電動(dòng)汽車參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算目錄TOC\o"1-2"\h\u4640電動(dòng)汽車參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算 131142一.主要設(shè)計(jì)參數(shù) 226118二.驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率匹配 246752.1最高車速計(jì)算功率 3273622.2.爬坡能力計(jì)算功率 3228432.3.加速度計(jì)算功率 411878三.電機(jī)選擇 619928初步設(shè)計(jì)電機(jī)基本參數(shù) 732340四.傳動(dòng)比確定 768684.1.一檔傳動(dòng)比下限 7276884.2.一檔傳動(dòng)比上限 7127094.3.二檔傳動(dòng)比下限 8273824.4.二檔傳動(dòng)比上限 8161534.5行星輪設(shè)計(jì) 910780五.齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 11152925.1.確定中心距 11133335.2.確定齒輪類型和材料 1150685.3.齒輪模數(shù)的確定 12268925.4.齒輪壓力角α和螺旋角β 12245935.4.齒輪齒數(shù)計(jì)算 13232725.5.齒輪變位系數(shù) 13159055.6.齒輪幾何系數(shù)計(jì)算 13324915.7.強(qiáng)度校核 142332六.軸的設(shè)計(jì) 16109686.3.校驗(yàn) 1810251七.同步器設(shè)計(jì)與計(jì)算 26172007.1.同步器選型 26193807.2.錐孔直徑及傾斜角，錐面平均半徑和工作長度的確定 28117107.3.鎖止角和同步錐齒端倒角的確定 29144807.4.錐孔油刮螺紋及轉(zhuǎn)向泄油槽的確定 30230977.5.同步器后備行程和壽命指標(biāo) 30286917.6.同步環(huán)圓周移動(dòng)量 31149667.7.接合套軸向超越力 325497.8.換擋行程與接合套寬度 3257647.8.防自動(dòng)脫檔設(shè)計(jì) 32141677.9.同步器材料選擇 3267777.10.參數(shù)校核 33一.主要設(shè)計(jì)參數(shù)表1主要設(shè)計(jì)參數(shù)整備質(zhì)量1770kg滿載質(zhì)量3390kg滾動(dòng)阻力系數(shù)0.012空氣阻力系數(shù)0.8迎風(fēng)面積2.8m2輪胎動(dòng)態(tài)滾動(dòng)半徑0.318m軸距2600mm主減速器速比5.375前后軸荷比1/2驅(qū)動(dòng)方式驅(qū)動(dòng)方式為后驅(qū)最高車速≥80km/h常用車速55km/h加速時(shí)間(0-50km/h)<12s（半載），<8s（空載）最大爬坡度<15%(滿載)續(xù)航里程120km（55km/h）二.驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率匹配以國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T28382-2012為標(biāo)準(zhǔn)，對電動(dòng)貨車的性能做一個(gè)初步確定。驅(qū)動(dòng)電機(jī)的功率分為額定功率和峰值功率。額定功率是驅(qū)動(dòng)電機(jī)在額定工況下進(jìn)行工作時(shí)的功率，可以長時(shí)間在該工況下進(jìn)行運(yùn)作。而峰值功率則是電機(jī)在短時(shí)間內(nèi)可以達(dá)到的最大功率，不能長時(shí)間運(yùn)作，否則會(huì)因?yàn)檫^載而導(dǎo)致電機(jī)損耗增加，減少電機(jī)壽命。2.1最高車速計(jì)算功率驅(qū)動(dòng)電機(jī)的功率首先應(yīng)該要滿足純電動(dòng)汽車可以在最高的車速下行駛，那么我們由式(3-1)進(jìn)行計(jì)算。（3-1）式中：=最高車速所需功率,kw；=滿載質(zhì)量,kg；f=滾動(dòng)阻力系數(shù)；=風(fēng)阻系數(shù)；A=迎風(fēng)面積,；=最高車速,km/h；=傳動(dòng)效率，這里選0.9；g=重力加速度，9.81；代入汽車參數(shù)計(jì)算得24.88kw2.2.