現(xiàn)代汽車構(gòu)造 3 機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)1 學(xué)習(xí)課件

第三章機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)第一節(jié)概述一、變速器的功用和組成1、變速器的功用：改變傳動(dòng)比，擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速范圍，以適應(yīng)各種行駛工況，使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況工作。實(shí)現(xiàn)倒車；利用空檔，中斷動(dòng)力傳遞。動(dòng)力輸出2、變速器的組成：變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)：改變傳動(dòng)比、轉(zhuǎn)矩、旋轉(zhuǎn)方向。變速操縱機(jī)構(gòu)：實(shí)現(xiàn)換擋。變速器的變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)2.1普通齒輪式變速器

一般將軸線固定的有級(jí)變速器稱為普通齒輪式變速器。三軸變速器：輸入軸、中間軸、輸出軸

輸入軸動(dòng)力——輸入軸齒輪/中間軸齒輪——輸出軸齒輪——輸出軸動(dòng)力兩軸變速器：輸入軸、輸出軸

輸入軸動(dòng)力——輸入軸齒輪/輸出軸齒輪——輸出軸動(dòng)力2.2組合式變速器

以1~2種變速器為主體，通過更換齒輪副或者配備不同的副變速器，得到一組不同檔數(shù)不同傳動(dòng)比范圍的變速器系列。按傳動(dòng)比的變化范圍：

有級(jí)式變速器：應(yīng)用最廣泛，由若干個(gè)固定的傳動(dòng)比無級(jí)式變速器：傳動(dòng)比在一定的范圍內(nèi)可以連續(xù)變化。綜合式變速器：由液力變矩器和齒輪式有級(jí)變速器組成按操縱方式分類：強(qiáng)制操縱式：駕駛員直接操縱變速桿換檔。自動(dòng)操縱式：換檔與傳動(dòng)比的選擇是自動(dòng)進(jìn)行的。半自動(dòng)操縱式：固定式：幾個(gè)自動(dòng)檔位，其余司機(jī)操縱預(yù)選式：先選取檔位，換檔過程自動(dòng)。3、變速器的類型：（機(jī)械式）變速器的基本設(shè)計(jì)要求：1）保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸。3）設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛。4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置。5）換擋迅速、省力、方便。6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應(yīng)有高的工作效率。8）變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。汽車速度（單位：千米/小時(shí)）汽車驅(qū)動(dòng)力單位：牛頓1檔2檔3檔4檔滾動(dòng)阻力+空氣阻力第二節(jié)變速器工作原理與結(jié)構(gòu)分析一、變速器工作原理1）不同齒數(shù)的齒輪對(duì)相嚙合,改變傳動(dòng)系傳動(dòng)比,實(shí)現(xiàn)變矩變速;2）增加齒輪傳動(dòng)對(duì)數(shù)實(shí)現(xiàn)倒擋;3）常見的換檔方式滑動(dòng)齒輪換檔接合套換檔同步器換檔滑動(dòng)齒輪換檔接合套換檔同步器換檔二、變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)普通齒輪式變速器即軸線固定式變速器。組成：變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、變速操縱機(jī)構(gòu)、變速器殼體。按照工作軸的數(shù)量分為：兩軸式變速器、三軸式變速器和多中間軸變速器，此外還有組合變速器。1.兩軸式變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)輸入軸動(dòng)力-----輸入軸齒輪/輸出軸齒輪-----輸出軸動(dòng)力兩軸式變速器的特點(diǎn)在汽車傳動(dòng)系中，對(duì)于采用發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)或發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車，由于受總體布置的影響，一般都采用二軸式變速器。

(1)結(jié)構(gòu)分析

1)兩軸式變速器前進(jìn)擋從輸入軸到輸出軸只有一對(duì)齒輪嚙合傳遞動(dòng)力；倒擋傳遞路線中也只有一個(gè)中間齒輪，因而機(jī)械傳動(dòng)效率高，噪聲小。

2)兩軸式變速器沒有直接擋，因而最高擋的機(jī)械效率比直接擋略低，一擋速比不可能設(shè)計(jì)得很大。

3)前進(jìn)擋都采用常嚙合斜齒輪，傳動(dòng)平穩(wěn)；由同步器換擋。

4)同步器既可裝在輸入軸上，也可裝在輸出軸上，整體結(jié)構(gòu)緊湊。

兩軸式變速器的特點(diǎn)圖3-1為發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)轎車的兩軸式變速器傳動(dòng)方案。其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體；多數(shù)方案倒擋傳動(dòng)常用滑動(dòng)齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；一檔二檔換擋機(jī)構(gòu)多在輸出軸上，因?yàn)橹鲃?dòng)齒輪直徑小，高檔可在輸入軸上。

圖3-1f中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換擋；圖3-1d所示方案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。其特點(diǎn)是：高擋同步器布置在輸入軸上，而低擋同步器布置在輸出軸上。為提高軸的剛度，增加了中間支承。高擋布置在靠近軸的支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小，齒輪保持較好的嚙合狀態(tài)，能提高齒輪壽命。圖3-8發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)兩軸式變速器結(jié)構(gòu)圖

發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)兩軸式變速器機(jī)械式變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)，包括傳遞動(dòng)力時(shí)處于工作狀態(tài)的齒輪對(duì)數(shù)、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤(rùn)滑系統(tǒng)的有效性（油面高度、溫度、定期換潤(rùn)滑油、動(dòng)力總成的傾斜）、齒輪和殼體等零件的制造精度、裝配誤差等。

傳動(dòng)效率其特點(diǎn)是：前進(jìn)檔高擋全部采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，換擋機(jī)構(gòu)全部為同步器，并裝在輸出軸上，同步器布置在輸出軸上；高擋常嚙合齒輪布置在附加變速器殼體內(nèi)承懸臂狀輸入輸出的軸上。采用圓柱齒輪，成本低。圖3-9發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)兩軸式五擋變速器結(jié)構(gòu)圖

