.542707h26mm17.452cos6nmKbN91.6s08.1cso231 dTFg 49.512cosin.5cos2insi 0.i.ii7222 drbz由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷 作为计算载荷，将以上数据代maxeT入（4-3 ）可得：MPa23.74)9.5104.36(17.450296418.0571 ，j2）齿轮 12 和齿轮 5 啮合已知： 3016gTNmm； ； ； =220mm； mm； ； 20A6nm0.6cKMPa；5106.Emm；1.30468722101hzdmm；.5505 hAmm17.42cosnmKbN8562cos0.36cos2312 dTFg 03.27cos2in8.15cos2insi .i4ii5212 rbz由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触27应力即可，将作用在变速器中间轴上的载荷 作为计算载荷，将以上数据代maxeT入（4-3 ）可得：MPa10.6)3.2750.61(17.450286.0512 ，j3）齿轮 15 和齿轮 16 啮合：已知： 306gTNmm； ； ； =220mm； mm； ； 20A6nm0.6cKMPa；5106.Emm；29.156842215015hzdmm；7.016016 hAmm1.452cosnmKbN8.74s09.16cos2315 dTFg 64.52cosin7.84cos2insi 9.0i.5ii162252 rbz由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第二轴上的载荷 作为计算载荷，将以上数据代maxeT入（4-3 ）可得：MPa78.26)4.5189.30(17.456281.05615 ，j4）齿轮 17 和齿轮 18 啮合：已知： 30gTNmm； ； ； =220mm； mm； ； 20A6nm0.6cK28MPa；5106.2Emm；29.1568420217017 hzAdmm；7.18018hmm1.452cosnmKbN18.742cs09.16sco2317dTFg 64.52cosin71.84cos2insi 9.0i.5ii18272 drbz由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器副箱中间轴上的载荷 作为计算载荷，将以上数maxeT据代入（4-3 ）可得：MPa78.26)4.5189.30(17.456281.05817 ，j（2）二、六档齿轮接触应力校核齿轮 11 和齿轮 4 啮合：已知： 3106gTNmm； ； ； =220mm； mm； ； 20A6nm0.6cKMPa；5106.Emm；35.26892101hzdmm；.170404 hAmm.452cosnmKb96.10035.216cos31 dTFgN2952.39cos20in65.187cos2insi .si3.sisi18222 drbz由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器中间轴上的载荷 作为计算载荷，将以上数据代maxeT入（4-3 ）可得：MPa65.1)2.390.51(17.45062918.041 ，j（3）三、七档齿轮校核齿轮 10 和齿轮 3 啮合：已知： 106gTNmm； ； ； =220mm； mm； ； 20A6nm0.6cKMPa；5106.Emm；53.216821010hzdmm；47.404 hAmm1.52cosnmKbN31.2470cos03.16cso2310 dTFg 05.42cosin47.6cos2insi 8.i5.ii182202 drbz由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器中间轴上的载荷 作为计算载荷，将以上数据代maxeT30入（4-3 ）可得：MPa16.74)05.48.21(17.450623018. 5410 ，j（4）五、九档齿轮的校核齿轮 9 和齿轮 2 啮合：已知： 3106gTNmm； ； ； =220mm； mm； ； 20A6nm0.6cKMPa；5106.Emm；18.296452909hzdmm；.3002 hAmm17.452cosnmKbN81.942cos08.916cso239 dTFg 60.29cos2in8.14cos2insi .57i.ii 222 drbz由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器中间轴上的载荷 作为计算载荷，将以上数据代maxeT入（4-3 ）可得：MPa91.60).29.571(1.45062891.029 ，j（5）倒档齿轮的校核1）齿轮 13 和齿轮 14 啮合：已知： 3106gT