【《中间轴式变速器基本方案设计案例》5900字】

VI中间轴式变速器基本方案设计案例1.1变速器类型比较现如今机械式手动变速器在电动汽车中主要采用的方式是两轴、中间或三轴式、双中间或多轴式，对于手动变速器选择原则根据以下几个方面来决定:手动变速器的径向大小、齿轮使用寿命、变速器传动效率、结构和工艺性、汽车整体结构设计等[4]。根据以下对比，两轴式变速器与三轴式变速器有很明显的不同：就从机械式变速器的安装及制造式的加工工艺过程来说，两个轴式手动机械式变速器的设计制造及安装加工以及加工工艺更为简单；两个轴式手动变速器共需要配备两个传动轴，为单级驱动变速，输入驱动轴和减速驱动轴不仅定位于同一传动轴线上，且传动体积较小[5]。三个轴式的传动变速器共需要设有三个转向轴，比两个轴式的传动变速器需要多增加一根轴为中间轴，输入端的轴和两个轴向输出端的轴分别固定位于同一旋转轴线上，为二级传动变速，三级传动变速器的传动体积相对较大，所需要产生的轴向扭矩也比较大[5]。对于手动变速器的传动寿命而言，在齿轮的使用寿命方面，两轴式的低速档齿轮寿命和高速档齿轮寿命相差很大，但是三轴式的高低档齿轮寿命却比较接近；在两种不同轴式变速器中对于他们的齿轮传动效率上，两个轴式的变速器在前进档位中传动只需要两根轴进行动力传递，但三个轴式变速器可通过直接挡传递动力，传动效率比两个轴式要高。经过以上我们一系列的对比，我们可以确定此次的设计研究选择三轴式变速器比较合适。1.2机械式变速器传动方案的设计一、此次毕业设计将设计研究一个中间轴式五档变速器，有以下传动特点：1、1挡由于大小齿轮相差较大，因此它们的间传动比也大；2、变速器中还将设计一个直接挡挡位，并且确保它的传动效率最高，其暂定为4挡；3、变速器中2挡到5挡设计采用常啮合齿轮传动，1挡和倒挡则采用直齿滑移式啮合齿轮传动[6]；4、变速器的排档中低速档设计为为直接换挡，其它高速档的档位则设计采用啮合式套或惯性式同步器来进行辅助换档。二、变速器的传动方案结构的设计：1、由发动机所传动出来的与其直接进行动力传递的第一轴也叫输入轴，其输入轴的最后部分与第一对恒定啮合驱动式齿轮相互连接。第二轴与第一轴紧贴同一轴线，并由角接触球轴承支持。第二轴的前端部分是位于第一轴后端部分的轴孔内，两个轴的连接处由啮合套来连接，并且最终与汽缸体相连接，从而获得一个垂直齿轮[7]。高档位齿轮需要选择齿轮恒啮合式传动方法，而高档位齿轮则选择斜齿轮。一档是由直尺滑移式齿轮驱动。2、由于换挡倒档的运行速度和时间使用率一般要远远地低于其他档位，使用换挡倒车时驾驶员一般应先将发动汽车减速停止，使汽车发动机处于怠速状态，再继续进行使用换挡倒车，所以在汽车进行使用倒车时需要换挡也完全可以优先考虑使用直滑式齿轮换挡倒车[8]。倒档传动系统设计采用新型连体运动齿轮，可以有效防止中间运动齿轮在高速工作时发生在正负对称转矩方向变化速度交替的弯曲疲劳应力下的运动工作状态，有效地改善了中间齿轮在高速工作时的应力运动工作环境，延长了中间齿轮的使用性能和齿轮使用寿命，增加了倒档机构的传动效率[9]。倒挡的传动齿轮位置设计安装在中间轴的一档旁边。1.3齿轮、轴承以及轴的结构设计计算1.3.1变速器齿轮选型齿轮的按结构形式可以分为两种：直齿轮和斜齿轮，其功能和结构各有优缺点，可按照其使用场所进行选型。相比之下，斜齿轮的主要优点是:它们的使用寿命相对更长，斜齿轮在高速运动时所产生的噪音相对更少；斜齿轮机构的缺陷:由于制造过程和工艺复杂，在工作的同时往往会产生一个轴向力，对齿轮的工作会有一定的不利影响[10]。