某混合動(dòng)力汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)[摘要]本文主要研究?jī)?nèi)容是某混合動(dòng)力汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)，本文首先介紹題目來源，對(duì)國內(nèi)外在混和動(dòng)力汽車領(lǐng)域發(fā)展現(xiàn)狀的介紹及分析，并對(duì)目前的混合動(dòng)力汽車傳動(dòng)方案的各種主要類型進(jìn)行簡(jiǎn)單分析和介紹，通過對(duì)比確定了本文設(shè)計(jì)的方案為同軸并聯(lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)方案。本文中解析了同軸并聯(lián)混合動(dòng)力系統(tǒng)的幾種工作的模式的運(yùn)行方式和能量流動(dòng)路線、并且對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)中的發(fā)動(dòng)機(jī)、電動(dòng)機(jī)和電池進(jìn)行參數(shù)匹配計(jì)算和選型，并且進(jìn)行變速器傳動(dòng)結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)和驗(yàn)算，繪制了裝配圖和相關(guān)的二維零件圖。[關(guān)鍵詞]混合動(dòng)力汽車動(dòng)力系統(tǒng)，同軸并聯(lián)式，變速器。12765引言 12395714177142同軸并聯(lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì) 7322332.1混合動(dòng)力系統(tǒng)的基本類型 734072.2同軸并聯(lián)混合動(dòng)力系統(tǒng)工作模式及能量流動(dòng) 8232092.3總體方案確定 1118282第三章汽車傳動(dòng)系統(tǒng)主要部件的設(shè)計(jì) 12277533.1總成部件的參數(shù)匹配 12160163.1.1發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)設(shè)計(jì) 12153273.1.2電動(dòng)機(jī)參數(shù)設(shè)計(jì) 157913.1.3電池參數(shù)設(shè)計(jì) 17247543.1.4傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)比計(jì)算 1971784變速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算 20255293-1變速器布置結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 20319863-2齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 2420853-2.1各檔齒輪齒數(shù)分配的分配 24109793-2.2齒輪強(qiáng)度計(jì)算與校核 26232513-4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 3448563-3-1初選軸的直徑 3485423-3-2軸的剛度驗(yàn)算 34260153-6軸承的選擇及壽命校核 40201443-6.1輸入軸軸承校核 4095803-6.2輸出軸軸承校核 4143823-6.3中間軸軸承校核 42197803-7鍵選擇及強(qiáng)度計(jì)算 42282403-6同步器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 43207673-6.1同步器的設(shè)計(jì) 43172883-6.2摩擦系數(shù)f計(jì)算 4455643-6.3同步環(huán)尺寸的確定 44299573-3鎖止角的計(jì)算 4579193-4同步器的同步時(shí)間t 45116653-5同步器的摩擦力矩 4529050結(jié)束語 4729050致謝 4729050參考文獻(xiàn) 47引言研究的目的和意義時(shí)至今日，全球的汽車的產(chǎn)量和銷量以及保有量已經(jīng)是一個(gè)龐大的數(shù)字，因此，石油內(nèi)燃機(jī)車帶來的尾氣排放和大氣污染及石油的枯竭問題也受到廣泛關(guān)注，因此，新能源汽車的發(fā)展和推廣也被全世界范圍內(nèi)的各個(gè)國家提上日程，因?yàn)榧冸妱?dòng)汽車還存在著一些問題，比如動(dòng)力和續(xù)航里程不足，充電設(shè)施不夠完善等，混合合動(dòng)力汽車是傳統(tǒng)石油能源車型向純電動(dòng)車發(fā)展的一種中間解決方案。一般來說混合動(dòng)力汽車的布置方案分為串聯(lián)式（如上汽榮威eRX5），并聯(lián)式（如奧迪Q7e-tron)和混聯(lián)式(如豐田Pries、凱美瑞混合動(dòng)力版)三種?；旌蟿?dòng)力汽車兼顧了很多優(yōu)點(diǎn)，動(dòng)力強(qiáng)于目前的電動(dòng)汽車，續(xù)航也遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過，并且對(duì)于環(huán)境的污染比汽油車和柴油車小得多。本文研究的方案是以離合器作為動(dòng)力耦合機(jī)構(gòu)的動(dòng)力系統(tǒng)，也就是同軸并聯(lián)式混合動(dòng)力驅(qū)動(dòng)方案。這種形式的混合動(dòng)力系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)不復(fù)雜，而且系統(tǒng)傳動(dòng)的效率可以進(jìn)一步提高，能夠很好的滿足節(jié)能經(jīng)濟(jì)性的目的，所以本次對(duì)同軸并聯(lián)混合動(dòng)力系統(tǒng)的設(shè)計(jì)對(duì)現(xiàn)實(shí)有著很積極的作用和意義。