毕业论文--电动轿车二级手动减速器的设计.doc

潍坊科技学院机械工程学院学士学位论文 论文题目： 电动轿车二级齿轮变速器 指导教师： 456 姓 名： 123 专 业： 机械设计制造及其自动化 班级： 2009级本科二班 潍坊科技学院学士学位论文 摘要摘要变速器作为电动轿车传动系统的重要组成部分，对整车的动力性与经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有着较为直接的影响。虽然传统机械式的手动变速器具有换档冲击大，体积大，操纵麻烦等诸多缺点，但仍以其传动效率高、生产制造工艺成熟以及成本低等特点，广泛应用于现代电动轿车上。本文在深入了解和学习变速器开发流程和相关设计理论知识的前提下，首先确定该电动轿车手动变速器的设计方案，包括齿轮和轴的总布置形式、换档操纵机构及档位布置形式等；其次根据所配发动机的基本参数以及考虑到整车动力性和经济性要求下的传动比，设计计算出变速器主要零件的相关参数，通过对设计参数的分析，找到影响手动变速器性能的因素，完成齿轮、轴和轴承等主要零件以及同步器同步过程的分析。同时针对各影响因素结合变速器的结构和目标性能进行优化。在提高传动效率，换档舒适性，轻量化等方面进行研究。关键词：手动变速器 电动汽车 舒适性 潍坊科技学院学士学位论文 摘要 ABSTRACTAs an important part of automobile transmission, gearbox not only has a direct i-mpact on the vehicles power and economy, also affects the operation reliability andease, transmission stability and efficiencyAlthough the traditional mechanical manual transmission has many disadvantages，such as large shift shock, huge volumeand complicated control，it is still widely used in modem cars for its advantages ofhigh transmission efficiency, mature production technique and more importantly lowcostThis thesis firmly confirms the design plan of manual gearbox of micro car, basing on the comprehension and study on gearbox development process as well asrelevant theoriesThe design plan includes the layout of gear and shaft, layout of gearshifting operation mechanism，etcSecondly based on the essential parameter offurnished engine and the required transmission ratio of the vehicles powerperformance，the related parameters on main components of gearbox are worked outVia analysis to design parameters，finds out the factors which take effects on theperformance of manual gearboxThis thesis completes gear, shaft and bearing main parts and synchronizer synchronous process analysis. Considering all the factors combined with the structure of the performance target and transmission is optimized .In improve the transmission efficiency, the shifting comfort ability, lightweight, etc, Key word: manual transmission transmission efficiency lightweight潍坊科技学院学士学位论文 目录 目录摘要ABSTRACT1 传动装置总体设计11.1 传动简图11.2 拟定传动方案11.5计算传动装置的运动及动力参数22 设计计算传动零件42.1 高速齿轮组的设计与强度校核42.2 高速齿轮组的结构设计72.3 低速齿轮组的设计与强度校核72.4 低速齿轮组的结构设计112.5低速齿轮组的设计与强度校核112.4 低速齿轮组的结构设计152.5 校验传动比153 设计计算轴173.1 低速轴的设计与计算173.2 中间轴的设计与计算233.3 高速轴的设计与计算244 键联接，润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择2641选择和校验键联接2642齿轮的润滑2643滚动轴承的润滑2644 润滑油的选择2645密封方法的选取275 同步器的设计.28 5.1同步器的工作原理28 5.2同步器的功用同步器的种类29 5.3.2同步环主要尺寸确定296 变速器操作机构.31 6.1变速器操作机构的要求. .31 6.2直接操作手动换挡变速器.31 6.3 远距离操作手动换挡变速器.31 6.4 变速器自锁，互锁，倒档锁装置.327 变速器轴承.33结论34致谢35附 录 .36参考文献.37潍坊科技学院学士学位论文 传动装置总体设计1 传动装置总体设计1.1 传动简图 绘制传动简图如下： 1.1 传动简图 1.2 拟定传动方案采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺寸稍大）。高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8400潍坊科技学院学士学位论文 传动装置总体设计已知 =3.22 ；=3.21；3=1.678各轴转速： = = = 各轴输入功率： 电动机的输出转矩：各轴输入转矩： 同理 ：1潍坊科技学院学士学位论文 设计计算传动零件 2 设计计算传动零件标准减速器中齿轮的齿宽系数=b/a（其中a为中心距）对于一般减速器取齿宽系数 =0.2 2.1 高速齿轮组的设计与强度校核2.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）；(3)材料选择。由文献2表10.1,选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。(4)初选小齿齿数=9，大齿轮齿数为=3.22=28.98，取=29。