【混合动力汽车变速器设计案例】4100字

混合动力汽车变速器设计案例综述1.1档数和传动比的选择

目前，汽车的档位选择一般设定为4至5档，所以本次选的就是5档。根据车辆的最大坡度，车辆的最小稳定速度，驱动轮的牵引力，主减速比和驱动轮的滚动半径，选择变速器的最小传动比，确定最终的传动比。我们不计算低速爬坡的时间阻力，所以用下面的公式来计算最大驱动力。符合I传动比：其中：—汽车总质量；—重力加速度；—主减速比；—传动效率—驱动轮的滚动半径；—发动机最大转矩；—道路最大阻力系数。由驱动轮的附着条件可知：得：式中：—路面附着系数，计算的时候取；—车辆在满载时静止于水平路面上时驱动桥给路面的载荷由上式可知，满载的质量是1800kg

得，查阅资料可知，大部分传动比的数值在0.7和0.8之内，取：。中间档的传动比q为：理论和实际有出入。由上式可得：故：（取整为1）由上述结果可知，传动比符合要求。1.2中心距的选择

中心距对变速器来说是很重要的，所以我们要选择更为合适的中心距来保证齿轮的强度。两轴之间的中心距是由下面公式计算可得：该公式中：取中心距其中的一个系数为，——变速器中心距（mm）；——发动机的最大输出的转矩为150；——变速器一档传动比为3.455；——变速器传动效率，取96%。因为轿车的变速器中心距在65到80mm之间，所以取。1.3变速器的外形尺寸乘用车变速器壳体的轴向尺寸可以参考下面的公式进行选择：初选长度为240mm。1.4齿轮参数(1)模数选择齿轮模数时应遵守的一般原则是：为了降低噪音应合理的降低模数，同时增加齿宽；为了使质量更小，应增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面看，每个齿轮应选择一个模数；从强度方面看，每个齿轮应具有不同模数。对于汽车来说，降低工作噪音是比较重要的，所以模数应选得小一些。法向模数为：

