電動汽車變速器設計

電動汽車變速器設計,電動汽車,變速器,設計 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 裝 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 訂 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 線 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 畢業(yè)設計（論文）報告紙 電動汽車兩檔變速器結構設計 08機械（1）班 姓名 陳晨 學號 080190 指導老師 何東偉 【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，然而，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。電動汽車的變速器與普通變速器相比，其結構有所不同。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)確定變速器各參數(shù)，對軸和各擋齒輪進行校核，繪制出裝配圖及零件圖。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、變速箱、匹配 Electric vehicle transmission and drive line system design 08 class of machine name Chen chen No.080190 Instructor Mr. He 【Abstract】 With oil resources dwindling and environmental improvement, the development of electric vehicles is receiving increasing attention. However, in the 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 of size of vehicle speed and torque of the motor vehicle wheel size.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 the automubile transmission and set up reverse axis. simply the application of inversion ro achieve the reversing motor traffic.Known parameters of the design of transmission of the block to determine the transmission ratio. At the same time, the design of matching calculation results show that the performance requirements to meet. 【Key words】: electric vehicle、transmission 、gear box、 matching 目錄 第1章 緒論 4 1.1電動汽車的簡介 4 1.2電動汽車傳動裝置的特點 4 1.3電動汽車變速器的功用 4 第2章 電動汽車動力傳動系統(tǒng)匹配計算 5 2.1計算最高車速 5 2.2車輛加速時間的計算 5 2.3車輛爬坡的計算 5 第3章 電動汽車變速器設計方案及論證 6 第4章 變速器各主要參數(shù)的設計計算及校核 8 4.1 主要參數(shù)設計 8 4.2 齒輪強度計算 11 4.3 確定軸的尺寸 13 第5章 同步器的選擇 16 5.1同步器的工作原理 16 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)主要尺寸確定 17 第6章 變速器操縱機構 18 6.1 對變速器操縱機構的要求 18 6.2 直接操縱手動換檔變速器 18 6.3 遠距離操縱手動換檔變速器 18 6.4 變速器自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置 18 6.4.1自鎖裝置 18 6.4.2互鎖裝置 18 第7章 零件的加工工藝 20 7.1齒輪軸加工工藝 20 7.2齒輪加工工藝 20 7.3端蓋加工工藝 21 7.4裝配圖 22 第十章 結論 23 感謝詞 23 參考文獻 24 第1章 緒論 1.1電動汽車的簡介 電動汽車是指以車我電源為動力，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： （1）?無污染，噪聲低 　　電動汽車無內燃機汽車工作時產生的廢氣，不產生排氣污染，對環(huán)境保護和空氣的潔凈是十分有益的，有"零污染"的美稱?！　‰妱悠嚐o內燃機產生的噪聲，電動機的噪聲也較內燃機小　 （2）?能源效率高，多樣化 　　電動汽車的研究表明，其能源效率已超過汽油機汽車，特別是在城市運行，汽車走走停停，行駛速度不高，電動汽車更加適宜。電動汽車停止時不消耗電量，在制動過程中，電動機可自動轉化為發(fā)電機，實現(xiàn)制動減速時能量的再利用。 　　另一方面，電動汽車的應用可有效地減少對石油資源的依賴，可將有限的石油用于更重要的方面。向蓄電池充電的電力可以由煤炭、天然氣、水力、核能、太陽能、風力、潮汐等能源轉化。除此之外，如果夜間向蓄電池充電，還可以避開用電高峰，有利于電網(wǎng)均衡負荷，減少費用。 （3）結構簡單，使用維修方便 　　電動汽車較內燃機汽車結構簡單，運轉、傳動部件少，維修保養(yǎng)工作量小，當采用交流感應電動機時，電機無需保養(yǎng)維護，更重要的是電動汽車易操縱。 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)內燃機汽車朐離合器。因為驅動電機的旋向可以通過電路控制實現(xiàn)變換，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 (l)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。(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。 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 ∑F=mgcosα*f+mgSinα+CdAu2/21.15+δmdu/dt (2-1) 其中： ∑F為車輛行駛的總阻力．N； m為最大整車質量, kg; m =1500kg； f為滾動阻力系數(shù)；f=0.01 ； α為坡道角：α=20°； Cd為空氣阻力系數(shù)：Cd=0.35; A為迎風面積：A=1.4*1.1=1.54; u為行駛車速．