發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)兩軸式變速器三軸五檔位變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖2、三軸變速器的結(jié)構(gòu)和工作原理球軸承中心孔二軸滾針軸承滾子軸承圓錐滾子軸承滾子軸承1）軸的支承a.傳動(dòng)鏈：輸入軸動(dòng)力——輸入軸齒輪/中間軸齒輪——中間軸齒輪/輸出軸齒輪——輸出軸動(dòng)力。并通過改變不同中間軸齒輪/輸出軸齒輪嚙合，實(shí)現(xiàn)不同的檔位。b.支撐方式：采用圓柱滾子軸承、滾針軸承、向心球軸承作為支撐。滾針軸承具有可承受較大的徑向剛度大；徑向尺寸小，可以不安裝內(nèi)圈和外圈，因此便于安裝在狹小空間內(nèi)。c.操縱方式：通過各檔撥叉，推動(dòng)同步器（或者接合套）實(shí)現(xiàn)換檔操作。d.潤(rùn)滑方式與密封：變速箱殼體內(nèi)注入齒輪油，采用飛濺方式潤(rùn)滑齒輪副、軸、軸承等，同時(shí)也通過在齒輪上鉆徑向孔，或者在齒輪輪轂上開徑向油槽的方式，來潤(rùn)滑所在部位的軸承；變速器的潤(rùn)滑油應(yīng)避免流入到前端的離合器和后端的萬向節(jié)。

2）傳動(dòng)鏈、支撐方式、操縱方式、潤(rùn)滑方式和密封3）換檔原理解放CA1040系列輕型載貨汽車變速器傳動(dòng)示意圖4）三軸變速器各檔位傳動(dòng)比的計(jì)算圖13-2中1檔傳動(dòng)比：I1=(Z33/Z2)×(Z17/Z29)=(38/21)×(40/13)=5.568直接檔傳動(dòng)比：為1。倒檔傳動(dòng)比：IR=(Z33/Z2)×(Z28/Z25)×(Z22/Z28)=5.0115）中間軸式變速器的特點(diǎn)中間軸式變速器傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)是：(1)設(shè)有直接擋；(2)一擋有較大的傳動(dòng)比；(3)擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；(4)除一擋以外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋；(5)除直接擋以外，其他擋位工作時(shí)的傳動(dòng)效率略低。區(qū)別為：圖3-2a、b所示方案有四對(duì)常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋；圖3-2c所示傳動(dòng)方案的二、三、四擋用常嚙合齒輪傳動(dòng)，而一、倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋。

中間軸式四擋變速器傳動(dòng)方案示例中間軸式五擋變速器的特點(diǎn)圖3-3a所示方案，除一、倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖3-3b、c、d所示方案的各前進(jìn)擋，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖3-3d所示方案中的倒擋和超速擋安裝在副箱體內(nèi)，可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲。中間軸式六擋變速器傳動(dòng)方案圖3-4a所示方案中的一擋、倒擋和圖3-4b所示方案中的倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋，其余各擋均勻常嚙合齒輪。常嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。倒擋布置方案

圖3-5為常見的倒擋布置方案。圖3-5b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖3-5c方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖3-5d方案對(duì)3-5c的缺點(diǎn)做了修改。圖3-5e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖3-5f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。圖3-5倒擋布置方案為了縮短變速器軸向長(zhǎng)度，倒擋傳動(dòng)采用圖3-5g所示方案。缺點(diǎn)是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。變速器的多支承方案與短第二軸多支承方案增加了二軸和中間軸的剛度；短二軸可將常嚙合齒輪后置于中間軸與二軸之間，使得各檔齒輪承受的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩未經(jīng)常嚙合齒輪放大，除常嚙合齒輪較大外，其它各檔齒輪可設(shè)計(jì)的小巧緊湊；同時(shí)低檔同步器安放在中間軸上，同步慣量小，利于換擋；一軸右端軸承放在大齒輪內(nèi)腔，便于承受大的容量。雙中間軸變速器使用要求使用注意事項(xiàng)動(dòng)力傳遞路線特點(diǎn)：同樣轉(zhuǎn)矩時(shí)齒輪寬度和重量減少40%和20%，變速器整體質(zhì)量和軸向尺寸也減少很多，所以質(zhì)量輕、軸向長(zhǎng)度短、承載能力大、保養(yǎng)費(fèi)用低。為使兩中間軸承受載荷均勻，一種辦法靠精度保證，二是將二軸置于彈性支撐上，允許徑向有微量的位移，二軸是空心花鍵軸，軸的兩端空內(nèi)由懸臂的彈性桿支撐。另一種雙軸變速器一檔二檔三檔四檔五檔六檔雖然也采用雙中間軸，但是中間軸所起的作用不一樣。該中間軸不是同時(shí)用來傳遞轉(zhuǎn)矩，而是在某一時(shí)間內(nèi)，僅有一根中間軸起作用。其目的是縮短變速器的軸向尺寸，將換擋機(jī)構(gòu)軸向尺寸分散到兩個(gè)中間軸和二軸上。特點(diǎn)：軸向尺寸小，軸的支承跨度和軸的變形小，改善齒輪的嚙合狀況，降低噪聲，提高齒輪壽命。保證軸的一定剛度條件下可以將軸做的細(xì)些，可減小軸的徑向尺寸，進(jìn)而減小變速器中心距。二軸無需浮動(dòng)，徑向力不能消除。3、組合變速器重型汽車使用工況復(fù)雜，若只用5-6個(gè)檔位，相鄰傳動(dòng)比大，換擋困難；柴油機(jī)轉(zhuǎn)矩變化平緩，隨轉(zhuǎn)速增高，最大轉(zhuǎn)矩點(diǎn)向高速范圍移動(dòng)，柴油機(jī)適用性變壞。為提高汽車加速性、換擋輕便性和發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用，滿足重型車品種多、批量小的要求，同時(shí)不致使變速器結(jié)構(gòu)太復(fù)雜，可以采用組合變速器，7-10檔，少數(shù)12檔，也有16檔和20檔。組合變速器采用幾種四檔或五檔變速器為主體，在其前、后或前后配置不同的副變速器，在必要時(shí)還可以設(shè)置最低速檔和超速檔。前置副變速器常做成具有超速檔的傳動(dòng)形式，由一對(duì)齒輪和換擋部件組成。結(jié)構(gòu)緊湊，易于變型，動(dòng)力經(jīng)該對(duì)齒輪時(shí)，主變速器各檔獲得相應(yīng)的超速檔。組合后的變速器每檔有兩對(duì)齒輪傳動(dòng)，效率不變。適用于需要提高車速，牽引力不大的重型車上。傳動(dòng)比可為：iF=1/s，iF=s，當(dāng)取s時(shí)，主變速器要有較大的中心距。取s時(shí)，不能太大。后置副變速器的i較大，主變速器的重量和尺寸可小，副變速器可以是兩對(duì)齒輪或一組行星齒輪組成。前者結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、后者緊湊、重量輕且能得到大的傳動(dòng)比。當(dāng)副變速器的傳動(dòng)比不大時(shí)，置于前后皆可，可根據(jù)布置確定。后置副變速器使得汽車獲得一組低檔，其傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)與主變速器的搭配選取，組合后的傳動(dòng)比范圍也與搭配方式有關(guān)。分段式可使傳動(dòng)比增大到12-13或更高，而插入式則擴(kuò)大不多。低檔傳動(dòng)效率低。前副變速器傳動(dòng)比小，后置副變速器傳動(dòng)比大。傳動(dòng)比的搭配方式-插入式（功率在85-200Kw）：主變速器傳動(dòng)間隔比較大1-s2-s4-s6，副變速器傳動(dòng)比間隔較小1-1/s或1-s時(shí)，可以采用。獲得的傳動(dòng)比序列為1/s-1-s-s2-s3-s4-s5-s6，或1-s-s2-s3-s4-s5-s6-s7傳動(dòng)比的搭配方式-分段式：功率200Kw以上的用主變速器傳動(dòng)比間隔較小1-s-s2-s3-s4，副變速器傳動(dòng)比間隔很大1-s5時(shí)，可以采用。獲得大傳動(dòng)比序列為1-s-s2-s3-s4-s5-s6-s7-s8-s9四、零、部件結(jié)構(gòu)方案分析

