【電動汽車兩擋變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計10000字（論文）】

電動汽車兩擋變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計目錄1引言 62電動汽車動力傳動系統(tǒng)匹配計算 72.1計算最高車速 72.2車輛加速時間 82.3車輛爬坡 82.4續(xù)駛里程的計算 83電動汽車變速器設(shè)計方案及論證 94變速器各主要參數(shù)的設(shè)計計算及校核 104.1主要參數(shù)設(shè)計 104.2齒輪強度計算 144.3確定軸的尺寸 175同步器的選擇 205.1同步器的工作原理 205.2同步器的參數(shù)的確定 206變速器操縱機構(gòu) 236.1對變速器操縱機構(gòu)的要求 236.2手動換擋變速器的選擇 236.3變速器自鎖、互鎖、倒擋鎖裝置 237零件的加工工藝 257.1齒輪軸加工工藝 257.2齒輪加工工藝 257.3端蓋加工工藝 267.4裝配圖 278結(jié)論 28參考文獻 29摘要：如今，汽車在人類交通中扮演越來越重要的角色，汽車在給人類帶來方便的同時，也在能源、環(huán)境、交通各方面造成了嚴(yán)重的問題。就當(dāng)下時期而言，石油仍是汽車的最大燃料來源，汽車保有量的增加，加速了屬于不可再生資源的石油燃料的消耗，能源危機是全球范圍內(nèi)各國所面臨的嚴(yán)峻考驗。同樣汽車在高速消耗汽油的同時，也給周邊環(huán)境帶來了極大的破壞，例如溫室效應(yīng)，有毒氣體也越來越嚴(yán)重。隨著石油等有限資源的日益減少以及保護環(huán)境意識的日益提高，電動汽車由于使用清潔能源的優(yōu)勢越來越受到人們的廣泛關(guān)注。為了進一步提高電動汽車性能，對動力傳動系統(tǒng)部件進行優(yōu)化設(shè)計成為主要手段之一。作為汽車傳動系統(tǒng)的重要部件之一的變速箱主要作用是調(diào)整驅(qū)動輪上扭矩的輸出值以及改變行駛過程中的速度。與燃油汽車的變速箱結(jié)構(gòu)不同，電動汽車的變速箱采用控制電路控制驅(qū)動電機的轉(zhuǎn)向，實現(xiàn)電動汽車的前行和倒退。本文通過對已知的參數(shù)設(shè)計了一款電動汽車兩擋變速器，并對結(jié)構(gòu)中重要的零部件進行了強度校核，繪制了相應(yīng)的二維裝配圖和部分零件圖。關(guān)鍵詞：電動汽車、傳動、變速箱、匹配1引言電動汽車是一種今年來處于熱門話題的以清潔能源為動力的綠色汽車，與傳統(tǒng)燃油汽車不同，電動汽車擺脫了傳統(tǒng)的石油驅(qū)動方式，改用電能作為能源。根據(jù)這一特點電動汽車擁有以下優(yōu)勢：（1）無污染，噪聲低電動汽車由于使用的是電機驅(qū)動，工作時無需消耗石油，不會排出因燃燒石油而產(chǎn)生的二氧化碳等廢氣，因此不會對環(huán)境造成污染。并且由于電機工作時運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，產(chǎn)生的噪音要遠遠小于內(nèi)燃機工作時的噪音。（2）能源效率高，多樣化傳統(tǒng)的燃油汽車由于內(nèi)燃機的工作原理，導(dǎo)致能源效率低下，一般為40-60%，而電機的功率一般為75-92%，因此，電動汽車的能源效率更高。當(dāng)汽車主要在城市中行駛時，由于紅綠燈的緣故，汽車通長處于行駛——制動連續(xù)轉(zhuǎn)換的狀態(tài)，并且速度一般不高，這種路況對燃油汽車而言提高了空轉(zhuǎn)時間，增加了油耗，并一定程度上減少了汽車的使用壽命。而電動汽車在靜止時不需要消耗電能，并且在制動過程中，可以將空轉(zhuǎn)的電機轉(zhuǎn)換成發(fā)電機，實現(xiàn)能源的二次利用。另一方面，電動汽車采用電能作為消耗能源，而電能屬于可再生能源，其來源較多，主要有風(fēng)力發(fā)電、太陽能發(fā)電、熱發(fā)電、水力發(fā)電、潮汐發(fā)電等。我國在電力發(fā)展上居全球第一，基本上實現(xiàn)了國內(nèi)電網(wǎng)全覆蓋，電力全供應(yīng)，因此能滿足電動汽車的電能需求，從而減少燃油汽車對不可再生能源——石油的消耗。（3）結(jié)構(gòu)簡單，使用及維修方便相比于以內(nèi)燃機為驅(qū)動的燃油汽車，電動機通過采取電機驅(qū)動，大大減少了傳動部件的數(shù)量，從而降低了整體裝置的復(fù)雜程度，減少了保養(yǎng)及維修的工作量。當(dāng)電動汽車以交流感應(yīng)式電機為驅(qū)動時，驅(qū)動電機甚至無需頻繁的保養(yǎng)與維護，大大降低了使用成本。更重要的是電動汽車在汽車的操縱上更為簡單方便，有利于推廣使用。

