《電動汽車動力傳動系統(tǒng)匹配設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《電動汽車動力傳動系統(tǒng)匹配設計（53頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、本科生畢業(yè)設計（論文） 摘 要 隨著石油資源的日益減少和環(huán)境保護要求的提高，電動汽車的發(fā)展越來越受到人們的重視，以往對于純電動汽車的研究主要集中在能量存儲系統(tǒng)，電驅動系統(tǒng)和控制策略的研究開發(fā)方面。然而，在動力電池和其他技術取得有效突破之前，對動力傳動系統(tǒng)部件的設計參數(shù)進行研究是提高電動汽車性能的重要手段之一。變速器是汽車重要的傳動系組成，在較大范圍內改變汽車行駛速度的大小和汽車驅動輪上扭矩的大小。 本設計的變速箱采用兩軸式兩擋和鎖環(huán)式同步器換擋，這種布置形式縮短了變速器軸向尺寸，在保證擋數(shù)不變的情況下，減少齒輪數(shù)目，從而使變速器結構更加緊湊。電動汽車的變速器與普通變速器相比，其結構有所不

2、同。因為驅動電機的旋向可以通過電路控制實現(xiàn)變換，所以電動汽車無需內燃機汽車變速器中的倒檔而設置倒檔軸，只需應用電機反轉來實現(xiàn)倒車行駛。設計中利用已知參數(shù)確定變速器各擋傳動比、中心矩，齒輪的模數(shù)、壓力角、齒寬等參數(shù)，由中心矩確定箱體的長度、高度、軸徑，對軸和各擋齒輪進行校核，繪制出裝配圖及零件圖。結論表明，變速器齒輪及各軸尺寸達到設計要求，齒輪及各軸強度的校核滿足強度要求，結構合理。 同時本設計對電動汽車的動力傳動系統(tǒng)進行了匹配設計計算，計算結果表明達到性能要求。 關鍵詞： 電動汽車；傳動系；變速箱；匹配 I Abstract With oil resour

3、ces dwindling and environmental improvement, the development of electric vehicles is receiving increasing attention, in the past, pure electric vehicle for research mainly concentrated in the energy storage system, electric drive systems and control research and development strategy . However, in th

4、e motive power and other technical breakthroughs made effective before the powertrain components of the design parameters of the study is to improve the performance of electric vehicles, one of the important means. Transmission is important automotive powertrain components, a change in a wide range

5、of size of vehicle speed and torque of the motor vehicle wheel size. The design of a two-axis of the transmission block and the two lock ring synchronizer shift, the layout of the form of reducing the transmission of axial size, while ensuring the same block a few cases, to reduce the number of g

6、ears, so that transmission structure compact. The transmission of electric vehicles as compared with ordinary transmission, its structure is different. Because of the rotary drive motor circuit can be controlled to achieve the transformation, so no internal combustion engine for electric vehicles in

7、 the automobile transmission and set up reverse reverse axis, simply the application of inversion to achieve the reversing motor traffic. Known parameters of the design of transmission of the block to determine the transmission ratio, the center moment, the modulus gear, pressure angle, tooth width

8、and other parameters determined by the central moment of the box length, height, shaft diameter, the gear shaft and the block to check, drawn plans and parts assembly. Concluded that the transmission gears and the shaft size to meet the design requirements, the gear shaft and checking the strength t

9、o meet the strength requirements of a reasonable structure.At the same time, the design of a matching calculation results show that the performance requirements to meet. Key words: electric vehicle ；gearbox ； powertrain ；matchin II 目 錄 第1章 緒論 1 1.1電動汽車的簡介 1 1.2電動汽車傳動裝置的特點 1 1.3電動汽車變速器

10、的功用 1 第2章 電動汽車動力傳動系統(tǒng)匹配計算 1 2.1計算最高車速 1 2.2車輛加速時間的計算 2 2.3車輛爬坡的計算 2 2.4續(xù)駛里程的計算 2 第3章 電動汽車變速器設計方案及論證 3 3.1電動汽車變速器的要求： 3 3.2變速器設計方案論證 3 第4章 變速器各主要參數(shù)的設計計算及校核 6 4.1 主要參數(shù)設計 6 4.2齒輪強度計算 10 4.3確定軸的尺寸 13 第5章 同步器的設計 15 5.1 同步器的工作原理 15 5.2同步器的功用同步器的種類 16 5.3 同步器的參數(shù)的確定 16 5.3.1摩擦因數(shù) 16 5.3.2同步環(huán)

