【正文】 設計及答辯老師和教授致以崇高的敬意和誠摯的感謝！ 最后，對在大學期間關(guān)心與幫助過我的其他所有人表示感 謝！本科生畢業(yè)設計（論文） 31 附錄 1 計算程序 動力傳動系統(tǒng)匹配程序 Clear all。 Iw=。W=k3/(Ftk4F3)。d=45。 y2=。 Tg=[t1 t4]。rz=.*dz。dz=mn.*z。 t1=*10^3。z2=28。a4=45。b=F/Q。alpha=atan(a)。而作為大學生活的最后一個環(huán)節(jié) —畢業(yè)設計，經(jīng)過近 12 周的緊張準備，也將接近尾聲。變速器 設有兩擋，倒檔由電機的反轉(zhuǎn)來實現(xiàn)。 同時這樣 可實現(xiàn)系列化，并 盡量能滿足三化的要求。 互鎖鎖裝置 互鎖裝置用于防止同時掛上兩個擋位。選擋時可使變速桿繞其中部球形支點橫向擺動，則其下端推動叉形撥桿繞換擋軸的軸線擺動，從而使叉形撥桿下端球頭對準與所選擋位對應的撥塊凹槽，然后使變速桿縱向擺動，帶動撥叉軸及撥叉向前或向后移動，即可實現(xiàn)掛擋。本科生畢業(yè)設計（論文） 19 第 6 章 變速器操縱機構(gòu) 變速器操縱機構(gòu)能讓駕駛員使變速器掛上或摘下某一檔，從而改變變速器的工作狀態(tài)。 =6176。若錐面的表面粗糙度差，在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。此時鎖止面接觸，阻止了滑動齒套向換擋方向移動。 E ～為彈性模量， ??E Mpa I ～為慣性力矩，對于實心軸： 644dI ?? D ～為軸的直徑，花鍵處按平均直徑 a 、 b ～為齒輪上作用力矩與支座 A、 B 的距離 L ～為支座間的距離 軸的全撓度為 ： 22 sc fff ?? 在其作用下應力為 ： 332 dMWM ?? ?? 222~ nsc MMMMM ??? ~W 為抗彎截面系數(shù) 軸在垂直面和水平面撓度的允許值為 fc =— ， f s =— 。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。當齒數(shù)和多的齒輪副 采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。 5) 齒輪齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。 一般貨車 GB135678 規(guī)定的標準齒形 20176。 所以，新設計 變 速器兩個檔位傳動比分別為 1 和 取 1 和 。此外，機車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，本科生畢業(yè)設計（論文） 5 支承方式也基本一致。 2) 變速器主要參數(shù)的選擇 (1) 檔數(shù) 增加變速器的檔數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。近年來，變速器操縱機構(gòu)有向自動操縱方向發(fā)展的趨勢。所以，動力性使汽車各種性能中最基本、最重要的性能。當采用電動機無級調(diào)速控制時，電動汽車可以忽略傳統(tǒng)汽車的變速器。然而，在動力電池和其他技術(shù)取得有效突破之前，對動力傳動系統(tǒng)部件的設計參數(shù)進行研究是提高電動汽車性能的重要手段之一。 電動汽車傳動裝置的特點 電動汽車傳動裝置的作用是將電動機的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩傳給汽車的驅(qū)動軸，當采用電動輪驅(qū)動時，傳動裝置的多數(shù)部件常?？梢院雎?。 變速器能汽車倒擋行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，能使汽車啟動行駛，怠速，提高速度等。 除此以外，變速器還應當 達到 輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便 的目標 。 此外，因為其經(jīng)過 一對齒輪嚙合傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。本設計 選用直接檔， 傳動比為 1， 即減速比為 1。 ， 176。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。變?yōu)橄禂?shù)為 )1117( ???? 。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公 式初步選定： 第一軸： )~( ????? AAd mm 第二軸： 33 m a x ??? eTd mm d 與 l 關(guān)系 ： 一軸： ~ ??ld 二軸： ~ ??ld 所以，一軸 5 ??? dl mm 二軸 ??? dl mm 軸的校核是評定變速器是否滿足所 要求的強度、剛度等條件，是否滿足使用要求，是設計過程中的重要步驟，主要是為了對設計的數(shù)據(jù)校核，達到設計的要求。 同步器 的工 作原理 同步器 換擋過程由三個階段組成。 同步器的參數(shù)的確定 摩擦因數(shù) 摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因素有關(guān)。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是 tana≥ 。其轉(zhuǎn)動慣量的計算：首先求得各零件的轉(zhuǎn)動慣量，然后按不同 檔位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上。三、四擋撥叉的上端具有撥塊。中間的凹槽對正鋼球時為空擋位 置，前邊或后邊的本科生畢業(yè)設計（論文） 21 凹槽對正鋼球時則處于某一工作擋位置，相鄰凹槽之間的距離保證齒輪處于全齒長嚙合或是完全退出嚙合。后面的圓柱滾子軸承采用內(nèi)徑 25mm，外徑47mm，厚 11mm 的圓柱滾子軸承，即 GB/T2831994。 圖 齒輪軸 本科生畢業(yè)設計（論文） 25 齒輪加工工藝 齒輪為大批量生產(chǎn)件，材料為 45（見圖 ）。 該 設計達到換擋迅速、省力、方便、有較高的工作效率、工作噪聲低 的 要求。ig2=42。k1=1+f*f。 a1=71。I=pi*d^4/64。 y=[y1 y4]。 w=2.*Tg.*cos(bb)*k1./(pi.*mn.^3.*z.*kc*km.*y)%δw(1 4) ww=2.*Tgw.*cos(bb)*k1./(pi.*mn.^3.*zw.*kcw*km.*yw)%δw(2 3) E=*10^5。 rbw=.