2電動汽車動力傳動系統(tǒng)匹配計算汽車的功率通常指的是該汽車在正常路況下直行時可達到的平均行駛速度，而汽車所承受的縱向外力的大小決定了該汽車的平均速度。因此，動力的大小決定了汽車的傳輸效率。汽車的最高速度，加速時間和最大斜率成為衡量普通汽車動力性能的常用指標(biāo)，但對于電動汽車，還應(yīng)包括行駛里程。2.1計算最高車速∑F=mgcosα*f+mgSinα+CdAu2/21.15+δmdu/dt(2.1)其中：∑F為總阻力．N；m為整車質(zhì)量，kg，m=1500kg；f為滾動阻力系數(shù)，f=0.01；α為坡道角：α=20°；Cd為空氣阻力系數(shù)，Cd=0.35;A為迎風(fēng)面積，A=1.54;u為行駛車速，km/h；δ為車輛旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)。(2.2)1+0.06+0.04*1.7=1.1756式中δ1、δ2主要與車型有關(guān)，轎車δ1在0.05~0.07之間（取0.06），δ2在0.03~0.05之間（取0.04）io為主減速器減速比；io=4.714為變速器傳動比；=1.7為傳動效率；=0.95車輛在最大功率運轉(zhuǎn)時的驅(qū)動力Ft為：=5329.177Nnm為主驅(qū)動電機的工作轉(zhuǎn)速．r/min；nm=4000rpmr為車輪半徑：r=0.3io為主減速比；io=4.7142.2車輛加速時間t=1/3.6(2.3)式中：v1為加速行駛起始車速m/h，v1=0；v2為加速行駛終止車速m/h，v2=45km/h。2.3車輛爬坡由公式計算得：b=Ft–Cdua2／21.15/(ma+mb)g(2.4)i=tanα=tan{arcsin[b]-arctanf}=15.5%(2.5)2.4續(xù)駛里程的計算s=E/e=wbmb／(ma+mb)e0=113km(2.6)其中：E為電池組總能量．kwh．E=16kwh;e為單位里程能耗．kwh/kw;wb為電池比能量．kwh/kg．w=36.7kwh/kg;e0為電動車輛行駛的比耗．kwh/km。

3電動汽車變速器設(shè)計方案及論證為了優(yōu)化電動汽車電動機參數(shù)，需要選擇合適的擋位數(shù)和傳動比。另外還需要在結(jié)構(gòu)上保證傳動裝置具有較小的整體尺寸以及質(zhì)量，在經(jīng)濟上保證傳動裝置具有較低的制造成本以及維護成本。根據(jù)上述要求，本課題設(shè)計了一種階梯式變速器，具體設(shè)計思路如下：(1）傳動機構(gòu)布置方案分析固定軸類型和旋轉(zhuǎn)軸類型為常見的兩種運輸機制。其中應(yīng)用最廣的固定軸類型又可以細分為用于前驅(qū)汽車的兩軸型和用于后驅(qū)汽車的中間軸型。在整體結(jié)構(gòu)上，兩軸型相對于中間軸型更為簡單，從而方便布局。因此，最終選擇兩軸雙速變速器作為本次的設(shè)計方案。(2）參數(shù)選擇l）擋數(shù)汽車整體的動力以及經(jīng)濟性隨著變速箱擋數(shù)的數(shù)量增加而增大。而擋數(shù)越多時，整體結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，設(shè)計越困難。為了實現(xiàn)設(shè)計目的同時減少設(shè)計難度，本課題選擇了兩速變速器，并通過電動機反向旋轉(zhuǎn)制作了倒擋。2)傳動比傳動比范圍表示最低擋的傳動比與最高擋的轉(zhuǎn)數(shù)之比。傳動比范圍的確定取決于多種因素，如使用條件和車輛類型等。3)中心距兩軸變速箱的中心距離指的是輸入軸和第二軸的軸線間距。中心距大小對變速箱的影響巨大，當(dāng)中心距過小時，齒輪在工作時所承受的接觸應(yīng)力大大增加，增大齒輪斷裂或點蝕的概率，從而降低變速箱的使用壽命。所以為了保證變速箱的使用壽命，需要確定允許的最小中心距，而最小中心距與齒輪疲勞接觸強度有關(guān)。4）各擋齒輪齒數(shù)的分配在確定了上述參數(shù)后，需要進一步對各擋齒輪齒數(shù)的進行分配。根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗每個齒輪的傳動比應(yīng)盡可能不為整數(shù)。