11、主要尺寸確定 17 第6章 變速器操縱機構 19 6.1 對變速器操縱機構的要求 19 6.2 直接操縱手動換擋變速器 19 6.3 遠距離操縱手動換擋變速器 20 6.4 變速器自鎖、互鎖、倒擋鎖裝置 20 6.4.1自鎖裝置 20 6.4.2互鎖鎖裝置 21 第6章 變速器軸承 22 第8章 變速器的潤滑與密封 23 第9章 零件的加工工藝 24 9.1 齒輪軸加工工藝 24 9.2齒輪加工工藝 25 9.3端蓋加工工藝 26 第10章 結 論 27 參考文獻 28 致 謝 30 附錄1 計算程序 31 動力傳動系統(tǒng)匹配程序 31 齒輪校核程序

12、 33 齒輪參數(shù)計算程序 33 附錄2 專業(yè)外文語翻譯 35 譯文一：紐約時報 35 譯文二： 42 IV 第1章 緒論 1.1電動汽車的簡介 電動汽車是指以車載電源為動力，用電機驅動車輪行駛，符合道路交通、安全法規(guī)各項要求的車輛。電動汽車的優(yōu)點是：它本身不排放污染大氣的有害氣體，即使按所耗電量換算為發(fā)電廠的排放，除硫和微粒外，其它污染物也顯著減少，由于電廠大多建于遠離人口密集的城市，對人類傷害較少，而且電廠是固定不動的，集中的排放，清除各種有害排放物較容易，也已有了相關技術。由于電力可以從多種一次能源獲得，如煤、核能、水力、風力等，解除人們對石油資源日見枯竭的擔心

13、。電動汽車還可以充分利用晚間用電低谷時富余的電力充電，使發(fā)電設備日夜都能充分利用，大大提高其經濟效益。有關研究表明，同樣的原油經過粗煉，送至電廠發(fā)電，經充入電池，再由電池驅動汽車，其能量利用效率比經過精煉變?yōu)槠?，再經汽油機驅動汽車高，因此有利于節(jié)約能源和減少二氧化碳的排量，正是這些優(yōu)點，使電動汽車的研究和應用成為汽車工業(yè)的一個“熱點”。 1.2電動汽車傳動裝置的特點 電動汽車傳動裝置的作用是將電動機的驅動轉矩傳給汽車的驅動軸，當采用電動輪驅動時，傳動裝置的多數(shù)部件常?？梢院雎?。因為電動機可以帶負載啟動，所以電動汽車上無需傳統(tǒng)內燃機汽車的離合器。因為驅動電機的旋向可以通過電路控制實現(xiàn)變換，

14、所以電動汽車無需內燃機汽車變速器中的倒檔。當采用電動機無級調速控制時，電動汽車可以忽略傳統(tǒng)汽車的變速器。在采用電動輪驅動時，電動汽車也可以省略傳統(tǒng)內燃機汽車傳動系統(tǒng)的差速器。 1.3電動汽車變速器的功用 (1)改變傳動比，滿足不同行駛條件對牽引力的需要，使發(fā)動機盡量工作在有利的工況下，滿足可能的行駛速度要求。 在較大范圍內改變汽車行駛速度的大小和汽車驅動輪上扭矩的大小。由于汽車行駛條件不同，要求汽車行駛速度和驅動扭矩能在很大范圍內變化。例如，在高速路上車速應能達到100km/h，而在市區(qū)內，車速常在50km/h左右?？哲囋谄街钡墓飞闲旭倳r，行駛阻力很小，則當滿載上坡時，行駛阻力便很大。而

15、汽車發(fā)動機的特性是轉速變化范圍較小，而轉矩變化范圍更不能滿足實際路況需要。 (3)中斷動力傳遞，在電動機起動，怠速運轉，汽車換檔或需要停車進行動力輸出時，中斷向驅動輪的動力傳遞。 (4)實現(xiàn)空檔，當離合器接合時，變速箱可以不輸出動力。例如，可以保證駕駛員在電動機不熄火時松開離合器踏板離開駕駛員座位。 汽車變速器是通過改變傳動比，適應在起步、加速、行駛以及克服各種道路阻礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。通俗上分為手動變速器(MT)，自動變速器(AT)， 手動/自動變速器，無級式變速器。變速器能汽車倒擋行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，能使汽車啟動行駛，怠速，提高速度等。

