电控机械变速器电控机械变速器的设计说明书(编辑修改稿)

电控机械变速器电控机械变速器的设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

操纵实现 较 困难； b. 组合式变速器 的 结构复杂。 综上 所述 ， 采用七档三轴式的变速器 为 最 佳。 变速器两个重要的参数 ： 变速器 的 邻档传动比 的 比值 ； 传动比范围。 目前， 多档的变速器多用于越野汽车和重型货车， 一般乘用车的变速器用 4～ 5 个档位， 而一般来说 货车的变速器采用多档或 者 4～ 5 个档。 在 这里选用传动比 的变化范围为 9。 邻档传动比 的 比值是几何级数公比 ， 变速器各档 的 传动比基本是 呈 几何级数的关系， 为 的是 使发动机工 作在最有利的转速范围内。 两种变速器的 传动比变化 的 范围相同时，若 是 邻档传动比 的 比值小，则档数 会 多。 相 邻档 位 传动比的 比值大，则结构简单，档数 会 少。 但是相 邻档 位之间的 传动比 的 比值 要在 以下。 各 档传动比计算 参照 SR6100 初选 的 各档位 [5] i i i 以最大 的 爬坡度来确定一档 的 传动比 ： a x1 ,    im rmgi e （ 31） m 为轿车 的 总质量 ， 取 m =6 750kg。 r 2 5 inc o s m a xm a x  f 南湖学院 毕业设计（论文） 8  —— 道路的上坡角 ，   24%； 0i —— 主传动器 的 传动比 ， 0i  ； ,1i —— 变速器一档 的 传动比； f —— 滚动阻力系数；  —— 汽车传动系总效率，  =～ ，取   ； r —— 驱 动轮滚动 的 半径 ， r  ； maxem — 发动机 的 最大输出转矩； maxem  150。 初选 0i  i 由 于 几何级数公比 ： )()( 6161m i nm a x  iiq （ 32） 又因为 ： 122334543221 gggggggggggg iiiiiiiiiiii  得 到 初步选定各档位 的 参数 ： i ， i ， i ， i i ， i ， i ， i 变速器齿轮参数的确定 模数的确定 主要是 抗弯曲疲劳强度和 齿轮的强度决定齿轮模数的因素。 应合理减小模数来减少噪声，并同时增加齿宽。 增大齿宽会使得齿面上载荷的分布趋于不均匀， 但是随之减少齿轮传动的接触强度和弯曲强度。 齿轮越宽，承载能力也就越高，因此齿轮不宜过窄。 所以齿宽必须取得适当。 齿轮模数选取应 当 符合国家的标准规定。 本次设计是 基于 小型轿车 之上， 由此 ， 得来齿轮的受力情况进行分析。 齿轮传动计算载荷 ： LKFKPP nca  （式中， K 为载荷系数） 南湖学院 毕业设计（论文） 9 齿根弯曲疲劳强度设计，其模数 ：  3 2112FSaFadYYzKTm   按齿面接触强度设计 ：  3 21 HEdZuuKTd （ 33） 式中 1T ： 齿轮扭矩， d ： 齿宽系数， u ： 传动比， FaY ： 齿形系数 ， SaY ： 应力校正系数， EZ ： 材料弹性影响的系数， H ： 接触疲劳许用应力。 从齿轮强度 的 观点出发 ，并 经原始数据带入及运算 ，得 到 范围大致如下 的 变速器齿轮模数：中级轿车 ： ～ ，轻型和微型轿车 ： ～。 )104 9 2(1)10( 3131m a x  en Mkm （ 34） 高档 ： k )10( 311m a x  iMm et （ 35） 最后 ， 参考同类型汽车齿轮 的 模数 ， 并符合国 家 的标 准 GB1357 规定： 取低档 ： 一、二、三档 m 中档 ： 三、四、五档 nm 高档 ： 六、七档 nm 中心距 A 的确定 变速器齿轮 的 中心距 对 于 变速器整体 的 质量 、 尺寸 与 体积 都 有很大 的 影响。 它 是 变速器很重要的参数。 通常 ， 根据经验公式初选 的 中心距 A。 由经验公式 ： 31m a x )( iMeKA  （ 36） 式中： K —— 中心距系数。 对轿车 为 K =15～ 19； maxMe —— 发动机 的 最大输出转矩； maxiMe —— 变速器在一档时，第二轴输出 ； maxiMe = giMe  1max ； g —— 变速器 的 传动效率，取 ； 南湖学院 毕业设计（论文） 10 1i —— 变速器一档传动比。 综上所述， 取 mmA 142。 确定中心距时 需 考虑齿轮结构要求 以及 齿轮的 几何参数，使 得 其与中心距相 互 匹配。 齿 宽的确定 齿轮 的 宽度大，承载能力 较 高。 但 是在 齿轮受载 之 后，由于轴的 绕度 变形及齿向误差等原因，沿齿宽度 的 方向受力不均匀，因此齿宽不宜 取得 太大 [6]。 公式初选： 直齿轮 ： )(  mb m 斜齿轮 ： b 3627)(  nm nm b )(  nm nm 取齿宽为： 30， 30， 32； nm 为： ，。 斜齿轮螺旋角的确定 汽车 的 变速 器除了倒档为直齿轮之外，其余的均为斜齿轮设计， 变速器斜齿轮 的 螺旋角范围 10176。 ～ 35176。 ，增大 螺旋角 可 使 得 工作平稳，齿轮捏合重合系数的增加， 为 的是 提高强度和减少工作噪声 以及工作精度。 若是 螺旋角 取得 太大，会使 得 轴承载荷 以 及 轴向力过大。 第一 、 二轴上的齿轮 则 取左旋，并初选 ： 8324   ，即 中间轴上全部 的 齿轮螺旋方向 均 做成右旋 的形式。 因为， 在选取斜齿轮 的 螺旋角时， 经轴承盖由壳体承受第一 、 二轴上的轴向力 ，而 尽 量 使 得 中间轴上轴向力平衡。 原始齿廓参数 压力角  ： 增大 齿轮的 压力角  ， 会 提高齿轮传动的接触强度 以及齿轮的 弯曲强度 ，齿轮在节点处的齿廓曲率半径和齿厚都会随之增加。 参照现代汽车 的 参数，选压力角为： 南湖学院 毕业设计（论文） 11 20。 压力角的增大 并不是 都对于传动是有利的 ， 对重合度接近 2 的高速齿轮推荐于采用高系数为 1～ 的齿顶 ， 齿轮的压力角为 16176。 ～ 18176。 但 轿车要求噪声小，常 常 选用较小压力角。 同步器的接合器 或者 同一变速器 的 压力角 一般主要 有 20 ， 25 ， 30。 齿顶高系数 ， 选 取 正常齿顶高 的 系数： ah 各档齿轮数的分配 确定变速器 的 各档齿轮齿数时， 考虑到根切现象的发生以及 各档传动比的要求 ， 一般尽 量 将中间轴上一档的小齿轮取得小些，使 得 87/zz 传动比 更 大一些。 在初选螺旋角，确定 齿轮模数 和 中心距以后， 并 根据预先确定变速器的档数， 在 1i 已定的 前提之 下， 21/zz的传动比分配 得大 些， 于是 可分配 较多 的齿数到第一轴常 啮合 齿轮，在其内腔以便设置第 二轴 前轴承 ， 传动方案 及 传 动比，分配各档的齿轮齿数。 如果 ， 第一轴常啮合齿轮齿数太多 会 使 得 齿轮 的 外径 会 增大，若 是 超过变速器壳体上第一轴 的 轴承孔 的 尺寸，就不能 进行 装配。 1411321 zz zzi  mdzh （ 37） 若 是 齿数太少， 则 加工轴承孔 之 后，会使 得 轮辐太薄， 即 影响齿轮 的 强度。 中间轴上的小齿轮 8z 最小齿数，受 到 中间轴轴颈的尺寸限制。 在选定时，对齿轮齿数 和 轴的尺寸都要 进行 综合 的 考虑。 若 采用变位齿轮， 则 可 增强小齿轮的强度 及 避免根切。 轿车中间轴式 的 变速器一档传动比 为 1i ～ 时， 则 中间轴上一档齿轮 的 齿数可在 8z =15～ 17 之间 进行 选择。 一档齿数的确定：1411321 zz zzi  （ 38） 因为 1， 2 齿轮都是斜齿轮，按照下述公式可求得：  nmAzz （ 39） 南湖学院 毕业设计（论文） 12 o s1422c o s221  nmAzz  （ 310） 故 取： 211z 472z 4913z 1414z 1321  zzzz zzi （ 311） 二档齿数的确 定：1211122 zz zzi  有 12 zz （ 312） 又 因为 ：  nmAzz 4511z 1812z 三档齿数的确定：101923 zz zzi  o s1 4 22c o s2109  nmAzz  （ 313） 取 389z i 四档齿数的确定： 81724  zz zzi （ 314） o s1 4 22c o s287  nmAzz  取 ： 五档齿数的确定：`61525 zz zzi  （ 315） o s1422c o s265  nmAzz  取 ： 六档齿数的确定：41326 zz zzi  （ 316） o s1422c o s243  nmAzz  取 ： 264741 326  zz zzi 南湖学院 毕业设计（论文） 13 倒档齿轮数的确定 : 由于 一 档 ， 则 倒档齿轮 就 选用相 同的模数。 倒档齿轮数在 21～ 23 之间， 于是 选定倒档齿轮为 23。 1611521716115171 zz zzzzz zzzir   （ 317） 齿轮 9 和 8 的齿顶圆间 为 了 不产生运动干涉保证倒档齿轮啮合 ， 应 当 保持 以上。 )91 4 2(2c o s)(21615  nmaAzz  取 a=9； 则取 ： 4515z 1521 4541161 152  zz zzir （ 318） 中间轴 和 倒档轴的中心距： )2314()( 1081  zzma n （ 319） 第二轴 和 倒档轴的中心距 ： 1 5 32)4523()( 1082  zzma n （ 320） 齿轮材料的选择 一般情况 之 下，齿轮传动失效主要是 由 轮齿 的 失效。 工作面磨损和轮齿折断、塑性变形、点蚀以及胶合是齿轮传动比较常见 失效的形式。 齿面必须具备有较高的 抗点蚀、抗磨损和塑性变形以及抗胶合的能力，并要求齿根应具有较高抗折断的能力。 因此 ， 根据加工后的优点和材料特性，除结构形状较为复杂或尺寸过大只适合铸造外，一般都 是 用锻钢 来 制造齿轮。 常用含碳量在 ％～ ％的合金钢或碳钢。 此外 ，还应当进行磨齿等精加工。 目前需精加工的齿轮 ，。