1．齒輪形式

齒輪形式：直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪

兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、工作時(shí)噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。2．換擋機(jī)構(gòu)形式變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。

采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一擋、倒擋外已很少使用。常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會(huì)過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。但結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大。

利用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程小。3．防止自動(dòng)脫擋的措施

自動(dòng)脫擋是變速器的主要故障之一，一般采取下面的措施越程結(jié)合或錯(cuò)位接合

掛檔方向傳動(dòng)方向結(jié)合齒圈結(jié)合套齒花鍵轂跳檔方向切薄齒式斜面齒式結(jié)合齒圈結(jié)合套齒花鍵轂結(jié)合齒圈傳動(dòng)方向跳檔方向掛擋方向4．變速器軸承

變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。

第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。軸的支承滾動(dòng)軸承中心孔二軸支承滾動(dòng)軸承滾動(dòng)軸承滾動(dòng)軸承第三節(jié)變速器主要參數(shù)的選擇一、檔數(shù)增加變速器的擋數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。在最低擋傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的擋數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動(dòng)比比值減小，使換擋工作容易進(jìn)行。擋數(shù)選擇的要求：相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。目前，轎車一般用4～5個(gè)擋位變速器，貨車變速器采用4～5個(gè)擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車，有8-12擋，多的16擋，甚至20擋。

傳動(dòng)比范圍

變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低擋傳動(dòng)比與最高擋傳動(dòng)傳動(dòng)比的比值。傳動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3～4.5之間，總質(zhì)量小些的商用車在5～8之間，其它商用車則更大，可達(dá)13.63，11.64。確定最高擋：超速擋：傳動(dòng)比在0.7-0.8，有的還設(shè)置兩個(gè)超速擋直接擋：傳動(dòng)比1傳動(dòng)比范圍——貨車

所要求的汽車最大爬坡度驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著力傳動(dòng)比范圍

對(duì)于越野汽車，最低擋也應(yīng)滿足汽車的最低穩(wěn)定車速vamin的要求，即滿足中間擋位傳動(dòng)比1、中間檔的傳動(dòng)比一般按照幾何級(jí)數(shù)排列，其公比為：式中，i1—發(fā)動(dòng)機(jī)最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速時(shí)傳動(dòng)比，

in—變速器直接檔傳動(dòng)比。主要原因是：換擋時(shí)無沖擊；能夠充分利用發(fā)動(dòng)機(jī)的功率，提高動(dòng)力性；如有5個(gè)檔位，，那么有公比q小于1.7-1.8。一檔起步，轉(zhuǎn)速變化到n2，車速則到達(dá)ua1，這時(shí)需要換2檔，換完檔發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速降至n1，換擋中設(shè)車速?zèng)]有降低，有ua2=ua1。nuan1n2四檔三檔二檔一檔可得同理，二檔發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速上升到n2時(shí)換擋，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速降到n’，才能無沖擊接合離合器，有又因?yàn)檫@里各檔傳動(dòng)比是等比級(jí)數(shù)，每次發(fā)動(dòng)機(jī)提高到轉(zhuǎn)速n2換擋，發(fā)動(dòng)機(jī)只要降到同一低轉(zhuǎn)速n1，離合器就能在接合時(shí)沒有沖擊。駕駛員起步加速操作方便nminnmaxPn1nmaxn1nmaxn1’n1’’2、高擋位利用率高，因此高檔區(qū)相鄰檔位傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值小。有二、中心距A