16、 33 第2章 電動汽車動力傳動系統(tǒng)匹配計算 汽車的動力性是指汽車在良好的路面上直線行駛時由汽車受到的縱向外力決定的，所能達到的平均行駛速度。汽車是一種高效率的運輸工具，運輸效率的高低在很大程度上取決于汽車的動力性。所以，動力性使汽車各種性能中最基本、最重要的性能。 普通汽車的動力性能指標包括最高車速、加速時間、和最大坡度。但對于電動汽車還必須包括續(xù)駛里程。 2.1計算最高車速 (2-1) 其中：為車輛行駛的總阻力，N； 為出去電池組的整車質量，kg；=845kg； 為電池組質量，kg；=400kg； f為滾

17、動阻力系數(shù)；f=0.013； 為坡道角；=15%； Cd為空氣阻力系數(shù)；Cd=0.35； A為迎風面積；A=1.5； ua為行駛車速，km/h；ua=45； 為車輛旋轉質量換算系數(shù)： (2-2) 其中：為飛輪轉動慣量，； 為車輪轉動慣量，； 為主減速比，； km/h 其中：Ft=主驅動電機一最大限流工作時車輛獲得的驅動力； 為主驅動電機的工作

18、轉速，r/min； =3567rpm 為主驅動電機的最高工作轉速，r/min； =6000rpm 為車輪半徑；r=0.2724 為主減速比； 2.2車輛加速時間的計算 (2-3) 其中：加速行駛起始車速m/h， =0 加速行駛終止車速m/h， =45 km/h 2.3車輛爬坡的計算 由公式計算得： (2-4) = 15.5% (2-5) 2.4續(xù)駛里程的計算 =113km

19、 (2-6) 其中：E為電池組充滿電時的總能量，kwh，E=16kwh； e為電動車輛單位里程能耗，kwh/kw； 為電池比能量，wh/kg，=36.7 wh/kg； 為電動車輛行駛的比耗，kwh/。 第3章 電動汽車變速器設計方案及論證 3.1電動汽車變速器的要求： 正確選擇變速器的擋位數(shù)和傳動比，使之與電動機參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證電動汽車具有良好動力性能； 1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，方

20、便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應當有高的工作效率。 8）變速器的工作噪聲低。 除此以外，變速器還應當達到輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便的目標。滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。近年來，變速器操縱機構有向自動操縱方向發(fā)展的趨勢。為滿足以上使用性能要求，本變速器采用有級式變速器。變速器由變速傳動機構和操縱機構構成。變速器傳動機構包括換擋齒輪、傳動齒輪、傳動軸。實現(xiàn)操作需要避免、避免沖擊布置的同步器，操縱機構還要

21、求有自鎖和互鎖裝置。轎車多采用兩軸式變速器，貨車多采用三軸式變速器。同步器設計采用鎖環(huán)式同步器。 3.2變速器設計方案論證 1）傳動機構布置方案分析 變速器傳動機構有兩種分類方法。根據(jù)軸的形式不同，分為固定軸式和旋轉軸式（常配合行星齒輪傳動）兩類。固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器 多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。旋轉軸式主要用于液力機械式變速器。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結構簡單，輪廓尺寸小，布置方便。此外，因為其經過一對齒輪嚙合傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。三軸式變速器

22、與兩軸式相比各擋多了一對齒輪傳動，因而傳遞機械效率低噪聲大。所以選擇本設計兩軸式雙擋變速器。 2) 變速器主要參數(shù)的選擇? ? (1) 檔數(shù) 增加變速器的檔數(shù)能改善汽車的動力性和經濟性。檔數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且是尺寸輪廓和質量加大。同時操縱機構復雜，而且在使用時換檔頻率也增高。由于電動汽車的發(fā)展起步晚，受技術限制所以選用兩擋變速箱，倒擋由電機反轉來實現(xiàn)。 (2) 傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉動比的比值。轉動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。 (3) 中心距A 對兩軸式變速器,是輸入軸與第二軸之間的距離

23、稱為變速器中心距.其大小不僅對變速器的外形尺寸,體積和質量大小,而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。 3) 各檔齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可更據(jù)變速器的檔數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。兩檔變速器為例，說明分配齒數(shù)的方法。盡可能使各檔齒輪的齒數(shù)比應該不是整數(shù)。 4) 變速器的設計與計算 (1) 齒輪的損壞形式 輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴

24、展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 (2) 齒輪強度計算 與其他機械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用田間仍是相似 的。此外，機車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳鋼制作，采用剃赤和磨赤精加工 ，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JB179—83，6級 和7級。 5) 軸承的選擇 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，滑動軸套等。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 汽車變速器結構緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結構

