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下载后文件包含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985电动汽车两档变速器结构设计 【摘 要】随着石油资源的日益减少和环境保护要求的提高，电动汽车的发展越来越受到人们的重视，然而，对动力传动系统部件的设计参数进行研究是提高电动汽车性能的重要手段之一。变速器是汽车重要的传动系组成，在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。电动汽车的变速器与普通变速器相比，其结构有所不同。因为驱动电机的旋向可以通过电路控制实现变换，所以电动汽车无需内燃机汽车变速器中的倒档而设置倒档轴，只需应用电机反转来实现倒车行驶。设计中利用已知参数确定变速器各参数，对轴和各挡齿轮进行校核，绘制出装配图及零件图。同时本设计对电动汽车的动力传动系统进行了匹配设计计算，计算结果表明达到性能要求。【关键词】： 电动汽车、传动、变速箱、匹配Electric vehicle transmission and drive line system design【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目录第1章 绪论41.1电动汽车的简介41.2电动汽车传动装置的特点41.3电动汽车变速器的功用4第2章 电动汽车动力传动系统匹配计算52.1计算最高车速52.2车辆加速时间的计算52.3车辆爬坡的计算5第3章 电动汽车变速器设计方案及论证6第4章 变速器各主要参数的设计计算及校核84.1 主要参数设计84.2 齿轮强度计算114.3 确定轴的尺寸13第5章 同步器的选择165.1同步器的工作原理165.2同步器的功用同步器的种类165.3同步器的参数的确定165.3.1 摩擦因数165.3.2 同步环主要尺寸确定17第6章 变速器操纵机构186.1 对变速器操纵机构的要求186.2 直接操纵手动换档变速器186.3 远距离操纵手动换档变速器186.4 变速器自锁、互锁、倒档锁装置186.4.1自锁装置186.4.2互锁装置18第7章 零件的加工工艺207.1齿轮轴加工工艺207.2齿轮加工工艺207.3端盖加工工艺217.4装配图22第十章 结论23感谢词23参考文献24第1章 绪论1.1电动汽车的简介电动汽车是指以车我电源为动力，用电机驱动车轮行驶，符合道路交通、安全法规各项要求的车辆。电动汽车的优点是：（1）无污染，噪声低电动汽车无内燃机汽车工作时产生的废气，不产生排气污染，对环境保护和空气的洁净是十分有益的，有零污染的美称。电动汽车无内燃机产生的噪声，电动机的噪声也较内燃机小（2）能源效率高，多样化电动汽车的研究表明，其能源效率已超过汽油机汽车，特别是在城市运行，汽车走走停停，行驶速度不高，电动汽车更加适宜。电动汽车停止时不消耗电量，在制动过程中，电动机可自动转化为发电机，实现制动减速时能量的再利用。另一方面，电动汽车的应用可有效地减少对石油资源的依赖，可将有限的石油用于更重要的方面。向蓄电池充电的电力可以由煤炭、天然气、水力、核能、太阳能、风力、潮汐等能源转化。除此之外，如果夜间向蓄电池充电，还可以避开用电高峰，有利于电网均衡负荷，减少费用。 （3）结构简单，使用维修方便电动汽车较内燃机汽车结构简单，运转、传动部件少，维修保养工作量小，当采用交流感应电动机时，电机无需保养维护，更重要的是电动汽车易操纵。1.2电动汽车传动装置的特点电动汽车传动装置的作用是将电动机的驱动转矩传给汽车的驱动轴，当采用电动轮驱动时，传动装置的多数部件常常可以忽略。因为电动机可以带负载启动所以电动汽车上无需传统内燃机汽车朐离合器。因为驱动电机的旋向可以通过电路控制实现变换，所以电动汽车无需内燃机汽车变速器中的倒档当采用电动机无级调速控制时，电动汽车可以忽略传统汽车的变速器在采用电动轮驱动时，电动汽车也可以省略传统内燃机汽车传动系统的差速器。1.3电动汽车变速器的功用(l)改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。(3)中断动力传递，在电动机起动，怠速运转，汽车换档或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。(4)实现空档，当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如，可以保证驾驶员在电动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。汽车变速器是通过改变传动比，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。 第2章 电动汽车动力传动系统匹配计算 汽车的动力性是指汽车在良好的路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的，所能达到的平均行驶速度。汽车是一种高效率的运输工具，运输效率的高低在很大程度上取决于汽车的动力性。所以，动力性使汽车各种性能中最基本、最重要的性能。普通汽车的动力性能指标包括最高车速、加速时间和最大坡度,但对于电动汽车还必须包括续驶里程。2.1计算最高车速 F=mgcos*f+mgSin+CdAu2/21.15+mdu/dt (2-1)其中： F为车辆行驶的总阻力N； m为最大整车质量, kg; m =1500kg； f为滚动阻力系数；f=0.01 ； 为坡道角：=20；Cd为空气阻力系数：Cd=0.35;A为迎风面积：A=1.4*1.1=1.54;u为行驶车速km/h ；为车辆旋转质量换算系数： (2-2)1+0.06+0.04*1.7=1.1756 式中1、2主要与车型有关，轿车1在0.050.07之间（取0.06），2在0.030.05之间（取0.04）io为主减速器减速比；io =4.714为变速器传动比；=1.7为传动效率；=0.95Ft主驱动电机一最大限流工作时车辆获得的驱动力：=5329.177N nm为主驱动电机的工作转速r/min； nm =4000rpmr为车轮半径：r=0.3 io为主减速比；io =4.7142.2车辆加速时间的计算 t=1/3.6 (2-3)其中 v1为加速行驶起始车速m/h，v1=0，v2为加速行驶终止车速m/h，v2=45 km/h2.3车辆爬坡的计算由公式计算得： b=Ft Cdua221.15/(ma+mb)g (2-4) i= tan= tanarcsinb -arctanf = 15.5% (2-5)2.4续驶里程的计算 s= E/e=wbmb(ma+mb)e0=113km (2-6)其中：E为电池组充满电时的总能量kwhE=16kwh; e为电动车辆单位里程能耗kwh/kw; wb为电池比能量kwh/kgw=36.7 kwh/kg; e0为电动车辆行驶的比耗kwh/ km。