【正文】 后出現(xiàn)了液力自動變速去的前身，開始了車速和油門兩個參數(shù)信號，用液壓邏輯油路控制的液力自動變速時代。這個階段的液力自動變速 由液力變矩器和行星齒輪變速器組成，控制系統(tǒng)是通過液壓系統(tǒng)來實現(xiàn)的，控制信號的產(chǎn)生，主要是通過反映油門開度大小的節(jié)氣門閥和翻涌車速高低的速控閥來實現(xiàn)，其控制系統(tǒng)是由若干個復雜的液壓閥和油路構(gòu)成的邏輯控制系統(tǒng)，按照設定的換擋規(guī)律，控制換擋執(zhí)行機構(gòu)的動作，從而實現(xiàn)自動換擋。但液壓系統(tǒng)的控制精度較低，難以適應車輛行駛狀況的變化，無法按使用者愿望實現(xiàn)精確的換擋品質(zhì)控制。 自動變速器的控制系統(tǒng)包括電控和液控兩部分，電控系統(tǒng)由電腦，各種傳感器、電磁閥及控制電路等組成，它將控制換擋的參數(shù)（如車速和油門開度等）通過傳感器轉(zhuǎn)換為電信號輸送給電腦，電腦通過處理獎?chuàng)Q擋的信號作用于換擋電磁閥。由于電腦能存儲和處理多種換擋規(guī)律，在改善換擋品質(zhì)控制方面，由明顯的優(yōu)越性，并且與整車的其他控制系統(tǒng)的兼容性號，最終可以實現(xiàn)車輛電子控制系統(tǒng)一體化。德國的寶馬公司從 1992 年起，陸續(xù)推出用于四檔和五檔自動變速器的自適應控制系統(tǒng)，能夠自動識別駕駛員的類型，環(huán)境條件和行駛狀況，并對換擋規(guī)律作出適當調(diào)整。 我國應用液力傳動始于五十年代，自行研制出了內(nèi)燃機車和紅旗 CA770 三排座高級轎車的液力傳動系統(tǒng)，隨后液力傳動液在我國獲得了一定發(fā)展，此外，部分均勻車輛上使用了液力自動變速器，但發(fā)展速度要落后于發(fā)達國家。2022 年德國大眾汽車公司首次向世界展示了這一技術(shù)創(chuàng)新，并給他命名為直接換擋變速器 DirectShift Gearbox（簡稱 DSG） 。2022 年大眾汽車公司聯(lián)手舍弗勒集團推出了更為先進的 7 擋 DSG 變速器。2022 年，上海汽車公司和沈陽華晨汽車公司宣布聯(lián)合開發(fā)雙離合器自動變速器。在 2022 年上海車展上，吉利汽車公司展出了我國第一款自主研發(fā)的 7 擋雙離合器自動變速器，據(jù)說，吉利汽車公司已經(jīng)基本掌握了雙離合器自動變速器的關(guān)鍵技術(shù)及雙離合器自動變速器的開發(fā)流程。然而，當相對前些年豪華和舒適的駕駛室成為普遍基本屬性的情況下，行業(yè)所關(guān)注的重點不再是“長相”而是“內(nèi)涵” 。在市場需求發(fā)生重大變化的背景下，近年來，重卡的產(chǎn)品研發(fā)更加注重提升“內(nèi)涵”——產(chǎn)品性能。因此，各重卡企業(yè)都不約而同地將產(chǎn)品研發(fā)的方向，轉(zhuǎn)向了底盤特別是動力系統(tǒng)總成的升級換代。關(guān)于商用車變速器的級別，雖然目前尚無明確的劃分標準，但業(yè)內(nèi)通常將標定輸入扭矩在 900N?m 以上的汽車變速器稱為重型變速器，主要是指匹配于重型卡車及大型客車的變速器總成。 升速箱實際上與變速器的結(jié)構(gòu)相似，升速箱體是一種由封閉在剛性箱體內(nèi)的齒輪傳動組成的獨立部件，用在原動機與工作機之間作為升速的傳動裝置，升速器是常見的升速裝置。如汽車行業(yè)航天行業(yè)等等。還有不是單單把零件圖畫出來就行，要考慮到裝配的時候，能否裝配得起來。 2 重型商用車變速器試驗臺升速箱的總體方案設計 試驗變速器的主要參數(shù)變速器試驗臺所試驗變速器為綦江齒輪傳動公司生產(chǎn)的 QJ12S150 變速器，選擇其中的 QJ12S2400，各檔傳動比如下：檔位一檔二檔三檔四檔五檔六檔七檔八檔九檔十檔十一檔十二檔傳動比4040917712 變速器試驗臺的主參數(shù) 試驗功率400kw 輸入扭矩2865Nm 轉(zhuǎn)速 1500rmin(1)驅(qū)動電機電機功率 400kw—450KW額定轉(zhuǎn)速 1500rmin最高轉(zhuǎn)速 2022rmin額定轉(zhuǎn)矩 3000Nm 基頻 50Hz(20)負載電機 電機功率 450kw 額定轉(zhuǎn)矩 5730 Nm恒轉(zhuǎn)矩調(diào)速范圍為75～750 rpm，恒功率調(diào)速范圍為750～2022 rpm。 傳動機構(gòu)布置方案分析圖分別示出了幾種中間軸式變速器的傳動方案。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸支撐在第一軸的后端的孔內(nèi),并且保持兩軸軸線在同一直線上,經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。因為直接擋的利用率要高于其它擋位,因而提高了變速器的使用壽命。檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動,擋位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動,多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換檔機構(gòu),均采用同步器或嚙合套換擋,少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋,還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。在擋數(shù)相同的情況下,中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù),軸的支撐方式,換擋方式和倒擋傳動方案以及擋位布置順序上有差別。圖 a 所示的傳動方案又能達到提高中間軸和第二軸剛度的目的；圖 c 所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動,而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔,第二軸為支承點。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與反便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。