25、受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內腔中，內腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支承在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力。 6）變速器操縱機構 根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。 變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換擋時只能掛人一個擋位，換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，換擋輕便。 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋

26、、換擋或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。 第4章 變速器各主要參數(shù)的設計計算及校核 4.1 主要參數(shù)設計 1)傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉動比的比值。最高檔通常是直接擋，傳動比為1.0;有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7~0.8。本設計選用直接檔，傳動比為1，即減速比為1。 (4-1) 可得經傳動系輸出最小轉矩為443.3178N*m。由 (4-2) 得到2.4905。 所以，新設計變速器兩個檔位傳動比分別為1和2.4905取1和2.5。 2）

27、中心距的計算 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。兩軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初定： (4-3) 式中 K A----中心距系數(shù)。對轎車，K A =8.9~9.3；對貨車，K A =8.6~9.6；對多檔主變速器，K A =9.5~11；在此取K A =9.3。 式中TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩： N﹒m 故可得出初始中心距A=58.5mm,取60mm。 3）外型尺寸 變速

28、箱的橫向外型尺寸，根據(jù)齒輪直徑以及換擋機構的布置初步確定。影響變速箱殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。另外根據(jù)變速箱在電動汽車中的安裝空間來設計。 4）齒輪參數(shù) (1)模數(shù) 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素有很多，如齒輪的強度、質量、噪聲和工藝要求等。根據(jù)變速器用齒輪模數(shù)的范圍（見表4-1、表4-2）及計算得本設計所用變速箱齒輪模數(shù)如下： 斜齒輪：根據(jù)汽車設計書P91的表格選擇第一系列的模數(shù)所以取 直齒輪： 表4-1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mm 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量ma/t 1.0>V>1.6 1.6>V>2.

29、5 6.014.0 模數(shù)ma/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 表4-2汽車變速器常用的齒輪模數(shù)mm 第一系列 1.00 1.25 1.5 2.0 2.5 3.0 第二系列 1.75 2.25 2.75 (2)齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表4-3選取。 表4-3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 1

30、4.5°，15° 16°，16.5° 25°～45° 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 20° 20°～30° 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪22.5°，25° 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取15o,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取20°。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其

31、軸向力經軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm b=8×3=24mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm b=7×2.5=17.5mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 5) 齒輪齒數(shù)的確定 在初選了

32、中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 圖4.1 變速器結構簡圖 (1)確定一檔齒輪的齒數(shù)（如圖3.1） 一檔傳動比 (4-4) 為了確定Z1和Z2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: (4-5) 其中 A =59mm、m =3；故 有 ；；；。 取；

33、。 上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 這里修正為39，反推出A=60mm。 (2)確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動比的計算 (4-6) (4-7) (3)齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距

34、以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 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嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對

35、齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強

36、度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪10的齒數(shù)Z10，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數(shù) (4-8) 式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。 因為齒輪1的齒數(shù)為11，所以會發(fā)生根切，所以需要變位。變?yōu)橄禂?shù)為。 4.2齒輪強度計算 齒輪的強度計算與校核與其他機械設備使用的變速器比較，有所不同。但不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍

37、是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為45。 1）直齒輪彎曲應力 (4-9) 式中：----彎曲應力（MPa）； ----一檔齒輪1的圓周力（N） ---節(jié)圓直徑。（mm） ----應力

38、集中系數(shù)，可近似取1.65； ----摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； ----齒寬（mm），取24mm ----端面齒距（mm）； y----齒形系數(shù)，如齒形系數(shù)圖4.1 圖4.2 齒形系數(shù)圖 當處于一檔時,故由

39、 (4-10) Nm (4-11) mm (4-12) N (4-13) Mpa (4-14) MPa (4-15) 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應力在400~850MPa之間。 2) 斜齒輪彎曲應力 (4-16) 式中為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與直齒輪注釋相同，

40、 選擇齒形系數(shù)y時，按當量模數(shù)在齒形系數(shù)表中查得，y=0.14 二檔齒輪圓周力： Nm (4-17) mm (4-18) N (4-19) Mpa (4-20) Mpa 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180~350MPa范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。 2