第3章 电动汽车变速器设计方案及论证正确选择变速器的挡位数和传动比，使之与电动机参数优化匹配，以保证电动汽车具有良好动力性能： (1)保证汽车有必要的动力性和经济性； (2)设置空挡用来切断电动机动力向驱动轮的传输； (3)设置倒挡，使汽车能倒退行驶； (4）设置动力输出装置需要时能进行功率输出； (5）换挡迅速，省力，方便； (6)工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡及换挡冲击等现象的发生； (7)变速器应当有高的工作效率； (8)变速器的工作噪声低；除此以外，变速器还应当达到轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便的目标。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，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。近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。为满足以上使用性能要求，本变速器采用有级式变速器。变速器由变速传动机构和操纵机构构成。变速器传动机构包括欢动齿轮、传动齿轮、传动轴。实现操作需要避免、避免冲击不值得同步器，操作机构还要求有自锁和互锁装置。轿车多采用两轴式变速器，货车多采用三轴式变速器。同步器设计采用锁环式同步器。(1）传动机构布置方案分析 变速器传动机构有两种分类方法。根据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。固定轴式又分为两轴式，中间轴式双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液压机械式变速嚣。与中间轴式变速嚣比较，两轴式具有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便。此外，因为其经过一对齿轮啮合传动动力，故传动效率高同时噪音低。三轴式变速嚣与两轴式相比各档多了一对齿轮传动因而传递效率低噪音大。所以选择本设计两轴式双挡变速器。(2）变速其主要参数选择 l）挡数 增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性，挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高由于电动汽车的发展起步晚，受技术限制所以选用两挡变速箱，倒挡由电机反转来实现。 2)传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。 3)中心距A 对两轴式变速器，输入轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距，其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而日对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。 4）各档齿轮齿数的分配 在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。两档变速器为例，说明分配齿数的方法尽可能使各档齿轮的齿数比应该不是整数。(3)变速器的设计与计算 1)齿轮的损环形式 轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏， 轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后看出现的多。 2)齿轮强度计算 与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用田间仍是相似的。此外，机车变速器齿轮用的材抖，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳钢制作，采用剃齿与磨齿精加工，齿轮表面采用溶碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JBI79-83，6级和7级。(4）轴承的选择 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轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承变速器笫一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间常采用球轴承来承受向力。(5)变速器操纵机构 根据汽车使用条件的需要驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。 变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速轩，拨块，拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。第4章 变速器各主要参数的设计计算及校核4.1 主要参数设计(1）传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值，最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速挡，传动比为0.7-0.8本设计选用直接档，传动比为1即减速比为1； 1）根据汽车最大爬坡度确定汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 (4-1)则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为=1.68式中汽车总质量；重力加速度；道路阻力系数；最大爬坡要求；驱动车轮的滚动半径；发动机最大转矩；主减速比；汽车传动系的传动效率。