國內(nèi)外在該方向的研究、發(fā)展現(xiàn)狀及分析石油內(nèi)燃機(jī)車帶來的尾氣排放和大氣污染及石油的枯竭問題也受到廣泛關(guān)注，因此，新能源汽車的發(fā)展和推廣也被全世界范圍內(nèi)的各個(gè)國家提上日程，混合動(dòng)力汽車作為傳統(tǒng)石油能源車型向純電動(dòng)車發(fā)展的一種中間方案贏得了很多關(guān)注、重視，尤其以日本，美國及歐洲為代表，在混合動(dòng)力汽車這一領(lǐng)域的技術(shù)都有了相當(dāng)良好的發(fā)展。日本豐田汽車公司的Pries是全球最先進(jìn)行大范圍批量化生產(chǎn)的油電混合的混動(dòng)豪華汽車車型。普銳斯利用單排行星齒輪機(jī)構(gòu)作為它的耦合機(jī)構(gòu)。其他廠商想要在豐田THS技術(shù)專利優(yōu)勢(shì)的期間涉足混動(dòng)領(lǐng)域非常的困難并且豐田后續(xù)將多款在售車型如卡羅拉雙擎等也推出了混合動(dòng)力的新版本。美國通用公司率先進(jìn)入新能源汽車領(lǐng)域，是混動(dòng)汽車的開創(chuàng)者之一。通用雪弗蘭的混合動(dòng)力GMCYukon，最高在城市道路運(yùn)行的時(shí)候可以省下將近一半的燃油消耗。美國的福特在2020年發(fā)布了福特Puma,采用排量為1.0升三缸發(fā)動(dòng)機(jī)以及技術(shù)先進(jìn)的48伏集成發(fā)電機(jī)，峰值輸出155馬力。歐洲的寶馬和奧迪也進(jìn)軍混合動(dòng)力豪華汽車領(lǐng)域，寶馬X6發(fā)布了新能源版本，奧迪則有奧迪A6L新能源、還有奧迪A8混合動(dòng)力轎車,奧迪公司為它配備了排量為2.0升的LTFHSI發(fā)動(dòng)機(jī)和25kw的電機(jī)。我國混合動(dòng)力客車目前己經(jīng)量產(chǎn)并在多個(gè)地區(qū)已經(jīng)將混合動(dòng)力公交車投入使用。此外，國內(nèi)各大汽車企業(yè)在混合動(dòng)力轎車領(lǐng)域也都有了不錯(cuò)的發(fā)展，如上汽榮威、一汽探岳、廣汽傳祺等，另外發(fā)展最快的比亞迪在秦之后已經(jīng)發(fā)布了多款混動(dòng)車如元新能源、漢新能源、宋Pro,秦Pro等。主要研究?jī)?nèi)容（1）完成混合動(dòng)力汽車動(dòng)力系統(tǒng)動(dòng)力總成參數(shù)匹配設(shè)計(jì)和選型。（2）完成傳動(dòng)系統(tǒng)中的變速器的設(shè)計(jì)任務(wù)。（3）相關(guān)工程圖繪制及設(shè)計(jì)說明書撰寫。1同軸并聯(lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)1.1混合動(dòng)力系統(tǒng)的基本類型一般來說混合動(dòng)力汽車的布置方案分為串聯(lián)式（如上汽榮威eRX5），并聯(lián)式（如奧迪Q7e-tron)和混聯(lián)式(如豐田Pries、凱美瑞混合動(dòng)力版)。串聯(lián)式以電力形式進(jìn)行復(fù)合，并聯(lián)式以機(jī)械方式進(jìn)行耦合;混聯(lián)式則是兩者的結(jié)合。串聯(lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)簡(jiǎn)圖如圖1-1所示。圖1-1串聯(lián)混合動(dòng)力系統(tǒng)串聯(lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)的發(fā)動(dòng)機(jī)不直接參與傳動(dòng)，而是帶動(dòng)它配備的的發(fā)電機(jī)產(chǎn)生電力，這部分電力傳遞給電池組和配套的電動(dòng)機(jī)。一部分儲(chǔ)存起來，一部分為電機(jī)提供動(dòng)力來源，電機(jī)通過機(jī)械連接輸出動(dòng)力驅(qū)動(dòng)汽車。并聯(lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1-2所示。圖1-2并聯(lián)混合動(dòng)力系統(tǒng)并聯(lián)式混合動(dòng)力汽車采用一個(gè)專門設(shè)計(jì)的裝置來整合發(fā)動(dòng)機(jī)和電動(dòng)機(jī)的動(dòng)力，驅(qū)動(dòng)方式較為多樣化，發(fā)動(dòng)機(jī)自己運(yùn)行也可以直接驅(qū)動(dòng)汽車,也可以和電動(dòng)機(jī)一起驅(qū)動(dòng)汽車，電動(dòng)機(jī)也可單獨(dú)工作而不依賴發(fā)動(dòng)機(jī)?；炻?lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1-3所示。圖1-3混聯(lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)混聯(lián)式混合動(dòng)力系統(tǒng)是結(jié)合以上二者的一種解決方案。通過離合器就可以完成兩種狀態(tài)的切換。但是這種方案的結(jié)構(gòu)也是最復(fù)雜的，而且相比串聯(lián)和并聯(lián)兩種形式成本也要高得多。1.2同軸并聯(lián)混合動(dòng)力系統(tǒng)工作模式及能量流動(dòng)本文設(shè)計(jì)的同軸并聯(lián)式方案是在普通的雙軸并聯(lián)式系統(tǒng)的基礎(chǔ)上進(jìn)行優(yōu)化，布置方式是將發(fā)動(dòng)機(jī)和電機(jī)通過離合器進(jìn)行同軸布置的并聯(lián)式動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng),結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，生產(chǎn)難度大大降低，能量損失更少。