4變速器各主要參數(shù)的設(shè)計計算及校核4.1主要參數(shù)設(shè)計(1）傳動比范圍變速器最低擋傳動比和最高擋傳動比決定了該變速器的傳動比范圍。一般變速器的最高擋位為直接擋，傳動比通常為1，少數(shù)的為0.7或0.8。在這種設(shè)計中，選擇了直接擋并且傳動比為1，即減速比為1。1）傳動比根據(jù)動力學(xué)知識可知，汽車在行駛時主要受到的阻力有空氣阻力、路面阻力以及爬坡時的下滑力。當(dāng)汽車爬坡時，為了增大牽引力需要減少速度，因此在爬坡過程中汽車所受的空氣阻力較小，可以忽略，因此：(4.1)則帶入?yún)?shù)可知：=1.68式中；：汽車總質(zhì)量；：道路阻力系數(shù)；：最大爬坡要求；；驅(qū)動車輪的滾動半徑；：發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；：主減速比；：汽車傳動系的傳動效率。（2）根據(jù)前輪與路面附著條件可知(4.2)1.73式中：汽車質(zhì)心高度，取700mm；a：汽車質(zhì)心位置，取1200mm；L：汽車前后輪中心距，取2000mm；：道路的附著系數(shù)，取=0.5。根據(jù)上述條件新設(shè)計的變速器兩個擋位傳動比分別取1和1.7(2)中心距的計算為了選擇合適的中心距，可以依據(jù)燃油汽車變速器統(tǒng)計數(shù)據(jù)推導(dǎo)出的經(jīng)驗公式來預(yù)先確定兩軸變速器的中心距離A（mm）。A=KA(4.3)式中；KA：中心距系數(shù)；Tmax：1擋的輸出扭矩：Tmax=Temaxigrη=210*1.7*0.95=339.15Nm故可取得初始中心距A為64.86mm，取整為65mm.(3)外型尺寸齒輪箱中齒輪的直徑大小以及傳動機構(gòu)的布局方式初步?jīng)Q定了橫向外部尺寸。而齒輪箱的軸向尺寸大小與該齒輪箱中齒輪的形狀與數(shù)量以及傳動機構(gòu)的形狀有關(guān)。它還設(shè)計為適合電動汽車變速箱的安裝空間。(4)齒輪參數(shù)1)模數(shù)齒輪模數(shù)是齒輪設(shè)計的主要參數(shù)之一，設(shè)計齒輪模數(shù)時需要考慮齒輪的強度、質(zhì)量等。表4.1和4.2為變速箱常用的齒輪模數(shù)，根據(jù)經(jīng)驗，本課題選擇的齒輪為：斜齒輪：。根據(jù)汽車設(shè)計書p91的表格，最終第二系列的模數(shù)選取為ma=2.75直齒輪：m=3表4.1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mm本型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量ma/t1.0<v<1.61.6<v<2.56.0<ma<14.0ma>14.0模數(shù)ma/mm2.25~2.752.75~3.003.50~4.504.50~6.00表4.2汽車變速器常用的齒輪模數(shù)mm第一系列1.002.53.0第二系列1.752.252.752）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4.3選取，表4.3汽車變速器齒輪參數(shù)齒形壓力角α齒寬b轎車高齒并修形的齒形14.5°~16°250~400一般貨車GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形200200~300重型車同上低擋，倒擋齒輪22.50250小螺旋角當(dāng)壓力角小時，匹配度大，傳輸穩(wěn)定，噪音低。大的壓力角可以提高齒輪齒的彎曲強度和表面接觸強度。對于汽車，如果要減少噪音，請使用較小的汽車以增加匹配度，而使用較大的汽車以增加卡車裝備的支撐。在經(jīng)濟的設(shè)計中，變速箱齒輪壓力角設(shè)置為15，嚙合套筒或同步器設(shè)置為30，斜齒輪螺旋角設(shè)置為20。為斜齒輪選擇螺旋角時，重要的是要確保施加在中間軸上的軸向力相互抵消。因此，中間軸上的所有齒輪均為右旋，而第一軸和第二軸上的斜齒輪為左旋。軸向力由外殼通過軸承蓋傳遞。齒輪寬度b的大小直接影響齒輪的承載能力。隨著b的增加，團隊的能力也會增加。但是，試驗尚不清楚，將齒寬增加到一定值后，載荷分布不均勻，齒輪的承載能力降低。因此，應(yīng)選擇盡可能小的齒寬，以幫助減輕齒輪的重量并在確保齒輪強度的條件下減小軸的尺寸。