km/h ； δ為車輛旋轉質量換算系數(shù)： (2-2) 1+0.06+0.04*1.7=1.1756 式中δ1、δ2主要與車型有關，轎車δ1在0.05~0.07之間（取0.06），δ2在0.03~0.05之間（取0.04） io為主減速器減速比；io =4.714 為變速器傳動比；=1.7 為傳動效率；=0.95 Ft主驅動電機一最大限流工作時車輛獲得的驅動力： =5329.177N nm為主驅動電機的工作轉速．r/min； nm =4000rpm r為車輪半徑：r=0.3 io為主減速比；io =4.714 2.2車輛加速時間的計算 t=1/3.6 (2-3) 其中 v1為加速行駛起始車速m/h，v1=0，v2為加速行駛終止車速m/h，v2=45 km/h 2.3車輛爬坡的計算 由公式計算得： b=Ft –Cdua2／21.15/(ma+mb)g (2-4) i= tanα= tan{arcsin[b ]-arctanf} = 15.5% (2-5) 2.4續(xù)駛里程的計算 s= E/e=wbmb／(ma+mb)e0=113km (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; wb為電池比能量．kwh/kg．w=36.7 kwh/kg; e0為電動車輛行駛的比耗．kwh/ km。 第3章 電動汽車變速器設計方案及論證 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．用來切斷電動機動力向驅動輪的傳輸； (3)設置倒擋，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，方便； (6)工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象的發(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歡動齒輪、傳動齒輪、傳動軸。實現(xiàn)操作需要避免、避免沖擊不值得同步器，操作機構還要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。 (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壓機械式變速囂。與中間軸式變速囂比較，兩軸式具有結構簡單，輪廓尺寸小，布置方便。此外，因為其經過一對齒輪嚙合傳動動力，故傳動效率高同時噪音低。三軸式變速囂與兩軸式相比各檔多了一對齒輪傳動因而傳遞效率低噪音大。所以選擇本設計兩軸式雙擋變速器。 (2）變速其主要參數(shù)選擇 l）擋數(shù) 增加變速器的檔數(shù)能改善汽車的動力性和經濟性，擋數(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，而且在使用時換擋頻率也增高．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．傳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，輸入軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距，其大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質量大小，而日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。 4）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)變速器的擋數(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)。 (3)變速器的設計與計算 1)齒輪的損環(huán)形式 輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞， 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，后看出現(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抖，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，采用剃齒與磨齒精加工，齒輪表面采用溶碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JBI79-83，6級和7級。 (4）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．變速器笫一軸前端支承在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間常采用球軸承來承受向力。 (5)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，常見的是由變速軒，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擋傳動比與最高擋傳動比的比值，最高擋通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速擋，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； 1）根據(jù)汽車最大爬坡度確定 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 (4-1) 則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動比為 =1.68 式中——汽車總質量； ——重力加速度； ——道路阻力系數(shù)； ——最大爬坡要求； ——驅動車輪的滾動半徑； ——發(fā)動機最大轉矩； ——主減速比； ——汽車傳動系的傳動效率。 （2）根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件確定 (4-2) 1.73 式中——汽車質心高度，計算時取700mm； a——汽車質心位置，計算時取1200mm； L——汽車前后輪中心距，計算時取2000mm； ——道路的附著系數(shù)，計算時取=0.5。 變速器的1檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。 所以，新設計變速器兩個檔位傳動比分別取1和1.7 (2)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： A=KA (4-3) 式中KA為中心距系數(shù)，對轎車，KA~8.9--9,3；對貨車，KA~8.6--9.6； 對多檔主變速器，KA ~9.5-11；存此取K=9.3。 