電動汽車參數設計計算目錄TOC\o"1-2"\h\u4640電動汽車參數設計計算 131142一.主要設計參數 226118二.驅動電機功率匹配 246752.1最高車速計算功率 3273622.2.爬坡能力計算功率 3228432.3.加速度計算功率 411878三.電機選擇 619928初步設計電機基本參數 732340四.傳動比確定 768684.1.一檔傳動比下限 7276884.2.一檔傳動比上限 7127094.3.二檔傳動比下限 8273824.4.二檔傳動比上限 8161534.5行星輪設計 910780五.齒輪的設計與計算 11152925.1.確定中心距 11133335.2.確定齒輪類型和材料 1150685.3.齒輪模數的確定 12268925.4.齒輪壓力角α和螺旋角β 12245935.4.齒輪齒數計算 13232725.5.齒輪變位系數 13159055.6.齒輪幾何系數計算 13324915.7.強度校核 142332六.軸的設計 16109686.3.校驗 1810251七.同步器設計與計算 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.錐孔油刮螺紋及轉向泄油槽的確定 30230977.5.同步器后備行程和壽命指標 30286917.6.同步環圓周移動量 31149667.7.接合套軸向超越力 325497.8.換擋行程與接合套寬度 3257647.8.防自動脫檔設計 32141677.9.同步器材料選擇 3267777.10.參數校核 33一.主要設計參數表1主要設計參數整備質量1770kg滿載質量3390kg滾動阻力系數0.012空氣阻力系數0.8迎風面積2.8m2輪胎動態滾動半徑0.318m軸距2600mm主減速器速比5.375前后軸荷比1/2驅動方式驅動方式為后驅最高車速≥80km/h常用車速55km/h加速時間(0-50km/h)<12s（半載），<8s（空載）最大爬坡度<15%(滿載)續航里程120km（55km/h）二.驅動電機功率匹配以國家標準GB/T28382-2012為標準，對電動貨車的性能做一個初步確定。驅動電機的功率分為額定功率和峰值功率。額定功率是驅動電機在額定工況下進行工作時的功率，可以長時間在該工況下進行運作。而峰值功率則是電機在短時間內可以達到的最大功率，不能長時間運作，否則會因為過載而導致電機損耗增加，減少電機壽命。2.1最高車速計算功率驅動電機的功率首先應該要滿足純電動汽車可以在最高的車速下行駛，那么我們由式(3-1)進行計算。（3-1）式中：=最高車速所需功率,kw；=滿載質量,kg；f=滾動阻力系數；=風阻系數；A=迎風面積,；=最高車速,km/h；=傳動效率，這里選0.9；g=重力加速度，9.81；代入汽車參數計算得24.88kw2.2.爬坡能力計算功率接下來對爬坡能力進行計算(3-2)=最高車速所需功率,kw；=滿載質量,kg；f=滾動阻力系數；=風阻系數；A=迎風面積,㎡；=最大爬坡度對應角度=最大爬坡度穩定行駛速度,10km/h；=傳動效率；=爬坡度對應的角度；計算得≥28.67w。2.3.加速度計算功率根據設計要求，電動貨車設計分為兩種加速情況。第一種為半載時0~50km/h加速時間小于12s，第二種為空載時0~50km/h加速時間小于8s。電動汽車在加速的時候驅動電機工作在恒功率階段，當峰值滿足最高需求時，這個電機的功率就能滿足需求。（3-3）式中：=驅動電機基速對應的車速=加速末端車速=空氣密度，取值1.2258(3-4)(3-5)式中：；m=總質量,kg；=風阻系數；A=迎風面積,；=傳動效率；f=滾動阻力系數；，s；=旋轉質量換算系數，這里取1.4半載時計算得36.54kw空載時計算得30.93kw綜合上述計算，可知電動機的額定功率由最高車速決定，即電動機額定功率（3-5）所以=37kw電動汽車驅動電機的額定功率的設計方法是有電機額定功率和峰值功率之間的關系確定。（3-6）式中：=電機的峰值功率，kw；=電機的額定功率，kw；=電機過載系數一般在2~3之間取值，這里綜合各種因素考慮取3。