（2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定 (4-2)1.73式中汽车质心高度，计算时取700mm； a汽车质心位置，计算时取1200mm；L汽车前后轮中心距，计算时取2000mm；道路的附着系数，计算时取=0.5。变速器的1档传动比应根据上述条件确定。所以，新设计变速器两个档位传动比分别取1和1.7(2)中心距的计算中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距，应能保证齿轮的强度两轴式变速器的中心距A(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： A=KA (4-3) 式中KA为中心距系数，对轿车，KA8.9-9,3；对货车，KA8.6-9.6；对多档主变速器，KA 9.5-11；存此取K=9.3。 式中T1max为变速器处于一档时的输出扭矩： T1max =Temaxigr=210*1.7*0.95=339.15Nm 故可取得初始中心距A64.86mm,取65mm.(3)外型尺寸变速箱的横向外型尺寸，报据齿轮直径以及换挡机构的布置初步确定影响变速箱壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式另外根据变速箱在电动汽车中的安装空间来设计。(4)齿轮参数 1)模数齿轮模数是一个重要参数并且影响它的选取因素有报多，如齿轮的强度、质量、噪声和工艺要求等。根据变速器用齿轮模数的范围（见表4-1、表4-2）及计算得本设计所用变速箱齿轮摸数如下： 斜齿轮：ma=0.47=0.47*=2.79根据汽车设计书p91的表格，进择第二系列的模数所以取ma = 2.75 直齿轮：m=3表4 -1汽车变速器齿轮的法向模数mm本型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t1.0v1.61.6v2.56.0ma14.0模数ma/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表4-2汽车变速器常用的齿轮模数mm第一系列1.001.251.52.02.53.0第二系列1.752.252.75 2）齿形、压力角、螺旋角和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表4-3选取，表4-3汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角齿形压力角齿宽b轿车高齿并修形的齿形14.516 250400一般货车GB1356-78规定的标准齿形200200300重型车同上低档，倒档齿轮22.50 250小螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些存本设计中变速器齿轮压力角a取150 啮合套或同步器取300；斜齿轮螺旋角取200。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的斜齿轮取左旋其轴向力经轴承盖由壳体承受 齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力b加大，队的承载能力增高但试验丧明，存齿宽增大判一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(4.5-8.0)m，mm b=83=24mm 斜齿 b=(6.0 -8.5)m，mm b=72.75=19.25mm第一轴常啮合齿轮硎副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。(5) 齿轮齿数的确定 存初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数，下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。图4.1变速器结构简图 1)确定一档齿轮的齿数（如图4.1）一挡传动比 igl=Z2/Z1 (4-4) 为了确定Z1和Z2的齿数，先求其齿数和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 上面根据初选的A及m计算出的Z2可能不是整数，将其调整为整数后，看出中心距有了变化，这时应从Z2及齿轮变位系数反过来计算中心距A再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里Z修正为39反推出A=64.5mm一档齿轮d1=48，d2=81；二档齿轮d1=d2=64.5mm 2)确定其他档位的齿数 二档传动比的计算 A=mn(Z1+ Z2)/2cos (4-6) Z3+ Z4=2Acos / mn=2 64.5cos200/2.75=44.08 (4-7) ig2= Z3/Z4 =1 Z3= Z4= 22 3)齿轮变位系数的选择 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度、使用平稳性、耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零,高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度，高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零,角度变位既具有高度变位的优点，又难免了其缺点。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮剐的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多;对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数，为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，同样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，执弯强度越低但是由于轮齿的刚度较小易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 根据上述理由，为降低噪声，变速器中一、二挡的齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一挡主动齿轮的齿数Z=16因此一档齿轮需要变位变位系数 =（17 Z）/17 (4-8) 式中Z为要变位的齿轮齿数 因为曲轮1的齿数为16所以会发生根切，所以需要变位变为系数为= (17 l6)/17=0.06。