41、）齒輪接觸應力 (4-21) 式中 ----齒輪的接觸應力（MPa）； ----齒面上的法向力（N），； ----圓周力在（N），； ----節(jié)點處的壓力角（20°）； ----齒輪螺旋角（°）； E----齒輪材料的彈性模量（MPa），材料為45可?。? b----齒輪接觸的實際寬度（mm）；直齒輪b=20mm、斜齒輪b=17.5mm ----主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（m

42、m）； 直齒輪： (4-22) (4-23) 斜齒輪： (4-24) (4-25) 其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。

43、 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見下表： 表4-4 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下： 一檔：1856.74MPa 二檔：1290.45MPa 對照上表4-4可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。 4.3確定軸的尺寸 變速器軸的確定和

44、尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗公式初步選定： 第一軸： mm 第二軸： mm 與關系： 一軸： 二軸： 所以，一軸 mm 二軸 mm 軸的校核是評定變速器是否滿足所要求的強度、剛度等條件，是否滿足使用要求，是設計過程中的重要步驟，主要是為了對設計的數(shù)據(jù)校核，達到設計的要求。 變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示： 圖4.3 軸受力簡圖 軸在垂直面內撓度為，在水平面為，轉角為，則

45、；；； ～為輪齒齒寬在中間平面上的圓周力。 ～為齒輪齒寬在中間面上的徑向力。 ～為彈性模量， Mpa ～為慣性力矩，對于實心軸： ～為軸的直徑，花鍵處按平均直徑 、～為齒輪上作用力矩與支座A、B的距離 ～為支座間的距離 軸的全撓度為： 在其作用下應力為： 為抗彎截面系數(shù) 軸在垂直面和水平面撓度的允許值為f=0.05—0.10mm，f=0.10—0.15mm.齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。經過計算校核后該軸滿足要求。 第5章 同步器的設計 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下(即角速度相

46、等)換擋的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。慣性式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，在其上面設有專設機構保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，從而避免了齒間沖擊。 由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉，變換擋位時合存在一個"同步"問題。兩個旋轉速度不一樣齒輪強行嚙合必然會發(fā)生沖擊碰撞，損壞齒輪。因此，舊式變速器的換擋要采用"兩腳離合"的方式，升擋在空擋位置停留片刻，減擋要在空擋位置加油門，以減少齒輪的轉速差。但這個操作比較復雜，難以掌握精確。因此設計師創(chuàng)造出"同步器"，通過同步器使將要嚙合的齒輪達到一致的轉速而順利嚙合。 變速器的換擋操作，尤其是從高擋向低擋的

47、換擋操作比較復雜，而且很容易產生輪齒或花鍵齒間的沖擊。為了簡化操作，并避免齒間沖擊，可以在換擋裝置中設置同步器。 5.1 同步器的工作原理 同步器換擋過程由三個階段組成。第一階段：同步器離開中間位置，做軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，假如齒輪3的角速度ω3，和滑動齒套1的角速度ωl不同，在摩擦力矩作用下鎖銷相對滑動齒套1轉動一個不大的角度，并占據(jù)鎖止位置。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。第二階段：來自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動齒套上的力F，經過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于，ω3和ωl不等，在上述表面產生摩擦力?；瑒育X套1和齒輪3分別與整車和變速器輸入軸轉動零件

48、相連接。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉速逐漸接近，其角速度差Δω=|ω1-ω3|減小了。在Δω=0瞬間同步過程結束。第三階段：Δω=0，摩擦力矩消失，而軸向力F仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態(tài)，此時滑動齒套和鎖銷上的斜面相對移動，從而使滑動齒套占據(jù)了換擋位置。相鄰擋位相互轉換時，應該采取不同操作步驟的道理同樣適用于移動齒輪換擋的情況，只是前者的待接合齒圈與接合套的轉動角速度要求一致，而后者的待接合齒輪嚙合點的線速度要求一致，但所依據(jù)的速度分析原理是一樣的。 5.2同步器的功用同步器的種類 同步器有常壓式和慣性式。 目前全部同步式變速器上采用的是慣性同步器，它主要由接合

49、套、同步鎖環(huán)等組成，它的特點是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步。 接合套、同步鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均有倒角（鎖止角），同步鎖環(huán)的內錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產生摩擦。鎖止角與錐面在設計時已作了適當選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時又會產生一種鎖止作用，防止齒輪在同步前進行嚙合。 當同步鎖環(huán)內錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸后，在摩擦力矩的作用下齒輪轉速迅速降低（或升高）到與同步鎖環(huán)轉速相等，兩者同步旋轉，齒輪相對于同步鎖環(huán)的轉速為零，因而慣性力矩也同時消失，這時在作用力的推動下，接合套不受阻礙地與同步鎖環(huán)齒圈接合，并進一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換擋過程。 5.3 同步器的