對(duì)中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個(gè)基本參數(shù)，對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定。初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算按照輸出轉(zhuǎn)矩式中，KA為中心距系數(shù)，乘用車：KA=8.9～9.3，商用車：KA=8.6～9.6，多擋變速器：KA=9.5～11.0。乘用車變速器的中心距在60～80mm范圍內(nèi)變化，而商用車的變速器中心距在80～170mm范圍內(nèi)變化。3、外形尺寸

轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，可參考下列數(shù)據(jù)選用：四擋（2.2～2.7）A

五擋（2.7～3.0）A

六擋（3.2～3.5）A

當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，應(yīng)取給出范圍的上限。4、齒輪參數(shù)

機(jī)械式變速器一般采用圓柱齒輪，其主要參數(shù)包括：模數(shù)、齒數(shù)壓力角螺旋角模數(shù)的選取

齒輪模數(shù)選取的一般原則：

1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；

2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；

3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；

4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。

對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。壓力角α

壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。

對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。螺旋角β

齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。選擇較小的螺旋角——抗彎強(qiáng)度提高選用較大的螺旋角——接觸強(qiáng)度提高

斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。須滿足下述條件：

Fa1=Fn1tanβ1

Fa2=Fn2tanβ2

由于T=Fn1r1=Fn2r2

，為使兩軸向力平衡，必須滿足

式中，F(xiàn)a1、Fa2軸向力；

Fn1、Fn2圓周力；

r1、r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；

T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。

圖3-17中間軸軸向力的平衡

軸向力齒寬b齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來選定齒寬b：直齒：b=Kcm，Kc為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0

斜齒：b=Kcmn，Kc取為6.0～

8.5

嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為（2～4）mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)Kc可取大些，使接觸線長(zhǎng)度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。對(duì)于模數(shù)相同的齒輪，擋位低的齒輪齒寬系數(shù)取得大。齒輪變位系數(shù)采用變位齒輪的原因：1）配湊中心距；2）提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；3）降低齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。齒輪變位系數(shù)的選擇原則

變位系數(shù)的選擇原則：1）對(duì)于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對(duì)于低擋齒輪，為減小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值。齒頂高系數(shù)一般齒輪的齒頂高系數(shù)1．0現(xiàn)代乘用車多采用齒頂高系數(shù)大于1的細(xì)高齒，增大重合度，顯著改善強(qiáng)度、噪聲、動(dòng)載荷和振動(dòng)等方而均比正常齒高的齒輪有,但存在相對(duì)滑動(dòng)速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖。雙中間軸變速器齒輪采用直齒，按照一般的情況，齒輪重合度1.3-1.5，所以會(huì)引起較大的噪聲。但是直齒又不像斜齒輪那樣，可以增加大螺旋角來增加重合度?？梢赃m當(dāng)增加齒高、減小壓力角和模數(shù)來增加重合度。由于模數(shù)、壓力角等參數(shù)的變小，單個(gè)輪齒的承載能力降低了；但在傳遞相同載荷的情況下，由于同時(shí)參與嚙合的輪齒數(shù)增加了，因此單個(gè)輪齒承受的載荷又變小了。這就有必要對(duì)細(xì)高齒的受力情況進(jìn)行研究，努力地使設(shè)計(jì)在上述兩個(gè)方面尋找到最佳的平衡點(diǎn)。5、各擋齒輪齒數(shù)的分配

在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。以圖示四擋變速器為例，說明分配齒數(shù)的方法。1)．確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動(dòng)比

（3-1）

如果z7和z8的齒數(shù)確定了，則z2與z1的傳動(dòng)比可求出。為了求z7、z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和zh

（3-2）計(jì)算后取zh為整數(shù)，然后進(jìn)行大、小齒輪齒數(shù)的分配。明確幾點(diǎn)：1)盡可能使各檔齒輪的齒數(shù)比不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。2)在第一擋傳動(dòng)比已定的情況下，第一軸常嚙合齒輪的z2/z1的傳動(dòng)比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證有足夠的厚度。3)考慮到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。4)傳動(dòng)比的確定要中間軸上小齒輪Z8的最少齒數(shù)，還受中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。轎車中間軸式變速器一擋齒輪齒數(shù)z8可在15～17之間選??；貨車z8可在12～17之間選取。一擋大齒輪齒數(shù)用z7=zh-z8計(jì)算求得。2）．對(duì)中心距A進(jìn)行修正

因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的zh和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。3）．確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)

由式（3-1）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比

（3-3）

常嚙合傳動(dòng)齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即

（3-4）

解上述方程式（3-3）和式（3-4）求z1與z2，求出的z1、z2都應(yīng)取整數(shù)；然后核算一擋傳動(dòng)比與原傳動(dòng)比相差多少，如相差較大，只要調(diào)整一下齒數(shù)即可；最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3-4）算出精確的螺旋角值。4）．確定其它各擋的齒數(shù)

若二擋齒輪是直齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同時(shí)，則得

（3-5）

（3-6）解兩方程式求出z5、z6。用取整數(shù)后的z5、z6計(jì)算中心距，若與中心距A有偏差，通過齒輪變位來調(diào)整。

二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合輪的不同時(shí)，由式（3-5）得

（3-7）

（3-8）此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式（3-9）

5）．確定倒擋齒輪齒數(shù)圖3-18所示的倒擋齒輪z10的齒數(shù)，一般在21～23之間，初選z10后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距A’為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應(yīng)保持0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑De9應(yīng)為 （3-10）