2.1.2 按齿面接触强度设计 2.1.3 确定公式内的数值(1)试选 载荷系数=1.6，由文献2图10.30选取节点区域系数 =2.433(2)由文献2图10.26查得 =0.771 、 =0.820 所以 =1.591(3)外啮合齿轮传动的齿宽系数 =0.5(1+u) =0.5(1+3.22)0.4=0.844(4)查表材料的弹性影响系数 =189.8(5)由表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =(6)计算应力循环次数=60nj=6028001(2830010)=8.064同理 =2.5X 由文献2图10.19查得接触疲劳寿命系数 =0.9 、=0.97(7)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为 S=1.05 ，则 = /S=514.2 = /S=508所以 =（514.2+508）/2=511.12.1.4 基本数据计算(1)由小齿轮分度圆直径 =36.1mm 圆整为36mm(2)计算圆周速度 v=5.3m/s(3)计算齿宽b及模数b=30.4mm = 圆整为=3.8 h=2.25=8.55mm b/h=3.6(4)计算纵向重合度 =0.318tan=0.88(5)计算载荷系数 K已知使用系数=1，根据v=5.3m/s ，7级精度，由由文献3图10.8查得动载系数=1.054；由文献3表10.4查得查文献3图10.13得；查文献3表10.3得所以 载花系数 K =1.764(6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm(7) 计算模数(8) mm 圆整为3.9mm2.1.5 按齿根弯曲强度设计 2.1.6 确定计算参数(1)计算载荷系数 K =2.021(2)由纵向重合度=2.397，查文献3图10.28得螺旋角影响系数=0.8846(3)查取齿形系数由文献3表10.5查得齿形系数； 应力校正系数； =1.822(4)由文献3图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； (5)由文献3图10.18查得弯曲疲劳寿命系数 ；(6)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则； 同理=244.285(7)计算大、小齿轮的，并加以比较=0.01365 =0.01602所以,大齿轮的数值大2.1.7 计算中心距 a=mm 圆整为 70 mm2.1.8 按圆整的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。2.1.9 计算大、小齿轮的分度圆直径 mm 同理 =119.05mm2.1.10 计算齿轮宽度 b=31.2mm 圆整后取mm =36m2.2 高速齿轮组的结构设计齿根圆直径为 36.95-2(1+0.25)3.9=27.2mm mm齿顶圆直径为 mm 2.3 低速齿轮组的设计与强度校核 2.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）；(3)材料选择。由文献2表10.1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。(4)初选小齿齿数=14，大齿轮齿数为=3.21 =45。2.3.2 按齿面接触强度设计 确定公式内的数值(1)试选 载荷系数=1.6，由文献2图10.30选取节点区域系数 =2.433(2)由文献2图10.26查得 =0.771 =0.980 所以 =1.751(3)外啮合齿轮传动的齿宽系数 =0.5(1+u) =0.5(1+3.21)0.4=0.842(4)查文献2表10.6得材料的弹性影响系数 =189.8 (5)由文献2图10.21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =550(6)计算应力循环次数=60nj=60869.61(2830010)=2.504同理 =7.8 查得接触疲劳寿命系数 =0.97 =1.096(7)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为 S=1.05 ，则 = /S=554.3 = /S=574所以 =564.152.3.3 齿轮数据计算(1)小齿轮分度圆直径所以 =48.7mm 圆整为48mm(2)计算圆周速度 v=2.2m/s(3)计算齿宽b及模数b=41mm =mm h=2.25=7.245mm b/h=5.66(4)计算纵向重合度 =0.318tan=1.36(5)计算载荷系数 K已知使用系数=1，根据v=2.2m/s ，7级精度，由文献2图10.8查得动载系数=1.042；由文献2表10.4查得查文献2图10.13得；查文献2表10.3得所以 载荷系数 K =2.198(6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm(7)计算模数 mm 圆整为3.5mm2.3.4 按齿根弯曲强度设计 2.3.5 确定计算参数(1)计算载荷系数K =1.774(2)由纵向重合度=1.36，查得螺旋角影响系数=0.8846(3)查取齿形系数由文献2表10.5查得齿形系数； 应力校正系数； =1.779(4)由文献2图10.20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；(5)由文献2图10.18查得弯曲疲劳寿命系数 ；(6)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则； 同理=257.86(7)计算大、小齿轮的，并加以比较=0.012927 =0.015192大齿轮的数值大2.3.6 法面模数设计计算 =2.98mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=3.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是有=14.33 取=14 则=u=452.3.7 几何尺寸计算(1)计算中心距a=mm 圆整为 110 mm(2)按圆整的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径mm 同理 =167.8mm(4)计算齿轮宽度b=43.95mm 圆整后取mm 2.4 低速齿轮组的结构设计齿根圆直径为 43.45mm mm齿顶圆直径为 mm mm2.5低速齿轮组的设计与强度校核 2.5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）；(3)材料选择。由文献2表10.1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。(4)初选小齿齿数，大齿轮齿数为=1.678 =47。