爬坡能力計(jì)算功率接下來對爬坡能力進(jìn)行計(jì)算(3-2)=最高車速所需功率,kw；=滿載質(zhì)量,kg；f=滾動(dòng)阻力系數(shù)；=風(fēng)阻系數(shù)；A=迎風(fēng)面積,㎡；=最大爬坡度對應(yīng)角度=最大爬坡度穩(wěn)定行駛速度,10km/h；=傳動(dòng)效率；=爬坡度對應(yīng)的角度；計(jì)算得≥28.67w。2.3.加速度計(jì)算功率根據(jù)設(shè)計(jì)要求，電動(dòng)貨車設(shè)計(jì)分為兩種加速情況。第一種為半載時(shí)0~50km/h加速時(shí)間小于12s，第二種為空載時(shí)0~50km/h加速時(shí)間小于8s。電動(dòng)汽車在加速的時(shí)候驅(qū)動(dòng)電機(jī)工作在恒功率階段，當(dāng)峰值滿足最高需求時(shí)，這個(gè)電機(jī)的功率就能滿足需求。（3-3）式中：=驅(qū)動(dòng)電機(jī)基速對應(yīng)的車速=加速末端車速=空氣密度，取值1.2258(3-4)(3-5)式中：；m=總質(zhì)量,kg；=風(fēng)阻系數(shù)；A=迎風(fēng)面積,；=傳動(dòng)效率；f=滾動(dòng)阻力系數(shù)；，s；=旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，這里取1.4半載時(shí)計(jì)算得36.54kw空載時(shí)計(jì)算得30.93kw綜合上述計(jì)算，可知電動(dòng)機(jī)的額定功率由最高車速?zèng)Q定，即電動(dòng)機(jī)額定功率（3-5）所以=37kw電動(dòng)汽車驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定功率的設(shè)計(jì)方法是有電機(jī)額定功率和峰值功率之間的關(guān)系確定。（3-6）式中：=電機(jī)的峰值功率，kw；=電機(jī)的額定功率，kw；=電機(jī)過載系數(shù)一般在2~3之間取值，這里綜合各種因素考慮取3。計(jì)算得=13kw所以驅(qū)動(dòng)電機(jī)的峰值功率選擇37kw，額定功率選擇13kw。三.電機(jī)選擇驅(qū)動(dòng)電機(jī)可以根據(jù)轉(zhuǎn)速分為:低速電機(jī)（電機(jī)轉(zhuǎn)速≤6000rpm)、中速電機(jī)(6000rpm<電機(jī)轉(zhuǎn)速≤10000rpm)和高速電機(jī)(10000rpm<電機(jī)轉(zhuǎn)速<15000rpm)。高速電機(jī)的應(yīng)用可以提高電動(dòng)汽車的最高行駛車速,然而高速電機(jī)對汽車傳動(dòng)系統(tǒng)齒輪和軸承等部件的抗沖擊和抗疲勞能力都有更高的要求，因此需要高速電機(jī)在生產(chǎn)制造過程中具有更好的生產(chǎn)工藝性。為了降低電動(dòng)汽車的生產(chǎn)成本，選用最高轉(zhuǎn)速為6000rpm的低速電機(jī)。根據(jù)電機(jī)恒功率擴(kuò)大系數(shù)β來確定電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速。（3-7）式中：=驅(qū)動(dòng)電機(jī)的峰值轉(zhuǎn)速(6000rpm);=驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速（rpm)。電機(jī)恒功率擴(kuò)大系數(shù)β的取值一般為2-4，在相同電機(jī)峰值功率和峰值轉(zhuǎn)速的情況下，隨著β的增大，驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速減小，電機(jī)的低速區(qū)轉(zhuǎn)矩會(huì)變大，汽車會(huì)獲得更好的爬坡和加速性能，但是隨著β的增大，逆變器的功率損耗和尺寸也將增大。這里β值選取2.5。計(jì)算得出驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速ne=2400rpm。根據(jù)驅(qū)動(dòng)電機(jī)的峰值功率和額定轉(zhuǎn)速兩個(gè)參數(shù)可以計(jì)算出驅(qū)動(dòng)電機(jī)的最大輸出扭矩（3-8）計(jì)算得=148N·m初步設(shè)計(jì)電機(jī)基本參數(shù)參數(shù)數(shù)值額定功率13kw峰值功率37kw額定轉(zhuǎn)速2400r/min最大轉(zhuǎn)速6000r/min最大扭矩148N·m四.