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：直齒b=(4.5-8.0)m，mmb=8×3=24mm斜齒b=(6.0-8.5)m，mmb=7×2.75=19.25mm其中，可以增大等速嚙合齒輪的齒寬系數(shù)的方式第一軸等速嚙合齒輪對的齒寬的系數(shù)值可以更大，因此接觸線的長度增加并且接觸應(yīng)力減小，這提高了變速器的平滑度和使用壽命。(5)齒輪齒數(shù)的確定在初步確定中心距等參數(shù)后。依據(jù)前期設(shè)定的傳動比確定傳動裝置中各個齒輪的齒數(shù)。傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配每個齒輪的齒數(shù)，圖4.1變速器結(jié)構(gòu)簡圖1)確定一擋齒輪的齒數(shù)（如圖4.1）一擋傳動比 igl=Z2/Z1(4.4)為了確定Z1和Z2的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Z∑：Z∑=2A/m（4.5）其中A=65mm、m=3:故有Z∑=43.33igl=1.7=Z2/Z1；Z1+Z2=43.3;Z1=16.03；Z2=27.3取Z1=16；Z2=27根據(jù)前文對中心距以及齒輪模數(shù)參數(shù)的選擇可知Z2的理論計算結(jié)果不是整數(shù)，為了符合實際加工情況需要根據(jù)取圓整后的Z2校正中心距。根據(jù)修正后的Z∑為39計算出校正后的中心距為64.5mm。最終1擋齒輪為48mm和81mm。2擋齒輪均為64.5mm2)確定其他擋位的齒數(shù)二擋傳動比的計算 A=mn(Z1+Z2)/2cosβ(4.6)Z3+Z4=2Acosβ/mn=2×64.5×cos200/2.75=44.08(4.7)ig2=Z3/Z4=1Z3=Z4=223)齒輪變位系數(shù)的選擇在齒輪的設(shè)計過程中，為了避免出現(xiàn)齒輪嚙合時出現(xiàn)根切現(xiàn)象以及配湊中心距，常常采用變位齒輪代替標(biāo)準(zhǔn)嚙合齒輪，采用變位齒輪還能有效的提高齒輪嚙合的平穩(wěn)性、耐磨性以及抗膠合等能力。變位齒輪又可以分為高度以及角度變位兩類齒輪。其中高度變位齒輪可以有效的提高嚙合齒輪中小齒輪的齒根強度，使其與大齒輪強度相等或相近，但無法提高大齒輪的齒根強度，并且無法降低齒輪嚙合時的噪音。相比于高度變位齒輪而言，角度變位齒輪具有其所有的優(yōu)點，同時還能大大提高齒輪嚙合的平穩(wěn)性，大大降低了嚙合時的噪音。變速器中含有多對齒輪，為了實現(xiàn)汽車換擋時的平順，需要確保每對齒輪的中心距的大小相等。而由于不同齒輪實現(xiàn)的傳動比不同，其齒數(shù)存在差異，因此需要采用變位齒輪配湊中心距。根據(jù)不同變位方式的特點，多齒齒輪常常采用標(biāo)準(zhǔn)傳動或高度變位方式，使少齒齒輪采用角度變位方式，從而提高變速器整體嚙合性能。根據(jù)上述分析，本課題設(shè)計的變速器采用角度變位方式。變位系數(shù)的計算公式為：ξ=（17–Z）/17(4.8)式中；Z為要變位的齒輪齒數(shù)。帶入數(shù)據(jù)可知本次的變?yōu)橄禂?shù)為ξ=(17–l6)/17=0.06。4.2齒輪強度計算由于不同類型車輛的用途不通風(fēng)，導(dǎo)致不同汽車變速器的類型存在差異，但變速器總體使用條件仍然相近。并且在設(shè)計不同的汽車變速器時，在材料的選型以及加工工藝的方式上大同小異。綜上所述，對于汽車變速箱齒輪的計算公式可以采用簡化的普通齒輪強度計算公式進行計算，其計算結(jié)果仍然具有較高的準(zhǔn)確性。(1）直齒輪彎曲應(yīng)力σwσw=F1KσKf/bty(4.9)式中；F1：1擋齒輪的圓周力(N)；d：節(jié)圓直徑(mm)；Kσ：應(yīng)力集中系數(shù)；Kf：摩擦力影響系數(shù)；b：齒寬(mm)；t：端面齒距(mm)；y：齒形系數(shù)。圖4.1齒形系數(shù)當(dāng)處于一擋時，故由Tg=Temax·i1=210×1.7×1000=357000N*mm(4.10)d1=mz1=3×16=48mm(4.11)F1=2Tg/d1=2×357000/48=14875N(4.12)σW1=14875×1.65×1.1/24×9.42×0.18=663.4MPa(4.13)σW2=14875×1.65×0.9/24×9.42×0.18=542.8MPa(4.14)當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩Temax時，一擋直齒輪的彎曲應(yīng)力在400~850MPa之間。當(dāng)計算載荷為輸入軸的最大輸出時，此時齒輪的彎曲應(yīng)力為400~850Mpa。