2.5.2 按齿面接触强度设计 确定公式内的数值(1)试选 载荷系数=1.6，由文献2图10.30选取节点区域系数 =2.433(2)由文献2图10.26查得 =0.771 =0.980 所以 =1.751(3)外啮合齿轮传动的齿宽系数 =0.5(1+u) =0.5(1+1.678)0.4=0.5356(4)查文献2表10.6得材料的弹性影响系数 =189.8 (5)由文献2图10.21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =550(6)计算应力循环次数=60nj=60270.91(2830010)=7.8同理 =2.504 查得接触疲劳寿命系数 =0.97 =1.096(7)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为 S=1.05 ，则 = /S=554.3 = /S=574所以 =564.152.5.3 齿轮数据计算(1)小齿轮分度圆直径所以 =81.4mm 圆整为81mm(2)计算圆周速度 v=1.15m/s(3)计算齿宽b及模数b=43mm =mm h=2.25=6.12mm b/h=7.03(4)计算纵向重合度 =0.318tan=1.73(5)计算载荷系数 K已知使用系数=1，根据v=1.15m/s ，7级精度，由文献2图10.8查得动载系数=1.042；由文献2表10.4查得查文献2图10.13得；查文献2表10.3得所以 载荷系数 K =1.72(6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm(7)计算模数 mm 圆整为2.79mm2.5.4 按齿根弯曲强度设计 2.5.5 确定计算参数(1)计算载荷系数K =1.72(2)由纵向重合度=1.73，查得螺旋角影响系数=0.8846(3)查取齿形系数由文献2表10.5查得齿形系数； 应力校正系数； =1.779(4)由文献2图10.20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；(5)由文献2图10.18查得弯曲疲劳寿命系数 ；(6)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则； 同理=257.86(7)计算大、小齿轮的，并加以比较=0.012927 =0.015192大齿轮的数值大2.5.6 法面模数设计计算 =2.71mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.75mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是有=27.75 取=28 则=u=472.5.7 几何尺寸计算(1)计算中心距a=mm 圆整为 110 mm(2)按圆整的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径mm 同理 =137.9mm(4)计算齿轮宽度b=43.92mm 圆整后取mm B6=742.6 低速齿轮组的结构设计齿根圆直径为 75.125mm mm齿顶圆直径为 mm mm2.7 校验传动比实际传动比为 总传动比 所以传动比相对误差为 (10.36-10.34)/10.36=0.19%14潍坊科技学院学士学位论文 设计计算轴3 设计计算轴3.1 低速轴的设计与计算3.1.1 轴的基本设计（1）列出轴上的功率、转速和转矩 = （2）求作用在齿轮上的力因已知的低速级大齿轮的分度圆直径为=167.8mm而圆周力径向力896.3N轴向力（3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献5表15.3，取=110，则mm图3.1低速轴输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处，如图3.1所示。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查文献5表14.1，考虑到转矩变化较小，所以取=1.5，则：联轴器的计算转矩为 3.1.2 拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1) 为满足联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，所以取=35mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D =40mm（GB891-8921986）。 (2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。由工作要求及=35mm，查GB/T297-1994，选择30212型号，其尺寸为dDT=60mm110mm23.75mm，a=22.4mm。故,而=23.75mm。(3)取安装齿轮处的轴段-的直径=45mm，齿轮与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度为45mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=42mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=6mm，则轴环处的直径为=50mm，轴环宽度b1.4h，取=12mm。(4)轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离 mm，故取。(5)取中间轴上两齿轮间距为20mm，则=23.75mm；=15+45+（20-12）=68mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(6)轴向零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处：b h = 20mm 12mm (GB/T 10961979)，长度为50mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键16mm10mm70mm，联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(7)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 。3.1.3 求轴上的载荷首先作轴的计算简图。由轴的计算简图作轴的弯矩图和扭矩图如下：图3.2受力简图3.1.4 按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：16.104前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献5表15.1查得 =60MPa，因此是安全的。3.1.5 精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面A、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这几个截面均不需要校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面和的应力集中的影响相近，但截面不受扭矩作用，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面、更不必校核。由第三章可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面的左右两侧即可。