50、參數(shù)的確定 5.3.1摩擦因數(shù) 摩擦因數(shù)除與選用的材料有關外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因素有關。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度差，在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)因使用壽命短，已遭淘汰。由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)取為0.1。摩擦因數(shù)對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，換擋省力或縮短同

51、步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。 5.3.2同步環(huán)主要尺寸確定 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對的影響很大， 隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6～12個,槽寬3～4mm。 錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩

52、越大。但過小則摩擦錐面將產生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tana≥ 。一般取 =6°～8°。 =6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在 =7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。 鎖止角 鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角選取的因素主要有摩擦因數(shù) 擦錐面的平均半徑R,鎖止面平均半徑和錐面半錐角 。已有結構的鎖止角在26?~46?范圍內變化。 摩擦錐面平均半徑R R往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，盡可能將R取大些。 同步時間 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越

53、好。除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬范圍內選?。簩I車變速器高檔取0.15~0.30s,低檔取0~0.80s;對貨車變速器高檔取0.30~0.80s，低檔取1.00~1.50s 轉動慣量的計算 換檔過程中依靠同步器改變轉速的零件統(tǒng)稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動盤，中間軸及其上的齒輪，與中間軸上齒輪相嚙合的第二周上的常嚙合齒輪。其轉動慣量的

54、計算：首先求得各零件的轉動慣量，然后按不同檔位轉換到被同步的零件上。對已有的零件，其轉動慣量值通常用扭擺法測出;若零件未制成,可將這些零件分解為標準的幾何體,并按數(shù)學公式合成求出轉動慣量。 第6章 變速器操縱機構 變速器操縱機構能讓駕駛員使變速器掛上或摘下某一檔，從而改變變速器的工作狀態(tài)。根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。變速器操縱機構按照變速操縱桿(變速桿)位置的不同，可分為直接操縱式和遠距離操縱式兩種類型。 變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換擋時只能掛入一個擋位，換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒

55、擋，換擋輕便。 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。 6.1 對變速器操縱機構的要求 為了保證變速器的可靠工作，變速器操縱機構應能滿足以下要求： （1）掛擋后應保證結合套于與結合齒圈的全部套合（或滑動齒輪換擋時，全齒長都進入嚙合）。在振動等條件影響下，操縱機構應保證變速器不自行掛擋或自行脫擋。為此在操縱機構中設有自鎖裝置。 （2）為了防止同時掛上兩個擋而使變速器卡死或損壞，在操縱機構中設有互鎖裝置。 （3）為了防止在汽車前進時誤掛倒擋，導致零件損壞，在操縱機構

56、中設有倒擋鎖裝置。 6.2 直接操縱手動換擋變速器 這種形式的變速器布置在駕駛員座椅附近，變速桿由駕駛室底板伸出，駕駛員可以直接操縱，本次設計的五擋變速器的操縱機構就采用這種形式，多用于發(fā)動機前置后輪驅動的車輛。 撥叉軸的兩端均支承于變速器蓋的相應孔中，可以軸向滑動。所有的撥叉和撥塊都以彈性銷固定于相應的撥叉軸上。三、四擋撥叉的上端具有撥塊。撥叉和撥塊的頂部制有凹槽。變速器處于空擋時，各凹槽在橫向平面內對齊，叉形撥桿下端的球頭即伸人這些凹槽中。選擋時可使變速桿繞其中部球形支點橫向擺動，則其下端推動叉形撥桿繞換擋軸的軸線擺動，從而使叉形撥桿下端球頭對準與所選擋位對應的撥塊凹槽，然后使變

57、速桿縱向擺動，帶動撥叉軸及撥叉向前或向后移動，即可實現(xiàn)掛擋。例如，橫向擺動變速桿使叉形撥桿下端球頭深入撥塊頂部凹槽中，撥塊連同撥叉軸和撥叉沿縱向向前移動一定距離，便可掛擋；若向后移動一段距離，則掛人另一擋。 各種變速器由于擋位數(shù)及擋位排列位置不同，其撥叉和撥義軸的數(shù)量及排列位置也不相同。例如，上述的五擋變速器的五個前進擋和一個倒擋用了三根撥叉軸，而東風解放CAl091的六擋變速器具有四根撥叉軸，其倒檔占一根撥叉軸。 6.3 遠距離操縱手動換擋變速器 在有些汽車上，由于變速器離駕駛員座位較遠，則需要在變速桿與撥叉之間加裝一些輔助杠桿或一套傳動機構，構成遠距離操縱機構。這種操縱機構多用于