(2）斜齒輪彎曲應(yīng)力σwσw=F1KσKf/BtyKg（4.16）式中；B：齒寬(mm)；t：端面齒距(mm)；F2：2擋齒輪圓周力(N)；d：節(jié)圓直徑(mm)；Kσ：應(yīng)力集中系數(shù)；Kf：摩擦力影響系數(shù)； Kg：重合度影響系數(shù)；對于齒形系數(shù)y可以根據(jù)圖4.1進行選取，最終選取結(jié)果為：y=0.14Tg=TemaxZ4/Z3=210000Nmm（4.17）D4=mz/cosβ=2.75×22/cos20=64.38（4.18）F4=2Tg/d4=2×210000/64.38=6523.8N(4.19)σW4=6523.8×1.5*1.1/19.25×8.635×0.14×2=279.84Mpa(4.20)σW3=228.91MPa當(dāng)計算載荷為輸入軸的最大輸出時，此時齒輪的許用應(yīng)力為400~850Mpa之間，根據(jù)上述計算結(jié)果可知設(shè)計符合要求。(3）齒輪接觸應(yīng)力σ為：（4.21）式中；F：齒面上的法向力(N)；F：圓周力（N）；E：齒輪材料的彈性模量（MPa）；b：齒輪接觸的實際寬度(mm)；ρz、ρb：主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm);直齒輪：ρz=rzsinα(4.22)ρb=rbsinα(4.23)斜齒輪：ρz=rzsinα/cos2β(4.24)ρb=rbsinα/cos2β(4.25)其中，rz、rb分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)，第一擋rz、rb分別為23.9和40.6；第二擋rz、rb均為32.25當(dāng)計算載荷為變速器輸入軸上的載荷時，變速器中不同擋位的齒輪的許用接觸應(yīng)力ρj見下表：表4.4變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪ρj/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900~2000950~1000常嚙合齒輪和高擋1300~1400650~700通過計算可以得出各擋齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一擋：1527.81MPa二擋：977.20MPa對照上表4-4可知，所設(shè)計變速器隊輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。4.3確定軸的尺寸對于傳動軸的設(shè)計，首先需要根據(jù)汽車傳動裝置整體結(jié)構(gòu)布局進行設(shè)計，之后還需要結(jié)合軸的加工方式以及裝配方式。在初步設(shè)計時可以根據(jù)整體尺寸預(yù)估傳動軸的尺寸。對于傳動軸直徑的選取，可以根據(jù)類似車型的輸入軸的尺寸為依據(jù)或經(jīng)驗公式進行初步設(shè)計。第一軸：d=(0.4～0.5)A=0.45A=0.45×64.5=29.025mm第二軸：=4.5*=26.75mm(4.26)d與l關(guān)系： 一軸：d/l=0.l6~0.18=0.l7二軸：d/l=0.l8~0.21=0.2所以，一軸：l=d/0.17=29.025/0.17=170.7mm，二軸：l=d/0.2=26.75/0.2=133.75mm。對傳動軸進行校核是設(shè)計過程中必不可少的步驟，其主要目的是評估設(shè)計的尺寸參數(shù)書否滿足設(shè)計要求。變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示：AABabLFFFFF圖4.3軸受力簡圖齒輪嚙合時的圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa為：(4.27)式中；i：傳動比；d：齒輪的節(jié)圓直徑；：節(jié)點處壓力角；：螺旋角；：發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）為(4.28)(4.29)式中W：彎曲截面系數(shù)，mm3；d：軸的直徑；Mc：軸的垂向彎矩；Ms：軸的水平彎矩；[]：許用應(yīng)力。在垂直面內(nèi)輸入軸的撓度及斷面轉(zhuǎn)角為(4.30)(4.31)在垂直面內(nèi)第二軸的撓度及斷面轉(zhuǎn)角為：(4.32)(4.33)式中；r01，r04：齒輪的節(jié)圓半徑； J1，J4：軸斷面的慣性矩。對于軸向尺寸較大的軸還需要校核其扭轉(zhuǎn)剛度，通常情況下軸單位長度內(nèi)的扭轉(zhuǎn)角在0.250°~0.350°之間，其計算公式為：(4.34)式中T：轉(zhuǎn)矩，N·mm；L：軸長，mm；Jp：軸橫截面的極慣性矩，mm4；G：軸材料的剪切彈性模量。經(jīng)過計算校核后該軸滿足要求。