傳動(dòng)比確定本文設(shè)計(jì)的電動(dòng)貨車采用的是兩檔AMT，并且是電機(jī)驅(qū)動(dòng)。所以設(shè)置兩個(gè)檔位，一個(gè)高速擋，一個(gè)低速擋。不設(shè)計(jì)倒擋，因?yàn)榈管嚨臅r(shí)候只要控制電機(jī)反轉(zhuǎn)即可。兩檔變速器的檔位設(shè)計(jì)應(yīng)該滿足以下的原則:一檔應(yīng)該能夠滿足汽車爬坡的要求，二擋的傳動(dòng)比應(yīng)該滿足汽車最高車速的要求。同時(shí)，兩個(gè)檔位應(yīng)該兼顧電機(jī)的工作效率等情況，進(jìn)行綜合考慮。4.1.一檔傳動(dòng)比下限(4-1)式中：=主減速器速比=一檔傳動(dòng)比R=車輪半徑=電機(jī)最大轉(zhuǎn)矩代入汽車參數(shù)計(jì)算得到0.7634.2.一檔傳動(dòng)比上限(4-2)代入汽車參數(shù)計(jì)算得到11.9864.3.二檔傳動(dòng)比下限二擋傳動(dòng)比的下限與最高車速行駛時(shí)所受到的阻力有關(guān)，通過式（3-9）計(jì)算得(4-3)式中：=二擋傳動(dòng)比代入數(shù)據(jù)計(jì)算得到0.4304.4.二檔傳動(dòng)比上限二擋傳動(dòng)比的上限主要取決于最高車速，通過式（3-10）計(jì)算可得(4-4)代入數(shù)據(jù)計(jì)算得到28.273在汽車進(jìn)行爬坡或起步加速時(shí)候，電機(jī)處于最大轉(zhuǎn)矩下，驅(qū)動(dòng)輪的驅(qū)動(dòng)力還需要滿足以下附著情況(4-5)式中：路面附著系數(shù)代入數(shù)據(jù)計(jì)算得到5.134為了讓傳動(dòng)比分配合理，使得換擋平順和操作穩(wěn)定，動(dòng)力不產(chǎn)生中斷，兩個(gè)檔位傳動(dòng)比應(yīng)該還滿足以下要求（4-6）化簡得(4-7)代入汽車各參數(shù)得2.5，且因?yàn)橹鳒p速器的速比為5.375，再綜合電動(dòng)貨車的其他參數(shù)考慮，這里我們選取4.5行星輪設(shè)計(jì)此類設(shè)計(jì)方案的傳動(dòng)比設(shè)計(jì)是根據(jù)傳統(tǒng)的齒輪組設(shè)計(jì)的，即一個(gè)檔位就是一對齒輪組，但本文設(shè)計(jì)的變速器是行星齒輪結(jié)構(gòu)為傳動(dòng)部分，其結(jié)構(gòu)與齒輪組大不相同，若仍然按照傳統(tǒng)的傳動(dòng)比方法進(jìn)行選擇，就必然會(huì)出現(xiàn)錯(cuò)誤，所以以上所算的數(shù)據(jù)只能作為一個(gè)參考值進(jìn)行適當(dāng)?shù)谋容^，行星齒輪排的各傳動(dòng)比選擇還應(yīng)按照其行星排的設(shè)計(jì)進(jìn)行選擇，并參考上訴所算傳動(dòng)比進(jìn)行修正，直至傳動(dòng)比選擇合理為止。根據(jù)本文的設(shè)計(jì)是行星齒輪兩檔自動(dòng)變速器，行星排機(jī)構(gòu)為單排行星輪，即:當(dāng)行星排機(jī)構(gòu)的行星架固定時(shí)，齒圈與二檔輸入齒輪連接時(shí)，此時(shí)為Ⅱ檔（高速檔)，汽車高速行駛;當(dāng)行星排機(jī)構(gòu)的齒圈通過同步器與箱體固定連接時(shí)，此時(shí)為一檔，為了輸出高轉(zhuǎn)矩;所以，由此看出，行星齒輪兩檔自動(dòng)變速器的高速檔的傳動(dòng)比必然是1.0，而由行星排的設(shè)計(jì)可知，它的減速檔（低速檔)的傳動(dòng)比必然要大于2的，若選擇上述傳統(tǒng)的傳動(dòng)比比值2，肯定不能滿足減速要求，參考技術(shù)資料選定低速檔傳動(dòng)比為2.6。雖說變速器還應(yīng)該有倒檔傳動(dòng)比,但此類變速器的倒檔傳動(dòng)比是因?yàn)槠淦嚨膭?dòng)力源是發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)沒有反轉(zhuǎn)的工作特性，而電機(jī)是可以利用其電機(jī)的反轉(zhuǎn)工作特性實(shí)現(xiàn)倒車行駛，所以并不用另外為倒檔設(shè)計(jì)一個(gè)傳動(dòng)比，只要在檔位是低速檔時(shí)，讓電機(jī)反轉(zhuǎn)即可。