4.2 齿轮强度计算 齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，有所不同。但不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果在这里所选择的齿轮材料为45。(1）直齿轮弯曲应力ww=F1KKf/bty (4-9)式中：w为弯曲应力(MPa); F1为一档齿轮1的圆周力(N)； d为节圆直径 (mm)； K为应力集中系数，可近似取1. 65； Kf为摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9； b为齿宽( mm)，取24mm； t为端面齿距(mm)， r=m=3.14x3 =9.42； y为齿形系数 齿形系数如图4.1 齿形系数图4.1当处于一档时，故由 Tg=Temaxi1=2101.71000=357000N*mm (4-10) d1=mz1=316=48mm (4-11) F1=2Tg/d1=2357000/48=14875N (4-12) W1=148751.651.1/249.420.18=663.4MPa (4-13) W2=148751.650.9/249.420.18=542.8MPa (4-14)当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩Temax时，一档直齿轮的弯曲应力在400850 MPa之间。(2）斜齿轮弯曲应力 W= F1KKf/BtyKg （4-16）式中w为弯曲应力(MPa);B为齿宽( mm)，取17.5mm； t为端面齿距(mm)， r=m=3.14x2.75 =8.635； y为齿形系数如齿形系数图4.1； F2为二档齿轮圆周力(N)； d为节圆直径 (mm)； K为应力集中系数，可近似取1.5； Kf为摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9； Kg为重合度影响系数，取2.0； 选择齿形系数y时，按当量模数zn=z/cos3在齿形系数表中查的， y=0.14 Tg=TemaxZ4/Z3=210000 Nmm （4-17） D4=mz/cos=2.7522/cos20=64.38 （4-18） F4=2Tg/ d4=2210000/64.38=6523.8N (4-19) W4=6523.81.5*1.1/19.258.6350.142=279.84Mpa (4-20)W3=228.91MPa 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强,度要求。(3）齿轮接触应力 （4-21） 式中为齿轮的接触应力(MPa) ； F为齿面上的法向力(N)，F=F1/（coscos）; F1为圆周力（N），F1=2Tg/d ； Tg = Temax/2 为节点处的压力角(200)；为齿轮螺旋角； E为齿轮材料的弹性模量（MPa）材料为45可取E=190103 t(MPa)； B为齿轮接触的实际宽度( mm)；直齿轮B=24mm、斜齿轮B=19.25mm， z 、b为主、从动齿轮节点处的曲率半径( mm); 直齿轮： z= rzsin (4-22) b=rbsin (4-23) 斜齿轮： z= rzsin/cos2 (4-24) b= rbsin/cos2 (4-25)其中，rz 、rb分别为主从动齿轮节圆半径( mm)，第一档rzrb分别为23.9和40.6；第二档rzrb。 都为32.25将作用在变速器第一轴上的载荷Temax作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见下表： 表4-4变速器齿轮的许用接触应力齿轮j/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700 通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档：1527.81MPa二档：977.20MPa对照上表4-4可知，所设计变速器队轮的接触应力基本符合要求。4.3 确定轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。存草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变进器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定： 第一轴d=(0.40.5)A =0.45A =0.4564.5 =29.025 mm 第二轴花键部分直径可根据发动机最大转矩Temax (Nm)按下式初选： =4.5* =26.75mm (4-26) d与l关系： 一轴：d/l=0.l6 0.18=0.l7 二轴：d/l =0.l80.21=0.2 所以，一轴：l= d/0.17=29.025/0.17 =170.7mm 二轴：l=d/0.2=26.75/0.2=133.75 mm轴的校核是评定变速器是否满足所要求的强度、刚度等条件，是否满足使用要求，是设计过程中的重要步骤，主要是为了对设计的数据校核，达到设计的要求。变速器齿轮在轴上的位置如图4-3所示：ABabL F FF FF 图4.3轴受力简图强度校核齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr、及轴向力Fa可按下式求出 (4-27)式中i至计算齿轮的传动比；d计算齿轮的节圆直径，mm；节点处压力角；螺旋角；发动机最大转矩，Nmm。