系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1-4所示。圖2-4同軸并聯(lián)混合動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力經(jīng)由電機(jī)傳送到變速裝置，兩個(gè)裝置之間通過離合器進(jìn)行控制。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，布局緊湊，又能夠控制造所需的成本。一體化實(shí)際結(jié)構(gòu)主要包括:變速器、換檔裝置、離合器及其控制器以及驅(qū)動(dòng)電機(jī)，離合器控制器采用電控的方式操控，換擋裝置采用手動(dòng)操縱桿。本文所研究的動(dòng)力系統(tǒng)的運(yùn)行方式根據(jù)具體的工況可以分為以下幾種不同的情況，分別是:純電動(dòng)模式、發(fā)動(dòng)機(jī)和電動(dòng)機(jī)混合驅(qū)動(dòng)模式、發(fā)動(dòng)機(jī)單獨(dú)驅(qū)動(dòng)模式和再生制動(dòng)模式。（1）純電動(dòng)模式當(dāng)車輛處于低速行駛或者剛啟動(dòng)時(shí)，汽車不需要具有太強(qiáng)大的動(dòng)力，此時(shí)汽車采用純電動(dòng)模式行駛，離合器斷開，發(fā)動(dòng)機(jī)不參與這一過程，蓄電池給驅(qū)動(dòng)電機(jī)供電，電機(jī)將產(chǎn)生的扭矩傳入變速器后進(jìn)入驅(qū)動(dòng)橋橋，從而驅(qū)動(dòng)車輛行駛。該模式下系統(tǒng)能量流動(dòng)方式如圖1-5所示。圖1-5純電動(dòng)模式下能量流動(dòng)（2）發(fā)動(dòng)機(jī)單獨(dú)驅(qū)動(dòng)模式當(dāng)車輛汽車高速行駛或者電量不足時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)單獨(dú)驅(qū)動(dòng)，離合器結(jié)合，但此時(shí)電池不放電，電機(jī)不處于工作狀態(tài)，扭矩傳遞到電機(jī)軸之后進(jìn)入變速器再傳遞給驅(qū)動(dòng)橋。能量傳遞路線如圖1-6所示。圖1-6發(fā)動(dòng)機(jī)獨(dú)自驅(qū)動(dòng)時(shí)的能量流動(dòng)（3）混合驅(qū)動(dòng)模式當(dāng)車輛處于加速或者爬坡等對(duì)動(dòng)力要求更高的情況下，離合器接通，發(fā)動(dòng)機(jī)處于運(yùn)行狀態(tài)，與此同時(shí)蓄電池的處理裝置也開始將儲(chǔ)存的電量化為交流電，給電機(jī)供電，發(fā)動(dòng)機(jī)和電機(jī)一起輸出動(dòng)力，達(dá)到爬坡或加速行駛的目的。此時(shí)的能量傳遞路線如圖1-7所示。圖1-7混合驅(qū)動(dòng)模式下能量流動(dòng)（4）再生制動(dòng)模式當(dāng)汽車處于減速制動(dòng)狀態(tài)，汽車質(zhì)量帶來的慣性扭矩使得電機(jī)反向運(yùn)轉(zhuǎn)，輸出電能給蓄電池充電。能量流動(dòng)如圖1-8所示。圖1-8再生制動(dòng)模式下能量流動(dòng)1.3總體方案確定為了更好的實(shí)現(xiàn)以上功能和要求，本次設(shè)計(jì)的方案如圖1-9所示。圖1-9方案動(dòng)力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖傳動(dòng)路線：（1）混合動(dòng)力模式下，動(dòng)力傳動(dòng)路線為：一檔傳動(dòng)路線：發(fā)動(dòng)機(jī)--電磁離合器--電動(dòng)機(jī)--同步器左位--一檔齒輪1--一檔齒輪2--常嚙合齒輪2--常嚙合齒輪1二檔傳動(dòng)路線：發(fā)動(dòng)機(jī)--電磁離合器--電機(jī)--同步器右位--二檔齒輪1--二檔齒輪2--常嚙合齒輪2--常嚙合齒輪1（2）純電動(dòng)模式下，電機(jī)驅(qū)動(dòng)的路線為：一檔傳動(dòng)路線：電機(jī)--同步器左位一檔齒輪1--一檔齒輪2--常嚙合齒輪2--常嚙合齒輪1二檔傳動(dòng)路線：電機(jī)--同步器右位二檔齒輪1--二檔齒輪2--常嚙合齒輪2--常嚙合齒輪12汽車傳動(dòng)系統(tǒng)主要部件的設(shè)計(jì)動(dòng)力系統(tǒng)總成設(shè)計(jì)要求如表2-1表2-1混動(dòng)汽車設(shè)計(jì)要求2.1發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)要分為三種工況分別計(jì)算：最高車速、最大爬坡度以及加速時(shí)間。（1）發(fā)動(dòng)機(jī)滿足并聯(lián)混合動(dòng)力汽車的最高車速的發(fā)動(dòng)機(jī)功率，應(yīng)用的表達(dá)式為：（2-1）其中：發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率（kW）；傳動(dòng)效率，90%；重力加速度，9.8m/s2；滾動(dòng)阻力系數(shù)，??；空氣阻力系數(shù)，取0.3；汽車迎風(fēng)面積2.3m2；汽車半載時(shí)的質(zhì)量，1500kg。代入最高車速180km/h，得Pmax1=70.48kW。(2)從加速時(shí)間考慮計(jì)算，汽車在水平路面加速起步，計(jì)算公式如下：（2-2）其中：x擬合系數(shù)，取0.5；V：t時(shí)刻的車速；為t時(shí)刻的瞬時(shí)車速；為加速時(shí)間。