电动汽车动力传动系统匹配设计说明.doc

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1、本科生毕业设计（论文） I 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，以往对于纯电动汽车的研究主要集中在能量存储系统，电驱动系统和 控制策略的研究开发方面。然而，在动力电池和其他技术取得有效突破之前，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。 本设计的变速箱采用两轴式两挡和锁环式同步器换挡，这种布置形式缩短了变 速器轴向尺寸，在保证挡数不变的情况下，减少齿轮数目，从而使变速器结构更加 紧凑。电动汽车的变速器与普通变速器相比，

2、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 挡传动比、中心矩，齿轮的模数、压力角、齿宽等参数，由中心矩确定箱体的长度、 高度、轴径，对轴和各挡齿轮进行校核，绘制出装配图及零件图。结论表明，变速 器齿轮及各轴尺寸达到设计要求，齿轮及各轴强度的校核满足强度要求，结构合理。 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；传动系；变速箱；匹配 本科生毕业设计（论文） II Abstract With oil

3、resources 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,

4、 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

5、range 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 o

6、f gears, 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

7、 in 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 wid

8、th 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 strengt

9、h to 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 本科生毕业设计（论文） III 目 录 第 1 章 绪论.1 1.1 电动汽车的简介 1 1.2 电动汽车传动装置的特点 1 1.3 电

10、动汽车变速器的功用 1 第 2 章 电动汽车动力传动系统匹配计算.1 2.1 计算最高车速 1 2.2 车辆加速时间的计算 2 2.3 车辆爬坡的计算 2 2.4 续驶里程的计算 2 第 3 章 电动汽车变速器设计方案及论证.3 3.1 电动汽车变速器的要求： 3 3.2 变速器设计方案论证 3 第 4 章 变速器各主要参数的设计计算及校核.6 4.1 主要参数设计6 4.2 齿轮强度计算 .10 4.3 确定轴的尺寸 .13 第 5 章 同步器的设计15 5.1 同步器的工作原理.15 5.2 同步器的功用同步器的种类 .16 5.3 同步器的参数的确定.16 5.3.1 摩擦因数 .16

11、5.3.2 同步环主要尺寸确定 .17 第 6 章 变速器操纵机构19 6.1 对变速器操纵机构的要求 19 6.2 直接操纵手动换挡变速器 19 6.3 远距离操纵手动换挡变速器 20 本科生毕业设计（论文） IV 6.4 变速器自锁、互锁、倒挡锁装置 20 6.4.1 自锁装置 .20 6.4.2 互锁锁装置 .21 第 6 章 变速器轴承22 第 8 章 变速器的润滑与密封23 第 9 章 零件的加工工艺24 9.1 齿轮轴加工工艺.24 9.2 齿轮加工工艺 .25 9.3 端盖加工工艺 .26 第 10 章 结 论27 参考文献.28 致 谢30 附录 1 计算程序 31 动力传动系

12、统匹配程序.31 齿轮校核程序.33 齿轮参数计算程序.33 附录 2 专业外文语翻译 35 译文一：纽约时报.35 译文二：.42 本科生毕业设计（论文） 1 第 1 章 绪论 1.1 电动汽车的简介 电动汽车是指以车载电源为动力，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：它本身不排放污染大气的有害气体，即 使按所耗电量换算为发电厂的排放，除硫和微粒外，其它污染物也显著减少，由于 电厂大多建于远离人口密集的城市，对人类伤害较少，而且电厂是固定不动的，集 中的排放，清除各种有害排放物较容易，也已有了相关技术。由于电力可以从多种 一次能源获得，如煤、核能、水力

13、、风力等，解除人们对石油资源日见枯竭的担心。 电动汽车还可以充分利用晚间用电低谷时富余的电力充电，使发电设备日夜都能充 分利用，大大提高其经济效益。有关研究表明，同样的原油经过粗炼，送至电厂发 电，经充入电池，再由电池驱动汽车，其能量利用效率比经过精炼变为汽油，再经 汽油机驱动汽车高，因此有利于节约能源和减少二氧化碳的排量，正是这些优点， 使电动汽车的研究和应用成为汽车工业的一个“热点”。 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