這類變速箱是針對電動(dòng)車設(shè)計(jì)的，并參考行星齒輪結(jié)構(gòu)的原理，重新選定初步傳動(dòng)比數(shù)據(jù)。4.5.1.2K—H單排行星輪系基本參數(shù) （1）減速比根據(jù)上述的傳動(dòng)比計(jì)算，并參考行星排的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)原理，確定了行星排結(jié)構(gòu)的傳動(dòng)比數(shù)據(jù)，由此可知，2K—H單排行星輪的減速比為2.6，此時(shí)為太陽輪輸入，行星架輸出，齒圈固定。K值在單排行星輪機(jī)構(gòu)中，選擇適當(dāng)?shù)姆桨競鲃?dòng)才能更好的設(shè)計(jì)。一檔選擇太陽輪輸入，齒圈固定，行星架輸出，二擋選擇太陽輪輸入，行星架固定，齒圈輸出且不改變轉(zhuǎn)向的情況下才可以滿足要求，減速比為:1+K。由于減速比為:1+K，且一檔（低速檔）的傳動(dòng)比為:2.6，故K=1.6。齒數(shù)對于行星輪系的設(shè)計(jì)步驟與傳統(tǒng)的齒輪組設(shè)計(jì)不敬相同,但要求在滿足強(qiáng)度準(zhǔn)則的情況下，盡可能的保證徑向尺寸比較小。根據(jù)行星輪系的傳動(dòng)比條件與同心條件計(jì)算行星輪系的各齒數(shù)的初步齒數(shù),并由齒輪的最小直徑初步估算齒輪的模數(shù)。通過反復(fù)的計(jì)算與校核，且保證齒輪好加工，使行星輪的齒數(shù)盡量大于齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)17，故本文設(shè)計(jì)取模數(shù)為:1.5;齒圈齒數(shù)為:94;太陽輪齒數(shù)為:58;行星輪齒數(shù)為:18,行星輪個(gè)數(shù)為:4。齒輪參數(shù)總和:模數(shù)齒數(shù)壓力角齒頂高系數(shù)頂隙系數(shù)齒圈1.59420°10.25太陽輪1.5582o°10.25行星輪1.51820°10.25五.齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算5.1.確定中心距本文設(shè)計(jì)的是采用同步器的兩檔AMT，設(shè)計(jì)不包含中心軸。這時(shí)首先確定輸入軸和輸出軸之間的中心距A。中心距一定程度決定了變速箱的尺寸質(zhì)量和體積，不同的中心距有不同的優(yōu)缺點(diǎn)。當(dāng)中心距較小時(shí)，它的優(yōu)點(diǎn)是變速箱的尺寸質(zhì)量和體積都會(huì)相應(yīng)的變小，但是這時(shí)候接觸強(qiáng)度會(huì)上升，接觸強(qiáng)度的上升就導(dǎo)致變速箱的齒輪壽命變短。反之中心距過大變速箱質(zhì)量體積則會(huì)上升，但是壽命會(huì)更長。為了兼顧這兩點(diǎn)，中心距的選擇就變得尤為重要，這里主要通過以下公式來確定中心距A的數(shù)值（5-1）式中：=中心距參數(shù)，商用車一般取8.9~9.6;=一檔傳動(dòng)比;=一檔傳動(dòng)效率，這里取0.9;代入數(shù)據(jù)=57~62考慮到兩個(gè)同步器的問題，這里將中心距A選為90mm。5.2.確定齒輪類型和材料變速箱齒輪一般有斜齒輪和直齒輪兩種。斜齒圓柱齒輪擁有噪音低，壽命較長，工作時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)等優(yōu)點(diǎn)，雖然它會(huì)在工作時(shí)產(chǎn)生軸向力且加工比較繁瑣。而直齒圓柱齒輪則應(yīng)用較少，在多檔位自動(dòng)變速器中一般應(yīng)用在倒擋或者一檔，本設(shè)計(jì)一檔二擋齒輪皆選擇斜齒輪。本設(shè)計(jì)齒輪材料選用常用的20CrMnTi，現(xiàn)代汽車的齒輪大都采用滲碳合金鋼為材料，這樣可以使得齒輪在擁有高硬度表面的同時(shí)齒心還具有高韌性，從而提高了齒輪的接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度等。5.3.齒輪模數(shù)的確定一個(gè)齒輪的模數(shù)是決定齒輪齒大小的一個(gè)基本參數(shù)，目的是用來標(biāo)準(zhǔn)化刀具，從而減少成本的。