在t時(shí)刻汽車的加速度為：（2-3）因此在t時(shí)刻，有（2-4）式中：Pmax2為發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率kW；傳動(dòng)效率，取90%；汽車半載時(shí)的質(zhì)量，1500kg；旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，1.05；取9.8m/s2；滾動(dòng)阻力系數(shù)，取；空氣阻力系數(shù)，取0.3；汽車迎風(fēng)面2.3m2；-加速時(shí)間12.6s時(shí)的速度100km/h。又有：,將t=12.6,x=0.5代入其中得：代入以上數(shù)據(jù)，可得：68.47kW。(3)考慮最大爬坡度的發(fā)動(dòng)機(jī)功率的計(jì)算公式:（2-5）式中：發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率；爬坡速度，取30km/h；傳動(dòng)效率，90%；汽車滿載質(zhì)量，1670kg；取9.8m/s2；滾動(dòng)阻力系數(shù)，??；汽車爬坡度，取60%；-空氣阻力系數(shù)，取0.3；-汽車迎風(fēng)面積2.3m2。代入數(shù)據(jù)得：66.29kW且發(fā)動(dòng)機(jī)功率須滿足，70.48kW?？紤]額外損失功率:，=77.526~83-576kW。所以發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率取值為80kW。最大功率通常為1.5倍額定功率，經(jīng)過對(duì)比選擇榮威350發(fā)動(dòng)機(jī)，則選擇的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)如表2-2。表2-2發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)表2.2電動(dòng)機(jī)參數(shù)設(shè)計(jì)電動(dòng)機(jī)在這個(gè)系統(tǒng)里有很重要的作用，它可以為汽車提供一個(gè)能量轉(zhuǎn)換的功能，它可以把電池里面的電能轉(zhuǎn)化為驅(qū)動(dòng)力也就是機(jī)械能。電機(jī)的匹配原則應(yīng)該滿足：經(jīng)濟(jì)性包括制造成本和油耗的控制；另一方面，應(yīng)該滿足設(shè)計(jì)的性能要求如啟動(dòng)和電機(jī)單獨(dú)運(yùn)行的標(biāo)準(zhǔn)。2.2.1電動(dòng)機(jī)性能的比較查閱資料可得混合動(dòng)力常用電動(dòng)機(jī)性能如下表。表2-3電動(dòng)汽車電動(dòng)機(jī)性能比較表結(jié)合表格中的性能分析考慮，選擇永磁同步電動(dòng)機(jī)。2.2.2電動(dòng)機(jī)參數(shù)的設(shè)計(jì) （1）電動(dòng)機(jī)最高車速時(shí)的電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算公式如下：（2-6）其中：Pmax1電動(dòng)機(jī)的最大功率（kW）；傳動(dòng)效率，取90%；A迎風(fēng)面積2.3m2；ma半載質(zhì)量，取1500kg；代入最高車速180km/h，求得功率Pmax1=70.48kW。（2）按最大爬坡度是的功率計(jì)算，公式如下:（2-7）其中發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率；爬坡速度，30km/h；傳動(dòng)效率，取90%；汽車滿載質(zhì)量，1670kg；重力加速度9.8m/s2；汽車爬坡度，取為60%；汽車迎風(fēng)面積2.3m2。將以上數(shù)據(jù)代入公式可得：66.29kW最大功率為70.48kW，電機(jī)額定功率與最大功率滿足：，λ為過載系數(shù)此處為1.5，所以額定功率值為47kW。(3)電機(jī)最大轉(zhuǎn)速。公式為：式中：r：車輪滾動(dòng)半徑；：變速器傳動(dòng)比；：主減速器傳動(dòng)比；=180km/h。根據(jù)分析初選3.94，0.94，r=0.3m，代入得5894r/min,最大車速對(duì)應(yīng)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的95%，則電動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速取值為6000r/min。（4）電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)矩。計(jì)算公式如下：（2.8）（2.9）式中Tn為額定轉(zhuǎn)矩，為額定轉(zhuǎn)速代入數(shù)據(jù)得4200r/min，86.4N·m，，最大轉(zhuǎn)矩為130.5N·m。電動(dòng)機(jī)具體數(shù)據(jù)如下：表2-4電動(dòng)機(jī)參數(shù)表3.3電池參數(shù)設(shè)計(jì)對(duì)蓄電池的主要要求有，具有較高的比能量，良好的性能和安全性、較低的成本和環(huán)境污染。電池的額定能量可以用下式求得：（2-10）（2-11）（2-12）W電池額定總能量，kWh；以速度v行駛時(shí)電機(jī)功率，kW；以速度v行駛距離S的時(shí)間，h；行駛距離，km。設(shè)純電動(dòng)平均車速50km/h，續(xù)航里程120km，求得電池額定總能量13-8Wh。初選為15kWh。電池的額定容量Q滿足以下公式：（2-13）電壓取值選定為300V，代入得Q=50Ah。列表如下：表2-5電池參數(shù)表2.4傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)比計(jì)算查資料，選擇本次設(shè)計(jì)主減速器的傳動(dòng)比為3.94，變速器設(shè)置兩個(gè)檔位。