中间轴五速变速器恒啮合齿轮都是采用高速档斜齿圆柱形齿轮传动，1挡和倒挡由于其实际使用的性质，可设计为直齿轮传动。1.3.2变速器的换挡方式设计中间轴式的变速器主要有移动-啮合套的方式换档、直齿轮滑动的方式换档和同步器的方式换档三种[11]。所设计的手动变速器并非适用于啮合套的形式。由于移动啮合套的这种换挡方法和形式大部分都是适合恒啮合的齿轮，因为它们在换挡过程中所需要承受到的外力和摩擦载荷比较大，故啮合套的传动性和使用寿命也就会大大缩短[12]。但是由于换挡过程中产生的外力和摩擦依然巨大，故啮合套这种形式的换挡并非适合本次制造的中间轴式手动变速器。高速挡由于其换档时发动机转速较高，换档时较为困难，所以高速档的换挡方式可以利用同步器进行辅助换挡。同步器进行辅助换挡能够使得换档速度更快、换档时更省力、没有较大的机械冲击、杂音也比较小，增加了汽车司机的安全和舒适感，同时也能够降低了换档时的困难，使司机更流畅的驾驶车辆，虽然这样会增加轴向的尺寸，而且同步器的制造安装极为复杂，但其却是汽车变速器不可缺少的机械装置，从而被广泛应用[13]。对于本次设计的变速器，一档与倒档都采用了直滑式齿轮换挡。这种换挡方式会对齿轮端面产生机械冲击，造成齿轮的使用寿命缩短，还会发出较大声音，因此这种换挡方式不适合高挡。但是直线滑动的换挡模式可以简化变速器的操纵机构，降低了制造费用和后期维修费用，且倒档与一档换挡对齿轮带来的影响较小，适合用于倒档与一档的换挡方式。1.4齿轮和轴的设计计算1.4.1计算传动系中最小传动比其计算公式公式SEQ公式\*ARABIC1其中ign为变速器的最小传动扭矩，i0为主齿轮减速器的传动扭矩。在车达到最大速度时，对应最小最小传动比：公式SEQ公式\*ARABIC2其中：为平均车速，；n为汽车发动机的转速，；为确定车轮的半径，。可得公式SEQ公式\*ARABIC3汽车的参数中，最高时的车速设置为110km/h，发动机的转速设置为3200r/min，汽车两个车轮的半径设计为0.45m。代入式3得：=4.9541.4.2计算传动系中最大传动比设计计算最大传动比，首先要确定3个变量：1挡最大功率因数或者最大坡度，车辆的抓地力以及车辆稳定的前提下能够达到的最小车速。传动体系的最大传动比率的公式算法：公式SEQ公式\*ARABIC4计算汽车最大驱动力，即将其设为正在上坡行驶，此时汽车的速度很慢，空气中的阻力又是极小的，则可将其忽略不计，此实计算得出汽车最大驱动力：公式SEQ公式\*ARABIC5其中，公式SEQ公式\*ARABIC6公式SEQ公式\*ARABIC7公式SEQ公式\*ARABIC8整合可知公式SEQ公式\*ARABIC9则公式SEQ公式\*ARABIC10公式SEQ公式\*ARABIC11其中：由公式计算得，=240；：，由公式计算得，=22900；30%的坡度=16.62°；减速器的传动效率=0.86；道路滚动阻力系数=0.02；汽轮半径=0.45m；是变速器主传比，取值为4.45。为变速器一挡传动比；求得=4.543=4.6。再由下列公式：公式SEQ公式\*ARABIC12式9：是齿轮传动的公比。公式SEQ公式\*ARABIC13当我们设有个挡位，可以取其为5，再由公式推算可知：=1.73，=1.72，=1.00，=1.72<1.8（合格）1.4.3齿轮间配合的中心距设计我们要计算中心距，可由以下公式进行计算公式SEQ公式\*ARABIC14其中：=9.490=9.5；=4.6；计算得，=92mm。是最大转矩，；是变速器的传动效率为86%。