毕业设计电动汽车动力传动系统匹配设计说明书1(编辑修改稿)

毕业设计电动汽车动力传动系统匹配设计说明书1(编辑修改稿)内容摘要：

旋角 齿形 压力角α 螺旋角β 轿车 高齿并修形的齿形 176。 ， 15176。 16176。 ， 176。 25176。 ～ 45176。 一般货车 GB135678 规定的标准齿形 20176。 20176。 ～ 30176。 重型车 同上 低档、倒档齿轮 176。 ，25176。 小螺旋角 本科生毕业设计（论文） 8 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。 在本设计中变速器齿轮压力角 α 取15186。 ,啮合套或同步器取 30176。 ；斜齿轮螺旋角 β 取 20176。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。 为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体 承受。 齿轮宽度 b 的大小直接影响着齿轮的承载能力， b 加大，齿的承载能力增高。 但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。 所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(~)m， mm b=8 3=24mm 斜齿 b=(~)m， mm b=7 = 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动 的平稳性和齿轮寿命。 5) 齿轮齿数的确定 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。 下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 图 变速器结构简图 (1)确定一档齿轮的齿数 （如图 ） 一档传动比 本科生毕业设计（论文） 9 12g1i ZZ (44) 为了确定 Z1 和 Z2 的齿数，先求其齿数和 Z : mAZ 2 (45) 其中 A =59mm、 m =3；故 有 Z 121 ZZi  ；  ZZ ； Z ； Z。 取 111Z ； 282 Z。 上面根据初选的 A 及 m 计算出的 Z 可能不是整数，将其调整为整数后，看出中心距有了变化，这时应从 Z 及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 39，反推出 A=60mm。 (2)确定其他档位的齿数 二档传动比 的计算 c o s2)( 21 ZZmA n  (46) o s592c o s243  nmAZZ  (47) 1342  ZZi 2243  ZZ (3)齿轮变位系数的选择 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。 采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶 合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。 高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。 高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。 高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。 角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。 角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。 为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。 当齿数和多的齿轮副 采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。 由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。 对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。 对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触本科生毕业设计（论文） 10 强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。 为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。 对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。 但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。 其中，一档主动齿轮 10 的齿数 Z10，因此一档齿轮需要变位。 变位系数 1717 Z (48) 式中 Z 为要变位的齿轮齿数。 因为齿轮 1 的齿数为 11，所以会发生根切，所以需要变位。 变为系数为 )1117( 。 齿轮强度计算 齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较， 有所不同。 但 不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。 此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。 如汽车变速器齿轮用低碳合 金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。 因此，比用于计算通用齿轮强 度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。 在这里所选择的齿轮材料为 45。 1） 直齿轮弯曲应力 W b tyKKF fW  1 (49) 式中 ： W 弯曲应力（ MPa）； 1F 一档齿轮 1 的圆周力（ N） d 节圆直径。 （ mm） K 应力集中系数，可近似取 ； fK 摩擦力影响系数，主动齿轮取 ，从动齿轮取 ； b 齿宽（ mm），取 24mm t 端面齿距（ mm）；  mt  y齿 形系数，如齿形系数图 本科生毕业设计（论文） 11 图 齿形系数图 当处于一档时 ,故由 11 2 dTgF  (410) 2 6 7 5 0 01 0 0 0 71m a x  iTT eg Nm (411) 3311311  mzd mm (412) 6 2 1 2332 6 7 5 0 022 11  dTgF N (413) w Mpa (414) 6 2 1 22 w MPa (415) 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩 maxeT 时，一档直齿轮的弯曲应力在 400~850MPa 之间。 2) 斜齿轮弯曲应力  btyKKFw 1 (416) 式中 K 为重合度影响系数，取 ；其他参数均与直齿轮注释相同，   选择齿形系数 y 时，按当量模数 3coszzn  在齿形系数表中查得，本科生毕业设计（论文） 12 zbFEb y= 二档齿轮圆周力： 1 0 7 0 0 034m a x  ZZTT eg Nm (417) o o s3  zmd n mm (418) 0 3 0 7 0 0 022 33  dTF g N (419) 9 0 3 53 w Mpa (420) w Mpa 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在 180~350MPa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。 2） 齿轮接触应力 j (421) 式中 j 齿轮的接触应力（ MPa）； F 齿面上的法向力（ N），   coscos1FF  ； 1F 圆周力在（ N）， dTF g21  ； 节点处的压力角（ 20176。 ）；  齿轮螺旋角（176。 ）； E齿轮材料的弹性模量（ MPa）， 材 料为 45 可取 3190 10E M Pa ； b齿轮 接 触 的实 际 宽度 （ mm） ； 直齿 轮 b=20mm、斜齿轮b= z b 主、从动齿轮节点处的曲率半径（ mm）； 直齿轮：  sinzz r (422)  sinbb r (423) 斜齿轮：  2c o s)s in( zz r (424)  2c o s)sin( zb r (425) 其中 ， zr br 分别为主从动齿轮节圆半径（ mm）。 将作用在变速器第一轴上的载荷 maxeT 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力 j 见下表： 本科生毕业设计（论文） 13 表 44 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 j /MPa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 1900~2020 950~1000 常啮合齿轮和高档 1300~1400 650~700 通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下： 一档： 二档： 对照上表 44 可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。 确定轴的尺寸 变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。 在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。 而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公 式初步选定： 第一轴： )~(  AAd mm 第二轴： 0 33 m a x  eTd mm d 与 l 关系 ： 一轴： ~ ld 二轴： ~ ld 所以，一轴  dl mm 二轴  dl mm 轴的校核是评定变速器是否满足所 要求的强度、刚度等条件，是否满足使用要求，是设计过程中的重要步骤，主要是为了对设计的数据校核，达到设计的要求。 变速器齿轮在轴上的位置如图 43 所示 ： 本科生毕业设计（论文） 14 图 轴受力简图 轴在垂直面内挠度为 cf ，在水平面为 sf ，转角为  ，则 EILbaFf c 3221 ； EILbaFf s 3222 ； E ILababF 3)(1  ； 1F ～为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力。 2F ～为齿轮齿宽在中间面上的径向力。 E ～为弹性模量， E。