根據(jù)求得的De9

，再選擇適當(dāng)?shù)凝X數(shù)及采用變位齒輪，使齒頂圓De9符合式（3-10）。最后計(jì)算倒擋軸與第二軸的中心距。

變速器齒輪的失效形式

齒輪變速器齒輪失效形式：輪齒折斷，齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動(dòng)換檔齒輪端部破壞、齒面膠合。輪齒折斷的情況：當(dāng)齒輪受到足夠大的載荷作用，其根部的彎曲應(yīng)力超過材料的許用應(yīng)力時(shí)，輪齒就會(huì)斷裂。疲勞斷裂：由于在重復(fù)載荷作用下使齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫而逐漸擴(kuò)展到一定深度后產(chǎn)生的折斷變速器低檔小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少、齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）：齒輪工作時(shí)，一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這使存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。

齒面點(diǎn)蝕是常用的高檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。6、變速器軸變速器在工作中承受轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和軸向力引起的彎矩，剛度不足會(huì)引起彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和壽命。變速器軸的最大直徑可用下式確定：三軸變速器第二軸可這樣初選一軸花鍵部分直徑可這樣初選初選后的軸徑再根據(jù)變速器布置、國(guó)標(biāo)及其剛度、強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正變速器的撓度與轉(zhuǎn)角：水平撓度許應(yīng)值：0.10-0.15mm；垂直撓度許應(yīng)值：0.05-0.10mm；斷面轉(zhuǎn)角在0.002rad內(nèi)；合成撓度在0.02mm內(nèi)。汽車傳動(dòng)系參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)的研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢(shì)目前國(guó)內(nèi)圍繞汽車傳動(dòng)系參數(shù)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化，主要在以下幾個(gè)方面展開工作：①汽車傳動(dòng)系參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)評(píng)價(jià)指標(biāo)的研究；②汽車傳動(dòng)系各部分?jǐn)?shù)學(xué)模型的研究，特別是傳動(dòng)系各部分在非穩(wěn)定工況下模型的研究；③按給定工況模式的模擬研究；④按實(shí)際路況隨機(jī)模擬的研究；⑤傳動(dòng)系參數(shù)優(yōu)化模型的研究；⑥模擬程序的開發(fā)和研究。1、評(píng)價(jià)指標(biāo)研究現(xiàn)狀

對(duì)傳動(dòng)系的參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，首要任務(wù)是確定與傳動(dòng)系匹配的評(píng)價(jià)指標(biāo)。最初，汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)是分開評(píng)價(jià)的，后來采用汽車動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性的加權(quán)值作為評(píng)價(jià)指標(biāo)；90年代中后期以來，隨著對(duì)汽車排放研究的深入，有學(xué)者在傳動(dòng)系優(yōu)化匹配中引入了對(duì)排放的考慮。這是基于發(fā)動(dòng)機(jī)的最佳燃油經(jīng)濟(jì)區(qū)與發(fā)動(dòng)機(jī)的最佳排放區(qū)并不重合，故采用動(dòng)力性指標(biāo)、經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)和多工況循環(huán)實(shí)驗(yàn)的排放性指標(biāo)三者的加權(quán)值作為傳動(dòng)系匹配的最終評(píng)價(jià)指標(biāo)。動(dòng)力性指標(biāo)：取汽車原地起步連續(xù)換檔加速時(shí)間作為動(dòng)力性的評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，該指標(biāo)反映了汽車處于極限情況下的性能。實(shí)際上，汽車的動(dòng)力性與常用的使用條件等因素密切相關(guān)。故此指標(biāo)并不能定量反映汽車傳動(dòng)系匹配的好壞程度。所以，目前許多文獻(xiàn)中引用驅(qū)動(dòng)功率利用率(或損失率)作為評(píng)價(jià)動(dòng)力性的指標(biāo)。功率利用率(或損失率)反映了汽車動(dòng)力性的發(fā)揮程度，此值越大(越小)，表明汽車實(shí)際行駛時(shí)的驅(qū)動(dòng)功率越接近理想驅(qū)動(dòng)功率，功率損失越小，匹配后得到的動(dòng)力性能越佳。有學(xué)者提出用汽車在常用工況下的高檔利用率來評(píng)價(jià)汽車的動(dòng)力性。因?yàn)槠囎罡邫n和次高檔在運(yùn)行時(shí)按時(shí)間統(tǒng)計(jì)的使用概率。此值越大，說明汽車高速檔使用率越多，汽車的動(dòng)力性能發(fā)揮越好。假設(shè)T為在某個(gè)常用工況下汽車行駛時(shí)間，t為汽車最高檔和次高檔在運(yùn)行中使用累計(jì)時(shí)問，則高檔利用率的計(jì)算式為：高檔利用率將汽車的動(dòng)力性與其使用條件聯(lián)系在一起，克服了孤立考慮動(dòng)力性而忽視具體工況的不足，有一定的合理性。經(jīng)濟(jì)性評(píng)價(jià)指標(biāo)最常見的經(jīng)濟(jì)性評(píng)價(jià)指標(biāo)為多工況循環(huán)行駛百公里油耗，但該指標(biāo)只反映汽車的基本性能，并不能定量說明汽車傳動(dòng)系匹配的合理程度。因此，提出下面的兩個(gè)量作為汽車燃油經(jīng)濟(jì)性的評(píng)價(jià)指標(biāo)：高檔常速比油耗因子、發(fā)動(dòng)機(jī)的有效效率利用率兩個(gè)指標(biāo)和多工況油耗指標(biāo)一起作為經(jīng)濟(jì)性評(píng)價(jià)指標(biāo)。排放性指標(biāo)排放性指標(biāo)：目前常見的排放評(píng)價(jià)指標(biāo)有主要污染物排放總量和排放比例因子兩種。主要污染物排放總量可以是多工況循環(huán)的單位里程排放總量，也可以是多工況循環(huán)的總排放量。排放比例因子是用實(shí)車進(jìn)行多工況循環(huán)試驗(yàn)的排放值與標(biāo)準(zhǔn)值(我國(guó)采用歐洲排放標(biāo)準(zhǔn)作為標(biāo)準(zhǔn)值)對(duì)比得到。由于動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)匹配的優(yōu)劣與發(fā)動(dòng)機(jī)廢氣排放有密切關(guān)系，因此，隨著各國(guó)對(duì)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)廢氣排放限制的日益嚴(yán)格，在考慮發(fā)動(dòng)機(jī)排放限制下開展汽車動(dòng)力傳動(dòng)系參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)意義重大。2、汽車傳動(dòng)系設(shè)計(jì)優(yōu)化模型