在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）为 (4-28) (4-29)式中W弯曲截面系数，mm3；d轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm； Mc在计算断面处轴的垂向弯矩，Nmm； Ms在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm；许用应力，在低档工作时取400MPa。变速器在工作中产生的齿轮啮合力、轴支承反力以及轴的挠度和断面转角等见图6-25。在垂直面内第一轴的挠度及断面转角 (见图625)分别为 (4-30) (4-31)在垂直面内第二轴的挠度及断面转角分别为 (4-32) (4-33)式中r01，r04相应齿轮的节圆半径；J1，J4相应处轴断面的惯性矩。在上述计算中，花健轴的计算直径可取为其花键内径的1.1倍。轴断面的转角不应大于0.002rad(弧度)。轴的垂向挠度的容许值fc0.050.10mm；轴的水平挠度的容许值fs0.100.15mm。轴的合成挠度应小于0.20mm。 长的轴应进行扭转刚度的验算，使轴的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为0.2500.350度。在转矩T的作用下，长为L的轴的扭转角为式中T转矩，Nmm；L轴长，mm；Jp轴横截面的极惯性矩，mm4：对实心轴；对空心轴；G轴材料的剪切弹性模量，对于钢材G=8104MPa。经过计算校核后该轴满足要求。第5章 同步器的选择同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种，常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现己不用。得到广泛应用的是惯性式同步器惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈存在达到同步之前不可能接触，从而避免齿问冲击。由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换挡位时存在一个“同步”问题。两个旋转速度不一样齿轮强行啮合必然会发生冲击碰撞，损坏齿轮，因此，旧式变速器的换挡要采用“两脚离合”的方式，升档在空档位置停留片刻，减档要在空档位置加油门，以减少齿轮的转速差。但这个操作比较复杂，难以掌握精确因此设计师创造出同步器，通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合。变速器的换档操作，尤其是从高档向低档的换档操作比较复杂，而且很容易产生轮齿或花键齿间的冲击。为了简化操作，并避免齿间冲击，可以在换档装置中设置同步器。5.1同步器的工作原理同步器换档过程由三个阶段组成。第一阶段：同步器离开中间位置，做轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬间，假如齿轮3的角速度3。和滑动齿套1的角速度l不同，在摩擦力矩作用下锁销相对滑动齿套1转动一个不大的角度，并占据锁止位置。此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换档方向移动。第二阶段：来自手柄传至换档拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于3和l不等，存上述表面产生摩擦力。滑动齿套1和齿轮3分别与整车和变速器输入轴转动零件相连接。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套l和齿轮3的转速逐渐接近，其角速度差=1-3减小了。在=0瞬间同步过程结束。第三阶段：=0，摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁销上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换档位置相邻档位相互转换时，应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换档的情况，只是前者的待接合齿圈与技合套的转动角速度要求一致，而后者的待接合齿轮啮合点的线速度要求一致，但所依掘的速度分析原理是一样的。5.2同步器的功用同步器的种类同步器有常压式和惯性式。目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器它主要由接台套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面存设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮存同步前进行啮合。当同步锁环内锥面与待接合齿轮圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转。齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这是在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈啮合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。5.3同步器的参数的确定5.3.1 摩擦因数摩擦因数除与选用的材料有关外还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若惟面的表面粗糙度差，在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环因使用寿命短，已遭淘汰。由黄铜合金与铜材构成的磨擦副，存油中工作的摩擦因数取为0.1。摩擦因数对换档齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，换档省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。5.3.2 同步环主要尺寸确定同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对的影响很大， 随齿顶的磨损而降低，换档费力，故齿顶宽不易过大，螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少增加磨损速度通常轴向灌油槽为6l2个，槽宽34mm。