2.3-1二檔傳動(dòng)比設(shè)計(jì)根據(jù)汽車?yán)碚摚?（2-14）式中：，最高車速180km/h；r輪胎半徑取0.3m；發(fā)動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速rpm；i0主減速器比3.941。代入數(shù)據(jù)得=0.942.3.2一檔傳動(dòng)比設(shè)計(jì)由汽車?yán)碚撝?2-15)式中：變速箱的一檔傳動(dòng)比；汽車重量，16700N；最大爬坡度；60%r輪胎半徑，0.3m；發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩160N·m；主減速比，3.94；從發(fā)動(dòng)機(jī)到車輪的傳動(dòng)效率，取80%。通過式（2-15）計(jì)算得知一檔傳動(dòng)比為2.74。綜上，最高檔傳動(dòng)比為0.94，一檔傳動(dòng)比為2.74。3變速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算3.1變速器布置結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)現(xiàn)在常見的混合動(dòng)力汽車兩檔變速器有兩種結(jié)構(gòu)。DCT結(jié)構(gòu)雙離合成本較高，而AMT結(jié)構(gòu)則是采用同步器設(shè)計(jì)，成本會(huì)低一些，所以本設(shè)計(jì)選擇AMT結(jié)構(gòu)。本文采用三軸式兩檔變速器的設(shè)計(jì)方案。圖3-1三軸兩檔變速器傳動(dòng)簡(jiǎn)圖本次設(shè)計(jì)考慮變速箱的結(jié)構(gòu)一般為前置后驅(qū)結(jié)構(gòu)，暫定結(jié)構(gòu)形式如圖3-1所示。采用鎖環(huán)式慣性同步器結(jié)構(gòu)，通過手柄直接帶動(dòng)換擋桿和撥叉進(jìn)行換擋操作。該結(jié)構(gòu)相對(duì)簡(jiǎn)單，工作可靠。①檔數(shù)及數(shù)比的選擇（1）根據(jù)汽車最大爬坡度確定1檔汽車爬坡時(shí)，根據(jù)汽車行駛方程式（3-1）汽車以1檔在無風(fēng)干砂路面行駛，公式簡(jiǎn)化為 （3-2）（3-3）帶入數(shù)據(jù)計(jì)算：=2.740（2）根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件確定（3-5）式中：汽車水平靜止時(shí)后橋?qū)Φ孛娴妮d荷；=mg×60%；：道路的附著系數(shù)，取φ=0.75。則=9.746由（3-4）（3-5）得2.740≤≤9.746；所以，初選=3.2。（3）根據(jù)汽車最高車速確定2檔（3-6）式中，為電機(jī)最高轉(zhuǎn)速，為最高車速=0.940所以，初選=1。4）確定倒檔傳動(dòng)比電機(jī)能夠?qū)崿F(xiàn)反轉(zhuǎn)，所以選擇通過一檔來進(jìn)行倒擋。所以倒擋的傳動(dòng)比為=-3.2將以上數(shù)據(jù)列入表3-3表3-3傳動(dòng)比分配表①變速器中心距此處為中間軸與輸出軸之間的距離。最合理的參數(shù)選擇可以讓兩根軸上嚙合的齒輪提供合格的接觸強(qiáng)度。中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選:=（3-7）式中，中心距系數(shù),商用車取8.6～9.6；變速器處于1檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，；變速器的傳動(dòng)效率，取0.96。則=70.62～77.28（mm）。初選中心距A=72mm。②齒輪參數(shù)1）法向模數(shù)的選取齒輪模數(shù)的選擇，一方面會(huì)影響到接觸強(qiáng)度，一方面也對(duì)噪音有影響，商用的乘用車考慮到舒適性的問題，選小一些的模數(shù)可以使行駛過程中的噪音大大降低，提高乘客的舒適性和體驗(yàn)。表3-4汽車變速器常用齒輪一般采用的相應(yīng)的模數(shù)(mm)初選=2.00，二級(jí)斜齒圓柱齒輪。2）壓力角壓力角影響到的是齒輪的重合度，壓力角選擇較小的話,噪聲也會(huì)更小，是很多乘用車選擇的方案;壓力角較大的時(shí)候,重合度會(huì)小一些，噪聲更大,但是性能和強(qiáng)度更好，還可以降低質(zhì)量，設(shè)計(jì)大型車輛和貨車的時(shí)候都會(huì)用大一些的壓力角。表3-5變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角在轎車中，壓力角確定得小一些可以起到降低噪聲的作用。我國行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)為20°。而在同步器上經(jīng)常選擇大小的有20°、25°、30°等，被應(yīng)用比較多的壓力角度大小為30°。本文設(shè)計(jì)的是乘用SUV車型，綜合以上考慮選用的壓力角為標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。③螺旋角本文中選取。④齒寬齒寬對(duì)變速器的影響是多方面的，最直觀的就是對(duì)變速器體積的影響，此外還對(duì)質(zhì)量有影響，齒寬越大，質(zhì)量越大，軸的長(zhǎng)度也只能相應(yīng)增加，變速器體積也相對(duì)變大，所以應(yīng)該選小一些的齒寬。