【电动汽车两挡变速器结构设计10000字（论文）】

电动汽车两挡变速器结构设计目录1引言 62电动汽车动力传动系统匹配计算 72.1计算最高车速 72.2车辆加速时间 82.3车辆爬坡 82.4续驶里程的计算 83电动汽车变速器设计方案及论证 94变速器各主要参数的设计计算及校核 104.1主要参数设计 104.2齿轮强度计算 144.3确定轴的尺寸 175同步器的选择 205.1同步器的工作原理 205.2同步器的参数的确定 206变速器操纵机构 236.1对变速器操纵机构的要求 236.2手动换挡变速器的选择 236.3变速器自锁、互锁、倒挡锁装置 237零件的加工工艺 257.1齿轮轴加工工艺 257.2齿轮加工工艺 257.3端盖加工工艺 267.4装配图 278结论 28参考文献 29摘要：如今，汽车在人类交通中扮演越来越重要的角色，汽车在给人类带来方便的同时，也在能源、环境、交通各方面造成了严重的问题。就当下时期而言，石油仍是汽车的最大燃料来源，汽车保有量的增加，加速了属于不可再生资源的石油燃料的消耗，能源危机是全球范围内各国所面临的严峻考验。同样汽车在高速消耗汽油的同时，也给周边环境带来了极大的破坏，例如温室效应，有毒气体也越来越严重。随着石油等有限资源的日益减少以及保护环境意识的日益提高，电动汽车由于使用清洁能源的优势越来越受到人们的广泛关注。为了进一步提高电动汽车性能，对动力传动系统部件进行优化设计成为主要手段之一。作为汽车传动系统的重要部件之一的变速箱主要作用是调整驱动轮上扭矩的输出值以及改变行驶过程中的速度。与燃油汽车的变速箱结构不同，电动汽车的变速箱采用控制电路控制驱动电机的转向，实现电动汽车的前行和倒退。本文通过对已知的参数设计了一款电动汽车两挡变速器，并对结构中重要的零部件进行了强度校核，绘制了相应的二维装配图和部分零件图。关键词：电动汽车、传动、变速箱、匹配1引言电动汽车是一种今年来处于热门话题的以清洁能源为动力的绿色汽车，与传统燃油汽车不同，电动汽车摆脱了传统的石油驱动方式，改用电能作为能源。根据这一特点电动汽车拥有以下优势：（1）无污染，噪声低电动汽车由于使用的是电机驱动，工作时无需消耗石油，不会排出因燃烧石油而产生的二氧化碳等废气，因此不会对环境造成污染。并且由于电机工作时运转平稳，产生的噪音要远远小于内燃机工作时的噪音。（2）能源效率高，多样化传统的燃油汽车由于内燃机的工作原理，导致能源效率低下，一般为40-60%，而电机的功率一般为75-92%，因此，电动汽车的能源效率更高。当汽车主要在城市中行驶时，由于红绿灯的缘故，汽车通长处于行驶——制动连续转换的状态，并且速度一般不高，这种路况对燃油汽车而言提高了空转时间，增加了油耗，并一定程度上减少了汽车的使用寿命。而电动汽车在静止时不需要消耗电能，并且在制动过程中，可以将空转的电机转换成发电机，实现能源的二次利用。另一方面，电动汽车采用电能作为消耗能源，而电能属于可再生能源，其来源较多，主要有风力发电、太阳能发电、热发电、水力发电、潮汐发电等。我国在电力发展上居全球第一，基本上实现了国内电网全覆盖，电力全供应，因此能满足电动汽车的电能需求，从而减少燃油汽车对不可再生能源——石油的消耗。（3）结构简单，使用及维修方便相比于以内燃机为驱动的燃油汽车，电动机通过采取电机驱动，大大减少了传动部件的数量，从而降低了整体装置的复杂程度，减少了保养及维修的工作量。当电动汽车以交流感应式电机为驱动时，驱动电机甚至无需频繁的保养与维护，大大降低了使用成本。更重要的是电动汽车在汽车的操纵上更为简单方便，有利于推广使用。