14、的离合器。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 (1)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 本科生毕业设计（论文） 2 在很大范围内变化。例如，在高速路上车速应能达到 100km/h，而在市区内，车速

15、常在 50km/h 左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时， 行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不 能满足实际路况需要。 (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。通俗上分为手动变 速器(MT)，自动变速器(AT)， 手动/自动

16、变速器，无级式变速器。变速器能汽车倒 挡行驶；利用空挡，中断动力传递，能使汽车启动行驶，怠速，提高速度等。 本科生毕业设计（论文） 1 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 15.21sincos 2 CdAuagmamafgmbmaF dtduam

17、bma6 . 3）（ (2-1) 其中：为车辆行驶的总阻力，N；F 为出去电池组的整车质量，kg；=845kg；mama 为电池组质量，kg；=400kg；mbmb f 为滚动阻力系数；f=0.013； 为坡道角；=15%； Cd 为空气阻力系数；Cd=0.35； A 为迎风面积；A=1.5； ua 为行驶车速，km/h；ua=45； 为车辆旋转质量换算系数： 22 0 22 1mriiImrI Tgfw (2-2) 其中：为飞轮转动惯量，； f I7 . 0 f I 为车轮转动惯量，； w I5 . 0 w I 为主减速比，； 0 i714 . 4 0 i FFt max nnm 2 . 9

18、1377 . 0 0 irnu ma km/h 其中：Ft=主驱动电机一最大限流工作时车辆获得的驱动力； 本科生毕业设计（论文） 2 为主驱动电机的工作转速，r/min； =3567rpm m n m n 为主驱动电机的最高工作转速，r/min； =6000rpm max n max n 为车轮半径；r=0.2724r 为主减速比； 0 i714 . 4 0 i 2.2 车辆加速时间的计算 (2-3) 其中：加速行驶起始车速 m/h， =0 1 v 1 v 加速行驶终止车速 m/h， =45 km/h 2 v 2 v 2.3 车辆爬坡的计算 由公式计算得： 22 115.21fgmbmauCF

19、 adt (2-4) fiarctanarcsintantan = 15.5% (2-5) 2.4 续驶里程的计算 =113km (2-6) 0 embmamweEs bb 其中：E 为电池组充满电时的总能量，kwh，E=16kwh； e 为电动车辆单位里程能耗，kwh/kw； 为电池比能量，wh/kg，=36.7 wh/kg； b w b w 为电动车辆行驶的比耗，kwh/。 0 ekm a v v udt duaACgfmbmaFmbmat 2 1 15.216 . 31 2 本科生毕业设计（论文） 3 第 3 章 电动汽车变速器设计方案及论证 3.1 电动汽车变速器的要求： 正确选择变速

20、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，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3）设置倒档，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，乱挡以及换挡冲击等现象 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，

21、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 器传动机构包括换挡齿轮、传动齿轮、传动轴。实现操作需要避免、避免冲击布置 的同步器，操纵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。 3.2 变速器设计方案论证 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

22、，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车 本科生毕业设计（论文） 4 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力 机械式变速器。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小， 布置方便。此外，因为其经过一对齿轮啮合传递动力，故传动效率高同时噪声也低。 三轴式变速器与两轴式相比各挡多了一对齿轮传动，因而传递机械效率低噪声大。 所以选择本设计两轴式双挡变速器。 2) 变速器主要参数的选择 (1) 档数 增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性。档数越多，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，而且在使用时换档频率也 增

23、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。转动比 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,是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,而且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。 3) 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，可更据变速器的档数，传动比和传动 方案来

24、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。 4) 变速器的设计与计算 (1) 齿轮的损坏形式 轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换档齿轮端部破坏。 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，后者出现的多。 (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料，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，采用剃赤和磨赤

25、精加工 ，齿轮表面采用渗碳 淬火热处理工艺，齿轮精度为 JB17983，6 级 和 7 级。 5) 轴承的选择 本科生毕业设计（论文） 5 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。变速器第一轴前端支承在飞 轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。 6）变速器操纵机构 根据汽车使用条件的

26、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：换挡时只能挂人一个挡位，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，常见的是由变速杆、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选挡、换挡或退到 空挡工作，称为手动换挡变速器。 本科生毕业设计（论文） 6 3 IAmax AKT 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档传动比与最高档转动比的比值。最高档 通常