5同步器的選擇同步器是變速器的主要組成部件之一，其作用是使接合套與待嚙合的齒圈迅速同步，縮短換擋時間并防止在同步前嚙合而產(chǎn)生換擋沖擊的作用。同步器根據(jù)原理的不同可以劃分為常壓式、慣性式和慣性增力式三類。其中慣性式同步器應(yīng)用最為廣泛。5.1同步器的工作原理同步器工作過程可以分為以下幾個過程：（1）工作前期，同步器偏離初始位置并沿所在軸的軸向方向移動，直到與摩擦面接觸。此時軸上齒輪的角速度與同步器上滑動齒套的角速度存在速度差，因此在摩擦面上存在一個摩擦力矩，同步器中的鎖銷在該力矩的作用下旋轉(zhuǎn)到鎖止位置，實現(xiàn)鎖止。（2）工作中期，首先通過換擋手柄帶動換擋撥叉進行換擋，換擋撥叉又將換擋力傳遞到同步器中的滑動齒套上，并且通過工作前期的鎖止原件最終傳遞到摩擦面上。由于齒輪的角速度與同步器上滑動齒套的角速度存在速度差，存在相對運動，因此在摩擦面上存在摩擦力。若是擋位增加，則滑動齒套在該摩擦力的作用下進行加速運動，若是擋位降低，則滑動齒套在該摩擦力的作用下進行減速運動，直至速度與齒輪轉(zhuǎn)速相同，實現(xiàn)速度的同步變換。（3）工作后期，當(dāng)實現(xiàn)速度的同步變換時，齒輪的角速度與同步器上滑動齒套的角速度相等，因此摩擦面上的摩擦力消失，鎖止元件依然受到換擋力的作用，從而實現(xiàn)鎖止?fàn)顟B(tài)的解鎖。5.2同步器的參數(shù)的確定(1)摩擦系數(shù)由物理學(xué)的知識可知，物體表面的摩擦系數(shù)的大小受該物體的材料、表面的粗糙程度以及潤滑方式等條件的影響。通常情況下，實現(xiàn)同步作用的齒輪通常與接觸錐面為一個整體，因此材料相同。并且為了保證在同步器正常使用年限中的摩擦系數(shù)相等或相近，通常對錐面設(shè)計較高加工精度，減少表面粗糙度。(2)同步環(huán)主要尺寸確定①同步環(huán)錐面上的螺紋槽同步環(huán)錐面上的螺紋槽是同步器設(shè)計的重要參數(shù)之一，該參數(shù)設(shè)計的合理與否影響了同步器的使用效果以及使用壽命。例如，當(dāng)該參數(shù)設(shè)計的過小時，有利于在摩擦錐面間形成油膜，使油膜充分發(fā)揮其作用。但該參數(shù)過小同樣會減少接觸面積，從而增大接觸面的壓強，最終導(dǎo)致同步環(huán)錐面出現(xiàn)過早磨損的現(xiàn)象。并且通過長期設(shè)計經(jīng)驗發(fā)現(xiàn)，該參數(shù)還影響了上述的摩擦系數(shù)，該參數(shù)越小，摩擦系數(shù)隨之越小，同步過程越困難。因此根據(jù)上述分析，齒頂一般不宜過大，螺紋槽參數(shù)相對設(shè)計略大。②錐面半錐角口α通過對錐面受力分析可知，摩擦轉(zhuǎn)矩與錐面的半錐角成反比關(guān)系，但并非半錐角越小越好，因為當(dāng)半錐角小于某一值時裝置將出現(xiàn)自鎖現(xiàn)象，而為了避免出現(xiàn)自鎖現(xiàn)象需要滿足的條件為：（5.1）式中；：半錐角；：摩擦系數(shù)。通常情況下錐面的半錐角的取值范圍為6°~8°之間，當(dāng)取最小值時，可以保證獲得最大的摩擦力矩，但對錐面表面的加工要求增大。③鎖止角鎖止角的選取也是同步器設(shè)計的重要參數(shù)之一。鎖止角的目的是嚴(yán)格控制兩個偏移部分在擁有相同的角速度時才允許移動。影響該參數(shù)大小選取的因素較多，主要包含錐面的平均半徑、鎖定面的平均半徑以及半錐角。常用的鎖止角在26°~46°。④摩擦錐面平均半徑R摩擦錐面平均半徑受裝置整體尺寸的影響，并且根據(jù)經(jīng)驗，在允許的范圍內(nèi)，該參數(shù)越大越好。⑤同步時間同步時間指的是輸入轉(zhuǎn)速與輸出轉(zhuǎn)速經(jīng)過同步器的作用而使其速度相等所需要的時間。根據(jù)同步時間的定義可知，該參數(shù)越小，說明同步器的同步效果越好。排除同步器自身的結(jié)構(gòu)對同步時間的影響外，影響同步時間大小的外部因素還包括速度差的大小以及摩擦錐面所受軸向力的大小。其中，速度差的大小有擋位傳動比決定，軸向力的大小與換擋力的大小有關(guān)。