2电动汽车动力传动系统匹配计算汽车的功率通常指的是该汽车在正常路况下直行时可达到的平均行驶速度，而汽车所承受的纵向外力的大小决定了该汽车的平均速度。因此，动力的大小决定了汽车的传输效率。汽车的最高速度，加速时间和最大斜率成为衡量普通汽车动力性能的常用指标，但对于电动汽车，还应包括行驶里程。2.1计算最高车速∑F=mgcosα*f+mgSinα+CdAu2/21.15+δmdu/dt(2.1)其中：∑F为总阻力．N；m为整车质量，kg，m=1500kg；f为滚动阻力系数，f=0.01；α为坡道角：α=20°；Cd为空气阻力系数，Cd=0.35;A为迎风面积，A=1.54;u为行驶车速，km/h；δ为车辆旋转质量换算系数。(2.2)1+0.06+0.04*1.7=1.1756式中δ1、δ2主要与车型有关，轿车δ1在0.05~0.07之间（取0.06），δ2在0.03~0.05之间（取0.04）io为主减速器减速比；io=4.714为变速器传动比；=1.7为传动效率；=0.95车辆在最大功率运转时的驱动力Ft为：=5329.177Nnm为主驱动电机的工作转速．r/min；nm=4000rpmr为车轮半径：r=0.3io为主减速比；io=4.7142.2车辆加速时间t=1/3.6(2.3)式中：v1为加速行驶起始车速m/h，v1=0；v2为加速行驶终止车速m/h，v2=45km/h。2.3车辆爬坡由公式计算得：b=Ft–Cdua2／21.15/(ma+mb)g(2.4)i=tanα=tan{arcsin[b]-arctanf}=15.5%(2.5)2.4续驶里程的计算s=E/e=wbmb／(ma+mb)e0=113km(2.6)其中：E为电池组总能量．kwh．E=16kwh;e为单位里程能耗．kwh/kw;wb为电池比能量．kwh/kg．w=36.7kwh/kg;e0为电动车辆行驶的比耗．kwh/km。

3电动汽车变速器设计方案及论证为了优化电动汽车电动机参数，需要选择合适的挡位数和传动比。另外还需要在结构上保证传动装置具有较小的整体尺寸以及质量，在经济上保证传动装置具有较低的制造成本以及维护成本。根据上述要求，本课题设计了一种阶梯式变速器，具体设计思路如下：(1）传动机构布置方案分析固定轴类型和旋转轴类型为常见的两种运输机制。其中应用最广的固定轴类型又可以细分为用于前驱汽车的两轴型和用于后驱汽车的中间轴型。在整体结构上，两轴型相对于中间轴型更为简单，从而方便布局。因此，最终选择两轴双速变速器作为本次的设计方案。(2）参数选择l）挡数汽车整体的动力以及经济性随着变速箱挡数的数量增加而增大。而挡数越多时，整体结构越复杂，设计越困难。为了实现设计目的同时减少设计难度，本课题选择了两速变速器，并通过电动机反向旋转制作了倒挡。2)传动比传动比范围表示最低挡的传动比与最高挡的转数之比。传动比范围的确定取决于多种因素，如使用条件和车辆类型等。3)中心距两轴变速箱的中心距离指的是输入轴和第二轴的轴线间距。中心距大小对变速箱的影响巨大，当中心距过小时，齿轮在工作时所承受的接触应力大大增加，增大齿轮断裂或点蚀的概率，从而降低变速箱的使用寿命。所以为了保证变速箱的使用寿命，需要确定允许的最小中心距，而最小中心距与齿轮疲劳接触强度有关。4）各挡齿轮齿数的分配在确定了上述参数后，需要进一步对各挡齿轮齿数的进行分配。根据设计经验每个齿轮的传动比应尽可能不为整数。