同時(shí)，齒輪模數(shù)是由齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度決定的。齒輪模數(shù)的減少會(huì)導(dǎo)致齒輪齒寬的增大，這卻使得變速器的噪音降低，質(zhì)量增大。因此，一個(gè)合理的齒輪模數(shù)在變速器的設(shè)計(jì)時(shí)是十分重要的。根據(jù)GB1357-48的國家標(biāo)準(zhǔn)，優(yōu)先選用第一系列模數(shù)。第一系列0.10.120.150.20.250.30.40.50.60.80.11.251.522.5345681012162025324050第二系列0.350.70.91.752.252.753.253.53.754.55.56.5791114182228303645本設(shè)計(jì)選用模數(shù)2.55.4.齒輪壓力角α和螺旋角β壓力角的增大，會(huì)使得齒輪傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度增加，但是也會(huì)使得噪音變大，且不利于動(dòng)載荷。我國對于一般用途的齒輪傳動(dòng)規(guī)定了統(tǒng)一的壓力角為20°，而航空用的則為25°，這里我們統(tǒng)一使用20°來進(jìn)行計(jì)算。螺旋角會(huì)影響齒輪的強(qiáng)度和壽命。增大螺旋角，會(huì)使得斜齒輪嚙合的重合度上升，使之傳動(dòng)平穩(wěn)、振動(dòng)小、噪音低，但是由于斜齒輪存在軸向力，螺旋角的增大會(huì)導(dǎo)致軸向力相應(yīng)增大，因此，為了不讓軸承受過大的軸向力，一般會(huì)對螺旋角進(jìn)行限制。查閱資料后我們可以得到一般對于兩軸式變速器來說，螺旋角選取范圍為20~25°。本設(shè)計(jì)選取螺旋角為20°來進(jìn)行計(jì)算。5.4.齒輪齒數(shù)計(jì)算確定了變速器傳動(dòng)比，中心距，齒輪模數(shù)，螺旋角，壓力角，這時(shí)就有足夠的條件分配齒輪齒數(shù)?？梢愿鶕?jù)以下公式（5-2）將數(shù)據(jù)代入=67.6578取為68，所以=46,=22。修正螺旋角得=19.188°同理計(jì)算得二擋齒輪=34,=33，=21.4536°5.5.齒輪變位系數(shù)目前汽車上的變速器一般都是采用變位齒輪。本文參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》，采用線圖法來進(jìn)行變位系數(shù)的選擇，對于斜圓柱齒輪，變位系數(shù)x一般直接采用當(dāng)量齒數(shù)公式(5-3）來計(jì)算。（5-3）代入得=0.24,=0.18,=0.21,=0.22。5.6.齒輪幾何系數(shù)計(jì)算（5-4）（5-5）（5-6）（5-7）（5-8）（5-9）（5-10）（5-11）（5-12）齒輪數(shù)據(jù)匯總表齒數(shù)（z）法向模數(shù)（）端面模數(shù)（）法向壓力角）（）端面壓力角（）螺旋角（）分度圓直徑（d）一檔22（主動(dòng)）46（從動(dòng)）2.52.64712020.836719.18858.2362121.7666二擋34（主動(dòng)）33（從動(dòng)）2.52.68662021.453621.47891.344488.6578基圓直徑（）齒頂高（）齒根高（）齒頂圓直徑（）齒根圓直徑（）齒寬（）變位系數(shù)（）一檔54.3406113.62113.1052.9202.3652.43264.4462127.606653.5062116.9026200.240.18二擋85.068882.56683.1233.0312.4032.43297.590494.719886.538483.7938200.210.225.7.強(qiáng)度校核接下來我們按照齒根彎曲疲勞強(qiáng)度來進(jìn)行校核，斜齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度條件為:（5-12）式中：將數(shù)據(jù)代入得一般微型貨車的許用應(yīng)力在可以看出一檔齒輪符合需求，同理將二擋齒輪數(shù)據(jù)代入得可以看出二擋齒輪也符合需求，接下來對齒輪進(jìn)行齒面接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)。（5-17）式中：一般變速器齒輪需用接觸應(yīng)力在，將數(shù)據(jù)代入公式得：一檔齒輪符合要求，接下來對二擋齒輪進(jìn)行計(jì)算：二擋齒輪符合要求，最后得到的齒輪如下圖所示：六.