【正文】 文） 1 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。但對于電動汽車還必須包括續(xù)駛里程。 3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)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(guān)。變速器由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)構(gòu)成。同步器設(shè)計采用鎖環(huán)式同步器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器 多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。三軸式變速器與兩軸式相比各擋多了一對齒輪傳動，因而傳遞機械效率低噪聲大。同時操縱機構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換檔頻率也增高。 (3) 中心距 A 對 兩 軸式變速器 ,是 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(zhì)量大小 ,而且對輪齒的接觸強度有影響。 兩 檔變速器為例，說明分配齒數(shù)的方法。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 5) 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。變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力。 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 6 3 IA maxA K T?第 4 章 變速器 各主要參數(shù)的設(shè)計計算及校核 主要參數(shù)設(shè)計 1)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(zhuǎn)動比的比值。 m a x m a x m a x1 ( c o s s in )TT G f r????? (41) 可得經(jīng)傳動系輸出最小轉(zhuǎn)矩為 *m。 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(jīng)驗公式初定： (43) 式中 K A中心距系數(shù)。影響變速箱殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構(gòu)形式以及齒輪形式。 表 43 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 176。 25176。 ～ 30176。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。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。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。 圖 變速器結(jié)構(gòu)簡圖 (1)確定一檔齒輪的齒數(shù) （如圖 ） 一檔傳動比 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 9 12g1i ZZ? (44) 為了確定 Z1 和 Z2 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ?Z : mAZ 2?? (45) 其中 A =59mm、 m =3；故 有 ??Z 121 ZZi ?? ； ?? ZZ ； ?Z ； ?Z 。 (2)確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動比 的計算 ?c o s2)( 21 ZZmA n ?? (46) o s592c o s243 ??????? nmAZZ ? (47) 1342 ?? ZZi 2243 ?? ZZ (3)齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。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。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。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。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。其中，一檔主動齒輪 10 的齒數(shù) Z10，因此一檔齒輪需要變位。 齒輪強度計算 齒輪的強度計算與校核與其他機械設(shè)備使用的變速器比較， 有所不同。 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(jié)果。 2) 斜齒輪彎曲應(yīng)力 ??? btyKKFw 1? (416) 式中 ?K 為重合度影響系數(shù)，取 ；其他參數(shù)均與直齒輪注釋相同， ? ? 選擇齒形系數(shù) y 時，按當量模數(shù) ?3coszzn ? 在齒形系數(shù)表中查得，本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 12 zbFEb? ??????????y= 二檔齒輪圓周力： 1 0 7 0 0 034m a x ?? ZZTT eg Nm (417) o o s3 ???? ?zmd n mm (418) 0 3 0 7 0 0 022 33 ???? dTF g N (419) 9 0 3 53 ??????w? Mpa (420) ?w? Mpa 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(yīng)力在 180~350MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強度要求 。 將作用在變速器第一軸上的載荷 maxeT 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 j? 見下表： 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 13 表 44 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 j? /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2020 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(yīng)力分別如下： 一檔： 二檔： 對照上表 44 可知，所設(shè)計變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。 變速器齒輪在軸上的位置如圖 43 所示 ： 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 14 圖 軸受力簡圖 軸在垂直面內(nèi)撓度為 cf ，在水平面為 sf ，轉(zhuǎn)角為 ? ，則 EILbaFf c 3221? ； EILbaFf s 3222? ； E ILababF 3)(1 ??? ； 1F ～為輪齒齒寬在中間平面上的圓周力。 