4变速器各主要参数的设计计算及校核4.1主要参数设计(1）传动比范围变速器最低挡传动比和最高挡传动比决定了该变速器的传动比范围。一般变速器的最高挡位为直接挡，传动比通常为1，少数的为0.7或0.8。在这种设计中，选择了直接挡并且传动比为1，即减速比为1。1）传动比根据动力学知识可知，汽车在行驶时主要受到的阻力有空气阻力、路面阻力以及爬坡时的下滑力。当汽车爬坡时，为了增大牵引力需要减少速度，因此在爬坡过程中汽车所受的空气阻力较小，可以忽略，因此：(4.1)则带入参数可知：=1.68式中；：汽车总质量；：道路阻力系数；：最大爬坡要求；；驱动车轮的滚动半径；：发动机最大转矩；：主减速比；：汽车传动系的传动效率。（2）根据前轮与路面附着条件可知(4.2)1.73式中：汽车质心高度，取700mm；a：汽车质心位置，取1200mm；L：汽车前后轮中心距，取2000mm；：道路的附着系数，取=0.5。根据上述条件新设计的变速器两个挡位传动比分别取1和1.7(2)中心距的计算为了选择合适的中心距，可以依据燃油汽车变速器统计数据推导出的经验公式来预先确定两轴变速器的中心距离A（mm）。A=KA(4.3)式中；KA：中心距系数；Tmax：1挡的输出扭矩：Tmax=Temaxigrη=210*1.7*0.95=339.15Nm故可取得初始中心距A为64.86mm，取整为65mm.(3)外型尺寸齿轮箱中齿轮的直径大小以及传动机构的布局方式初步决定了横向外部尺寸。而齿轮箱的轴向尺寸大小与该齿轮箱中齿轮的形状与数量以及传动机构的形状有关。它还设计为适合电动汽车变速箱的安装空间。(4)齿轮参数1)模数齿轮模数是齿轮设计的主要参数之一，设计齿轮模数时需要考虑齿轮的强度、质量等。表4.1和4.2为变速箱常用的齿轮模数，根据经验，本课题选择的齿轮为：斜齿轮：。根据汽车设计书p91的表格，最终第二系列的模数选取为ma=2.75直齿轮：m=3表4.1汽车变速器齿轮的法向模数mm本型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t1.0<v<1.61.6<v<2.56.0<ma<14.0ma>14.0模数ma/mm2.25~2.752.75~3.003.50~4.504.50~6.00表4.2汽车变速器常用的齿轮模数mm第一系列1.002.53.0第二系列1.752.252.752）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表4.3选取，表4.3汽车变速器齿轮参数齿形压力角α齿宽b轿车高齿并修形的齿形14.5°~16°250~400一般货车GB1356-78规定的标准齿形200200~300重型车同上低挡，倒挡齿轮22.50250小螺旋角当压力角小时，匹配度大，传输稳定，噪音低。大的压力角可以提高齿轮齿的弯曲强度和表面接触强度。对于汽车，如果要减少噪音，请使用较小的汽车以增加匹配度，而使用较大的汽车以增加卡车装备的支撑。在经济的设计中，变速箱齿轮压力角设置为15，啮合套筒或同步器设置为30，斜齿轮螺旋角设置为20。为斜齿轮选择螺旋角时，重要的是要确保施加在中间轴上的轴向力相互抵消。因此，中间轴上的所有齿轮均为右旋，而第一轴和第二轴上的斜齿轮为左旋。轴向力由外壳通过轴承盖传递。齿轮宽度b的大小直接影响齿轮的承载能力。随着b的增加，团队的能力也会增加。但是，试验尚不清楚，将齿宽增加到一定值后，载荷分布不均匀，齿轮的承载能力降低。因此，应选择尽可能小的齿宽，以帮助减轻齿轮的重量并在确保齿轮强度的条件下减小轴的尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿b=(4.5-8.0)m，mmb=8×3=24mm斜齿b=(6.0-8.5)m，mmb=7×2.75=19.25mm其中，可以增大等速啮合齿轮的齿宽系数的方式第一轴等速啮合齿轮对的齿宽的系数值可以更大，因此接触线的长度增加并且接触应力减小，这提高了变速器的平滑度和使用寿命。