軸的設(shè)計(jì)在變速器工作的時(shí)候，由于齒輪上各個(gè)力的作用，軸一般要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。因此，在設(shè)計(jì)計(jì)算的時(shí)候，我們要確保軸具有足夠的剛度和強(qiáng)度。在設(shè)計(jì)的時(shí)候，我們可以通過扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件來計(jì)算軸的直徑，再進(jìn)行校驗(yàn)。6.1.軸的選材由于所設(shè)計(jì)的軸是變速箱軸，需要承載扭矩的作用，而我們所用的斜齒輪則會(huì)導(dǎo)致部分的軸向力。因此，我們所設(shè)計(jì)的軸需要有良好的扭矩傳遞能力、良好的軸向力抵抗能力。因此我們選用45鋼作為軸的材料。許用剪切應(yīng)力在25~45MPa之間，對應(yīng)在126~103之間。6.2.初選最小軸徑（6-1）式中：對上式進(jìn)行變換可以得到，對于實(shí)心軸（6-2）（6-3）對于空心軸（6-4）式中經(jīng)過查表計(jì)算得到110，=35.88MPa代入數(shù)據(jù)得結(jié)合其他因素（花鍵余量等）我們初步選定6.3.校驗(yàn)首先我們確定齒輪的受力情況，受力根據(jù)以下公式計(jì)算（6-5）（6-6）（6-7）（6-8）式中：6.3.1剛度校驗(yàn)一檔時(shí)，將數(shù)據(jù)代入上述公式得：一檔軸為實(shí)心軸，工作時(shí)我們可以將其看做簡支梁。若軸在垂直面內(nèi)存在撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為fs，轉(zhuǎn)角為δ則可以用下式進(jìn)行計(jì)算:（6-9）（6-10）（6-11）式中：將輸入軸數(shù)據(jù)代入得因此輸入軸的剛度滿足要求，再將輸出軸數(shù)據(jù)代入得因此輸出軸的剛度滿足要求對于二擋，同理得出受力：對于空心軸而言，其剛度的校核主要是空心軸在扭轉(zhuǎn)的情況下，其轉(zhuǎn)角是否符合要求。對于變速器的而言，其上的空心軸的許可轉(zhuǎn)角為[θ]=1.0°/m。空心軸的內(nèi)外徑取實(shí)際軸徑的平均值，則空心軸的內(nèi)外徑為:d=32mm,D=40mm。（6-12）式中：由于空心軸的中部布置了兩個(gè)圓錐滾子軸承，軸上的徑向力和軸向力可以相互抵消，力的大小可以忽略不計(jì),因此空心軸上各截面的扭矩可以認(rèn)為與齒輪端的扭矩相同,為M=270N·m。則空心軸的轉(zhuǎn)角為:（6-13）代入數(shù)據(jù)得：因此空心軸也符合要求，對于輸出軸和一檔輸出軸同理，代入數(shù)據(jù)得：因此輸出軸的剛度滿足要求6.3.2.強(qiáng)度校核強(qiáng)度校核是機(jī)械設(shè)計(jì)中尤為重要的一個(gè)環(huán)節(jié)，如果機(jī)械零部件的強(qiáng)度達(dá)不到我們所需要的要求，可能在工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生零件斷裂，對產(chǎn)品造成巨大的傷害，造成嚴(yán)重的經(jīng)濟(jì)損失。因此，我們需要對變速器的軸進(jìn)行強(qiáng)度的校驗(yàn)。在變速器軸的強(qiáng)度校驗(yàn)中，我們首先求取支點(diǎn)的水平和垂直支反力，接著計(jì)算軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩作用下的應(yīng)力。應(yīng)力公式如下:（6-14）式中：其中，工作時(shí)[σ]≤400MPa，對于輸出軸而言，由于一檔工作時(shí)扭矩較大，因此只需要校核一檔工作時(shí)的強(qiáng)度就可以了。對于一檔實(shí)心輸入軸，其受力：做出受力分析圖，列出等式：（6-15）（6-16）式中：代入數(shù)據(jù)得：（6-17）（6-16）式中：代入數(shù)據(jù)得：將一檔輸入軸代入下式（6-19）求得合成彎矩得（6-20）所以一檔實(shí)心輸入軸符合要求對于二檔空心輸入軸校核，空心軸的扭矩可以認(rèn)為與齒輪段的扭矩相同，均為M=256.284N·m，而由上文可以得到我們空心軸的軸徑。