27、是直接挡，传动比为 1.0;有的变速器最高档是超速档，传动比为 0.70.8。本设 计选用直接档，传动比为 1，即减速比为 1。 (4-1) maxmaxmax 1 (cossin) T TG fr 可得经传动系输出最小转矩为 443.3178N*m。由 30*4.388*1.2*443.3178 g Ti (4-2) 得到2.4905。 g i 所以，新设计变速器两个档位传动比分别为 1 和 2.4905 取 1 和 2.5。 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

28、初定： (4-3) 式中 K A-中心距系数。对轿车，K A =8.99.3；对货车，K A =8.69.6；对多 档主变速器，K A =9.511；在此取 K A =9.3。 式中 TI max -变速器处于一档时的输出扭矩： 775.24893 . 0 5 . 2107 maxIm gteax iTT Nm 故可得出初始中心距 A=58.5mm,取 60mm。 3）外型尺寸 变速箱的横向外型尺寸，根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 本科生毕业设计（论文） 7 (

29、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很多，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模数如下： 斜齿轮：根据汽车设计书 P91 的表格选择23 . 2 10747 . 0 max47 . 0 33 Temn 第一系列的模数所以取5 . 2 n m 直齿轮：3m 表 4-1 汽车变速器齿轮的法向模数 mm 乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量 ma/t车型 1.0V1.61.6V2.56.014.0 模数 ma/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表 4-

30、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 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 14.5，15 16，16.5 2545 一般货车 GB1356-78 规定的标准齿 形 20 2030 重型车同上 低档、倒档齿轮 22.5， 25 小螺旋角 本科生毕业设计（论文） 8 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，

31、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。在本设计中变速器齿轮压力角 取 15,啮合套或同步器取 30； 斜齿轮螺旋角 取 20。 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去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，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，齿的承载能力增高。 但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，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

32、数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(4.58.0)m，mm b=83=24mm 斜齿 b=(6.08.5)m，mm b=72.5=17.5mm 第一轴常啮合齿轮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 在初选了中心距、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 3.1） 一档传动比 本科生毕业设计（论文） 9 (4-4) 12g1 iZZ 为了确定 Z1 和 Z2 的齿数，先求

33、其齿数和: Z mAZ2 (4-5) 其中 A =59mm、m =3；故 有 33.39 Z 121 5 . 2ZZi ； 3 . 39 21 ZZ ； 2 . 11 1 Z ； 1 . 28 2 Z 。 取 11 1 Z ； 28 2 Z 。 上面根据初选的 A 及 m 计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，看出 Z 中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这个修正 Z 后的中心距作为以后计算的依据。 这里修正为 39，反推出 A=60mm。 Z (2)确定其他档位的齿数 二档传动比的计算 cos2)( 21 ZZmA n (4-6) 35.445 . 220cos

34、592cos2 43 n mAZZ (4-7) 1 342 ZZi 22 43 ZZ (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，有避免了其缺点。 有几

35、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，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。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，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐 本科生毕业设计（论文） 10 磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度

36、，应使总变位系数尽可能取大一 些，这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，抗弯强度越低。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，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿 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，一档主动齿 轮 10 的齿数 Z10，因此一档齿轮需要变位。 变位系数 1717Z (4-8) 式中 Z 为要变位的齿轮齿数。 因为齿轮 1 的

37、齿数为 11，所以会发生根切，所以需要变位。变为系数为 。35 . 0 17)1117( 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 W btyKKF f

38、W 1 (4-9) 式中：-弯曲应力（MPa） ； W -一档齿轮 1 的圆周力（N） 1 F -节圆直径。 （mm）d -应力集中系数，可近似取 1.65； K -摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，从动齿轮取 0.9； f K -齿宽（mm） ，取 24mmb -端面齿距（mm） ；t42 . 9 314 . 3 mt y-齿形系数，如齿形系数图 4.1 本科生毕业设计（论文） 11 图 4.2 齿形系数图 当处于一档时,故由 11 2dTgF (4-10) 26750010005 . 2107 1max iTT eg Nm (4-11) 33113 11 mzd mm (4-12) 12