式中T1max為變速器處于一檔時的輸出扭矩： T1max =Temaxigrη=210*1.7*0.95=339.15Nm 故可取得初始中心距A64.86mm,取65mm. (3)外型尺寸 變速箱的橫向外型尺寸，報據(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報多，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摸數(shù)如下： 斜齒輪：ma=0.47=0.47*=2.79根據(jù)汽車設計書p91的表格，進擇第二系列的模數(shù)所以取ma = 2.75 直齒輪：m=3 表4 -1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mm 本型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量ma/t 1.014.0 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 齒寬b 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°~16° 250~400 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 200 200~300 重型車 同上 低檔，倒檔齒輪22.50 250 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．存本設計中變速器齒輪壓力角a取150 嚙合套或同步器取300；斜齒輪螺旋角β取200。 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取右旋，而第一軸和第二軸上的斜齒輪取左旋．其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，隊的承載能力增高．但試驗喪明，存齒寬增大判一定數(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=7×2.75=19.25mm 第一軸常嚙合齒輪硎副齒寬的系數(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 存初選了中心距、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4.1） 一擋傳動比 igl=Z2/Z1 (4-4) 為了確定Z1和Z2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Z∑： Z∑=2A/m （4-5） 其中A=65mm、m=3:故 有Z∑=43.33 igl= 1.7= Z2/Z1；Z1+ Z2=43.3; Z1 =16.03；Z2=27.3 取Z1= 16；Z2= 27 上面根據(jù)初選的A及m計算出的Z2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Z2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Z∑修正為39．反推出A=64.5mm．一檔齒輪d1=48，d2=81； 二檔齒輪d1=d2=64.5mm 2)確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動比的計算 A=mn(Z1+ Z2)/2cosβ (4-6) Z3+ Z4=2Acos β/ mn=2 ×64.5×cos200/2.75=44.08 (4-7) ig2= Z3/Z4 =1 Z3= Z4= 22 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，又難免了其缺點。 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，使各相互嚙合齒輪剮的齒數(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，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，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，同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，執(zhí)彎強度越低．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，變速器中一、二擋的齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。 其中，一擋主動齒輪的齒數(shù)Z=16．因此一檔齒輪需要變位． 變位系數(shù) ξ=（17 – Z）/17 (4-8) 式中Z為要變位的齒輪齒數(shù)． 因為曲輪1的齒數(shù)為16．所以會發(fā)生根切，所以需要變位．變?yōu)橄禂?shù)為ξ= (17 –l6)/17=0.06。 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σw σw=F1KσKf/bty (4-9) 式中：σw為彎曲應力(MPa); F1為一檔齒輪1的圓周力(N)； d為節(jié)圓直徑 (mm)； Kσ為應力集中系數(shù)，可近似取1. 65； Kf為摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； b為齒寬( mm)，取24mm； t為端面齒距(mm)， r=πm=3.14x3 =9.42； y為齒形系數(shù) 齒形系數(shù)如圖4.1 齒形系數(shù)圖4.1 當處于一檔時，故由 Tg=Temax·i1=210×1.7×1000=357000N*mm (4-10) d1=mz1=3×16=48mm (4-11) F1=2Tg/d1=2×357000/48=14875N (4-12) σW1=14875×1.65×1.1/24×9.42×0.18=663.4MPa (4-13) σW2=14875×1.65×0.9/24×9.42×0.18=542.8MPa (4-14) 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩Temax時，一檔直齒輪的彎曲應力在400~850 MPa之間。 (2）斜齒輪彎曲應力 σW= F1KσKf/BtyKg （4-16） 式中σw為彎曲應力(MPa); B為齒寬( mm)，取17.5mm； t為端面齒距(mm)， r=πm=3.14x2.75 =8.635； y為齒形系數(shù)．如齒形系數(shù)圖4.1； F2為二檔齒輪圓周力(N)； d為節(jié)圓直徑 (mm)； Kσ為應力集中系數(shù)，可近似取1.5； Kf為摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； Kg為重合度影響系數(shù)，取2.0； 選擇齒形系數(shù)y時，按當量模數(shù)zn=z/cos3β在齒形系數(shù)表中查的， y=0.14 Tg=TemaxZ4/Z3=210000 Nmm （4-17） D4=mz/cosβ=2.75×22/cos20=64.38 （4-18） F4=2Tg/ d4=2×210000/64.38=6523.8N (4-19) σW4=6523.8×1.5*1.1/19.25×8.635×0.14×2=279.84Mpa (4-20) σW3=228.91MPa 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。 (3）齒輪接觸應力 （4-21） 式中σ為齒輪的接觸應力(MPa) ； F為齒面上的法向力(N)，F(xiàn)=F1/（cosαcosβ）; F1為圓周力（N），F(xiàn)1=2Tg/d ； Tg = Temax/2 α為節(jié)點處的壓力角(200)； β為齒輪螺旋角； E為齒輪材料的彈性模量（MPa）．材料為45可取E=190×103 t(MPa)； B為齒輪接觸的實際寬度( mm)；直齒輪B=24mm、斜齒輪B=19.25mm， ρz 、ρb為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑( mm); 直齒輪： ρz= rzsinα (4-22) ρb=rbsinα (4-23) 斜齒輪： ρz= rzsinα/cos2β (4-24) ρb= rbsinα/cos2β (4-25) 其中，rz 、rb分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑( mm)， 第一檔rz‘rb分別為23.9和40.6； 第二檔rz‘rb。 都為32.25 將作用在變速器第一軸上的載荷Temax作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力ρj見下表： 表4-4變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 ρj/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：1527.81MPa 二檔：977.20MPa 對照上表4-4可知，所設計變速器隊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。存草圖設計時，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進器軸的尺寸選定，也可由下列經驗公式初步選定： 第一軸d=(0.4～0.5)A =0.45A =0.45×64.5 =29.025 mm 第二軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機最大轉矩Temax (N·m)按下式初選： =4.5* =26.75mm (4-26) d與l關系： 一軸：d/l=0.l6 ~ 0.18=0.l7 二軸：d/l =0.l8~0.21=0.2 所以，一軸：l= d/0.17=29.025/0.17 =170.7mm 二軸：l=d/0.2=26.75/0.2=133.75 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： A B a b L F FF F F 圖4.3軸受力簡圖 強度校核 齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr、及軸向力Fa可按下式求出 (4-27) 式中i——至計算齒輪的傳動比； d——計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm； ——節(jié)點處壓力角； ——螺旋角； ——發(fā)動機最大轉矩，N·mm。 在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）為 (4-28) (4-29) 式中W——彎曲截面系數(shù)，mm3； d——軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內徑，mm； Mc——在計算斷面處軸的垂向彎矩，N·mm； Ms——在計算斷面處軸的水平彎矩，N·mm； []——許用應力，在低檔工作時取400MPa。 變速器在工作中產生的齒輪嚙合力、軸支承反力以及軸的撓度和斷面轉角等見圖6-25。 在垂直面內第一軸的撓度及斷面轉角 (見圖6—25)分別為 (4-30) (4-31) 在垂直面內第二軸的撓度及斷面轉角分別為 (4-32) (4-33) 式中r01，r04——相應齒輪的節(jié)圓半徑； J1，J4——相應處軸斷面的慣性矩。 在上述計算中，花健軸的計算直徑可取為其花鍵內徑的1.1倍。軸斷面的轉角不應大于0.002rad(弧度)。軸的垂向撓度的容許值[fc]＝0.05~0.10mm；軸的水平撓度的容許值[fs]＝0.10~0.15mm。 軸的合成撓度應小于0.20mm。 長的軸應進行扭轉剛度的驗算，使軸的扭轉角不超過許用值。每米長軸扭轉角的許用值為[]＝0.250~0.350度。在轉矩T的作用下，長為L的軸的扭轉角為 式中T——轉矩，N·mm； L——軸長，mm； Jp——軸橫截面的極慣性矩，mm4：對實心軸；對空心軸； G——軸材料的剪切彈性模量，對于鋼材G=8×104MPa。 經過計算校核后該軸滿足要求。 第5章 同步器的選擇 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（即角速度相等）換擋的缺點，現(xiàn)己不用。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存在達到同步之前不可能接觸，從而避免齒問沖擊。 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，升檔在空檔位置停留片刻，減檔要在空檔位置加油門，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。 變速器的換檔操作，尤其是從高檔向低檔的換檔操作比較復雜，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，可以在換檔裝置中設置同步器。 5.1同步器的工作原理 同步器換檔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檔方向移動。第二階段：來自手柄傳至換檔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，存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相連接。于是，在摩擦力矩作用下，滑動齒套l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)了換檔位置．相鄰檔位相互轉換時，應該采取不同操作步驟的道理同樣適用于移動齒輪換檔的情況，只是前者的待接合齒圈與技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，但所依掘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．