一般根據(jù)齒輪模數(shù)大小來選擇：斜齒，取6.0~9.0取=9，則mm⑤齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)將以上計(jì)算得到的數(shù)據(jù)列為表格如下表3-6：表3-6變速器參數(shù)3.2齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算3.2.1各檔齒輪齒數(shù)分配的分配本設(shè)計(jì)的變速器結(jié)構(gòu)示意圖如圖3-3：圖3-3變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖①確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動(dòng)比（3-8）求斜齒齒輪，的齒數(shù)和=（3-9）因?yàn)橐粰n用的是斜齒輪，所以=68.48計(jì)算后取整，然后分配齒數(shù)。因?yàn)?3.226取中間軸上一檔齒輪=19輸出軸上一檔齒輪=-=69-19=50②對(duì)中心距進(jìn)行修正mm故修正后A=72.55mm③確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)由可得A=（3-10）在（3-9）、（3-10）求得的，取整后為=31，=38④確定2檔的齒數(shù)二檔齒輪為斜齒輪（3-11）（3-12）由式（3-11）、（3-12）求得，后取整為=39，=30將各檔傳動(dòng)比修正后如表3-7所示：表3-7修正后的各檔傳動(dòng)比3.2.2齒輪強(qiáng)度計(jì)算與校核①齒輪材料的選擇齒輪材料應(yīng)該根據(jù)實(shí)際工況進(jìn)行選擇。此處為汽車變速器的傳動(dòng)齒輪，所選擇的齒輪材料必須有足夠的硬度和抗沖擊的能力，并且齒面需要足夠耐磨，也就是齒面要求硬度高，避免因?yàn)辇X面磨損而影響變速器的正常運(yùn)行。綜合考慮，本文的齒輪的材料選擇為20CrMnTi，齒輪的表面滲碳淬火后的表面硬度56~62HRC?？估瓘?qiáng)度極限，屈服強(qiáng)度極限。②齒輪的損壞形式齒輪的損壞有多種：（1）沖擊載荷導(dǎo)致的輪齒折斷，這是工業(yè)中較為常見的破壞形式，但變速器中常見的是重復(fù)載荷作用下齒根的疲勞裂紋導(dǎo)致的折斷；（2）齒輪的接觸面上有一些很小的裂紋，裂紋里面會(huì)有潤(rùn)滑油滲透進(jìn)去，兩個(gè)齒輪的齒面擠壓的時(shí)候這部分油的壓力就會(huì)升高，使這些細(xì)小的裂紋被撐大，進(jìn)而讓部分齒面材料發(fā)生疲勞剝落;（3）移動(dòng)換檔齒輪因?yàn)樵趽Q擋的時(shí)候輪齒會(huì)不可避免的受到碰撞和沖擊，從而導(dǎo)致輪齒從端部發(fā)生一定程度的破壞，本文中的換擋方式就是移動(dòng)齒輪進(jìn)行換擋，所以應(yīng)該重點(diǎn)考慮到第三種破壞形式。③齒輪強(qiáng)度計(jì)算汽車的變速器齒輪加工方法、尺寸精度等參數(shù)與機(jī)械行業(yè)中普遍采用的標(biāo)準(zhǔn)基本類似。因此不需要考慮專用的計(jì)算方法，用普通的強(qiáng)度計(jì)算公式計(jì)算即可。1）計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩最大扭矩=240N.m，轉(zhuǎn)速2400r/min，齒輪傳動(dòng)效率取0.99，軸承效率取0.96，離合器傳動(dòng)效率取0.99。輸入軸==80×0.99×0.96=228.096N.m中間軸==228.096×0.96×0.99×38/31=265.734N.m輸出軸：一檔=265.734×0.96×0.99×50/19=663N.m二檔=265.734×0.96×0.99×39/30=327N.m2）齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算斜齒輪彎曲應(yīng)力（3-13）式中，為圓周力，；為計(jì)算載荷（N.mm）；d為節(jié)圓直徑，，為法向模數(shù)；為應(yīng)力集中系數(shù)，=1.5；t為法向齒距，；y為齒形系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)在圖3-4中查找；為重合度影響系數(shù)，=2.0。圖3-4齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂，）將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3-13），整理后得斜齒輪彎曲應(yīng)力為（3-14）Kc：齒寬系數(shù)，斜齒輪中一般取值為6.0~8.5，此處取7.0。常嚙合斜齒輪1的彎曲應(yīng)力：當(dāng)量齒數(shù)查圖3-4得y=0.147作用于變速器輸入軸上的最大轉(zhuǎn)矩，乘用車一般取值區(qū)間為100～250MPa。MPa250MPa常嚙合斜齒輪2彎曲應(yīng)力：當(dāng)量齒數(shù)：查圖3-4得y=0.151MPa250MPa中間軸1檔斜齒輪5彎曲應(yīng)力：當(dāng)量齒數(shù)查圖3-4得y=0.139MPa250MPa中間軸2檔斜齒輪3彎曲應(yīng)力：當(dāng)量齒數(shù)查圖3-4得y=0.152MPa250MPa輸出軸1檔斜齒輪6彎曲應(yīng)力：當(dāng)量齒數(shù)查圖3-4得y=0.157MPa250MPa輸出軸2檔斜齒輪4彎曲應(yīng)力：當(dāng)量齒數(shù)查圖3-4得y=0.143MPa250MPa各檔齒輪彎曲應(yīng)力列為表3-8：表3-8各檔齒輪彎曲應(yīng)力檔位彎曲應(yīng)力MPa常嚙合：：122.801一：:二：118.880:209.966以上結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。(3)輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算（3-15）其中，：接觸應(yīng)力（MPa）；：齒面法向力（N），；：圓周力（N）,；節(jié)圓直徑；計(jì)算載荷（N.m）；彈性模量（MPa），取E=190×MPa；齒輪實(shí)際接觸寬度，18mm；：主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處曲率半徑（mm）；斜齒輪：（3-16）（3-17）分別是主、從動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑。計(jì)算載荷取作用在變速器輸入軸上的載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表3-9所示：表3-9變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力分別計(jì)算各檔齒輪的接觸應(yīng)力：常嚙合齒輪1：NNmmmmmmMPa常嚙合齒輪2：mmNNmmmmMPa1檔斜齒輪5：mmNNmmmmMPa1檔斜齒輪6：mmNNmmmmMPa2檔斜齒輪3：mmNNmmmmMPa2檔斜齒輪4：mmNNmmmmMPa其他齒輪接觸應(yīng)力都按以上步驟計(jì)算，列表3-10：表3-10各檔位齒輪接觸應(yīng)力檢驗(yàn)后得所設(shè)計(jì)全部齒輪接觸應(yīng)力都合格。（4）齒輪受力分析①常嚙合齒輪1，2的受力②一檔齒輪5，6的受力N③檔齒輪3，4的受力N3.4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)變速器的工作狀態(tài)進(jìn)行分析，齒輪上受到徑向、圓周和軸向力的作用，作用到軸上產(chǎn)生使它發(fā)生形變的彎矩和轉(zhuǎn)矩。如果因?yàn)橥饬Χ鴮?dǎo)致軸發(fā)生彎曲變形的話必定會(huì)影響齒輪的正確嚙合和正常工作，所以設(shè)計(jì)變速器的軸時(shí)，應(yīng)該保證它有足夠正常工作的強(qiáng)度以及剛度。3.4.1初選軸的直徑由前文的計(jì)算可知變速器的中心距=72mm，輸出軸和中間軸中部直徑，（最大直徑）與（支承距離）的比值應(yīng)該滿足以下條件：對(duì)于中間軸，=0.16～0.18；對(duì)于輸出軸，0.18～0.21。輸入軸花鍵部分的直徑可按式（3-30）初選:（3-30）式中，為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，一般為3-0～3-6。輸入軸花鍵部分直徑=16.946～19.488mm；輸出軸中部直徑=32.4~43.2mm；中間軸中部直徑=32.4～43.2mm.輸出軸：；中間軸：。輸出軸支承之間的距離=153-286～240mm；中間軸支承之間的距離為=180～270mm。3-3-2軸的剛度驗(yàn)算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（3-31）、（3-32）、（3-33）計(jì)算（3-31）（3-32）（3-33）軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值分別為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。對(duì)于齒輪所處的平面的轉(zhuǎn)角要比0.002rad更小。①輸出軸的剛度輸出軸受力彎曲示意圖3-5：圖3-5輸出軸受力圖一檔時(shí)0.002rad二檔時(shí)0.002rad式中，為齒輪齒寬中間平面上圓周力，N；為該平面上的徑向力，F(xiàn)；E為彈性模量，E=；I為慣性矩，對(duì)實(shí)心軸I=π/64；a、b分別為齒輪上作用力與兩支座的距離；L為兩個(gè)支座的距離。②輸入軸由于長(zhǎng)度較小，常嚙合齒輪靠近支撐點(diǎn)可不必計(jì)算③中間軸剛度aabLδFr圖3-6中間軸受力圖一檔時(shí)0.002rad二檔時(shí)0.002rad④軸的強(qiáng)度計(jì)算軸可能對(duì)齒輪產(chǎn)生的不利影響一般有兩點(diǎn)：一是軸在垂直面的撓度，它會(huì)改變齒輪中心距，使齒輪無法正確嚙合；二是軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角，它使齒輪相互歪斜，變形情況如圖3-7所示軸在垂直面內(nèi)的變形b）軸在水平面內(nèi)的變形圖圖3-7變速器軸的變形簡(jiǎn)圖確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。軸的撓度和轉(zhuǎn)角按《材料力學(xué)》有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置的軸的撓度和轉(zhuǎn)角。圖3-8變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角1)輸入軸常嚙合齒輪副因靠近，負(fù)荷和撓度都不大，可以不計(jì)算。2)輸出軸的強(qiáng)度校核輸出軸受力圖如圖3-9：圖3-9輸出軸受力圖一檔時(shí)軸的撓度最大，處于最危險(xiǎn)的狀態(tài)，因此需要對(duì)它進(jìn)行計(jì)算和校核。a.求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=9138.13N，=4373.41N，=-913.78N.mb.求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩。 +=由以上兩式可得=428.58N，=5076.33N，=81321.28N.mm，=482423-73N.mm按第三強(qiáng)度理論得：3）中間軸強(qiáng)度校核中間軸的受力情況如圖3-10所示：圖3-10中間軸受力圖常嚙合位置的撓度最大，也是最危險(xiǎn)的，所以對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行校核。