同時(shí)，空心軸的抗扭截面系數(shù)公式如下:（6-21）代入數(shù)據(jù)得因此二擋空心軸符合要求接下來對輸出軸進(jìn)行校核做出受力分析圖，列出等式：式中：代入數(shù)據(jù)得：式中：代入數(shù)據(jù)得：將一檔輸入軸代入下式求得合成彎矩得所以輸出軸符合要求同步器設(shè)計(jì)與計(jì)算7.1.同步器選型此次設(shè)計(jì)采用的是鎖環(huán)式同步器，也叫做滑塊式同步器，主要由同步環(huán)、結(jié)合套、齒轂、滑塊、定位銷、彈簧、結(jié)合齒圈組成，同步器的各個(gè)零件需要進(jìn)行自身的功能尺寸，同時(shí)，零件之間在安裝的時(shí)候還有配合尺寸。結(jié)合套的外徑、花鍵孔大徑、花鍵參數(shù)、寬度;同步環(huán)的零件尺寸還有相應(yīng)參數(shù)有同步環(huán)錐孔大端直徑、半錐角、錐面長度、摩擦系數(shù)、鎖止角、結(jié)合齒分度圓半徑、齒端倒角、棱線角、同步環(huán)凹槽寬度、刮油螺紋和卸油槽參數(shù);滑塊寬度;配合尺寸有滑塊在同步環(huán)凹槽中的圓周間隙、后備行程、接近尺寸、滑塊端隙等。設(shè)計(jì)初期，綜合同步器的壽命及結(jié)合性能對同步器參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì),獲得短的同步器結(jié)合時(shí)間、好的平順性、長的使用壽命。圖7.1為鎖環(huán)式同步器的安裝內(nèi)部截面視圖，其中主要零件如圖中所示：圖7.11、同步器接合套2、同步環(huán)3、同步環(huán)4、花鍵轂5、同步器彈簧6-7、同步器滑塊塊同步器推塊穿過彈簧鑲嵌在固定齒座中（每套同步器中有三組），同步器推塊頭部卡在滑動(dòng)齒套的環(huán)形槽內(nèi)，駕駛員換檔時(shí)撥動(dòng)滑動(dòng)齒套軸向運(yùn)動(dòng)，首先要克服同步器推塊和槽的阻力，然后克服在行進(jìn)過程中同步器推塊通過彈簧施以的頂力，帶動(dòng)同步環(huán)和同步錐環(huán)摩擦同步，以達(dá)到換檔柔和、清晰的效果。避免了猛掛上檔的齒面磕碰的噪音。下圖為同步器的整個(gè)換檔過程圖7.2該同步器利用制作在嚙合齒端面上的倒角斜面，在沒有達(dá)到同步以前，對嚙合件施加慣性鎖止作用，以防止不同步嚙合。根據(jù)中心距A=60mm，則接合套外徑確定為70mm，換擋叉槽深確定為4mm，花鍵孔壁厚確定為3mm，花鍵孔大徑尺寸小于10mm。為了使3個(gè)滑塊均勻分布,花鍵齒數(shù)應(yīng)為3的整倍數(shù)。為使同步后能夠很快進(jìn)入嚙合,花鍵模數(shù)要小些,令m=2,結(jié)合GB3478.1-83標(biāo)準(zhǔn)可得：模數(shù)m齒數(shù)壓力角分度圓直徑D基本齒槽寬E22720°16mm4.306實(shí)際齒槽寬最大值實(shí)際齒槽寬最小值4.3884.2847.2.錐孔直徑及傾斜角，錐面平均半徑和工作長度的確定同步環(huán)錐孔大端直徑Dc根據(jù)花鍵齒分度圓直徑D來確定,對于輕型貨車,二者之差為12-15mm,如果孔徑太小,同步器容量小,孔徑太大,環(huán)的壁厚太薄,強(qiáng)度不足。鎖環(huán)預(yù)選中等差13.5，Dc=41.5.同步環(huán)錐面半錐角α越小，換擋時(shí)候的同步力矩越大。為增加同步環(huán)容量，α應(yīng)該取得盡量小，但是α過小會(huì)產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，根據(jù)以下公式計(jì)算α：（7-1）將f代入得α＞6.3°，考慮到f在使用中會(huì)有所降低，這里選擇α=7°作為同步環(huán)的內(nèi)錐角。確定了同步環(huán)的內(nèi)錐角，根據(jù)下述公式確定同步環(huán)的錐面工作長度。（7-2）式中：其中R與錐面的工作長度b之間沒有嚴(yán)格的比例關(guān)系,有些資料推薦一個(gè)經(jīng)驗(yàn)公式可作為參考:對于摩擦錐面平均半徑R和鎖止面平均半徑也就是花鍵分度圓半徑的比值,在鎖銷式同步器中一般為1.5,在鎖環(huán)式同步器中一般取0.75。其中R若為D的0.75*0.5倍,則R=54*0.75*0.5=20.25mm,根據(jù)齒輪箱中的空間布置情況,在空間允許的情況下盡可能的采用大的工作長度,以增加接觸面積,因此令b=0.4R=0.4X20.25=8.1mm,根據(jù)同步鎖環(huán)幾何尺寸間的H角關(guān)系進(jìn)行計(jì)算有與結(jié)合套花鍵結(jié)合齒的分度圓直徑54mm的差值為13.631mm,與前述的預(yù)選結(jié)果相差不大,可以作為設(shè)計(jì)結(jié)果。