它主要由接臺套、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。鎖止角與錐面存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，防止齒輪存同步前進行嚙合。 當同步鎖環(huán)內錐面與待接合齒輪圈外錐面接觸后，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，這是在作用力的推動下，接合套不受阻礙地與同步鎖環(huán)齒圈嚙合，并進一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換檔過程。 5.3同步器的參數(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。若惟面的表面粗糙度差，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。由黃銅合金與銅材構成的磨擦副，存油中工作的摩擦因數(shù)取為0.1。摩擦因數(shù)對換檔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，換檔省力或縮短同步時間；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，換檔費力，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．通常軸向灌油槽為6～l2個，槽寬3～4mm。 錐面半錐角口α 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則磨擦錐面將產生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tanα>．一般取60～80。 取60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70時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。 鎖止角 領止角選取的正確，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擋。影響鎖止角選取的因素主要有摩擦因敏擦錐面的平均半徑R，鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在260—460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錐面上的軸向力，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，計算時可存下屬范圍內選?。簩I車變速器高檔取0.l5-0.30s，低檔取1.00~1.5s;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檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔的工作。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檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。 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檔、換檔或退到空檔工作，稱為手動換檔變速器。 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)掛檔后應保證結合套于與結合齒圈的全部套合（或滑動齒輪換檔時，全齒長都進入嚙合）。在振動等條件影響下，操級機構應保證變速器不自行掛檔或自行脫檔。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檔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檔，導致零件損壞，在操縱機構中設有倒檔鎖裝置。 6.2 直接操縱手動換檔變速器 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．本次設計的兩檔變速器的操縱機構就采用這種形式，多用于后輪驅動的車輛。 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、四檔撥叉的上端具有撥塊。撥叉和撥塊的頂部制有凹槽。變速器處于空檔時，各凹槽在橫向平面內對齊，叉形撥桿下端的球頭即伸人返些凹槽中。選檔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檔軸的軸線擺動，從而使叉形撥桿下端球頭對準與所選檔位對應的撥塊凹槽，然后使變速桿縱向擺動，帶動撥叉軸及撥叉向前或向后移動，即可實現(xiàn)掛檔。例如，橫向擺動變速桿使叉形撥桿下端球頭深入撥塊項部凹槽中，撥塊連同撥叉軸和撥叉沿縱向向前移動一定距離，便可掛檔；若向后移動一段距離，則掛入另一擋。 各種變速器由于檔位數(shù)及檔位排列位置不同，其撥叉和撥叉軸的數(shù)量及排列位置也不相同。 6.3 遠距離操縱手動換檔變速器 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．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檔機構。 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、倒檔鎖裝置 6.4.1自鎖裝置 自鎖裝置用于防止變速器自動脫檔或掛檔，井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孔，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糟，糟的深度小于鋼球的半徑。中間的凹槽對正鋼時為空檔位置，前邊或后邊的凹槽對正鋼球時則處于某一工作檔位置，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，拔叉軸的軸向位置便被固定，不能自行掛擋或自行脫檔。當需要換檔時，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，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檔或被撥入另一工作檔位。 6.4.2互鎖裝置 互鎖裝管用于防止同時掛上兩個檔位?；ユi裝置由互鎖鋼球和互鎖銷組成。當變速器處于空檔時，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檔位置。若欲移動撥叉軸，則應先將撥叉軸退回到空檔位置。于是存移動撥叉軸時，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檔位置。同理，當移動撥叉軸時，則兩根軸被鎖止在空檔位置，由此可知，