其中，可得出。

1档直齿轮的模数：

计算可得：(2)压力角α-齿形和压力角、β-螺旋角、b-齿宽的选择：项目车型齿形压力角α轿车高齿并修形的齿形14.5°，15°，16°，16.5°重型车GB1356-78规定的标准齿形低档、倒档齿轮22.5°，25°对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。(3)螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮的工作噪音、齿轮齿的强度和轴向力都有影响。当选择较大的螺旋角时，齿轮的啮合重叠度增加，因此工作平稳，噪音降低。试验证明，随着螺旋角的增大，齿的强度也相应增加，但当螺旋角大于30°时，弯曲强度突然下降，而接触强度则继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度来说，并不希望使用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度来说，应选择较大的螺旋角。(4)齿宽通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽斜齿，取为6.0～8.5。为了提高齿轮的使用寿命和传动稳定性，有必要随着齿轮长度的减少而增加接触应力，反之，齿宽系数的值会变大。(5)齿顶高度系数对重合度、齿部强度、工作噪音、齿轮齿的相对滑动速度、齿轮齿根切口和齿顶厚度都有影响。如果齿顶高度系数小，齿轮的重叠度就小，工作噪音就大；但是，齿轮齿的弯矩就减小，齿轮齿的弯曲应力也就减小。齿轮加工精度提高后，包括我国在内，顶高系数都取为1.00。为了增加齿轮的啮合度，降低噪音，提高齿根强度，变速器采用顶高系数超过1.00的细高齿。1.4各档齿轮齿数的分配和齿轮参数的计算在初步选定中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据变速器的齿轮数、传动比和传动方案来分配齿轮齿数。需要注意的是，为了使齿面磨损均匀，齿轮齿数的比例应尽量不为整数。（1）一档齿数参数的确定一档传动比为：3.455取为53。轿车取12，则。(2)对中心距A进行修正取整得，为标准中心矩。计算精确值：当量齿数理论中心距端面压力角端面啮合角变位系数之和查变位系数线图得：计算精确值：分度圆直径齿顶高式中：齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径（3）二档齿数参数的确定已知：，，，；将数据代入上两式，取整：53；齿数取整得：，。计算精确值：当量齿数理论中心距端面压力角端面啮合角变位系数之和查变位系数线图得：计算精确值：所以分度圆直径齿顶高式中：齿根高齿全高=5.605mm齿顶圆直径齿根圆直径（4）计算三档齿轮参数已知：，，，；将数据代入上两式，，取整57齿数取整得：，计算精确值：当量齿数 理论中心距端面压力角端面啮合角变位系数之和查变位系数线图得：分度圆直径齿顶高式中：齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径（5）计算四档齿轮参数已知：，，，；将数据代入上两式：，取整59；齿数取整得：，计算精确值：当量齿数：理论中心距：端面压力角：端面啮合角：变位系数之和：查变位系数线图得：分度圆直径：齿顶高：式中：齿根高：齿全高：齿顶圆直径：齿根圆直径：（6）计算五档齿轮参数已知：，，，；将数据代入上两式：，取整59齿数取整得：，。计算精确值：当量齿数理论中心距端面压力角端面啮合角变位系数之和查变位系数线图得：分度圆直径齿顶高式中：齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径（7）计算倒档齿轮参数倒挡齿轮选用的模数和一挡一样，倒挡齿轮的齿数一般在21～23之间，初选后，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距。初选，，则：为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有1mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为为了保证齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有1mm以上的间隙，取计算倒挡轴和输出轴的中心距：分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径1.5变速器齿轮的材料及热处理(1)齿轮材料的选择原则由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮还受到较大的冲击载荷作用，对抗弯强度要求比较高。应选用硬质齿轮组合，所有齿轮均选用渗碳后表面淬火处理，其硬度为。(2)变速器齿轮的材料及热处理渗碳齿轮在淬火、回火后要求齿轮的表面硬度为，心部硬度为。(3)轴的结构尺寸设计传动轴在工作中承受着扭矩、弯矩，因此应具有足够的强度和刚度。如果轴的刚度不足，在载荷作用下，变速器会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器时主要考虑：轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的刚度和强度等。在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，；对输出轴，。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：（1）式中——经验系数，=4.0～4.6；——发动机最大转矩（N·m）。输入轴花键部分直径为：=21.25～24.44mm初选输入、输出轴支承之间的长度=255mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径为（2）式中d——轴的最小直径（mm）；——轴的许用剪应力（MPa）；P——发动机的最大功率（kw）；n——发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（2）式，得：mm所以，选择轴的最小直径为23mm。1.6轴的强度验算轴在垂直面上产生的挠度和轴处于水平面上的旋转角度是对齿轮工作影响最大的。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互偏斜，导致沿齿长方向的压力分布不均匀。在首次选定轴的尺寸后，可以对轴的刚度和强度校验。轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。运算时，只要计算齿轮所在位置轴的挠度和转角。第一轴的常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算，如下图所示：图1变速器轴的挠度和转角轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算：（1）（2）（3）式中：——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；——弹性模量（MPa），=2.1×105MPa；——惯性矩（mm4），对于实心轴，；——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、——齿轮上的作用力距离支座A、B的距离（mm）；——支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度允许值为，。齿轮所在平面的转角不能大于0.002rad。1.计算变速器上个齿轮的圆周力、切向力、轴向力输入轴：2.变速器输入轴的刚度计算（1）一档工作时的计算已知：a=24mm；b=157mm；L=181mm；d=23mm，则有mmmmmm。(2)二档工作时的计算已知：a=85mm；b=96mm；L=181mm；d=25mm，则有mmmmmm（3）三档工作时的计算已知a=111mm；b=70mm；L=181mm；d=30mm，则有=mmmmmm由于第四和第五个齿轮离支座只有20毫米左右的距离，而且与其他齿轮相比，受力相对较小，所以与第一、第二和第二齿轮相比，它们的偏移和旋转角度可以忽略不计。变速器输出轴的刚度计算（1）一档工作时的计算已知：a=20mm；b=151mm；L=171mm；d=30mm，则有mmmmmm（2）二档工作时的计算已知：a=88mm；b=83mm；L=171mm；d=26mm，则有mmmm（3）三档工作时的计算已知a=112；b=59mm；L=171mm；d=25mm，则有=mmmm由于四、五档距离支撑处只有20mm左右，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。1.7轴的强度计算1、输入轴强度校核=7563.2N,=3808.46N，=3055.46N（1）求H面内支反力、和弯矩输入轴受力如图2（a）所示，则+=×=×由以上两式可得=4833.96N，=432.33N，=89428.26N·mm。（a）输入轴水平方向受力图（b）输入轴垂直方向受力图图2输入轴受力图（2）求V面内支反力、和弯矩输入轴受力如图2（b）所示，则+=（+）－×－=0由以上两式可得=1747.15N，=52.03N，=32322.28N·mm弯矩图如图3所示。==115953.25N·mm===103.74＜[]（a）输入轴水