求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、++=（3-34）+（3-35）由(3-34)、(3-35)兩式可得；=-4538.23N，=13742.32N，=-131241.78N.mm，=358758.34N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+（3-36）（3-37）由(3.36)、(3.37)兩式可得；=2306.46N,=5766.61N,=153763-78N.mm=63602.87N.mm,=223423-11N.mm。按第三強(qiáng)度理論得：N.m(3-38)N.m(3-39)(3-40)(3-41)3-6軸承的選擇及壽命校核3-6.1輸入軸軸承校核①初選軸承型號(hào)由工作條件和軸頸直徑初選第一軸的軸承為深溝球軸承6204，查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)》，=6650N，=12800N。②軸承的校核一檔時(shí)傳遞的轉(zhuǎn)矩最大,受力簡(jiǎn)圖如圖3-15所示：圖3-15輸入軸受力簡(jiǎn)圖1)求水平面內(nèi)支反力、+=(3-42)(3-43)由(3-42)、(3-43)兩式可得=10725.28N，=3283.46N。2)求當(dāng)量動(dòng)載荷，向當(dāng)量動(dòng)載荷：查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)》可得=0.4，=2.1。，為載荷系數(shù)。=（1.2～1.8）取=1.2=23020.187N3)計(jì)算軸承的基本額定壽命，為壽命系數(shù)，球軸承中=3；滾子軸承中。=43623.32h＞=30000h壽命合格。 3-6.2輸出軸軸承校核①初選軸承型號(hào)初選軸承型號(hào)為深溝球軸承6304，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》=7880N，=15800N。②受力簡(jiǎn)圖如圖3-16所示：圖3-16輸出軸受力簡(jiǎn)圖1）求水平面內(nèi)支反力、+=(3-44)(3-45)由以上兩式可得=1365.32N，=2567.92N。2）求當(dāng)量動(dòng)載荷查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)》得向當(dāng)量動(dòng)載荷：查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)》，可得=0.4，=2.1。，載荷系數(shù)。=（1.2～1.8）取=1.2=23020.188N③計(jì)算軸承的基本額定壽命，壽命系數(shù)，球軸承取=3；對(duì)滾子軸承。=32543-13h＞=30000h此處軸承壽命合格。3-6.3中間軸軸承校核初選中間軸軸承型號(hào)為深溝球軸承6205，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可得，=14KN，預(yù)期壽命。按同樣方法計(jì)算可得：=42342.42h＞=30000h軸承的壽命合格。3-7鍵選擇及強(qiáng)度計(jì)算花鍵動(dòng)連接時(shí)的強(qiáng)度計(jì)算公式：(3-46)式中，：各齒輪載荷分布不均勻系數(shù)，取；Z花鍵齒數(shù)；矩形花鍵齒側(cè)高，d和D分別為矩形花鍵軸內(nèi)外徑，；平均直徑，矩形花鍵中，mm；L為齒的工作高度，mm；輸入軸上選用的是矩形花鍵，公稱尺寸為N×d×D×B=6×18×22×5，L=16.6mm由式(3-35)得：滿足強(qiáng)度要求。輸入軸上選用的是矩形花鍵，公稱尺寸為N×d×D×B=6×18×22×5，L=30mm由式(3-35)得：滿足強(qiáng)度要求。中間軸上選用矩形花鍵，公稱尺寸也同樣為N×d×D×B=6×18×22×5滿足強(qiáng)度要求。3.6同步器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)3.6.1同步器的設(shè)計(jì)傳動(dòng)中需要考慮大氣同步器、慣性同步器和慣性力同步器這三種常用的分類，但在汽車中，整體而言最主要采用的是慣性同步器。此外，慣性同步器在不同的位置和部件設(shè)計(jì)中也有著很多不同的樣式,大致有鎖銷式、多片式等。在設(shè)計(jì)中采用的是慣性式同步器里面的一種鎖環(huán)式的結(jié)構(gòu)，它的結(jié)構(gòu)圖見圖3-17：圖3-17鎖環(huán)式同步器表3-11標(biāo)號(hào)注釋3.6.2摩擦系數(shù)f計(jì)算使用汽車時(shí)在不同路況或遇見行人時(shí),同步器對(duì)齒輪工作相當(dāng)頻繁。所以為了齒輪轉(zhuǎn)移工作順利,同步器性能可靠,使用壽命要夠長(zhǎng)。因此,制造材料的控制需要有嚴(yán)格的規(guī)章制度和要求。考慮尤其是對(duì)于需要性能需求至關(guān)重要,它主要是由許多因素,如材料、溫度的干擾效果。,應(yīng)該特別注意在選擇材料時(shí),材料的選擇需要滿足工作的需求強(qiáng)度,以滿足摩擦系數(shù)的變化和滿足工作強(qiáng)度,所以同步齒環(huán)組合表面處理是非常重要的,可以使用黃銅合金制造來滿足性能需求。3.6.3同步環(huán)尺寸的確定同步環(huán)錐面的螺紋槽汽車使用的一般尺寸見圖3-2所示，在本設(shè)計(jì)中采用3mm的槽寬和6個(gè)軸向泄油槽來滿足性能的要求圖圖3-2同步器螺紋槽錐面半錐角α為了避免因?yàn)殄F面半錐角α的影響出現(xiàn)自鎖的現(xiàn)象。此外大量數(shù)據(jù)表明可以實(shí)現(xiàn)設(shè)計(jì)要求。所以設(shè)計(jì)取。摩擦錐面平均半徑R同步器的設(shè)計(jì)用于傳輸?shù)挠绊懴碌拇笮∑骄Σ铃F半徑R是巨大的,為了滿足需求,在選擇平均摩擦錐半徑應(yīng)盡量根據(jù)實(shí)際情況選擇最合適的大小,以滿足同步環(huán)的要求。3.6.4鎖止角的計(jì)算鎖止角是保證變速器正確換擋的必要條件，只有正確的鎖止角才可以