混合動力汽車變速器設(shè)計案例綜述1.1檔數(shù)和傳動比的選擇

目前，汽車的檔位選擇一般設(shè)定為4至5檔，所以本次選的就是5檔。根據(jù)車輛的最大坡度，車輛的最小穩(wěn)定速度，驅(qū)動輪的牽引力，主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑，選擇變速器的最小傳動比，確定最終的傳動比。我們不計算低速爬坡的時間阻力，所以用下面的公式來計算最大驅(qū)動力。符合I傳動比：其中：—汽車總質(zhì)量；—重力加速度；—主減速比；—傳動效率—驅(qū)動輪的滾動半徑；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；—道路最大阻力系數(shù)。由驅(qū)動輪的附著條件可知：得：式中：—路面附著系數(shù)，計算的時候取；—車輛在滿載時靜止于水平路面上時驅(qū)動橋給路面的載荷由上式可知，滿載的質(zhì)量是1800kg

得，查閱資料可知，大部分傳動比的數(shù)值在0.7和0.8之內(nèi)，取：。中間檔的傳動比q為：理論和實際有出入。由上式可得：故：（取整為1）由上述結(jié)果可知，傳動比符合要求。1.2中心距的選擇

中心距對變速器來說是很重要的，所以我們要選擇更為合適的中心距來保證齒輪的強度。兩軸之間的中心距是由下面公式計算可得：該公式中：取中心距其中的一個系數(shù)為，——變速器中心距（mm）；——發(fā)動機的最大輸出的轉(zhuǎn)矩為150；——變速器一檔傳動比為3.455；——變速器傳動效率，取96%。因為轎車的變速器中心距在65到80mm之間，所以取。1.3變速器的外形尺寸乘用車變速器殼體的軸向尺寸可以參考下面的公式進行選擇：初選長度為240mm。1.4齒輪參數(shù)(1)模數(shù)選擇齒輪模數(shù)時應(yīng)遵守的一般原則是：為了降低噪音應(yīng)合理的降低模數(shù)，同時增加齒寬；為了使質(zhì)量更小，應(yīng)增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面看，每個齒輪應(yīng)選擇一個模數(shù)；從強度方面看，每個齒輪應(yīng)具有不同模數(shù)。對于汽車來說，降低工作噪音是比較重要的，所以模數(shù)應(yīng)選得小一些。法向模數(shù)為：