普通優(yōu)化模型：目標(biāo)函數(shù)采用汽車動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性雙目標(biāo)函數(shù)的加權(quán)值或汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和排放性能三目標(biāo)函數(shù)的加權(quán)值作為目標(biāo)函數(shù)。設(shè)計(jì)變量多為變速器各檔傳動(dòng)比和驅(qū)動(dòng)橋主減速器的轉(zhuǎn)動(dòng)比。此種模型的約束條件為：①變速器各檔速比的約束；②整車基本性能的約束，包括最高車速、最大坡度、最大動(dòng)力因數(shù)等；③尾氣排放約束；④防止動(dòng)力中斷的約束；⑤汽車燃油經(jīng)濟(jì)性要求的約束；⑥道路附著條件的約束等。模糊優(yōu)化模型：運(yùn)用常規(guī)的優(yōu)化設(shè)計(jì)難以處理不清晰的約束邊界和具有模糊性的參數(shù)，而在建立約束條件時(shí)，許多條件(如路面附著系數(shù)等)只提供取值的范圍，故有可能難以真正收斂到最優(yōu)點(diǎn)。為不漏掉真正的優(yōu)化方案并使設(shè)計(jì)更符合實(shí)際，采用模糊優(yōu)化模型，取得較理想的效果。在模糊優(yōu)化模型中，傳動(dòng)系匹配的評(píng)價(jià)指標(biāo)、設(shè)計(jì)變量和模型中的目標(biāo)函數(shù)與普通優(yōu)化模型中的相同，只是在建立約束條件時(shí)，應(yīng)用模糊數(shù)學(xué)的方法將約束條件模糊化，建立隸屬函數(shù)。3、汽車傳動(dòng)系參數(shù)設(shè)計(jì)的優(yōu)化方法

經(jīng)典優(yōu)化方法：由于傳動(dòng)系參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)描述較復(fù)雜，不便于甚至不可能用解析法求解，故在已用于此項(xiàng)研究的經(jīng)典優(yōu)化算法中，常見的是懲罰函數(shù)法和復(fù)合形法。它們的最大優(yōu)點(diǎn)是不必計(jì)算目標(biāo)函數(shù)的梯度和海塞矩陣，只需大量的重復(fù)計(jì)算。這在計(jì)算機(jī)上容易實(shí)現(xiàn)?，F(xiàn)代優(yōu)化方法：現(xiàn)代優(yōu)化算法是2O世紀(jì)8O年代初興起的啟發(fā)式算法，主要包括遺傳算法、蟻群算法、模擬退火法等。近幾年，有學(xué)者采用優(yōu)化算法對(duì)傳動(dòng)系參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，其中以運(yùn)用遺傳算法及其改進(jìn)算法進(jìn)行優(yōu)化最為常見。還有許多不同的算法被用于傳動(dòng)系參數(shù)的優(yōu)化，如改進(jìn)的拉格朗日日乘子法、碰壁法等。各方法都有其優(yōu)缺點(diǎn)，針對(duì)所建立的模型，選用合適的優(yōu)化方法能在最短的時(shí)問得到較好的優(yōu)化效果。4、汽車傳動(dòng)系參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)軟件的開發(fā)