*dbw。%kδkf1=。 m1=3。 Tn=Temax/z1*z2 M=sqrt(Mc^2+Ms^2+Tn^2)。d2=84。F2=(ma+mb)*g*sina。g=。并且生產(chǎn)周期長，方法上依然沿襲傳統(tǒng)設計方法。因此，殼體一側(cè)有加油口，殼體底部有放油塞，油面高度即由加油口控制。 本科生畢業(yè)設計（論文） 22 第 6 章 變速器軸承 變速器軸承常用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承、圓錐滾針軸承、滑動軸套等，軸承在變速器中起支撐作用，其選擇需依據(jù)軸的直徑，公差配合，還要保證能夠軸向定位，饒徑向轉(zhuǎn)動。 另外，有些轎車和輕型貨車的變速器，將變速 桿安裝在轉(zhuǎn)向柱管上 。為此在操縱機構(gòu)中設有自鎖裝置。 同步時間 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。 同步環(huán)主要尺寸確定 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。 相鄰 擋 位相互轉(zhuǎn)換時，應該采取不同操作步驟的道理同本科生畢業(yè)設計（論文） 16 樣適用于移動齒輪換 擋 的情況，只是前者的待接合齒圈與接合套的轉(zhuǎn)動角速度要求一致，而后者的待接合齒輪嚙合點的線速度要求一致，但所依據(jù)的速度分析原理是一樣的。兩個旋轉(zhuǎn)速度不一樣齒輪強行嚙合必然會發(fā)生沖擊碰撞，損壞齒輪。 2） 齒輪接觸應力 j? (421) 式中 j? 齒輪的接觸應力（ MPa）； F 齒面上的法向力（ N）， ? ??? coscos1FF ? ； 1F圓周力在（ N）， dTF g21 ? ； ?節(jié)點處的壓力角（ 20176。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠 合能力及齒輪的嚙合噪聲。在本設計中變速器齒輪壓力角 α 取15186。 另外根據(jù)變速箱在電動汽車中的安裝空間來設計。 6） 變速 器操縱機構(gòu) 根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構(gòu)完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。中心距越小，齒輪的接觸應力大，齒輪壽命短。 變速器設計方案論證 1） 傳動機構(gòu)布置方案分析 變速器傳動機構(gòu)有兩種分類方法。 4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。而汽車發(fā)動機的特性是轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而轉(zhuǎn)矩變化范圍更不能滿足實際路況需要。 同時本設計對電動汽車的動力傳動系統(tǒng)進行了匹配設計計算，計算結(jié)果表明 達到性能要求。結(jié)論表明，變速器齒輪及各軸尺寸 達到 設計要求 ，齒輪及 各軸強度的校核滿足 強度 要求， 結(jié)構(gòu)合理?？哲囋谄街钡墓飞闲旭倳r，行駛阻力很小，則當滿載上坡時，行駛阻力便很大。 3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。同步器設計采用鎖環(huán)式同步器。 (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。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。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。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。 (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計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。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。 2) 斜齒輪彎曲應力 ??? b tyKKFw 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)設計（論文） 12 110 .4 1 8jzbFEb? ??????????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) 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 。 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。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。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)設計（論文） 17 摩擦因數(shù)。 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。在振動等條件影響下，操縱機構(gòu)應保證變速器不自行掛擋或自行脫擋。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)。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。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。而傳統(tǒng)設計方法缺乏嚴密的科學性，如為了強調(diào)零件可靠性，往往取較大安全系數(shù)，結(jié)果增加了設計零件的重 量。ma=845。 %最高車速 F1=（ ma+mb） *f*g*cosa。d1=33。Ms=Rn*a3。 y4=。k1=。rb=.*db。a=20*pi/180。yw=[y2 y3]。 fc=Rn*a3^2*(a3a3)^2/(3*210000*I*a3) fs=Pn*a3^2*(a3a1)^2/(3*210000*I*a3) bbbbb=Rn*a1*(a3a1)*(a1(a3a1))/(3*210000*I*a3)。a2=100。Q=(ma+mb)*g*sqrt(k1)。I0=。 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，可以看出本設計是符合要求的。 ，