7.3.鎖止角和同步錐齒端倒角的確定為了防止非同步嚙合，應(yīng)該滿足以下公式：（7-3）式中：代入數(shù)據(jù)得β的取值越小，換擋機(jī)構(gòu)的撥動(dòng)越快速。β在可取值的范圍內(nèi)取得越小越好，但是β越小換擋沖擊越大。在通常的設(shè)計(jì)中并未對同步器的鎖止角進(jìn)行上限的設(shè)定,同步器的鎖止角越大,可能會(huì)導(dǎo)致?lián)Q擋力要增大,換擋二次沖擊的值也會(huì)增大。同步環(huán)的鎖止角下限制受錐面間的摩擦系數(shù)影響很大,同時(shí)也收到鎖止面間的摩擦系數(shù)的影響,為了防止鎖止角過大,鎖止面受到鎖止面間的摩擦系數(shù)的影響會(huì)發(fā)生自鎖,導(dǎo)致同步后結(jié)合套無法提供足夠的切向力來克服自身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,與鎖環(huán)鎖止面發(fā)生阻止偏離。因此為了防止鎖止面發(fā)生自鎖還要滿足下關(guān)系式：（7-4）將數(shù)據(jù)代入得β＜166.5°，綜合各種因素選擇β=125°對于齒端倒角，結(jié)合套齒端鎖止角保選擇方法一般為;如果同步鎖環(huán)的材料為銅時(shí),為了使鎖止面完全接觸降低齒端磨損,令βs=β;而同步環(huán)的材料為鋼時(shí),為了使結(jié)合套與結(jié)合齒圈的結(jié)合時(shí)間降低,令βs<β。本例中為了延長同步環(huán)的壽命,使β=β。對于結(jié)合齒圈上的齒端倒角化取值為100°,不應(yīng)過小,雖然可以加快結(jié)合套嚙合,但是容易使結(jié)合齒之間的接觸面積減小,增大壓強(qiáng),減小強(qiáng)度,還容易脫檔;雖然在絲杠螺母換擋機(jī)構(gòu)中,由于螺母的自鎖功能一般不會(huì)發(fā)生脫檔,但是從結(jié)合齒圈的壽命和結(jié)合齒的強(qiáng)度考慮,也不對齒端倒角的值取得過小。齒端棱線角可讓同步鎖環(huán)的?比結(jié)合套的?稍大,來避免同步鎖環(huán)鎖止面頂部局部接觸而加劇磨損，令?取7°,?s取8°。7.4.錐孔油刮螺紋及轉(zhuǎn)向泄油槽的確定同步鎖環(huán)需在錐孔設(shè)置刮油螺紋和軸向泄油槽，將錐面上的潤滑油增加錐面間的摩擦系數(shù),降低同步時(shí)間。螺紋槽一般采用左旋,由于常規(guī)的設(shè)計(jì)中同步器一端由高速換入低速、一邊由低速換入高速,因此旋向相同,本文采用的同步器由于受到電機(jī)的調(diào)速控制,所以在設(shè)計(jì)旋向的時(shí)候就需要重新考慮。刮油螺紋一般螺距為0.6-0.8mm,牙型角為50-60度,牙頂寬0.1-0.2mm。軸向泄油槽寬2-3mm,深0.8-1mm,間距30度。具體設(shè)計(jì)時(shí),牙頂取0.1mm,深度取0.4mm,牙型角為60°,計(jì)算得螺距0.66mm。7.5.同步器后備行程和壽命指標(biāo)我國標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定合格的變速器擋位換擋次數(shù)應(yīng)不少于100000次。在常用的汽車手冊中并未給出壽命和后備行程的關(guān)系式,而是根據(jù)物理樣機(jī)進(jìn)行臺架試驗(yàn)。經(jīng)過參考相關(guān)論文,查找相關(guān)的磨損理論,以壽命為依據(jù),對同步器的后備行程進(jìn)行計(jì)算,作為設(shè)計(jì)初值。后備行程的磨損深度A,與錐面的法向磨損深度的關(guān)系如式2.9所示,其關(guān)系圖如圖2.9所示,從理論上講同步鎖環(huán)和結(jié)合齒圈的錐面都有所損傷,但是一般認(rèn)為較軟的材料磨損更嚴(yán)重。因此在設(shè)計(jì)初期只認(rèn)為同步環(huán)有所磨損,磨損的剩余量為20%。其后備行程計(jì)算公式：（7-5）式中：其中為Af的計(jì)算公式為（7-6）預(yù)留20%后備行程，將數(shù)據(jù)代入計(jì)算得?h=0.0012m。7.6.同步環(huán)圓周移動(dòng)量同步環(huán)圓周移動(dòng)量的值是通過滑塊在同步環(huán)的凹槽中的圓周間隙C來保證的。C由下式確定:（7-7）h設(shè)置為6mm，因此H=h+2C=8.