某混合動(dòng)力汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)變速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u14624某混合動(dòng)力汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)變速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算案例 1150781.1變速器布置結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 1112371.2齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 678431.2.1各檔齒輪齒數(shù)分配的分配 6151501.2.2齒輪強(qiáng)度計(jì)算與校核 9300581.4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1732121.4.1初選軸的直徑 17218483-3-2軸的剛度驗(yàn)算 17290023-6軸承的選擇及壽命校核 2460503-6.1輸入軸軸承校核 24241903-6.3中間軸軸承校核 2689483-7鍵選擇及強(qiáng)度計(jì)算 26303061.6同步器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 2755891.6.1同步器的設(shè)計(jì) 27137511.6.2摩擦系數(shù)f計(jì)算 28146061.6.3同步環(huán)尺寸的確定 29115241.6.4鎖止角的計(jì)算 2988051.6.5同步器的同步時(shí)間t 29114901.6.7同步器的摩擦力矩 291.1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=1.2。（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=-1.2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(guó)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)1.2齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算1.2.1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)?1.226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1.2.2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N1.4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。1.4.1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=32.4~41.2mm；中間軸中部直徑=32.4～41.2mm.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，=4371.41N，=-911.78N.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(1.36)、(1.37)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，=3281.46N。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。=43621.32h＞=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。1.6同步器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)1.6.1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