(5)齿轮齿数的确定在初步确定中心距等参数后。依据前期设定的传动比确定传动装置中各个齿轮的齿数。传动比和结构方案来分配每个齿轮的齿数，图4.1变速器结构简图1)确定一挡齿轮的齿数（如图4.1）一挡传动比 igl=Z2/Z1(4.4)为了确定Z1和Z2的齿数，先求其齿数和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根据前文对中心距以及齿轮模数参数的选择可知Z2的理论计算结果不是整数，为了符合实际加工情况需要根据取圆整后的Z2校正中心距。根据修正后的Z∑为39计算出校正后的中心距为64.5mm。最终1挡齿轮为48mm和81mm。2挡齿轮均为64.5mm2)确定其他挡位的齿数二挡传动比的计算 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)齿轮变位系数的选择在齿轮的设计过程中，为了避免出现齿轮啮合时出现根切现象以及配凑中心距，常常采用变位齿轮代替标准啮合齿轮，采用变位齿轮还能有效的提高齿轮啮合的平稳性、耐磨性以及抗胶合等能力。变位齿轮又可以分为高度以及角度变位两类齿轮。其中高度变位齿轮可以有效的提高啮合齿轮中小齿轮的齿根强度，使其与大齿轮强度相等或相近，但无法提高大齿轮的齿根强度，并且无法降低齿轮啮合时的噪音。相比于高度变位齿轮而言，角度变位齿轮具有其所有的优点，同时还能大大提高齿轮啮合的平稳性，大大降低了啮合时的噪音。变速器中含有多对齿轮，为了实现汽车换挡时的平顺，需要确保每对齿轮的中心距的大小相等。而由于不同齿轮实现的传动比不同，其齿数存在差异，因此需要采用变位齿轮配凑中心距。根据不同变位方式的特点，多齿齿轮常常采用标准传动或高度变位方式，使少齿齿轮采用角度变位方式，从而提高变速器整体啮合性能。根据上述分析，本课题设计的变速器采用角度变位方式。变位系数的计算公式为：ξ=（17–Z）/17(4.8)式中；Z为要变位的齿轮齿数。带入数据可知本次的变为系数为ξ=(17–l6)/17=0.06。4.2齿轮强度计算由于不同类型车辆的用途不通风，导致不同汽车变速器的类型存在差异，但变速器总体使用条件仍然相近。并且在设计不同的汽车变速器时，在材料的选型以及加工工艺的方式上大同小异。综上所述，对于汽车变速箱齿轮的计算公式可以采用简化的普通齿轮强度计算公式进行计算，其计算结果仍然具有较高的准确性。(1）直齿轮弯曲应力σwσw=F1KσKf/bty(4.9)式中；F1：1挡齿轮的圆周力(N)；d：节圆直径(mm)；Kσ：应力集中系数；Kf：摩擦力影响系数；b：齿宽(mm)；t：端面齿距(mm)；y：齿形系数。图4.1齿形系数当处于一挡时，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)当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩Temax时，一挡直齿轮的弯曲应力在400~850MPa之间。当计算载荷为输入轴的最大输出时，此时齿轮的弯曲应力为400~850Mpa。(2）斜齿轮弯曲应力σwσw=F1KσKf/BtyKg（4.16）式中；B：齿宽(mm)；t：端面齿距(mm)；F2：2挡齿轮圆周力(N)；d：节圆直径(mm)；Kσ：应力集中系数；Kf：摩擦力影响系数； Kg：重合度影响系数；对于齿形系数y可以根据图4.1进行选取，最终选取结果为：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当计算载荷为输入轴的最大输出时，此时齿轮的许用应力为400~850Mpa之间，根据上述计算结果可知设计符合要求。