其中，可得出。

1檔直齒輪的模數(shù)：

計算可得：(2)壓力角α-齒形和壓力角、β-螺旋角、b-齒寬的選擇：項目車型齒形壓力角α轎車高齒并修形的齒形14.5°，15°，16°，16.5°重型車GB1356-78規(guī)定的標準齒形低檔、倒檔齒輪22.5°，25°對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。(3)螺旋角齒輪的螺旋角對齒輪的工作噪音、齒輪齒的強度和軸向力都有影響。當選擇較大的螺旋角時，齒輪的嚙合重疊度增加，因此工作平穩(wěn)，噪音降低。試驗證明，隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)增加，但當螺旋角大于30°時，彎曲強度突然下降，而接觸強度則繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度來說，并不希望使用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度來說，應(yīng)選擇較大的螺旋角。(4)齒寬通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬斜齒，取為6.0～8.5。為了提高齒輪的使用壽命和傳動穩(wěn)定性，有必要隨著齒輪長度的減少而增加接觸應(yīng)力，反之，齒寬系數(shù)的值會變大。(5)齒頂高度系數(shù)對重合度、齒部強度、工作噪音、齒輪齒的相對滑動速度、齒輪齒根切口和齒頂厚度都有影響。如果齒頂高度系數(shù)小，齒輪的重疊度就小，工作噪音就大；但是，齒輪齒的彎矩就減小，齒輪齒的彎曲應(yīng)力也就減小。齒輪加工精度提高后，包括我國在內(nèi)，頂高系數(shù)都取為1.00。為了增加齒輪的嚙合度，降低噪音，提高齒根強度，變速器采用頂高系數(shù)超過1.00的細高齒。1.4各檔齒輪齒數(shù)的分配和齒輪參數(shù)的計算在初步選定中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)變速器的齒輪數(shù)、傳動比和傳動方案來分配齒輪齒數(shù)。需要注意的是，為了使齒面磨損均勻，齒輪齒數(shù)的比例應(yīng)盡量不為整數(shù)。（1）一檔齒數(shù)參數(shù)的確定一檔傳動比為：3.455取為53。轎車取12，則。(2)對中心距A進行修正取整得，為標準中心矩。計算精確值：當量齒數(shù)理論中心距端面壓力角端面嚙合角變位系數(shù)之和查變位系數(shù)線圖得：計算精確值：分度圓直徑齒頂高式中：齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑（3）二檔齒數(shù)參數(shù)的確定已知：，，，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，取整：53；齒數(shù)取整得：，。計算精確值：當量齒數(shù)理論中心距端面壓力角端面嚙合角變位系數(shù)之和查變位系數(shù)線圖得：計算精確值：所以分度圓直徑齒頂高式中：齒根高齒全高=5.605mm齒頂圓直徑齒根圓直徑（4）計算三檔齒輪參數(shù)已知：，，，；將數(shù)據(jù)代入上兩式，，取整57齒數(shù)取整得：，計算精確值：當量齒數(shù) 理論中心距端面壓力角端面嚙合角變位系數(shù)之和查變位系數(shù)線圖得：分度圓直徑齒頂高式中：齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑（5）計算四檔齒輪參數(shù)已知：，，，；將數(shù)據(jù)代入上兩式：，取整59；齒數(shù)取整得：，計算精確值：當量齒數(shù)：理論中心距：端面壓力角：端面嚙合角：變位系數(shù)之和：查變位系數(shù)線圖得：分度圓直徑：齒頂高：式中：齒根高：齒全高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：（6）計算五檔齒輪參數(shù)已知：，，，；將數(shù)據(jù)代入上兩式：，取整59齒數(shù)取整得：，。計算精確值：當量齒數(shù)理論中心距端面壓力角端面嚙合角變位系數(shù)之和查變位系數(shù)線圖得：分度圓直徑齒頂高式中：齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑（7）計算倒檔齒輪參數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)和一擋一樣，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選，，則：為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有1mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有1mm以上的間隙，取計算倒擋軸和輸出軸的中心距：分度圓直徑齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑1.5變速器齒輪的材料及熱處理(1)齒輪材料的選擇原則由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪還受到較大的沖擊載荷作用，對抗彎強度要求比較高。應(yīng)選用硬質(zhì)齒輪組合，所有齒輪均選用滲碳后表面淬火處理，其硬度為。(2)變速器齒輪的材料及熱處理滲碳齒輪在淬火、回火后要求齒輪的表面硬度為，心部硬度為。(3)軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計傳動軸在工作中承受著扭矩、彎矩，因此應(yīng)具有足夠的強度和剛度。如果軸的剛度不足，在載荷作用下，變速器會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。設(shè)計變速器時主要考慮：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長度、軸的剛度和強度等。在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選取：對輸入軸，；對輸出軸，。輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選取：（1）式中——經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6；——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）。輸入軸花鍵部分直徑為：=21.25～24.44mm初選輸入、輸出軸支承之間的長度=255mm。按扭轉(zhuǎn)強度條件確定軸的最小直徑為（2）式中d——軸的最小直徑（mm）；——軸的許用剪應(yīng)力（MPa）；P——發(fā)動機的最大功率（kw）；n——發(fā)動機的轉(zhuǎn)速（r/min）。將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（2）式，得：mm所以，選擇軸的最小直徑為23mm。1.6軸的強度驗算軸在垂直面上產(chǎn)生的撓度和軸處于水平面上的旋轉(zhuǎn)角度是對齒輪工作影響最大的。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互偏斜，導致沿齒長方向的壓力分布不均勻。在首次選定軸的尺寸后，可以對軸的剛度和強度校驗。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學》的有關(guān)公式計算。運算時，只要計算齒輪所在位置軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸的常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算，如下圖所示：圖1變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計算：（1）（2）（3）式中：——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；——彈性模量（MPa），=2.1×105MPa；——慣性矩（mm4），對于實心軸，；——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、——齒輪上的作用力距離支座A、B的距離（mm）；——支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度允許值為，。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不能大于0.002rad。1.計算變速器上個齒輪的圓周力、切向力、軸向力輸入軸：2.變速器輸入軸的剛度計算（1）一檔工作時的計算已知：a=24mm；b=157mm；L=181mm；d=23mm，則有mmmmmm。(2)二檔工作時的計算已知：a=85mm；b=96mm；L=181mm；d=25mm，則有mmmmmm（3）三檔工作時的計算已知a=111mm；b=70mm；L=181mm；d=30mm，則有=mmmmmm由于第四和第五個齒輪離支座只有20毫米左右的距離，而且與其他齒輪相比，受力相對較小，所以與第一、第二和第二齒輪相比，它們的偏移和旋轉(zhuǎn)角度可以忽略不計。變速器輸出軸的剛度計算（1）一檔工作時的計算已知：a=20mm；b=151mm；L=171mm；d=30mm，則有mmmmmm（2）二檔工作時的計算已知：a=88mm；b=83mm；L=171mm；d=26mm，則有mmmm（3）三檔工作時的計算已知a=112；b=59mm；L=171mm；d=25mm，則有=mmmm由于四、五檔距離支撐處只有20mm左右，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉(zhuǎn)角相對于一、二、檔可以忽略。1.7軸的強度計算1、輸入軸強度校核=7563.2N,=3808.46N，=3055.46N（1）求H面內(nèi)支反力、和彎矩輸入軸受力如圖2（a）所示，則+=×=×由以上兩式可得=4833.96N，=432.33N，=89428.26N·mm。（a）輸入軸水平方向受力圖（b）輸入軸垂直方向受力圖圖2輸入軸受力圖（2）求V面內(nèi)支反力、和彎矩輸入軸受力如圖2（b）所示，則+=（+）－×－=0由以上兩式可得=1747.15N，=52.03N，=32322.28N·mm彎矩圖如圖3所示。==115953.25N·mm===103.74＜[]（a）輸入軸水