【正文】 靠摩擦作用實現(xiàn)同步。 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。在 Δω=0 瞬間同步過程結束?；瑒育X套 1 和齒輪 3 分別與整車和變速器輸入軸轉(zhuǎn)動零件相連接。第二階段：來自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動齒套上的力 F，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間， 假如 齒輪 3 的角速度ω3，和滑動齒套 1 的角速度 ωl 不同，在摩擦力矩作用下鎖銷相對滑動齒套 1 轉(zhuǎn)動一個不大的角度，并占據(jù)鎖止位置。 同步器 的工 作原理 同步器 換擋過程由三個階段組成。 變速器的換擋操作，尤其是從高擋向低擋的換擋操作比較復雜，而且很容易產(chǎn)生輪齒或花鍵齒間的沖擊。但這個操作比較復雜，難以掌握精確。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。 慣性式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，在其上面設有專設機構保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，從而避免了齒間沖擊。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下 (即角速度相等 )換擋的缺點，現(xiàn)已不用。經(jīng)過計算校核后該軸滿足要求。 2F ～為齒輪齒寬在中間面上的徑向力。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： 0 33 m a x ??? eTd mm d 與 l 關系 ： 一軸： ~ ??ld 二軸： ~ ??ld 所以，一軸 ??? 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。 確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。）； E齒輪材料的彈性模量（ MPa）， 材 料為 45 可取 3190 10E M Pa?? ； b齒輪 接 觸 的實 際 寬度 （ mm） ； 直齒 輪 b=20mm、斜齒輪b= z? b? 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm）； 直齒輪： ?? sinzz r? (422) ?? sinbb r? (423) 斜齒輪： ??? 2c o s)s in( zz r? (424) ??? 2c o s)sin( zb r? (425) 其中 ， zr br 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 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。 （ mm） ?K 應力集中系數(shù)，可近似取 ； fK 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 ，從動齒輪取 ； b 齒寬（ mm），取 24mm t 端面齒距（ mm）； ???? mt ? y齒 形系數(shù)，如齒形系數(shù)圖 本科生畢業(yè)設計（論文） 11 圖 齒形系數(shù)圖 當處于一檔時 ,故由 11 2 dTgF ? (410) 2 6 7 5 0 01 0 0 0 71m a x ?????? iTT eg Nm (411) 3311311 ???? mzd mm (412) 6 2 1 2332 6 7 5 0 022 11 ???? dTgF N (413) ??????w? Mpa (414) 6 2 1 22 ??????w? MPa (415) 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 maxeT 時，一檔直齒輪的彎曲應力在 400~850MPa 之間。在這里所選擇的齒輪材料為 45。如汽車變速器齒輪用低碳合 金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級。但 不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。變?yōu)橄禂?shù)為 )1117( ???? 。 變位系數(shù) 1717 Z??? (48) 式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。 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。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用的較多。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。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。 這里 ?Z 修正為 39，反推出 A=60mm。 取 111?Z ； 282 ?Z 。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(~)m， mm b=8 3=24mm 斜齒 b=(~)m， mm b=7 = 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動 的平穩(wěn)性和齒輪壽命。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。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體 承受。；斜齒輪螺旋角 β 取 20176。在本設計中變速器齒輪壓力角 α 取15186。 小螺旋角 本科生畢業(yè)設計（論文） 8 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 176。 20176。 ～ 45176。 ， 176。 15176。根據(jù)變速器用齒輪模數(shù)的范圍（ 見表 4表 42）及計算得本設計所用變速箱齒輪模數(shù)如下： 斜齒輪： a 33 ??? Tem n 根據(jù)汽車設計書 P91 的表格選擇第一系列的模數(shù)所以取 ?nm 直齒輪： 3?m 表 41 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) mm 車型 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量 ma/t V V ma Ma 模數(shù) ma/mm ~ ~ ~ ~ 表 42 汽車變速器常用的齒輪模數(shù) mm 第一系列 第二系列 (2)齒形、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 43 選取 。 另外根據(jù)變速箱在電動汽車中的安裝空間來設計。 3）外型尺寸 變速箱的橫向外型尺寸，根據(jù)齒輪直徑以及換擋機構的布置 初步確定。對轎車， K A =~；對貨車， K A =~；對多檔主變速器， K A =~11；在此取 K A =。 2）中心距的計算 中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。 由 30 * 88 *1 .2 * 44 17 8gTi?? (42) 得到 gi? 。本設計 選用直接檔， 傳動比為 1， 即減速比為 1。 最高檔通常是直接擋，傳動比為 。 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。 6） 變速 器操縱機構 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完成選擋和實現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。如汽車變速器齒輪用低碳鋼制作，采用剃赤和磨赤精加工 ，齒 輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為 JB179—83， 6級 和 7 級。 (2) 齒輪強度計算 與其他機械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用田間仍是相似 的。 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。盡可能使各檔齒輪的齒數(shù)比應該不是整數(shù) 。 3) 各檔齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可更據(jù)變速器的檔數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。中心距越小，齒輪的接觸應力大，齒輪壽命短。 轉(zhuǎn)動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。 由于電動汽車的發(fā)展起步晚，受技術限制所以選用兩擋變速箱 ，倒擋由電機反轉(zhuǎn)來實現(xiàn)。檔數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。所以選擇 本設計 兩軸式雙擋變速器。 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。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。固定軸式又分為兩軸式，中間本科生畢業(yè)設計（論文） 4 軸式，雙中間軸式變速器。 變速器設計方案論證 1） 傳動機構布置方案分析 變速器傳動機構有兩種分類方法。轎 車多采用兩軸式變速器，貨車多采用三軸式變速器。變速器傳動機構包括換擋齒輪、傳動齒輪、傳動軸。 為滿足以上使用性能要求，本變速器采用有級式變速器。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 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 。 7）變速器應當有高 的工作效率。 6）工作可靠。 4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。 計算最高車速 ? ? ? ?? ?????? i nc os 2C dA u agmamafgmbmaF ?? dtduambma ）（ ?? ? (21) 其中 ： F? 為車輛行駛的總阻力， N； ma 為出去電池組的整車質(zhì)量， kg； ma =845kg； mb 為電池組質(zhì)量， kg； mb =400kg； f 為滾動阻力系數(shù)； f=； ? 為坡道角； ? =15%； Cd 為空氣阻力系數(shù)； Cd=； A 為迎風面積； A=； ua 為行駛車速， km/h； ua=45； ? 為車輛旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)： 220221 mriiImrI Tgfw ?? ???? (22) 其中 ： fI 為飛輪轉(zhuǎn)動慣量 ， ?fI ； wI 為車輪轉(zhuǎn)動慣量 ， ?wI ； 0i 為主減速比 ， ?i ； FFt ?? maxnnm? 0 ?? irnu ma km/h 其中 ： Ft=主驅(qū)動電機一最大限流工作時車輛獲得的驅(qū)動力； 本科生畢業(yè)設計（論文） 2 mn 為主驅(qū)動電機的工作轉(zhuǎn)速， r/min； mn =3567rpm maxn 為主驅(qū)動電機的最高工作轉(zhuǎn)速， r/min； maxn =6000rpm r 為車輪半徑； r= 0i 為主減速比