(2)截面左侧抗弯截面系数W=0.1=27463抗扭截面系数=0.2=54925截面左侧的弯矩M为M=254928.86（144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm截面上的扭矩 截面上的弯曲应力 =7.20截面上的扭转切应力 =10.97轴的材料为45钢，调质处理。查得=640，=275，=155。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及取。因为r/d=2/65=0.031；D/d=77/65=1.185以=2.56，=1.98又可得轴的材料敏感系数为=0.82，=0.85所以有效应力集中系数为=2.2791.833由附文献5图3.2得尺寸系数，得扭转尺寸系数=0.82。轴按磨削加,表面质量系数为轴未经表面强化处理，即=1，则综合系数值为=3.438=2.322取碳钢的特性系数 ，求安全系数=16.76=11.91=9.708 S=1.5故可知其安全(3)截面右侧抗弯截面系数W公式计算，W=0.1=45653.3抗扭截面系数=0.2=91306.6弯矩M及弯曲应力为M=254928.86X（144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm=4.33截面上的扭矩截面上的扭转切应力=6.597用插入法求出=3.20；=0.8 X 3.20 = 2.56轴按磨削加工，表面质量系数 故综合系数=3.287=2.647求安全系数=19.32 =17.423 =12.94 S=1.5故可知其安全3.2 中间轴的设计与计算（1） 列出轴上的功率、转速和转矩 = （2）求作用在齿轮上的力因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为mm而圆周力 径向力 897.5N轴向力 （3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取=110，则输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处，如图1.5所示。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。又因为所选取电动机型号为Y132S-4，其轴径D=mm，所以必须选取轴孔直径系列包括D=38mm的联轴器。查表得，考虑到转矩变化较小，所以取=1.5，则：联轴器的计算转矩为 所以，查标准GB/T 5014-1985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630 000Nmm。半联轴器长L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm。3.3 高速轴的设计与计算（1）列出轴上的功率、转速和转矩=（2） 求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为mm而圆周力径向力385.6N轴向力（3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取=70，则mm图3.4高速轴输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处，如图3.4示。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。又因为所选取电动机型号为Y132S-4，其轴径D=mm，所以必须选取轴孔直径系列包括D=38mm的联轴器。查文献5表3.1得，考虑到转矩变化较小，所以取=1.5，则：联轴器的计算转矩为 所以，查标准GB/T 5014-1985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630 000Nmm。半联轴器长L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm。23潍坊科技学院学士学位论文 键连接，润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择 4 键联接，润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择41选择和校验键联接表4.1键的选择和校核代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa）高速轴8760（单头）25353.539.826.012880（单头）4068439.87.32中间轴12870（单头）4058419141.2低速轴201280（单头）75606925.268.51811110（单头）601075.5925.252.442齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度低，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。43滚动轴承的润滑如果减速器用的是滚动轴承，则轴承的润滑方法可以根据齿轮或蜗杆的圆周速度来选择：圆周速度在2ms3ms以上时，可以采用飞溅润滑。把飞溅到箱盖上的油，汇集到箱体剖分面上的油沟中，然后流进轴承进行润滑。飞溅润滑最简单，在减速器中应用最广。这时，箱内的润滑油粘度完全由齿轮传动决定。圆周速度在2m/s3m/s以下时，由于飞溅的油量不能满足轴承的需要，所以最好采用刮油润滑，或根据轴承转动座圈速度的大小选用脂润滑或滴油润滑。利用刮板刮下齿轮或蜗轮端面的油，并导入油沟和流入轴承进行润滑的方法称为刮油润滑。44 润滑油的选择采用脂润滑时，应在轴承内侧设置挡油环或其他内部密封装置，以免油池中的油进入轴承稀释润滑脂。滴油润滑有间歇滴油润滑和连续滴油润滑两种方式。为保证机器起动时轴承能得到一定量的润滑油，最好在轴承内侧设置一圆缺形挡板，以便轴承能积存少量的油。挡板高度不超过最低滚珠(柱)的中心。经常运转的减速器可以不设这种挡板。转速很高的轴承需要采用压力喷油润滑。如果减速器用的是滑动轴承，由于传动用油的粘度太高不能在轴承中使用，所以轴承润滑就需要采用独自的润滑系统。这时应根据轴承的受载情况和滑动速度等工作条件选择合适的润滑方法和油的粘度。 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。45密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。25潍坊科技学院学士学位论文 同步器的设计 5同步器的设计图5.1同步器的结构及安装图示同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种，常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现己不用。得到广泛应用的是惯性式同步器惯性式同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈存在达到同步之前不可能接触，从而避免齿问冲击。由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换挡位时存在一个“同步”问题。两个旋转速度不一样齿轮强行啮合必然会发生冲击碰撞，损坏齿轮，因此，旧式变速器的换挡要采用“两脚离合”的方式，升档在空档位置停留片刻，减档要在空档位置加油门，以减少齿轮的转速差。