(3）齿轮接触应力σ为：（4.21）式中；F：齿面上的法向力(N)；F：圆周力（N）；E：齿轮材料的弹性模量（MPa）；b：齿轮接触的实际宽度(mm)；ρz、ρb：主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm);直齿轮：ρz=rzsinα(4.22)ρb=rbsinα(4.23)斜齿轮：ρz=rzsinα/cos2β(4.24)ρb=rbsinα/cos2β(4.25)其中，rz、rb分别为主从动齿轮节圆半径(mm)，第一挡rz、rb分别为23.9和40.6；第二挡rz、rb均为32.25当计算载荷为变速器输入轴上的载荷时，变速器中不同挡位的齿轮的许用接触应力ρj见下表：表4.4变速器齿轮的许用接触应力齿轮ρj/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900~2000950~1000常啮合齿轮和高挡1300~1400650~700通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下：一挡：1527.81MPa二挡：977.20MPa对照上表4-4可知，所设计变速器队轮的接触应力基本符合要求。4.3确定轴的尺寸对于传动轴的设计，首先需要根据汽车传动装置整体结构布局进行设计，之后还需要结合轴的加工方式以及装配方式。在初步设计时可以根据整体尺寸预估传动轴的尺寸。对于传动轴直径的选取，可以根据类似车型的输入轴的尺寸为依据或经验公式进行初步设计。第一轴：d=(0.4～0.5)A=0.45A=0.45×64.5=29.025mm第二轴：=4.5*=26.75mm(4.26)d与l关系： 一轴：d/l=0.l6~0.18=0.l7二轴：d/l=0.l8~0.21=0.2所以，一轴：l=d/0.17=29.025/0.17=170.7mm，二轴：l=d/0.2=26.75/0.2=133.75mm。对传动轴进行校核是设计过程中必不可少的步骤，其主要目的是评估设计的尺寸参数书否满足设计要求。变速器齿轮在轴上的位置如图4-3所示：AABabLFFFFF图4.3轴受力简图齿轮啮合时的圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa为：(4.27)式中；i：传动比；d：齿轮的节圆直径；：节点处压力角；：螺旋角；：发动机最大转矩。在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）为(4.28)(4.29)式中W：弯曲截面系数，mm3；d：轴的直径；Mc：轴的垂向弯矩；Ms：轴的水平弯矩；[]：许用应力。在垂直面内输入轴的挠度及断面转角为(4.30)(4.31)在垂直面内第二轴的挠度及断面转角为：(4.32)(4.33)式中；r01，r04：齿轮的节圆半径； J1，J4：轴断面的惯性矩。对于轴向尺寸较大的轴还需要校核其扭转刚度，通常情况下轴单位长度内的扭转角在0.250°~0.350°之间，其计算公式为：(4.34)式中T：转矩，N·mm；L：轴长，mm；Jp：轴横截面的极惯性矩，mm4；G：轴材料的剪切弹性模量。经过计算校核后该轴满足要求。