而換擋力的大小又根據(jù)車型的不同而存在差異。因此，同步器的同步時間可根據(jù)表5.1進行選取。 表5.1同步時間的選取s車型高擋低擋轎車0.15~0.31~1.5貨車0.3~0.81~1.5⑥轉(zhuǎn)動慣量的計算在變速過程中依靠同步器改變速度的零件統(tǒng)稱為輸入零件。這包括離合器的第一軸和驅(qū)動盤，中間軸和齒輪以及第二齒輪。與中間軸齒輪嚙合的圓。經(jīng)常嚙合的齒輪。轉(zhuǎn)動慣量的計算：首先找到每個零件的轉(zhuǎn)動慣量，然后根據(jù)另一個擋位切換到同步零件。對于常規(guī)零件，慣性矩的值通常是通過扭轉(zhuǎn)方法測量的。該零件未制成。這些零件可以拆卸成標(biāo)準(zhǔn)形狀。并根據(jù)數(shù)學(xué)公式計算出慣性矩。

6變速器操縱機構(gòu)變速箱操縱機構(gòu)允許駕駛員控制擋位，實現(xiàn)變速箱換擋功能。根據(jù)路況的不同以及目的需求，可以通過操作機構(gòu)控制變速器完成選擋或換擋目的。根據(jù)操縱桿安裝位置的不同，變速器操縱機構(gòu)主要分為2類，分別數(shù)直接操縱式和遠距離操縱式。手動擋變速器是一種過人工方式實現(xiàn)換擋等操縱的變速器，主要由變速桿\叉、撥塊\叉、互\自鎖等主要零部件組成。6.1對變速器操縱機構(gòu)的要求為了通過操縱機構(gòu)實現(xiàn)變速箱換擋功能，該裝置必須滿足以下條件：（1）為了防止擋位沖突，在換擋過程中，操縱桿只能正常選擇一個擋位。（2）為了避免非人為的脫擋與掛擋情況的出現(xiàn)，正常換擋后的相互嚙合的齒輪在軸向上全部嚙合。6.2手動換擋變速器的選擇直接操縱手動換擋變速器是最為常用的一種變速器，常規(guī)的自動擋汽車均采用該方式。這類變速箱的優(yōu)點在于變速箱的安裝位置靠近與駕駛?cè)藛T的操作點，駕駛?cè)藛T可以通過裸露在外的操作桿控制變速箱。在一些特殊類型的汽車中，由于整體結(jié)構(gòu)的設(shè)計，變速箱與駕駛員操作室的相對距離交大，駕駛員無法直接利用操作桿控制整個裝置，因此需要輔助裝置幫助駕駛員進行控制。其中輔助裝置有多種實現(xiàn)方式。簡單的輔助裝置有輔助杠桿，復(fù)雜的輔助裝置有一整套傳動系統(tǒng)等。通過輔助裝置實現(xiàn)遠距離操縱的變速器叫做遠距離操縱手動換擋變速器。在之后的發(fā)展中，某些轎車或小型貨車為了實現(xiàn)節(jié)省空間的目的，將變速桿安裝在轉(zhuǎn)向管中，形成了一種新型的遠距離傳輸方式，因此該方法也為遠距離操縱手動換擋變速器的一種。通過上述對直接操縱手動換擋變速器和遠距離操縱手動換擋變速器的特點的分析，結(jié)合本課題設(shè)計汽車的整體結(jié)構(gòu)，最終采用了直接操縱手動換擋變速器。6.3變速器自鎖、互鎖、倒擋鎖裝置(1)自鎖裝置通過上述對變速箱操縱結(jié)構(gòu)的要求分析可知，變速箱中相互嚙合的齒輪在軸向上全部嚙合，以避免非人為的脫擋與掛擋情況的出現(xiàn)。為了防止該現(xiàn)象的出現(xiàn)，常采用自鎖裝置保證相互嚙合的齒輪在軸向上全部嚙合。常用的自鎖裝置采用鋼球?qū)懿孑S進行軸向定位鎖死，其原理為：在變速器撥叉軸的正上方的端蓋中含有3個具有一定深度的小孔，每一個孔中都包含一根彈簧和一個鋼球。變速器中所有正對鋼球撥叉軸的一面沿撥叉軸軸向方位挖有三個凹槽，并且每個槽的深度均小于鋼球的半徑，當(dāng)鋼球正對中間凹槽時，整個變速箱正好處于空擋狀態(tài)。而當(dāng)鋼球?qū)?yīng)兩邊緣的凹槽時，整個變速箱處于其他工作擋狀態(tài)。并且兩邊緣凹槽到中間凹槽的距離嚴(yán)格控制，使得相互嚙合的齒輪在軸向上全部嚙合或者所有齒輪完全處于非嚙合狀態(tài)。移動撥叉時，當(dāng)凹槽正好處于鋼球上方時，由于孔內(nèi)彈簧的作用導(dǎo)致對應(yīng)的鋼球被放置在凹槽中，導(dǎo)致?lián)懿孑S沿軸向方向被鎖死，無法移動，從而避免了非人為的脫擋與掛擋情況的出現(xiàn)。而當(dāng)需要人為換擋時，只需要人為通過變速桿對撥叉軸施加一個能克服彈簧施加給鋼球的壓力的軸向力，即可將鋼球重新退回對應(yīng)的孔中，從而解除撥叉軸軸向方向的自鎖，這樣撥叉軸可以繼續(xù)沿軸向移動，實現(xiàn)人為換擋過程，當(dāng)撥叉軸將另一個凹槽移動到鋼球正上方時，鋼球重新被推入到凹槽中，實現(xiàn)換擋后的自鎖。(2)互鎖裝置根據(jù)上述對變速箱操縱結(jié)構(gòu)的要求分析可知，在正常的換擋過程中，操縱桿只能正常選擇一個擋位。