1.4.4变速器齿轮的设计1.4.4.1齿轮模数的选取齿轮模数选取的一般原则：1、想要有效地降低变速器在汽车行驶中产生的噪声，为了能够使得变速器运行更平稳，应合理地降低变速器齿轮模数，同时适当地增加变速器齿轮的直径和齿面宽度[14]。但如果要求齿轮的质量较小，则我们应该通过增加齿轮模数，减少齿轮的齿面宽度。2、为了使其制造工艺更加简便，各个档位的齿轮要选用相同的模数。3、为了更好地使得齿轮的传动强度和稳定性更高，各个档位的齿轮都应当选用不同的模量。4、对于货车，从其实际工作特点和性质上来考虑，减小齿轮的载重量就需要比减少噪声更加重要，所以在设计时应尽量挑选较大的齿轮模数[15]。5、货车减速器中的低档位模数应选用较大的，其他档位可根据实际情况选择。直齿齿轮模数斜齿轮法向模数，适中的取值为1由以上公式计算得，=1.79，=3.26齿轮模数的选择必须符合《渐开线圆柱齿轮模数》国际标准中的规定。选用模数时首选的是第一个系列的齿轮模量，其次是第二系列，而且尽可能少选用下表中带括弧的。表SEQ表\*ARABIC2标准模数第一系列0.811.251.521.5345第二系列0.91.751.251.753.253.53.754.5—第一系列21.534.00—5.00—6.008第二系列1.75（3.25）3.5（3.75）4.55.5（6.5）—9从上表中取得，1挡直齿齿轮的模数:m=3.0mm，其余档位的斜齿式传动器的选:m=3.0mm。1.4.4.2齿轮压力角的选择齿轮压力角选用的原则:当齿轮的压力角逐渐变小时，重合度逐渐增加，传动也就愈趋稳定，杂音也就愈减少；当齿轮的压力角加大时，齿轮的抵抗弯曲能力和与表面的接触能力都会有所增加。对于家用电动汽车而言，为了行车能够有效增加其舒适性，应尽量减少齿轮杂音以及为了能够有效增加其在路上高速驾驶时的转向平稳性，齿轮的主轴压力旋转角一般都是需要尽量挑选14°、15.5°、16°、16.5°这些相对小的压力角[16]。而相对于载货的汽车，因为其工作性质和工作环境及强度，其变速器所需要的强度也相对较高，以此来保证货车的正常工作及变速器使用寿命，所以应该选用20°或25°等相对较大的压力角。国标中也有对压力角的要求，按照要求我们选20°为齿轮压力角，因此我们平时应按照在国标里面的要求测量取得的标准压力夹角为20°。1.1.4.3斜齿轮螺旋角齿轮的传动螺旋角大小也会直接影响承受到传动齿轮上各个部分轮齿之间的摩擦强度，工作时的噪音以及齿轮轴向的应力。当齿轮的螺旋角度选择得比较大时，可以大大提高这个齿轮与齿轮之间啮齿配合的运动重量和产生摩擦力的程度，从而使得能够有效使得齿轮间的运动工作更为平定、减小杂音。当需要提高齿轮抵抗弯曲的疲劳强度时，我们可以选择15°-25°较小的螺旋角比较好[17]。当我们需要兼顾考虑到接触疲劳强度与重合程度这两个方面时，我们则需要使用更大的螺旋角，来改善提升这两个物理量。综合上述分析可知，手动变速器斜旋向齿轮螺旋角b选择的最佳范围是18°26°。1.1.4.4斜齿轮螺旋方向为了有效平衡斜旋转齿轮和第二中间轴上的各个轴向力，第一轴和第二轴的各个斜旋转齿轮都同样可以选择是右旋的，中间轴的各个的斜齿轮都同样可以选择是左旋的，这样工作起来可以有效促使各个轴上的力左右相互地平衡。1.1.4.5设计齿轮精度由国标中的规定得知，当我们想要改善变速器中齿轮的工作效率，提高齿轮的强度，并结合实际生活的经济实用原则，齿轮的精度级别我们可以选用7级，齿轮的精度级别我们可以选用8级。1.1.4.6设计计算齿轮齿宽齿宽也是决定齿轮性能及强度的关键因素，它对变速器的影响有以下几点：1、由于齿宽发生变化，导致其横向尺寸也跟着发生变化，因此造成手动变速器的轴向大小也被影响。