計算得=13kw所以驅動電機的峰值功率選擇37kw，額定功率選擇13kw。三.電機選擇驅動電機可以根據轉速分為:低速電機（電機轉速≤6000rpm)、中速電機(6000rpm<電機轉速≤10000rpm)和高速電機(10000rpm<電機轉速<15000rpm)。高速電機的應用可以提高電動汽車的最高行駛車速,然而高速電機對汽車傳動系統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，因此需要高速電機在生產制造過程中具有更好的生產工藝性。為了降低電動汽車的生產成本，選用最高轉速為6000rpm的低速電機。根據電機恒功率擴大系數β來確定電機的額定轉速。（3-7）式中：=驅動電機的峰值轉速(6000rpm);=驅動電機的額定轉速（rpm)。電機恒功率擴大系數β的取值一般為2-4，在相同電機峰值功率和峰值轉速的情況下，隨著β的增大，驅動電機的額定轉速減小，電機的低速區轉矩會變大，汽車會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。計算得出驅動電機的額定轉速ne=2400rpm。根據驅動電機的峰值功率和額定轉速兩個參數可以計算出驅動電機的最大輸出扭矩（3-8）計算得=148N·m初步設計電機基本參數參數數值額定功率13kw峰值功率37kw額定轉速2400r/min最大轉速6000r/min最大扭矩148N·m四.傳動比確定本文設計的電動貨車采用的是兩檔AMT，并且是電機驅動。所以設置兩個檔位，一個高速擋，一個低速擋。不設計倒擋，因為倒車的時候只要控制電機反轉即可。兩檔變速器的檔位設計應該滿足以下的原則:一檔應該能夠滿足汽車爬坡的要求，二擋的傳動比應該滿足汽車最高車速的要求。同時，兩個檔位應該兼顧電機的工作效率等情況，進行綜合考慮。4.1.一檔傳動比下限(4-1)式中：=主減速器速比=一檔傳動比R=車輪半徑=電機最大轉矩代入汽車參數計算得到0.7634.2.一檔傳動比上限(4-2)代入汽車參數計算得到11.9864.3.二檔傳動比下限二擋傳動比的下限與最高車速行駛時所受到的阻力有關，通過式（3-9）計算得(4-3)式中：=二擋傳動比代入數據計算得到0.4304.4.二檔傳動比上限二擋傳動比的上限主要取決于最高車速，通過式（3-10）計算可得(4-4)代入數據計算得到28.273在汽車進行爬坡或起步加速時候，電機處于最大轉矩下，驅動輪的驅動力還需要滿足以下附著情況(4-5)式中：路面附著系數代入數據計算得到5.134為了讓傳動比分配合理，使得換擋平順和操作穩定，動力不產生中斷，兩個檔位傳動比應該還滿足以下要求（4-6）化簡得(4-7)代入汽車各參數得2.5，且因為主減速器的速比為5.375，再綜合電動貨車的其他參數考慮，這里我們選取4.5行星輪設計此類設計方案的傳動比設計是根據傳統的齒輪組設計的，即一個檔位就是一對齒輪組，但本文設計的變速器是行星齒輪結構為傳動部分，其結構與齒輪組大不相同，若仍然按照傳統的傳動比方法進行選擇，就必然會出現錯誤，所以以上所算的數據只能作為一個參考值進行適當的比較，行星齒輪排的各傳動比選擇還應按照其行星排的設計進行選擇，并參考上訴所算傳動比進行修正，直至傳動比選擇合理為止。根據本文的設計是行星齒輪兩檔自動變速器，行星排機構為單排行星輪，即:當行星排機構的行星架固定時，齒圈與二檔輸入齒輪連接時，此時為Ⅱ檔（高速檔)，汽車高速行駛;當行星排機構的齒圈通過同步器與箱體固定連接時，此時為一檔，為了輸出高轉矩;所以，由此看出，行星齒輪兩檔自動變速器的高速檔的傳動比必然是1.0，而由行星排的設計可知，它的減速檔（低速檔)的傳動比必然要大于2的，若選擇上述傳統的傳動比比值2，肯定不能滿足減速要求，參考技術資料選定低速檔傳動比為2.6。雖說變速器還應該有倒檔傳動比,但此類變速器的倒檔傳動比是因為其汽車的動力源是發動機，發動機沒有反轉的工作特性，而電機是可以利用其電機的反轉工作特性實現倒車行駛，所以并不用另外為倒檔設計一個傳動比，只要在檔位是低速檔時，讓電機反轉即可。這類變速箱是針對電動車設計的，并參考行星齒輪結構的原理，重新選定初步傳動比數據。