為了避免在換擋時操縱桿同時選擇多個擋位，通常采用互鎖裝置保證選擋時的單一性?；ユi裝置由鋼球和銷組成?；ユi裝置的工作原理為：在空擋狀態(tài)下，上述所有的凹槽、鋼球以及銷處于一條直線上。當(dāng)中間撥叉軸發(fā)生偏轉(zhuǎn)時，其軸上兩邊緣的內(nèi)鋼球被推出到凹槽外，同時外鋼球被推入到凹槽內(nèi)，從而將其余撥叉軸鎖死在空擋狀態(tài)。當(dāng)需要人工換擋時，需要將對應(yīng)的軸恢復(fù)到空擋狀態(tài)。在這個過程中嵌入在凹槽內(nèi)的鋼球被重新推出，與此同時銷和其它鋼球?qū)⑵溆噍S鎖死在空擋狀態(tài)。同理，通過其余撥叉軸進行換擋操作時，剩下的軸同樣被鎖死在空擋狀態(tài)，保證了變速器處于單擋位的狀態(tài)。

7零件的加工工藝7.1齒輪軸加工工藝齒輪軸是大批量生產(chǎn)的，而在大批生產(chǎn)中．一般多采用專用機床和常規(guī)加工方法。為提高企業(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。齒輪軸的毛柸均選用45號鋼(如圖7.1)圖7.1齒輪軸10．下料（45棒料）20．車端面及外圓30．滾齒40．磨外圓50．磨齒60．檢驗7.2齒輪加工工藝齒輪為大批量生產(chǎn)件，材料為45（見圖9.2）10．下料20．粗車外圓及端面，留余量1.5～2mm，30．鉆鏜軸承底孔及花鍵孔40．鉗工去毛刺50．上芯軸，精車外圓，端面檢驗60．滾齒70．插齒80．倒角90．鉗工去毛刺100．剃齒110．齒部高頻淬火推孔120．衍齒130．總檢入庫圖7.2齒輪7.3端蓋加工工藝端蓋從材料及強度等多方面考慮材料選用08F(見圖10.3)10．下料20．沖壓30．鉆孔40．去毛刺50．最終檢驗圖7.3端蓋7.4裝配圖圖7.4裝配圖

8結(jié)論此次設(shè)計的變速箱旨在確保零件強度，剛度和壽命的條件下減輕重量和體積，并使用材料動力學(xué)軸，軸承和其他參數(shù)進行驗證和優(yōu)化。它將改善車輛的動力性和燃油經(jīng)濟性，提高性能，降低擋位，減輕撞擊噪音，提高設(shè)計效率，這在實際應(yīng)用中具有重要意義。變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性直接影響車輛的動力和經(jīng)濟性。該設(shè)計滿足快速移動，省力，方便，工作效率高，工作噪音低的要求。通過將傳動系統(tǒng)的匹配計算結(jié)果與原始車輛的要求進行比較，可以看到設(shè)計符合要求。致謝！參考文獻[1]林學(xué)東，汽車工程手冊[M]，北京：人民教育出版社，2001[2]林學(xué)東，汽車動力匹配技術(shù)[M]，北京:人民教育出版社，2001[3]黃曉榮，機械設(shè)計基礎(chǔ)[M]，北京：中國電力出版社2009[4]黃曉榮，機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書[M]北京：中國電力出版社2009[5]陳于萍，互換性與測量技術(shù)[M],北京：機械工業(yè)出版社,2008[6]趙先仲，機電一體化系統(tǒng)設(shè)計手冊[M]，北京：機械工業(yè)出版社2001[7]李富波張海萍，工程制圖與計算機繪圖[M]，北京：中國電，力出版社，2005[8]李華，機械制造技術(shù)[M]，北京：機械工業(yè)出版社2003[9]謝剛沈冰，工程力學(xué)[M]，北京：機械工業(yè)出版社2001[10]朱孝錄，齒輪傳動設(shè)計手冊[M]，北京：機械工業(yè)出版社，2010[11]郭棟,申志朋,葛帥帥,黎洪林,石曉輝.某電動汽車減速器殼體變形與傳動誤差聯(lián)合試驗研究[J/OL].機械科學(xué)與技術(shù):1-10[2021-03-29]./10.13433/ki.1003-8728.20200327.[12]員汝娜.采用單級減速器和兩擋變速器的純電動汽車性能對比研究[J].北京汽車,2020(06):28-31.[13]張凱旋,周志康,胡宸瑋,衛(wèi)乃碩,王歡,張華威.電動汽車減速器性能優(yōu)化與結(jié)構(gòu)設(shè)計[J].工程與試驗,2020,60(02):24-27+75.[14]鄒喜紅,向輝,李金曉,席帥杰,胡秋洋.電動汽車減速器沖擊疲勞試驗方法研究[J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)),2020,34(06):25-31.[15]張凱旋,周志康,胡宸瑋,衛(wèi)乃碩,王歡,