但这个操作比较复杂，难以掌握精确因此设计师创造出同步器，通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合。变速器的换档操作，尤其是从高档向低档的换档操作比较复杂，而且很容易产生轮齿或花键齿间的冲击。为了简化操作，并避免齿间冲击，可以在换档装置中设置同步器。5.1同步器的工作原理同步器换档过程由三个阶段组成。第一阶段：同步器离开中间位置，做轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬间，假如齿轮3的角速度3。和滑动齿套1的角速度l不同，在摩擦力矩作用下锁销相对滑动齿套1转动一个不大的角度，并占据锁止位置。此时锁止面接触，阻止了滑动齿套向换档方向移动。第二阶段：来自手柄传至换档拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。由于3和l不等，存上述表面产生摩擦力。滑动齿套1和齿轮3分别与整车和变速器输入轴转动零件相连接。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套l和齿轮3的转速逐渐接近，其角速度差=1-3减小了。在=0瞬间同步过程结束。第三阶段：=0，摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁销上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换档位置相邻档位相互转换时，应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换档的情况，只是前者的待接合齿圈与技合套的转动角速度要求一致，而后者的待接合齿轮啮合点的线速度要求一致，但所依掘的速度分析原理是一样的。5.2同步器的功用同步器的种类同步器有常压式和惯性式。目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器它主要由接台套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面存设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮存同步前进行啮合。当同步锁环内锥面与待接合齿轮圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转。齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这是在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈啮合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。5.3同步器的参数的确定5.3.1摩擦因数摩擦因数除与选用的材料有关外还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若惟面的表面粗糙度差，在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环因使用寿命短，已遭淘汰。由黄铜合金与铜材构成的磨擦副，存油中工作的摩擦因数取为0.1。摩擦因数对换档齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，换档省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。5.3.2同步环主要尺寸确定同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对的影响很大， 随齿顶的磨损而降低，换档费力，故齿顶宽不易过大，螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少增加磨损速度通常轴向灌油槽为6l2个，槽宽34mm。锥面半锥角口 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则磨擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan一般取6080。 取60时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在70时就很少出现咬住现象。锁止角 领止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素主要有摩擦因敏擦锥面的平均半径R，锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在260460范围内变化。摩擦锥面平均半径RR往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，尽可能将R取大些。同步时间同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可存下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.l5-0.30s，低档取1.001.5s;对货车变速器高档取0.300.80s低档取1.001.50s。转动惯量的计算换档过程中依靠同步器改变转速的零件统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘，中间轴及其上的齿轮，与中间轴上齿轮相啮合的第二周上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同档位转换到被同步的零件上，对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出；若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体并按数学公式合成求出转动惯量。29潍坊科技学院学士学位论文 变速器操纵机构 6变速器操纵机构变速器操纵机构能让驾驶员使变速器挂上或摘下某一档从而改变变速器的工作状态。根据电动轿车使用条件的需要驾驶员利用变速器的操纵机构完成选档和实现换档或退到空档的工作。变速器操纵机构按照变速操纵杆（变速杆）位置的不同，可分为直接操纵式和远距离操纵式两种类型。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或退到空档工作，称为手动换档变速器。6.1 对变速器操纵机构的要求为了保证变速器的可靠工作，变速器操纵机构应能满足以下要求：(1)挂档后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合（或滑动齿轮换档时，全齿长都进入啮合）。在振动等条件影响下，操级机构应保证变速器不自行挂档或自行脱档。为此在操纵机构中设有自锁装置；(2)为了防止同时挂上两个档而使变速器卡死或损坏，在操纵机构中设有互锁装置；(3)为了防止在电动轿车前进时误挂倒档，导致零件损坏，在操纵机构中设有倒档锁装置。6.2 直接操纵手动换档变速器这种形式的变速器布置在驾驶员座椅附近，变速杆由驾驶室底板伸