還有，變速器中心距取的過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。已知變速器的傳動比在8左右，取i 1=7. 8， ；T emax=2865 Nm帶入上式得出初選中心距的范圍 A=綜上所述選擇 A=300mm變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機構(gòu)的布置方案來初步確定。乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為（~）A 當變速器選用的擋數(shù)和同步器較多時，上述中心距系數(shù)應選取上限。 齒輪參數(shù) 模數(shù)的選取齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響他的選取因數(shù)又有很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。少數(shù)情況下汽車變速器各檔的齒輪選用相同的模數(shù)。選用時應用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡量不用。實驗證明：對于直齒輪，壓力角在 28176。時強度增加的不多；對于斜齒輪,壓力角在 25176。實際上因國家規(guī)定的標準壓力角為 20176。嚙合套或同步器的結(jié)合壓力角有 20176。、30176。的壓力角。同步器的壓力角為 30176。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意他對齒輪工作噪聲、齒輪的強度和軸向力有影響。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也隨著提高。時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度繼續(xù)上升。~25176。兩軸式變速器為 20176。 齒寬 b通常根據(jù)齒輪模數(shù) m（m n）的大小來確定齒寬 b：直齒輪 b=K cm，K c為齒寬系數(shù)，為 ~斜齒輪 b=K cmn，K c取 ~采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒輪的工作寬度初選是可取 2~4mm 各檔齒數(shù)的分配與計算 此次所設計的兩軸四檔變速箱草圖如下圖所示，在分配齒數(shù)的時候，應該注意的是各檔齒輪的齒數(shù)應該盡可能的不是整數(shù)，以便齒輪均勻磨損。確定 1 檔齒輪齒數(shù)：（1） 一檔傳動比 i1= （31）為了求 Z1和 Z2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Zh，公式如下：直齒 Z h= 斜齒 Z h= （32）(2)選取中間軸一檔的齒數(shù)一檔傳動比 ，由于四檔為斜齒，從動齒輪齒數(shù) Z=12Z = Zi=128=96 所以齒數(shù)和為 Zh= A= =300mm8 20cosmZh所以一檔齒輪齒數(shù)和 Zh= =100 所以Z 1= 取整為 56，Z 2=45 重新計算傳動比6302xi=4556= 二擋齒輪齒數(shù)的確定 i2= （33）根據(jù)選的中心距 A=300，模數(shù)為 m=5。帶入上式（32）中，Zh==108Zh=108先取二擋的傳動比 i2=，則帶入式（33）中得到， 3=108, Z3=72，則Z4=10872=36然后對中心距 A 進行修正 由于齒輪齒數(shù)取整后會使中心距發(fā)生變化，固需要重新計算中心距：A=Zhmn2cosβA=300故中心距 A,A=300mm。由于齒數(shù)的取整，傳動比發(fā)生了變化，修正后的傳動比為 i3=2286= 四檔齒輪齒數(shù)的確定 i2= （35）該擋為最高檔，傳動比在 18 左右，初選四檔的傳動比為 i4=，則帶入式（35）中得到， 7=108 Z7=96，則 Z8=10896=12 螺旋角不變。其余各擋的齒寬系數(shù)取 kc=6，b=k cmn=65cosβ=，取 b=32mm各擋齒輪的參數(shù)如下表所示：表 31 各擋齒輪的參數(shù)擋數(shù)主動齒輪齒數(shù)從動齒輪齒數(shù)中間齒輪齒數(shù)齒寬B（MM）模數(shù) M（MM）螺旋角Β（176。齒輪折斷發(fā)生在以下幾種情況：齒輪收到足夠大的沖擊載荷作用，造成齒輪彎曲折斷；齒輪在重復載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。齒輪工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在于齒面細小裂紋中的潤滑油壓升高，并導致裂紋擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點，稱之為齒面點蝕。用移動齒輪的方法完成的換擋的低檔和倒檔出論，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪的存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)的較少。應為齒輪的節(jié)圓直徑為 d=mz，式中 z 為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入（41）后得到當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一檔得許用彎曲應力在98250MPa，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限。f 0=10） σ W = σ W = （42）已知電動機的最大轉(zhuǎn)矩為 Temax=2865N. m=，輸入軸上的齒輪其 Tg=Temax，輸出軸上的齒輪其 Tg=iTemax計算一檔主動齒輪：齒數(shù) z1=56，根據(jù)上圖，取得 y= 齒寬系數(shù) Kc=8，帶入式（42） ，一擋的許用彎曲應力為 98~250Mpa。??故滿足許用彎曲應力要求。σ w= = ??x滿足許用彎曲應力要求。將上述有關(guān)參數(shù)帶入（43）后得到σ W = （44）當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對