開發(fā)汽車傳動(dòng)系參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)軟件的基本要求：軟件應(yīng)在給定整車參數(shù)和發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的情況下，快速計(jì)算出優(yōu)化后的、與發(fā)動(dòng)機(jī)相匹配的傳動(dòng)系參數(shù)，并能以數(shù)字和圖形的方式模擬計(jì)算汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性，以便為傳動(dòng)系各部分的選型提供理論依據(jù)。同時(shí)軟件應(yīng)具有界面友好、易于操作、可擴(kuò)展性好等特點(diǎn)。目前國(guó)內(nèi)開發(fā)此類軟件基本上都是以Matlab軟件作為開發(fā)平臺(tái)，該軟件是一種集數(shù)值計(jì)算、符號(hào)運(yùn)算、可視化建模、仿真和圖形處理等多功能于一體的計(jì)算機(jī)語言，它有一個(gè)專門的優(yōu)化工具箱，可求解多種類型的優(yōu)化問題。有學(xué)者以Matlab和c++或VB等語言共同作為平臺(tái)開發(fā)這類軟件，實(shí)現(xiàn)了不同語言間的優(yōu)勢(shì)互補(bǔ)，取得良好的效果。舉例基于NSGA-Ⅱ的變速器齒輪系多目標(biāo)可靠性優(yōu)化設(shè)計(jì)王洪建2010年武漢理工大學(xué)根據(jù)應(yīng)力、強(qiáng)度干涉理論，分析了齒輪的可靠性計(jì)算理論，以某微型車變速器為研究對(duì)象，在變速器結(jié)構(gòu)已確定、傳動(dòng)比最佳的條件下，以可靠性為主要約束，以齒輪系總體積最小、中心距最小和總重合度最大為目標(biāo)建立變速器齒輪系多目標(biāo)可靠性優(yōu)化的數(shù)學(xué)模型?；谝陨侠碚?，利用MATLAB軟件為開發(fā)工具，編制出了NSGA-II算法和汽車變速器齒輪系多目標(biāo)可靠性優(yōu)化程序，并以某微型車變速器為例，采用NSGA-II算法對(duì)該多目標(biāo)優(yōu)化問題進(jìn)行優(yōu)化并得到其非劣最優(yōu)解集。最后以MATLAB的圖形用戶界面設(shè)計(jì)環(huán)境(GUIDE)為界面開發(fā)工具進(jìn)行了界面開發(fā)，建立了人機(jī)交互界面。目標(biāo)函數(shù)有：齒輪體積小、變速器中心距小、齒輪重合度大變量：齒輪模數(shù)、螺旋角、齒輪寬度約束條件：齒面接觸疲勞強(qiáng)度可靠性約束、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度可靠性約束、中間軸軸向力平衡約束、傳動(dòng)比約束、斜齒軸向重合度約束、傳動(dòng)比約束、模數(shù)約束、齒寬約束、螺旋角約束和一檔小齒輪約束等。問題：(1)由于齒輪是結(jié)構(gòu)復(fù)雜的零件，影響齒輪可靠性的因素很多，且工況多變，工藝水平各異，增加了研究這一問題的困難，因此，對(duì)齒輪的可靠性設(shè)計(jì)迄今尚無定論。(2)在建立變速器齒輪系的多目標(biāo)優(yōu)化模型時(shí)，應(yīng)對(duì)影響目標(biāo)函數(shù)的一些次要參數(shù)，如齒輪變位系數(shù)、分度圓壓力角以及齒頂高系數(shù)等參數(shù)，加以考慮，這樣計(jì)算更加精確也更接近工程應(yīng)用，不過優(yōu)化問題也會(huì)因此變得復(fù)雜。(3)算法問題、約束處理問題。發(fā)展趨勢(shì)隨著對(duì)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系研究的深入，可預(yù)見未來這方面研究的發(fā)展趨勢(shì)主要有以下幾個(gè)方面：①用發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)態(tài)特性場(chǎng)模型代替目前所用的發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)態(tài)特性場(chǎng)模型。②汽車動(dòng)力傳動(dòng)系匹配與汽車其它性能如噪聲振動(dòng)特性、乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性等進(jìn)行聯(lián)合研究，以對(duì)整車的性能作進(jìn)一步的評(píng)價(jià)和分析。③在傳動(dòng)系參數(shù)的優(yōu)化計(jì)算中，對(duì)各種不同車型的加權(quán)因子系統(tǒng)研究，根據(jù)汽車設(shè)計(jì)要求給目標(biāo)函數(shù)中各分目標(biāo)函數(shù)以不同的加權(quán)因子。④面向?qū)嶋H，開發(fā)更為迅速、功能更強(qiáng)大、操作簡(jiǎn)單易懂的傳動(dòng)系參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)專用軟件和系統(tǒng)。⑤各種先進(jìn)優(yōu)化方法將在傳動(dòng)系參數(shù)優(yōu)化中得到應(yīng)用。⑥尋求更為合理地的汽車傳動(dòng)系模擬計(jì)算方法，特別是在離合器結(jié)合的處理和變速器換擋的處理上。⑦充分考慮汽車在空載和常用工況下的不同特性，考慮彎道和緊急情況對(duì)汽車動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性的影響。第四節(jié)同步器設(shè)計(jì)1、無同步器時(shí)變速器的換檔低速換高速高速換低速一、三種換擋形式三種換擋方式直齒滑動(dòng)齒輪換擋嚙合套同步器換擋直齒滑動(dòng)齒輪換擋優(yōu)點(diǎn)：缺點(diǎn)：產(chǎn)生沖擊，產(chǎn)生噪聲，影響齒輪壽命和舒適性。要求駕駛員技術(shù)較高，采用“兩腳離合器”

嚙合套：要求齒輪處于常嚙合狀態(tài)，減輕但是無法消除沖擊，對(duì)駕駛技術(shù)要求較高。應(yīng)用：某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。這是因?yàn)橹匦拓涇嚀跷婚g的公比較小，則換擋機(jī)構(gòu)連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器比較還能降低制造成本及減小變速器長(zhǎng)度。同步器：能夠保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，從而提高汽車的加速性能和行駛安全性能應(yīng)用：在機(jī)械式手動(dòng)變速器中廣泛采用二、同步器分類同步器的類型：常壓式、慣性式和(慣性)增力式，慣性式應(yīng)用最廣泛按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有：鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種慣性式同步器組成：摩擦元件、鎖止元件和彈性元件摩擦元件使被接合的兩部分同步鎖止元件用于阻止同步前強(qiáng)行掛檔彈性元件使嚙合套等在空檔時(shí)保持中間位置，又不妨礙整個(gè)接合和分離過程,保證摩擦元件首先接觸。三、各種同步器1、鎖環(huán)式同步器工作可靠、耐用，但因摩擦半徑受限，轉(zhuǎn)矩容量小，適于輕型以下汽車，廣泛應(yīng)用在轎車、輕型客貨車上。鎖環(huán)式同步器某汽車六檔變速器中的五、六檔同步器鎖環(huán)式同步器1-第一軸齒輪

2-滑塊

3-撥叉4-二軸齒輪5,9-鎖環(huán)6-彈簧圈7-花鍵轂8-接合套10-環(huán)槽11-三個(gè)軸向槽12-缺口鎖環(huán)式同步器中間位置摩擦元件接觸1、摩擦工作面接觸產(chǎn)生摩擦力矩。工作過程：同步器設(shè)計(jì)鎖環(huán)式同步器鎖止位置結(jié)合位置2、鎖環(huán)轉(zhuǎn)動(dòng)一角度，鎖止，防止接合套前移3、摩擦力矩增長(zhǎng)至同步4、慣性力矩消失，鎖止消失，接合套進(jìn)入嚙合完成換檔。2、鎖銷式同步器同步過程與鎖環(huán)式類似，鎖止元件是三個(gè)鎖銷和相配的鎖銷孔倒角，另有三個(gè)彈簧及定位銷。彈簧和定位球在嚙合套中，使嚙合套在空擋時(shí)處于中間位置。摩擦元件是鉚在鎖銷兩端的同步錐環(huán)及固定在齒輪上的內(nèi)錐面。摩擦半徑尺寸大，轉(zhuǎn)矩容量大，適于中、重型貨車。