4.5.1.2K—H單排行星輪系基本參數 （1）減速比根據上述的傳動比計算，并參考行星排的結構設計原理，確定了行星排結構的傳動比數據，由此可知，2K—H單排行星輪的減速比為2.6，此時為太陽輪輸入，行星架輸出，齒圈固定。K值在單排行星輪機構中，選擇適當的方案傳動才能更好的設計。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）的傳動比為:2.6，故K=1.6。齒數對于行星輪系的設計步驟與傳統的齒輪組設計不敬相同,但要求在滿足強度準則的情況下，盡可能的保證徑向尺寸比較小。根據行星輪系的傳動比條件與同心條件計算行星輪系的各齒數的初步齒數,并由齒輪的最小直徑初步估算齒輪的模數。通過反復的計算與校核，且保證齒輪好加工，使行星輪的齒數盡量大于齒輪不發生根切的最小齒數17，故本文設計取模數為:1.5;齒圈齒數為:94;太陽輪齒數為:58;行星輪齒數為:18,行星輪個數為:4。齒輪參數總和:模數齒數壓力角齒頂高系數頂隙系數齒圈1.59420°10.25太陽輪1.5582o°10.25行星輪1.51820°10.25五.齒輪的設計與計算5.1.確定中心距本文設計的是采用同步器的兩檔AMT，設計不包含中心軸。這時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量和體積，不同的中心距有不同的優缺點。當中心距較小時，它的優點是變速箱的尺寸質量和體積都會相應的變小，但是這時候接觸強度會上升，接觸強度的上升就導致變速箱的齒輪壽命變短。反之中心距過大變速箱質量體積則會上升，但是壽命會更長。為了兼顧這兩點，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的數值（5-1）式中：=中心距參數，商用車一般取8.9~9.6;=一檔傳動比;=一檔傳動效率，這里取0.9;代入數據=57~62考慮到兩個同步器的問題，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，工作時運轉平穩等優點，雖然它會在工作時產生軸向力且加工比較繁瑣。而直齒圓柱齒輪則應用較少，在多檔位自動變速器中一般應用在倒擋或者一檔，本設計一檔二擋齒輪皆選擇斜齒輪。本設計齒輪材料選用常用的20CrMnTi，現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齒心還具有高韌性，從而提高了齒輪的接觸強度、彎曲強度等。5.3.齒輪模數的確定一個齒輪的模數是決定齒輪齒大小的一個基本參數，目的是用來標準化刀具，從而減少成本的。同時，齒輪模數是由齒輪的彎曲疲勞強度決定的。齒輪模數的減少會導致齒輪齒寬的增大，這卻使得變速器的噪音降低，質量增大。因此，一個合理的齒輪模數在變速器的設計時是十分重要的。根據GB1357-48的國家標準，優先選用第一系列模數。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本設計選用模數2.55.4.齒輪壓力角α和螺旋角β壓力角的增大，會使得齒輪傳動的彎曲強度和接觸強度增加，但是也會使得噪音變大，且不利于動載荷。我國對于一般用途的齒輪傳動規定了統一的壓力角為20°，而航空用的則為25°，這里我們統一使用20°來進行計算。螺旋角會影響齒輪的強度和壽命。增大螺旋角，會使得斜齒輪嚙合的重合度上升，使之傳動平穩、振動小、噪音低，但是由于斜齒輪存在軸向力，螺旋角的增大會導致軸向力相應增大，因此，為了不讓軸承受過大的軸向力，一般會對螺旋角進行限制。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°。本設計選取螺旋角為20°來進行計算。5.4.齒輪齒數計算確定了變速器傳動比，中心距，齒輪模數，螺旋角，壓力角，這時就有足夠的條件分配齒輪齒數。可以根據以下公式（5-2）將數據代入=67.6578取為68，所以=46,=22。修正螺旋角得=19.188°同理計算得二擋齒輪=34,=33，=21.4536°5.5.齒輪變位系數目前汽車上的變速器一般都是采用變位齒輪。