车辆工程专业课程设计-变速箱设计说明书(2)

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。

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、燃油经济和行使安全性。因此，本设计在所以挡位中均采用同步起换挡。又因为是重型车，所以抵挡用锁销式同步器。装有锁销式同步器不仅使齿轮的结构形式合理，而且还可在摩擦锥面产生较大的的摩擦力矩，缩短了同步时间。

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在多级变速箱换挡机构设计时，采用拔叉拔动滑移齿轮，直接进行“硬”啮合，实践中，啮合齿之间有一定的冲击，产生啮合噪声，而且强大的冲击力必然降低啮合齿轮的强度，尤其在传递功率和扭矩较大时，常常使啮合齿折断，极大的损耗了变速箱的使用寿命。

在研究重型汽车变速箱机构时，我们发现，由于采用了同步器，不仅换挡灵活，换挡时不必“停车”，而且，在换挡过程中，换挡机构基本无冲击，噪声小，操纵灵活，传动可靠，成功的解决了换挡机构的啮合噪声和冲击问题。

受其启发，在设计变速箱的换挡机构时，引入同步器后，除了降低换挡噪声外，还获得了极佳的操纵感。

同步器有常压式，惯性式和自行增力式等种类。那么，同步器是如何实现无冲击换挡的呢？我们首先要弄清其工作原理。

一、同步器原理

在箱体换挡机构设计中，我们考虑最多的是这几个问题。1、如何实现运行中的动啮合？2、如何减小换挡时的冲击？3、该设计对换挡齿轮的寿命影响尽量小？同步器就是为解决这些问题而诞生的。

同步器主要分为五部份：1、同步滑套；2、同步齿座；3、锁块；4、同步环； 5、同步锥毂。

同步齿座固定在轴上，同步滑套与同步齿座通过内齿啮合，当拨动同步滑套时，同步滑套通过锁块推动同步环移动，使其锥面与同步锥毂的锥面先行摩擦，依靠摩擦力带动同步器的旋转，在同步滑套与同步锥毂相对速度约为零的情况下，同步滑套内齿与同步锥毂的外齿相啮合，从而通过同步滑套带动同步齿座旋转，使动力传递到中间轴，达到换挡的目的。

二、同步器结构设计

根据同步器的原理分析，可以得到同步器的大致结构。

下图是我这次设计变速器时用的锁销式同步器。

由于是重型自卸车，所以选用锁销式同步器。装有锁销式同步器不仅使齿轮的结构形式合理，而且还可在摩擦锥面产生较大的的摩擦力矩，缩短了同步时间。

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图2-3锁销式同步器

三、直接齿轮啮合换挡换挡机构的比较

在换挡机构中采用同步器后，与直接齿轮啮合换挡换挡机构相比较，具有以下优点：

1、随时换挡，不用停车；2、减小了换挡冲击噪声；3、提高了传动平稳性；4、增强了换挡可靠性；5、降低了事故率；6、延长了变速箱使用寿命。

实践证明，采用同步器换挡机构后，换挡时感觉极佳，是机械式变速箱换挡机构的最佳选择。

§2.2.3变速器轴承

以往，变速器轴的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承。近年来，变速器的设计趋势是增大其传动功率与质量之比，并要求它有更大的容量和更好的性能，而上述轴承型式已渐渐不能满足对变速器可靠性和寿命提出的要求故使用圆锥滚子轴承的增多。因此，我在次设计中对于中间轴支承使用了圆锥滚子轴承。其主要优点有：它的直径较小，宽度较大，因而容量大可承受高负荷；锥体、外圈和滚子间基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，滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴承和齿轮的刚度，降低齿轮噪声，减少自动脱挡的可能并大幅度提高其寿命。第一轴及第二轴用深沟球轴承，因为它主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷。高速时能承受纯轴向载荷，大量生产，价格最低，经济性很好。在第二轴与齿轮连接时用滚针轴承，因为它与其他轴承比较时，外径最小，工作时允许轴向错动，符合轴与齿轮的配合。

依据润滑剂供给轴承时的外现状将润滑方式分为脂，油两大类润滑方式，

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并进一步将润滑润滑分为油浴润滑，连续油流润滑，断续油流润滑，滴油润滑，弥散微滴与油雾润油五种类型。对各种润滑方式的性能特点进行了分析，并对技术经济指示进行了综合评价，从而给出了滚动轴承清还骨方式的选择原则 进口轴承的润滑方法大致分为脂润滑和油润滑两种。为了充分发挥进口轴承的功能，重要的是根据使用调减和使用目的，采用合适与正确的润滑方法。油润滑在高速、高温的条件下，脂润滑已不适应时可采用油润滑。通过润滑油的循环，可以带走大量热量。粘度是润滑油的重要特性，粘度的大小直接影响润滑油的流动性及摩擦面间形成的油膜厚度，轴承工作温度下润滑油的粘度一般是12-15cst。转速愈高应选较低的粘度，负荷愈重应选较高的粘度。常用的润滑油有机械油、高速机械油、汽轮机油、压缩机油、变压器油、气缸油等 。

第三章 变速器主要参数的选择

§3.1 传动比的选择

§3.1.1 确定主减速器传动比

ua≈0.377rn

igi0 （3-1）

式中：ua--汽车最高行驶速度，ua=110； n--发动机转速，n=2200； r--车轮半径，r=0.61mm（14×2﹢20）×25.4÷2＝0.61；

ig--变速器器传动比，因为对于有超速档的汽车，直接档的车速最高，此时的变速器传动比等于0.8；

i0为主减速器传动比。

将各值代入上式可得：i0=6.13。

§3.1.2 传动比的范围

变速器的传动比范围是指变速器最抵挡传动比与最高挡传动比的比值.

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传动比范围的确定于选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件（如要求的汽车的爬破能力）等因素有关。

一、根据最大爬破度确定一挡传动比

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 Fkmax>Ff+Fimax （3-2）

式中：Fkmax——最大驱动力；

Ff——滚动阻力；

Fimax——最大上坡阻力。 ig1＝G(fcosamax﹢sinaamax)r （3-3） TtqmaxioηT

当a不大时，cosa≈1，sina≈i。代入上式

式中；Ttqmax——发动机最大扭矩，Ttqmax=1125；

ig1——变速器一挡传动比；

io——主传动器传动比=6.13；

η——汽车传动系数总效率=95%；

m——汽车总质量15.5t；

g——重力加速度9.8；

——道路最大阻力系数0.4；

r——驱动轮滚动半径0.61m；

f——滚动阻力系数0.02-0.05；

——道路最大上坡角30%.

将各值代入上式可得：ig1≥4.81

二、根据驱动轮与地面附着系数

Ttqmaxigi0ηT≤G2 r （3-4）

G2—满载时驱动桥给地面的质量为15500×0.75kg

—路面附着系数

将各值代入上式可得：ig1≤5.83

可以根据等比关系求出各档的传动比。

但是实际传动比与理论值略有出入。原因主要是1）传动系只能够齿轮

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必须是整数，配齿后计算值与理论值有误。2）换挡过程中车速有所降低，换挡车速越高，换挡过程车速下降得越 …… 此处隐藏：2336字，全部文档内容请下载后查看。喜欢就下载吧 ……