2、齿宽发生变化，齿轮的质量也会随之改变，变速器在高强度传动工作中，轴承会发生弯曲和变形，导致传动机构齿轮倾斜，使得齿轮承载力不均匀，造成磨损严重。当选择较小的齿宽可以减少传动质量，但同时齿轮传动稳定性也可能会减少，齿轮在工作过程中应力也可能会随之增加。齿宽的大小可以由齿轮模数()通过计算得知（是齿轮齿宽系数）。直齿齿轮的齿宽可以由=得知，取值范围4.08.5；直齿齿轮的齿宽可以由=得知，的取值范围5.59.0。为了增加变速器中第一根轴上的常啮合齿轮的使用寿命，在设计计算时我们可以选择较大的齿宽系数，这样选择较大的齿宽系数时，可以使齿轮间啮合的接触线长度变长，增加齿轮间啮合接触线，齿轮间的接触应力也减少了，传动也更加平稳，齿轮的接触疲劳强度、抗胶合能力以及齿轮寿命都得到增加。由此可知，=25mm，=23mm，其它档位斜齿轮齿宽选用=23mm。为了增强齿轮之间啮合的强度和稳定性，要对相互啮合的齿轮齿宽大小进行1-2mm的调整。1.1.4.7设计计算齿轮齿数（1）计算一档齿轮齿数由一挡传动比推算出式12公式SEQ公式\*ARABIC15（选用22°）公式SEQ公式\*ARABIC16计算得：Zh=57.6358，在公式中，想要增加，那么的齿数要小，计算得知取18，，=39。校核中心距：公式SEQ公式\*ARABIC17=91.32mm，取=92mm整理得，公式SEQ公式\*ARABIC18由式18公式得知=1.15，与都取近视的整数18与38校核，，计算得，=4.7>4.5，由此可知齿数设计正确。校核和，由和公式SEQ公式\*ARABIC19计算得知=25.85°，=19.50°。（2）计算二挡齿轮齿数。1.37公式SEQ公式\*ARABIC20=57.63公式SEQ公式\*ARABIC21计算整理式20和式21得，=25，=35。校核，，=1.95>1.73，由此可知齿数设计正确校核，根据公式SEQ公式\*ARABIC22得，=18.87另外，想要使轴上的轴向力平衡，要有下式设计计算公式SEQ公式\*ARABIC23计算得：1.40，=1.58由计算得出两数得差距不大，可以满足平衡轴向力的设计（3）计算三挡齿轮齿数。计算方法可以参照二档公式SEQ公式\*ARABIC24公式SEQ公式\*ARABIC25整理式24和式25得，=0.815，=57.85。计算整理得，=25，=33。校核，=，可知=1.67>1.65，由此可知齿数设计正确校核b6，由公式可知，，计算可得=19°。另外，想要使轴上的轴向力平衡，要有下式设计计算公式SEQ公式\*ARABIC26由式26可知：=1.39，=1.21由计算得出两数得差距不大，可以满足平衡轴向力的设计4挡为变速器设计的直接挡位。5挡齿轮（5）计算倒挡齿轮齿数在实际工程应用中规定倒挡和一档得传动齿轮模数相同，这样便于实际生产和装配，节约设计成本。同时由于倒挡齿轮传动比较大，小齿轮相对较小，容易发生根切现象，实际生产中为了避免这一现象得发生，一般选择中间轴上的倒挡齿轮齿数为17，倒挡轴上的倒档齿轮的齿数为2224范围内，此次设计用为23。第二轴和中间轴间的距离，得知，公式SEQ公式\*ARABIC27计算得，=36校核倒档传动比，，=4.6校核中间轴与倒档轴间的距离，=公式SEQ公式\*ARABIC28可知，=58.8mm校核倒挡轴与输出轴间的距离，=公式SEQ公式\*ARABIC29可知，=68.8mm1.1.4.7变速器变位齿轮的设计变为齿轮的优点：1、使相