本文參考《機械設計》，采用線圖法來進行變位系數的選擇，對于斜圓柱齒輪，變位系數x一般直接采用當量齒數公式(5-3）來計算。（5-3）代入得=0.24,=0.18,=0.21,=0.22。5.6.齒輪幾何系數計算（5-4）（5-5）（5-6）（5-7）（5-8）（5-9）（5-10）（5-11）（5-12）齒輪數據匯總表齒數（z）法向模數（）端面模數（）法向壓力角）（）端面壓力角（）螺旋角（）分度圓直徑（d）一檔22（主動）46（從動）2.52.64712020.836719.18858.2362121.7666二擋34（主動）33（從動）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（）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.強度校核接下來我們按照齒根彎曲疲勞強度來進行校核，斜齒輪的彎曲疲勞強度條件為:（5-12）式中：將數據代入得一般微型貨車的許用應力在可以看出一檔齒輪符合需求，同理將二擋齒輪數據代入得可以看出二擋齒輪也符合需求，接下來對齒輪進行齒面接觸疲勞強度校驗。（5-17）式中：一般變速器齒輪需用接觸應力在，將數據代入公式得：一檔齒輪符合要求，接下來對二擋齒輪進行計算：二擋齒輪符合要求，最后得到的齒輪如下圖所示：六.軸的設計在變速器工作的時候，由于齒輪上各個力的作用，軸一般要承受轉矩和彎矩。因此，在設計計算的時候，我們要確保軸具有足夠的剛度和強度。在設計的時候，我們可以通過扭轉強度條件來計算軸的直徑，再進行校驗。6.1.軸的選材由于所設計的軸是變速箱軸，需要承載扭矩的作用，而我們所用的斜齒輪則會導致部分的軸向力。因此，我們所設計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。許用剪切應力在25~45MPa之間，對應在126~103之間。6.2.初選最小軸徑（6-1）式中：對上式進行變換可以得到，對于實心軸（6-2）（6-3）對于空心軸（6-4）式中經過查表計算得到110，=35.88MPa代入數據得結合其他因素（花鍵余量等）我們初步選定6.3.校驗首先我們確定齒輪的受力情況，受力根據以下公式計算（6-5）（6-6）（6-7）（6-8）式中：6.3.1剛度校驗一檔時，將數據代入上述公式得：一檔軸為實心軸，工作時我們可以將其看做簡支梁。若軸在垂直面內存在撓度為fc，在水平面內撓度為fs，轉角為δ則可以用下式進行計算:（6-9）（6-10）（6-11）式中：將輸入軸數據代入得因此輸入軸的剛度滿足要求，再將輸出軸數據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的情況下，其轉角是否符合要求。對于變速器的而言，其上的空心軸的許可轉角為[θ]=1.0°/m。空心軸的內外徑取實際軸徑的平均值，則空心軸的內外徑為:d=32mm,D=40mm。（6-12）式中：由于空心軸的中部布置了兩個圓錐滾子軸承，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,因此空心軸上各截面的扭矩可以認為與齒輪端的扭矩相同,為M=270N·m。則空心軸的轉角為:（6-13）代入數據得：因此空心軸也符合要求，對于輸出軸和一檔輸出軸同理，代入數據得：因此輸出軸的剛度滿足要求6.3.2.強度校核強度校核是機械設計中尤為重要的一個環節，如果機械零部件的強度達不到我們所需要的要求，可能在工作時會產生零件斷裂，對產品造成巨大的傷害，造成嚴重的經濟損失。因此，我們需要對變速器的軸進行強度的校驗。在變速器軸的強度校驗中，我們首先求取支點的水平和垂直支反力，接著計算軸在轉矩和彎矩作用下的應力。應力公式如下:（6-14）式中：其中，工作時[σ]≤400MPa，對于輸出軸而言，由于一檔工作時扭矩較大，因此只需要校核一檔工作時的強度就可以了。