5同步器的选择同步器是变速器的主要组成部件之一，其作用是使接合套与待啮合的齿圈迅速同步，缩短换挡时间并防止在同步前啮合而产生换挡冲击的作用。同步器根据原理的不同可以划分为常压式、惯性式和惯性增力式三类。其中惯性式同步器应用最为广泛。5.1同步器的工作原理同步器工作过程可以分为以下几个过程：（1）工作前期，同步器偏离初始位置并沿所在轴的轴向方向移动，直到与摩擦面接触。此时轴上齿轮的角速度与同步器上滑动齿套的角速度存在速度差，因此在摩擦面上存在一个摩擦力矩，同步器中的锁销在该力矩的作用下旋转到锁止位置，实现锁止。（2）工作中期，首先通过换挡手柄带动换挡拨叉进行换挡，换挡拨叉又将换挡力传递到同步器中的滑动齿套上，并且通过工作前期的锁止原件最终传递到摩擦面上。由于齿轮的角速度与同步器上滑动齿套的角速度存在速度差，存在相对运动，因此在摩擦面上存在摩擦力。若是挡位增加，则滑动齿套在该摩擦力的作用下进行加速运动，若是挡位降低，则滑动齿套在该摩擦力的作用下进行减速运动，直至速度与齿轮转速相同，实现速度的同步变换。（3）工作后期，当实现速度的同步变换时，齿轮的角速度与同步器上滑动齿套的角速度相等，因此摩擦面上的摩擦力消失，锁止元件依然受到换挡力的作用，从而实现锁止状态的解锁。5.2同步器的参数的确定(1)摩擦系数由物理学的知识可知，物体表面的摩擦系数的大小受该物体的材料、表面的粗糙程度以及润滑方式等条件的影响。通常情况下，实现同步作用的齿轮通常与接触锥面为一个整体，因此材料相同。并且为了保证在同步器正常使用年限中的摩擦系数相等或相近，通常对锥面设计较高加工精度，减少表面粗糙度。(2)同步环主要尺寸确定①同步环锥面上的螺纹槽同步环锥面上的螺纹槽是同步器设计的重要参数之一，该参数设计的合理与否影响了同步器的使用效果以及使用寿命。例如，当该参数设计的过小时，有利于在摩擦锥面间形成油膜，使油膜充分发挥其作用。但该参数过小同样会减少接触面积，从而增大接触面的压强，最终导致同步环锥面出现过早磨损的现象。并且通过长期设计经验发现，该参数还影响了上述的摩擦系数，该参数越小，摩擦系数随之越小，同步过程越困难。因此根据上述分析，齿顶一般不宜过大，螺纹槽参数相对设计略大。②锥面半锥角口α通过对锥面受力分析可知，摩擦转矩与锥面的半锥角成反比关系，但并非半锥角越小越好，因为当半锥角小于某一值时装置将出现自锁现象，而为了避免出现自锁现象需要满足的条件为：（5.1）式中；：半锥角；：摩擦系数。通常情况下锥面的半锥角的取值范围为6°~8°之间，当取最小值时，可以保证获得最大的摩擦力矩，但对锥面表面的加工要求增大。③锁止角锁止角的选取也是同步器设计的重要参数之一。锁止角的目的是严格控制两个偏移部分在拥有相同的角速度时才允许移动。影响该参数大小选取的因素较多，主要包含锥面的平均半径、锁定面的平均半径以及半锥角。常用的锁止角在26°~46°。④摩擦锥面平均半径R摩擦锥面平均半径受装置整体尺寸的影响，并且根据经验，在允许的范围内，该参数越大越好。⑤同步时间同步时间指的是输入转速与输出转速经过同步器的作用而使其速度相等所需要的时间。根据同步时间的定义可知，该参数越小，说明同步器的同步效果越好。排除同步器自身的结构对同步时间的影响外，影响同步时间大小的外部因素还包括速度差的大小以及摩擦锥面所受轴向力的大小。其中，速度差的大小有挡位传动比决定，轴向力的大小与换挡力的大小有关。而换挡力的大小又根据车型的不同而存在差异。因此，同步器的同步时间可根据表5.1进行选取。 表5.1同步时间的选取s车型高挡低挡轿车0.15~0.31~1.5货车0.3~0.81~1.5⑥转动惯量的计算在变速过程中依靠同步器改变速度的零件统称为输入零件。这包括离合器的第一轴和驱动盘，中间轴和齿轮以及第二齿轮。与中间轴齿轮啮合的圆。经常啮合的齿轮。转动惯量的计算：首先找到每个零件的转动惯量，然后根据另一个挡位切换到同步零件。对于常规零件，惯性矩的值通常是通过扭转方法测量的。该零件未制成。这些零件可以拆卸成标准形状。并根据数学公式计算出惯性矩。