3、多錐式同步器與多片式同步器為了增大轉(zhuǎn)矩容量增加了摩擦片數(shù)，適于重型汽車的主副變速器和分動(dòng)器。四、同步器工作原理和參數(shù)設(shè)計(jì)1、工作原理在離合器換擋處于空擋時(shí)，理論上變速器輸入端和輸出端零件的轉(zhuǎn)速都有變化，但實(shí)際上，輸出端連接整車，慣量大，轉(zhuǎn)速變化小，可認(rèn)為轉(zhuǎn)速不變。而輸入端零件慣量小，轉(zhuǎn)速變化大。所以可簡(jiǎn)化為輸入端改變轉(zhuǎn)速，從而與輸出端同步。同步器計(jì)算同步器的計(jì)算目的1、是確定摩擦錐面和鎖止角的角度，這些角度是用來保證在滿足連接健角速度完全相等以前不能進(jìn)行換檔所應(yīng)滿足的條件2、計(jì)算摩擦力矩和同步時(shí)間由動(dòng)量矩定理列出方程式中Jr為輸入端慣量輸入端角速度t同步時(shí)間摩擦力矩積分得換擋時(shí)間滑磨功同步前撥環(huán)力矩TT<Tf(慣性力矩)即也為當(dāng)同步結(jié)束有這是同步器計(jì)算的基本方程式。通過手柄得出摩擦力矩變速桿得到的軸向力摩擦系數(shù)錐面平均半徑錐面角同步器換擋鎖止條件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算可以用能量法計(jì)算換檔過程中依靠同步器改變轉(zhuǎn)速的零件統(tǒng)稱為輸入端零件空套其余齒輪固定在軸上轉(zhuǎn)換的基本公式ZZ是轉(zhuǎn)換軸上的齒輪齒數(shù)Zb是被轉(zhuǎn)換軸上的齒輪齒數(shù)換直接檔時(shí)的輸入端總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量:第一軸及離合器從動(dòng)部分慣量轉(zhuǎn)換軸上齒輪齒數(shù)被轉(zhuǎn)換軸上齒輪齒數(shù)中間軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與中間軸嚙合的二軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量假設(shè)將掛左邊檔位，那么輸入端零件有離合器從動(dòng)部分、齒輪123456、一軸和中間軸。將齒輪175的慣量先轉(zhuǎn)換到中間軸，再將中間軸及其齒輪246連同轉(zhuǎn)換過來的慣量一同轉(zhuǎn)換到齒輪3。那么轉(zhuǎn)換過來的慣量和齒輪3的慣量一起構(gòu)成了輸入端零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。3、同步器主要參數(shù)的選擇1）摩擦因數(shù)f：主要與材料、表面粗糙度、潤(rùn)滑油種類和溫度有關(guān)。所用材料為黃銅合金。為增加摩擦，在同步環(huán)處有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，以增加摩擦系數(shù)。2）同步環(huán)主要尺寸螺紋槽：破還油膜，增加摩擦。螺紋頂窄、螺紋槽寬容易破壞油膜，但是壓力增加，容易磨損；軸向泄油槽6~12個(gè)，槽寬3~4mm。a適于輕中型汽車，b適于重型汽車錐面半角α：錐面半角α越小摩擦力矩越大；錐面半角α過小則會(huì)產(chǎn)生自鎖。避免自鎖條件：tanα>=f，α=6~8度，6度有時(shí)表面不好，會(huì)黏著或咬住現(xiàn)象，7度就很少出現(xiàn)這種現(xiàn)象。摩擦錐面平均半徑R：R大，摩擦力矩大。但是受結(jié)構(gòu)限制，同時(shí)取大后影響同步環(huán)的徑向厚度，所以不能取大。原則上在可能的情況下取大。錐面工作長(zhǎng)度b：b小可以使變速器軸向尺寸小，但減小錐面工作面積，加速磨損，設(shè)計(jì)時(shí)按下式確定同步環(huán)徑向厚度：原則上能厚則盡量選厚的。但是受尺寸限制。為提高耐磨，常鍍鉬。3）鎖止角該角選的好，可以使得兩部分之間角速度相同才能換檔。影響其因素有摩擦因數(shù)、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角，已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26~42度之間。4）同步時(shí)間越小越好，結(jié)構(gòu)尺寸和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)其都有影響。選擇可參考：乘用車高檔0.12~0.30s，低檔0.50~0.80s;貨車高檔0.30~0.80s，低檔1.00~1.50s。5）同步器摩擦副的材料銅基合金，轎車同步錐環(huán)較薄，宜用鍛、精鍛或冷擠壓工藝加工；貨車較厚，亦可采用壓鑄工藝。選用時(shí)考慮耐磨性、強(qiáng)度和加工性能。鋁青銅多用于壓鑄同步錐環(huán)，亦可鍛造，強(qiáng)度高、耐磨性好、摩擦系數(shù)大而自鎖傾向??；錳青銅適于鍛造，強(qiáng)度高、加工性好；硅錳青銅和錳青銅類似，耐磨性極好；鍛造同步環(huán)也采用鉛黃銅，其耐磨性優(yōu)于青銅；現(xiàn)在常用高強(qiáng)度、高耐磨的鋼-鉬配合摩擦副，即在鋼或球墨鑄鐵同步錐環(huán)面上噴鍍0.6-0.8mm鉬，特別適合大型汽車的同步器。4、同步器失效形式結(jié)構(gòu)上如果接近尺寸分度尺寸不合理，使同步器失去鎖止作用而失效；摩擦面磨損過大，摩擦系數(shù)顯著降低，摩擦力矩小于撥環(huán)力矩；換檔速度過大，摩擦錐面間的摩擦系數(shù)增長(zhǎng)適應(yīng)不了，使摩擦系數(shù)偏低；換檔力過大，摩擦錐面變形，使摩擦力