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 15 第 5 章 同步器的設(shè)計 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。 由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉(zhuǎn) ，變換擋位時合存在一個 同步 問題。因此設(shè)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(zhuǎn)速而順利嚙合。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。由于， ω3 和 ωl 不等，在上述表面產(chǎn)生摩擦力。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)了換擋位置。 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(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產(chǎn)生摩擦。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。早期用青銅 合金制造的同步環(huán)因使用壽命短，已遭淘汰。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本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 17 摩擦因數(shù)。螺紋槽設(shè)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。一般取 =6176。時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。 摩擦錐面平均半徑 R R 往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，盡可能將 R 取大些。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。對已有的零件，其轉(zhuǎn)動慣量值通常用扭擺法測出 。變速器操縱機構(gòu)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。在振動等條件影響下，操縱機構(gòu)應(yīng)保證變速器不自行掛擋或自行脫擋。 直接操縱手動換擋變速器 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(shè)計的五擋變速器的操縱機構(gòu)就采用這種形式，多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的車輛。撥叉和撥塊的頂部制有凹槽。 各種變速器由于擋位數(shù)及擋位排列位置不同，其撥叉和撥義軸的數(shù)量及排列位置也不相同。而在變速器殼體上則具有類似于直接操縱式的內(nèi)換擋機構(gòu)。 變速器自鎖、互鎖、倒擋鎖裝置 自鎖裝置 自鎖裝置用于防止變速器自動脫擋或掛擋，并保證輪齒以全齒寬嚙合。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(nèi)，撥叉軸的軸向位置便被固定，不能自行掛擋或自行脫擋。當變速器處于空擋時，所有撥叉軸的側(cè)面凹槽同互鎖鋼球、互鎖銷都在一條直線上。同理，當移動撥叉軸時 ，則兩根軸被鎖止在空擋位置，由此可知，互鎖裝置：作用的機理是當駕駛員用變速桿推動某一撥叉軸時，即可自動鎖止其余的撥叉軸，從而防止同時掛上兩個擋位。 一軸導(dǎo)向軸采用內(nèi)徑 12mm，外徑 32mm，厚 10mm 的深溝球軸承，即選自 GB/T2761994 深溝球軸承，軸承型號為 60000 型 02 系列。軸承型號為 N 202 E。為了防止?jié)櫥蛷牡谝惠S與軸承蓋之間的間隙流入離合器而影響其摩擦性能，在軸承蓋內(nèi)安裝了橡膠油封，并在殼體上開有回油孔。為減少內(nèi)摩擦引起的零件磨損和功率損失， 須在殼體內(nèi)注入齒輪油，采用飛濺方式潤滑各齒輪副，軸與軸承等零件表面。為了提高企業(yè)的競爭力，也應(yīng)該注意采用數(shù)控機床、數(shù)顯裝置、柔性制造系統(tǒng)（ FMS）以及成組技術(shù)等先進 設(shè)備和先進的加工方法。 ，留余量 ～ 2mm，鉆鏜 軸承 底孔拉花鍵孔 ，精車外圓，端面檢驗 圖 齒輪 本科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 26 端蓋加工工藝 端蓋從材料及強度等的多方面考慮材料選用 08F（見圖 、圖 ）。 汽車傳動系是汽車的主要組成部分，變速器又是傳動系的重要部件，它們的任務(wù)就是充分發(fā)揮發(fā)動機的性能，使發(fā)動機發(fā)出的動力有效而經(jīng)濟地傳到驅(qū)動輪，以滿足汽車行駛上的各項要求。而傳統(tǒng)設(shè)計方法缺乏嚴密的科學(xué)性，如為了強調(diào)零件可靠性，往往取較大安全系數(shù)，結(jié)果增加了設(shè)計零件的重 量。因而采用傳統(tǒng)設(shè)計法進行變速器設(shè)計已不能滿足汽車發(fā)展的客觀需要，必須采用現(xiàn)代設(shè)計方法。 通過對該傳動系統(tǒng) 匹配計算的結(jié)果與原車的要求結(jié)果比較，可以看出本設(shè)計是符合要求的。 王天利老師嚴謹求實的敬業(yè)精神、一絲不茍的治學(xué)態(tài) 度，以及無私的奉獻精神，給我留下了深刻的印象，使我受益匪淺，是老師的指導(dǎo)點撥和熱心幫助使我的畢業(yè)設(shè)計得以順利完成。ma=845。f=。I0=。nmax =6000。 %最高車速 F1=（ ma+mb） *f*g*cosa。 Ft=F1 +F2 +F3 +F4。Q=(ma+mb)*g*sqrt(k1)。i=tan(c) %加速時間 k3=d*(ma+mb)。d1=33。 bbo=25*pi/180。a2=100。 Xg=Pn*a1/a2 Yg=Rn*a1/a2 Zg=Qn G=sqrt(Xg^2+Yg^2) Xc=PnXg Yc=RnYg C=sqrt(Xc^2+Yc^2) Xf=(Pn*a3Po*a4)/a4 Zf=QnQo F=sqrt(Xf^2+Yf^2) Xe=Po+XfPn Ye=Ro+RnYf E=sqrt(Xe^2+Ye^2) Zb=Qo X=sqrt(Xb^2+Yb^2) Xa=Xb+XcPo Ya=YbRoYc A=sqrt(Xa^2+Ya^2) z1=12。Ms=Rn*a3。 Wt=pi*d^3/16。 fc=Rn*a3^2*(a3a3)^2/(3*210000*I*a3) fs=Pn*a3^2*(a3a1)^2/(3*210000*I*a 3) bbbbb=Rn*a1*(a3a1)*(a1(a3a1))/(3*210000*I*a3)。z4=16。 y4=。zw=[z2 z3]。yw=[y2 y3]。t4=t2。k1=。%kε aaaa=[25 15 20]。a=20*pi/180。 db=mn.*zw。rb=.*db。 wj=.*sqrt(2.*Tg/2*E.*(cos(bb).^2./(rz*sin(a))+cos(bb).^