6变速器操纵机构变速箱操纵机构允许驾驶员控制挡位，实现变速箱换挡功能。根据路况的不同以及目的需求，可以通过操作机构控制变速器完成选挡或换挡目的。根据操纵杆安装位置的不同，变速器操纵机构主要分为2类，分别数直接操纵式和远距离操纵式。手动挡变速器是一种过人工方式实现换挡等操纵的变速器，主要由变速杆\叉、拨块\叉、互\自锁等主要零部件组成。6.1对变速器操纵机构的要求为了通过操纵机构实现变速箱换挡功能，该装置必须满足以下条件：（1）为了防止挡位冲突，在换挡过程中，操纵杆只能正常选择一个挡位。（2）为了避免非人为的脱挡与挂挡情况的出现，正常换挡后的相互啮合的齿轮在轴向上全部啮合。6.2手动换挡变速器的选择直接操纵手动换挡变速器是最为常用的一种变速器，常规的自动挡汽车均采用该方式。这类变速箱的优点在于变速箱的安装位置靠近与驾驶人员的操作点，驾驶人员可以通过裸露在外的操作杆控制变速箱。在一些特殊类型的汽车中，由于整体结构的设计，变速箱与驾驶员操作室的相对距离交大，驾驶员无法直接利用操作杆控制整个装置，因此需要辅助装置帮助驾驶员进行控制。其中辅助装置有多种实现方式。简单的辅助装置有辅助杠杆，复杂的辅助装置有一整套传动系统等。通过辅助装置实现远距离操纵的变速器叫做远距离操纵手动换挡变速器。在之后的发展中，某些轿车或小型货车为了实现节省空间的目的，将变速杆安装在转向管中，形成了一种新型的远距离传输方式，因此该方法也为远距离操纵手动换挡变速器的一种。通过上述对直接操纵手动换挡变速器和远距离操纵手动换挡变速器的特点的分析，结合本课题设计汽车的整体结构，最终采用了直接操纵手动换挡变速器。6.3变速器自锁、互锁、倒挡锁装置(1)自锁装置通过上述对变速箱操纵结构的要求分析可知，变速箱中相互啮合的齿轮在轴向上全部啮合，以避免非人为的脱挡与挂挡情况的出现。为了防止该现象的出现，常采用自锁装置保证相互啮合的齿轮在轴向上全部啮合。常用的自锁装置采用钢球对拨叉轴进行轴向定位锁死，其原理为：在变速器拨叉轴的正上方的端盖中含有3个具有一定深度的小孔，每一个孔中都包含一根弹簧和一个钢球。变速器中所有正对钢球拨叉轴的一面沿拨叉轴轴向方位挖有三个凹槽，并且每个槽的深度均小于钢球的半径，当钢球正对中间凹槽时，整个变速箱正好处于空挡状态。而当钢球对应两边缘的凹槽时，整个变速箱处于其他工作挡状态。并且两边缘凹槽到中间凹槽的距离严格控制，使得相互啮合的齿轮在轴向上全部啮合或者所有齿轮完全处于非啮合状态。移动拨叉时，当凹槽正好处于钢球上方时，由于孔内弹簧的作用导致对应的钢球被放置在凹槽中，导致拨叉轴沿轴向方向被锁死，无法移动，从而避免了非人为的脱挡与挂挡情况的出现。而当需要人为换挡时，只需要人为通过变速杆对拨叉轴施加一个能克服弹簧施加给钢球的压力的轴向力，即可将钢球重新退回对应的孔中，从而解除拨叉轴轴向方向的自锁，这样拨叉轴可以继续沿轴向移动，实现人为换挡过程，当拨叉轴将另一个凹槽移动到钢球正上方时，钢球重新被推入到凹槽中，实现换挡后的自锁。(2)互锁装置根据上述对变速箱操纵结构的要求分析可知，在正常的换挡过程中，操纵杆只能正常选择一个挡位。为了避免在换挡时操纵杆同时选择多个挡位，通常采用互锁装置保证选挡时的单一性。互锁装置由钢球和销组成。互锁装置的工作原理为：在空挡状态下，上述所有的凹槽、钢球以及销处于一条直线上。当中间拨叉轴发生偏转时，其轴上两边缘的内钢球被推出到凹槽外，同时外钢球被推入到凹槽内，从而将其余拨叉轴锁死在空挡状态。当需要人工换挡时，需要将对应的轴恢复到空挡状态。在这个过程中嵌入在凹槽内的钢球被重新推出，与此同时销和其它钢球将其余轴锁死在空挡状态。同理，通过其余拨叉轴进行换挡操作时，剩下的轴同样被锁死在空挡状态，保证了变速器处于单挡位的状态。