39、.162123326750022 11 dTgF N (4-13) 3 . 61118 . 0 42 . 9 241 . 165 . 1 12.16212 1 w Mpa (4-14) 6 . 59118 . 0 42 . 9 249 . 065 . 1 12.16212 2 w MPa (4-15) 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿轮的弯曲应 maxe T 力在 400850MPa 之间。 2) 斜齿轮弯曲应力 (4-16) btyKKF w1 式中为重合度影响系数，取 2.0；其他参数均与直齿轮注释相同， K 1.50K 选择齿形系数 y 时，按当量模数在齿形系数表中

40、查得，y=0.14 3 coszzn 二档齿轮圆周力： 本科生毕业设计（论文） 12 11 0.418 j zb FE b 107000 34max ZZTT eg Nm (4-17) 5 . 5820cos225 . 2cos 3 zmd n mm (4-18) 3 . 5035 5 . 5810700022 33 dTF g N (4-19) 4 . 196214 . 0 85 . 7 5 . 175 . 1 3 . 5035 3 w Mpa (4-20) 4 .196 4 w Mpa 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

41、，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。 2）齿轮接触应力 j (4-21) 式中 -齿轮的接触应力（MPa） ； j -齿面上的法向力（N） ，；Fcoscos 1 FF -圆周力在（N） ，； 1 FdTF g 2 1 -节点处的压力角（20） ； -齿轮螺旋角（） ； E-齿轮材料的弹性模量（MPa） ，材料为 45 可取； 3 190 10EMPa b-齿轮接触的实际宽度（mm） ；直齿轮 b=20mm、斜齿轮 b=17.5mm -主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ； z b 直齿轮： sin zz r (4-22) sin bb r (4-23) 斜齿轮： 2 cos)sin(

42、zz r (4-24) 2 cos)sin( zb r (4-25) 其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm） 。 z r b r 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触 maxe T 应力见下表： j 表 4-4 变速器齿轮的许用接触应力 本科生毕业设计（论文） 13 /MPa j 齿轮 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：1856.74MPa 二档：1290.45MPa 对照上表 4-4 可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。

43、 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。在草图设计时，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速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步 选定： 第一轴： mm55.265945 . 0 45 . 0 )5 . 04 . 0(AAd 第二轴： mm 8 . 5010707 . 1 07 . 1 3 3 max e Td 与 关系：dl 一轴：17 . 0 18 . 0 16 . 0 ld 二轴：2 . 021 . 0 18 . 0 ld 所以，一轴 mm 2 . 15617 . 0 55.2

44、617 . 0 dl 二轴 mm2542 . 0 8 . 502 . 0 dl 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： 本科生毕业设计（论文） 14 图 4.3 轴受力简图 轴在垂直面内挠度为，在水平面为，转角为，则 c f s f ；EILbaFfc3 22 1 EILbaFfs3 22 2 EILababF3)( 1 为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力。 1 F 为齿轮齿宽在中间面上的径向力。 2 F 为弹性模量， MpaE 5 101 . 2 E

45、 为惯性力矩，对于实心轴：I64 4 dI 为轴的直径，花键处按平均直径D 、为齿轮上作用力矩与支座 A、B 的距离ab 为支座间的距离L 轴的全挠度为： 22 sc fff 在其作用下应力为： 3 32dMWM 222 nsc MMMMM 为抗弯截面系数W 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为 f =0.050.10mm，f =0.100.15mm.齿轮 cs 所在平面的转角不应超过 0.002rad。经过计算校核后该轴满足要求。 本科生毕业设计（论文） 15 第 5 章 同步器的设计 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

46、等)换挡的缺点，现已不用。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在达到同步之前不可能接触，从而避免了 齿间冲击。 由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换挡位时合存在一个“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，升挡在空挡位置停留片刻，减挡要在 空挡位置加油门，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。 变速器的换挡操作，尤其是从

47、高挡向低挡的换挡操作比较复杂，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，可以在换挡装置中设 置同步器。 5.1 同步器的工作原理 同步器换挡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挡方向移动。第二阶段：来 自手柄传至换挡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，在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 1 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挡位置。相邻挡 位相互转换时，应该采取不同操作步骤的道理同样适