58、發(fā)動機前置前輪驅動的轎車，如桑塔納2000轎車的五擋手動變速器，由于其變速器安裝在前驅動橋處，遠離駕駛員座椅，因此需要采用這種操縱方式。而在變速器殼體上則具有類似于直接操縱式的內換擋機構。 另外，有些轎車和輕型貨車的變速器，將變速桿安裝在轉向柱管上。因此，在變速桿與變速器之間也是通過一系列的傳動件進行傳動，這也是遠距離操縱方式。它具有變速桿占據(jù)駕駛室空間小，乘坐方便等優(yōu)點。 6.4 變速器自鎖、互鎖、倒擋鎖裝置 6.4.1自鎖裝置 自鎖裝置用于防止變速器自動脫擋或掛擋，并保證輪齒以全齒寬嚙合。大多數(shù)變速器的自鎖裝置都是采用自鎖鋼球對撥叉軸進行軸向定位鎖止。在變速器蓋中鉆有三個深，

59、孔中裝入自鎖鋼球和自鎖彈簧，其位置正處于撥叉軸的正上方，每根撥叉軸對著鋼球的表面沿軸向設有三個凹槽，槽的深度小于鋼球的半徑。中間的凹槽對正鋼球時為空擋位置，前邊或后邊的凹槽對正鋼球時則處于某一工作擋位置，相鄰凹槽之間的距離保證齒輪處于全齒長嚙合或是完全退出嚙合。凹槽對正鋼球時，鋼球便在自鎖彈簧的壓力作用下嵌入該凹槽內，撥叉軸的軸向位置便被固定，不能自行掛擋或自行脫擋。當需要換擋時，駕駛員通過變速桿對撥叉軸施加一定的軸向力，克服自鎖彈簧的壓力而將自鎖鋼球從撥叉軸凹槽中擠出并推回孔中，撥叉軸便可滑過鋼球進行軸向移動，并帶動撥叉及相應的接合套或滑動齒輪軸向移動，當撥叉軸移至其另一凹槽與鋼球相對正時，

60、鋼球又被壓入凹槽，駕駛員具有很強的手感，此時撥叉所帶動的接合套或滑動齒輪便被撥入空擋或被撥入另一工作擋位。 6.4.2互鎖鎖裝置 互鎖裝置用于防止同時掛上兩個擋位?；ユi裝置由互鎖鋼球和互鎖銷組成。當變速器處于空擋時，所有撥叉軸的側面凹槽同互鎖鋼球、互鎖銷都在一條直線上。當移動中間撥叉軸2時，軸2兩側的內鋼球從其側凹槽中被擠出，而兩外鋼球則分別嵌入兩根撥叉軸的側面凹槽中，因而將兩根撥叉軸剛性地鎖止在其空擋位置。若欲移動撥叉軸，則應先將撥叉軸退回到空擋位置。于是在移動撥叉軸時，鋼球便從軸的凹槽中被擠出，同時通過互鎖銷和其他鋼球將軸和軸均鎖止在空擋位置。同理，當移動撥叉軸時，則兩根軸被鎖止在空

61、擋位置，由此可知，互鎖裝置：作用的機理是當駕駛員用變速桿推動某一撥叉軸時，即可自動鎖止其余的撥叉軸，從而防止同時掛上兩個擋位。 第6章變速器軸承 變速器軸承常用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承、圓錐滾針軸承、滑動軸套等，軸承在變速器中起支撐作用，其選擇需依據(jù)軸的直徑，公差配合，還要保證能夠軸向定位，饒徑向轉動。 本設計的變速器多處采用滾針軸承，在箱體處的支撐采用深溝球軸承。因此，其選用對變速器的實用性能有很大影響。 一軸導向軸采用內徑12mm，外徑32mm，厚10mm的深溝球軸承，即選自GB/T276-1994深溝球軸承，軸承型號為60000型02系列。二軸前采用內徑20mm，外徑5