锥面半锥角口 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则磨擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan一般取6080。 取60时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在70时就很少出现咬住现象。锁止角 领止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素主要有摩擦因敏擦锥面的平均半径R，锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在260460范围内变化。摩擦锥面平均半径RR往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，尽可能将R取大些。同步时间同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可存下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.l5-0.30s，低档取1.001.5s;对货车变速器高档取0.300.80s低档取1.001.50s。转动惯量的计算换档过程中依靠同步器改变转速的零件统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘，中间轴及其上的齿轮，与中间轴上齿轮相啮合的第二周上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同档位转换到被同步的零件上，对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出；若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体并按数学公式合成求出转动惯量。第6章 变速器操纵机构变速器操纵机构能让驾驶员使变速器挂上或摘下某一档从而改变变速器的工作状态。根据汽车使用条件的需要驾驶员利用变速器的操纵机构完成选档和实现换档或退到空档的工作。变速器操纵机构按照变速操纵杆（变速杆）位置的不同，可分为直接操纵式和远距离操纵式两种类型。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或退到空档工作，称为手动换档变速器。6.1 对变速器操纵机构的要求为了保证变速器的可靠工作，变速器操纵机构应能满足以下要求：(1)挂档后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合（或滑动齿轮换档时，全齿长都进入啮合）。在振动等条件影响下，操级机构应保证变速器不自行挂档或自行脱档。为此在操纵机构中设有自锁装置；(2)为了防止同时挂上两个档而使变速器卡死或损坏，在操纵机构中设有互锁装置；(3)为了防止在汽车前进时误挂倒档，导致零件损坏，在操纵机构中设有倒档锁装置。6.2 直接操纵手动换档变速器这种形式的变速器布置在驾驶员座椅附近，变速杆由驾驶室底板伸出，驾驶员可以直接操纵本次设计的两档变速器的操纵机构就采用这种形式，多用于后轮驱动的车辆。拨叉轴的两端均支承于变速器盖的相应孔中，可以轴向滑动。所有的拨叉和拨块都以弹性销固定于相应的拨叉轴上。三、四档拨叉的上端具有拨块。拨叉和拨块的顶部制有凹槽。变速器处于空档时，各凹槽在横向平面内对齐，叉形拨杆下端的球头即伸人返些凹槽中。选档时可使变速杆绕其中部球形支点横向摆动，则其下端推动叉形拨杆绕换档轴的轴线摆动，从而使叉形拨杆下端球头对准与所选档位对应的拨块凹槽，然后使变速杆纵向摆动，带动拨叉轴及拨叉向前或向后移动，即可实现挂档。例如，横向摆动变速杆使叉形拨杆下端球头深入拨块项部凹槽中，拨块连同拨叉轴和拨叉沿纵向向前移动一定距离，便可挂档；若向后移动一段距离，则挂入另一挡。各种变速器由于档位数及档位排列位置不同，其拨叉和拨叉轴的数量及排列位置也不相同。6.3 远距离操纵手动换档变速器在有些汽车上，由于变速器离驾驶员座位较远，则需要在变速杆与拨叉之间加装一些辅助杠杆或一套传动机构，构成远距离操纵机构由于其变速器安装在前驱动桥处，远离驾驶员座椅，因此需要采用这种操纵方式。而在变速器壳体上则具有类似于直接操纵式的内换档机构。另外，有些轿车和轻型货车的变速器，将变速杆安装在转向柱管上。因此，在变速杆与变速器之间也是通过一系列的传动件进行传动，这也是远距离操纵方式。它具有变速杆占据驾驶室空间小，乘坐方便等优点。6.4 变速器自锁、互锁、倒档锁装置6.4.1自锁装置自锁装置用于防止变速器自动脱档或挂档，井保证轮齿以全齿宽啮合。大多数变速器的自锁装置都是采用自锁钢球对拨叉轴进行轴向定位锁止在变速器盖中钻有三个深孔，孔中装入自锁钢球和自锁弹簧，其位置正处于拨叉轴的正上方，每根拨叉轴对着钢球的表面沿轴向设有三个凹糟，糟的深度小于钢球的半径。中间的凹槽对正钢时为空档位置，前边或后边的凹槽对正钢球时则处于某一工作档位置，相邻凹槽之间的距离保证齿轮处于全齿长啮合或是完全退出啮合。凹槽对正钢球时，钢球便在自锁弹簧的压力作用下嵌入该凹槽内，拔叉轴的轴向位置便被固定，不能自行挂挡或自行脱档。当需要换档时，驾驶员通过变速杆对拨叉轴施加一定的轴向力，克服自锁弹簧的压力而将自锁钢球从拨叉轴凹槽中挤出并推回孔中，拨叉轴便可滑过钢球进行轴向移动并带动拨叉及相应的接合套或滑动齿轮轴向移动，当拨叉轴移至其另一凹槽与钢球相对正时，钢球又被压入凹槽，驾驶员具有很强的手感，此时拨叉所带动的接合套或滑动齿轮便被拨入空档或被拨入另一工作档位。6.4.2互锁装置互锁装管用于防止同时挂上两个档位。互锁装置由互锁钢球和互锁销组成。当变速器处于空档时，所有拨叉轴的侧面凹槽同互锁钢球、互锁销都在一条直线上当移动中间拨叉轴2 时，轴2两侧的内钢球从其侧凹槽中被挤出，而两外钢球则分别嵌入两根拨叉轴的侧面凹槽中，因而将两根拨叉轴刚性地锁止在其空档位置。若欲移动拨叉轴，则应先将拨叉轴退回到空档位置。于是存移动拨叉轴时，钢球便从轴的凹槽中被挤出，同时通过互锁销和其他钢球将轴和轴均锁止在空档位置。同理，当移动拨叉轴时，则两根轴被锁止在空档位置，由此可知，互锁装置：作用的机理是当驾驶员用变速杆推动某一拨叉轴时。即可自动锁止其余的拨叉轴，从而防止同时挂上两个挡位。第7章 零件的加工工艺7.1齿轮轴加工工艺齿轮轴是大批量生产的，而在大批生产中