大学生方程式赛车变速箱及传动系统设计(编辑修改稿)

大学生方程式赛车变速箱及传动系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

除此以外，人们还对变速器的控制进行了分析，还利用软件对传动系及变速箱进行模态分析。 比如 应用于手自一体变速器换挡的非线性控制。 它包括许多不同的控制任务，并且它允许发动机作为部分动力传动系统的执行机构。 现 如今一种基本换挡控制规律已经产生。 利用后推方法设计控制器。 该控制器含有转矩传递控制及发动机转速控制规律。 仿真结果表明了换挡控制器良好性能 [21]。 为了得到一台性能优秀的 FSAE 赛车 ,依据计算机数据分析、模型的 三维扫描和计算机虚拟装配，可以将无级变速器改为 4 挡手动变速器。 该设计的原则和基础建立在 FSAE 赛车的制造和试验上 [22]。 传动系统（发动机，离合器，变速箱，等等。 )所有主要部分都可借助 POG 图形处理技术建立了模型。 通过仿真可以显示模型在设计过程中的实用性 [23]。 3 总之 , 变速器是汽车除发动机外 的主要装置之一 , 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。 变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展 , 汽车变速器市场的需求量将继续持续增长 [17]。 本章小结 本章分析了课题的研究背景及其意义，对先进变速器进行了简单的介绍。 第二章 变速器传动机构布置方案 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，原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同牵引力和速度， 同时使发动机在最有利工况范围内工作。 变速器设有空挡和倒挡。 需要时变速器还有动力输出功能。 变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性，传动的稳定性和效率都有着直接的关系，变速器与主减速器以及发动机的参数做优化的匹配，可得到良好的动力性、经济性，采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，可使操作可靠，不跳挡，不乱挡，自动换挡和误挂挡，采用同步器可使换挡轻便，无冲击以及噪声。 变速器采用飞溅润滑第一和第二轴承为了保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应具有如下的设计要求： ⑴ 保证汽车有必要的动力性和经济性。 ⑵ 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 ⑶ 设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 ⑷ 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 ⑸ 换挡迅速，省力，方便。 ⑹ 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。 ⑺ 变速器应当有高的工作效率。 ⑻ 变速器的工作噪声低。 除此以外，变速器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，这与变速器的挡数，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。 变速器由传动机构和操纵机构组成。 变速器传动机构可按前进挡数或轴的形式不同分类，具体分类如下：变速器按挡数分为三挡变速器、四三档变速器、五挡变速器及多挡变速器。 按轴分为固定轴式和旋转轴式。 固定轴式又可以分为两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式。 4 在原有变速传动机构基础上，再加上一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。 近年来，变速器操纵机构有向自动操纵机构方向发展的趋势 [15]。 变速器传动机构布置方案 机械式变速器 因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。 我们根据汽车总布置的要求、结构工艺性、变速器的径向尺寸、变速器齿轮的寿命、变速器的传动效率，选择三轴式变速器 [3]。 主要原因有：三轴式变速器第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡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挡。 此时，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，直接挡的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式的主要优点。 其他前进挡需依次经过两对齿轮 传递转矩。 因此，在齿轮中心距（影响变速器的主要参数）较小的情况下依然可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点 [4]。 根据变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以变速器的低挡与倒挡，都应布置在靠近轴的支撑处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装载。 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低等优点；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轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加， 并导致变速器的转动惯量增大。 直齿圆柱齿轮仅用于一挡和倒挡。 中间轴式变速器采用了常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或接合套来实现。 本文设计的变速器均采用了接合套换挡。 这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏。 作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处安置轴承。 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。 至于何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同 [5]。 圆锥滚子轴承因有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向间隙及轴向窜动等优点，故在一些变速器上得到应用。 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。 轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 6~20mm。 滚针轴承、滑动轴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。 滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及运转精度高、 5 有利于齿轮啮合等优点。 滑动轴套的 径向配合间隙大、易磨损、间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。 滑动轴套的优点是制造容易、成本低。 本变速器第一轴、中间轴及第二轴均采用了圆锥滚子轴承。 本章总结 本章对变速器进行了简单介绍，对变速器传动机构布置方案进行了分析确定。 确定本文设计的变速器是中间轴式变速器，无倒挡，一挡齿轮是直齿圆柱齿轮，其余各挡均为斜齿圆柱齿轮。 第三章 变速器主要参数的选择 . 变速器挡数的选择及各挡传动比的确定 变速器的挡数可在 3~20 个挡位范围内变化。 通常变速 器的挡数在 6 挡以下，当挡数超过 6 挡以后，可在 6 挡以下的主变速器基础上，再行配副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。 增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。 挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。 不同类型汽车变速器，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 个前进挡，但近年来为了提高其动力性尤其是燃油经济性，多已采用 5 个前进挡。 赛车一般采用 6 个前进挡。 本文设计的变速 器有 6 个挡位，包括直接挡。 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。 由最大爬坡度要求的变速器 I 挡传动比为  0maxmax1 iT rmgi e rg  （ 31） 式中 m—— 汽车总质量 kgm 360 g—— 重力加速度 kgNg  max —— 道路最大阻力系数  6 r —— 驱动车轮的滚动半径 rr m maxeT —— 发动机最大转矩 mNTe .60max  0i —— 主减速器比 i T —— 汽车传动系的传动效率 T 代入式（ 31）可得 gi 根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器 I 挡传动比为 Terg iT rGi 0max21 . （ 32） 2G —— 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； kgG  代入式（ 32）可得 gi 由上述初步确定变速器 I 挡传动比 gi。 变速器的最高档一般为直接档， 16gi [6]。 所以变速器的传动比为：  ggg iiI 按等比级数初选各档传动比： 5 minmaxiiq （ 33） 1min6 iig  qii gg  qii gg  qii gg  qii gg  qii gg 实际传动比值与理论值略有出入，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。 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A；对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器中心距 A。 它是 7 一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。 中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮的寿命越短。 因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。 变速器轴经轴承安装 在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距去大些。 此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。 还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此而使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。 初选中心距可以由发动机最大转矩按下式直接求出 A 3 maxeAe TK （ 34） 式中 AeK —— 按发动机最大转矩 maxeT 直接求 A 时的中心距系数对轿车取~；对货车取 ~。 此处 AeK  代入式（ 34）可得 A=，此处取 A=62mm[7]。 变速器的横 向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。 变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式 、换挡机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距 A 的尺寸初选。 乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（ ~） A。 商用车四挡变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四挡 （ ~） A 五挡 （ ~） A 六挡 （ ~） A 当变速器选用的挡数和同步器多时，上述 中心距系数应取给出范围的上限。 为了检测方便，中心距 A 最好取为整数。 变速器壳体的轴向尺寸： L=*A=186mm。 变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。 齿轮模数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。 在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加 模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要意义，因此齿轮的模数应选得小些。 8 变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。 从齿轮应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，一个变速器的齿轮模数应尽量统一，其选取范围是：轿车及轻、中型货车为 2~；重型货车为 ~5。 表 给出了汽车变速器齿轮法向模数的范围，设计时所选模数值应符合国际 GB1357－ 78 规定并满足强度要 求。 在给定模数范围内，初选模数：直齿轮模数 m＝ ；斜齿轮法面模数 nm =。 接合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。 由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。 其取用范围是：乘用车和总质量 am 在 ~ 的货车为 ~；总质量 am 大 于 的货车为 ~。 选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 压力角 齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿的刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 试验证明：对于直齿轮，压力角为 28186。 时强度最高，超过 28186。 强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为 25186。 时强。