62、0mm，厚14mm深溝球軸承。即選自GB/T283-1994圓柱滾子軸承N型02系列。后面的圓柱滾子軸承采用內徑25mm，外徑47mm，厚11mm的圓柱滾子軸承，即GB/T283-1994。軸承型號為N 202 E。 本設計選用的軸承符合國家標準規(guī)定的系列，同時包括軸的直徑，以齒輪作為選取軸承的標準，因為軸承是標準件。同時這樣可實現(xiàn)系列化，并盡量能滿足三化的要求。 第8章 變速器的潤滑與密封 本設計在第一軸常嚙合傳動齒輪和第二軸上的齒輪上鉆有徑向油孔或是開有徑向油槽，以便潤滑所在部位的滾針軸承。為了防止?jié)櫥蛷牡谝惠S與軸承蓋之間的間隙流入離合器而影響其摩擦性能，在軸承蓋內安裝了橡膠油封

63、，并在殼體上開有回油孔。為了防止?jié)櫥蛷牡诙S后端流到中央制動器的工作表面上，在變速器后蓋內也裝有橡膠油封，并在各軸承蓋、后蓋、上蓋等集合面間裝入密封紙墊。近年來，在這些表面上又涂了密封膠，對防止漏油有明顯效果。為了防止變速器工作時油溫升高，氣壓增大而造成潤滑油滲漏現(xiàn)象，在變速器上裝有通氣塞。為減少內摩擦引起的零件磨損和功率損失，須在殼體內注入齒輪油，采用飛濺方式潤滑各齒輪副，軸與軸承等零件表面。因此，殼體一側有加油口，殼體底部有放油塞，油面高度即由加油口控制。 除此之外，對脂潤滑與稀油潤滑等予以區(qū)分，并掌握潤滑方式和密封方式，他們對變速器的密封與潤滑起決定性作用。采用的不同密封材料，對于掌

64、握和進行設計有很好的幫助 第9章 零件的加工工藝 9.1 齒輪軸加工工藝?? 齒輪軸是大批量生產的，而在大批生產中，一般多采用專用機床和常規(guī)加工方法。為了提高企業(yè)的競爭力，也應該注意采用數(shù)控機床、數(shù)顯裝置、柔性制造系統(tǒng)（FMS）以及成組技術等先進設備和先進的加工方法。齒輪軸的毛坯均應選用45號鋼(如圖9.1)。 10. 下料（45棒料） 20. 車端面及外圓 30. 滾齒 40. 磨外圓 50. 磨齒 60. 檢驗。 圖9.1 齒輪軸 9.2齒輪加工工藝 齒輪為大批量生產件，材料為45（見圖9.2）。 10.下料 20.粗車外圓及端面，留余量1.5～2m

65、m，鉆鏜軸承底孔拉花鍵孔 30.鉗工去毛刺 40.上芯軸，精車外圓，端面檢驗 50.滾齒 60.插齒 70.倒角 80.鉗工去毛刺 90.剃齒 100.剃齒 110.齒部高頻淬火推孔 120.珩齒 130.總檢入庫 圖10.2 齒輪 9.3端蓋加工工藝 端蓋從材料及強度等的多方面考慮材料選用08F（見圖10.3、圖10.4）。 10.下料 20.沖壓 30.去毛刺 40.最終檢查 圖9.3 端蓋簡圖1 圖9.4 端蓋簡圖2

66、 第10章 結 論 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機再最有利工況范圍內工作。變速器設有兩擋，倒檔由電機的反轉來實現(xiàn)。需要時變速器還有動力輸出功能。汽車傳動系是汽車的主要組成部分，變速器又是傳動系的重要部件，它們的任務就是充分發(fā)揮發(fā)動機的性能，使發(fā)動機發(fā)出的動力有效而經濟地傳到驅動輪，以滿足汽車行駛上的各項要求。變速器的優(yōu)劣是決定汽車整車性能的重要因素。因而，變速器的設計與制造歷來受到汽車界的極大重視。變速器設計和一些主要參數(shù)選擇結構緊湊、尺寸小、重量輕、傳動效率高、工作可靠、壽命長、噪音低等。而傳統(tǒng)設計方法缺乏嚴密的科學性，如為了強調零件可靠性，往往取較大安全系數(shù)，結果增加了設計零件的重量。并且生產周期長，方法上依然沿襲傳統(tǒng)設計方法?，F(xiàn)代汽車技術的發(fā)展對傳動裝置的設計工作提出了更高的要求。在這種情況下，傳動裝置的設計，不但要滿足動力性和經濟性指標，而且要求設計質量低，材料消耗大。因而采用傳統(tǒng)設計法進行變速器設計已不能滿足汽車發(fā)展的客觀需要，必須采用現(xiàn)代設計方法。 本次