7零件的加工工艺7.1齿轮轴加工工艺齿轮轴是大批量生产的，而在大批生产中．一般多采用专用机床和常规加工方法。为提高企业的竞争力，也应该注意采用数控机床、数显装置、柔性制造系统(FMS)以及成组技术等先进设备和先进的加工方法。齿轮轴的毛柸均选用45号钢(如图7.1)图7.1齿轮轴10．下料（45棒料）20．车端面及外圆30．滚齿40．磨外圆50．磨齿60．检验7.2齿轮加工工艺齿轮为大批量生产件，材料为45（见图9.2）10．下料20．粗车外圆及端面，留余量1.5～2mm，30．钻镗轴承底孔及花键孔40．钳工去毛刺50．上芯轴，精车外圆，端面检验60．滚齿70．插齿80．倒角90．钳工去毛刺100．剃齿110．齿部高频淬火推孔120．衍齿130．总检入库图7.2齿轮7.3端盖加工工艺端盖从材料及强度等多方面考虑材料选用08F(见图10.3)10．下料20．冲压30．钻孔40．去毛刺50．最终检验图7.3端盖7.4装配图图7.4装配图

8结论此次设计的变速箱旨在确保零件强度，刚度和寿命的条件下减轻重量和体积，并使用材料动力学轴，轴承和其他参数进行验证和优化。它将改善车辆的动力性和燃油经济性，提高性能，降低挡位，减轻撞击噪音，提高设计效率，这在实际应用中具有重要意义。变速箱结构设计的合理性直接影响车辆的动力和经济性。该设计满足快速移动，省力，方便，工作效率高，工作噪音低的要求。通过将传动系统的匹配计算结果与原始车辆的要求进行比较，可以看到设计符合要求。致谢！参考文献[1]林学东，汽车工程手册[M]，北京：人民教育出版社，2001[2]林学东，汽车动力匹配技术[M]，北京:人民教育出版社，2001[3]黄晓荣，机械设计基础[M]，北京：中国电力出版社2009[4]黄晓荣，机械设计基础课程设计指导书[M]北京：中国电力出版社2009[5]陈于萍，互换性与测量技术[M],北京：机械工业出版社,2008[6]赵先仲，机电一体化系统设计手册[M]，北京：机械工业出版社2001[7]李富波张海萍，工程制图与计算机绘图[M]，北京：中国电，力出版社，2005[8]李华，机械制造技术[M]，北京：机械工业出版社2003[9]谢刚沈冰，工程力学[M]，北京：机械工业出版社2001[10]朱孝录，齿轮传动设计手册[M]，北京：机械工业出版社，2010[11]郭栋,申志朋,葛帅帅,黎洪林,石晓辉.某电动汽车减速器壳体变形与传动误差联合试验研究[J/OL].机械科学与技术:1-10[2021-03-29]./10.13433/ki.1003-8728.20200327.[12]员汝娜.采用单级减速器和两挡变速器的纯电动汽车性能对比研究[J].北京汽车,2020(06):28-31.[13]张凯旋,周志康,胡宸玮,卫乃硕,王欢,张华威.电动汽车减速器性能优化与结构设计[J].工程与试验,2020,60(02):24-27+75.[14]邹喜红,向辉,李金晓,席帅杰,胡秋洋.电动汽车减速器冲击疲劳试验方法研究[J].重庆理工大学学报(自然科学),2020,34(06):25-31.[15]张凯旋,周志康,胡宸玮,卫乃硕,王欢,