對于一檔實心輸入軸，其受力：做出受力分析圖，列出等式：（6-15）（6-16）式中：代入數據得：（6-17）（6-16）式中：代入數據得：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，空心軸的抗扭截面系數公式如下:（6-21）代入數據得因此二擋空心軸符合要求接下來對輸出軸進行校核做出受力分析圖，列出等式：式中：代入數據得：式中：代入數據得：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計與計算7.1.同步器選型此次設計采用的是鎖環式同步器，也叫做滑塊式同步器，主要由同步環、結合套、齒轂、滑塊、定位銷、彈簧、結合齒圈組成，同步器的各個零件需要進行自身的功能尺寸，同時，零件之間在安裝的時候還有配合尺寸。結合套的外徑、花鍵孔大徑、花鍵參數、寬度;同步環的零件尺寸還有相應參數有同步環錐孔大端直徑、半錐角、錐面長度、摩擦系數、鎖止角、結合齒分度圓半徑、齒端倒角、棱線角、同步環凹槽寬度、刮油螺紋和卸油槽參數;滑塊寬度;配合尺寸有滑塊在同步環凹槽中的圓周間隙、后備行程、接近尺寸、滑塊端隙等。設計初期，綜合同步器的壽命及結合性能對同步器參數進行設計,獲得短的同步器結合時間、好的平順性、長的使用壽命。圖7.1為鎖環式同步器的安裝內部截面視圖，其中主要零件如圖中所示：圖7.11、同步器接合套2、同步環3、同步環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齒套的環形槽內，駕駛員換檔時撥動滑動齒套軸向運動，首先要克服同步器推塊和槽的阻力，然后克服在行進過程中同步器推塊通過彈簧施以的頂力，帶動同步環和同步錐環摩擦同步，以達到換檔柔和、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個滑塊均勻分布,花鍵齒數應為3的整倍數。為使同步后能夠很快進入嚙合,花鍵模數要小些,令m=2,結合GB3478.1-83標準可得：模數m齒數壓力角分度圓直徑D基本齒槽寬E22720°16mm4.306實際齒槽寬最大值實際齒槽寬最小值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錐孔大端直徑Dc根據花鍵齒分度圓直徑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,環的壁厚太薄,強度不足。鎖環預選中等差13.5，Dc=41.5.同步環錐面半錐角α越小，換擋時候的同步力矩越大。為增加同步環容量，α應該取得盡量小，但是α過小會產生自鎖現象，根據以下公式計算α：（7-1）將f代入得α＞6.3°，考慮到f在使用中會有所降低，這里選擇α=7°作為同步環的內錐角。確定了同步環的內錐角，根據下述公式確定同步環的錐面工作長度。（7-2）式中：其中R與錐面的工作長度b之間沒有嚴格的比例關系,有些資料推薦一個經驗公式可作為參考: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,根據同步鎖環幾何尺寸間的H角關系進行計算有與結合套花鍵結合齒的分度圓直徑54mm的差值為13.631mm,與前述的預選結果相差不大,可以作為設計結果。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，應該滿足以下公式：（7-3）式中：代入數據得β的取值越小，換擋機構的撥動越快速。β在可取值的范圍內取得越小越好，但是β越小換擋沖擊越大。在通常的設計中并未對同步器的鎖止角進行上限的設定,同步器的鎖止角越大,可能會導致換擋力要增大,換擋二次沖擊的值也會增大。同步環的鎖止角下限制受錐面間的摩擦系數影響很大,同時也收到鎖止面間的摩擦系數的影響,為了防止鎖止角過大,鎖止面受到鎖止面間的摩擦系數的影響會發生自鎖,導致同步后結合套無法提供足夠的切向力來克服自身的轉動慣量,與鎖環鎖止面發生阻止偏離。因此為了防止鎖止面發生自鎖還要滿足下關系式：（7-4）將數據代入得β＜166.5°，綜合各種因素選擇β=125°對于齒端倒角，結合套齒端鎖止角保選擇方法一般為;如果同步鎖環的材料為銅時,為了使鎖止面完全接觸降低齒端磨損,令βs=β;而同步環的材料為鋼時,為了使結合套與結合齒圈的結合時間降低,令βs<β。本例中為了延長同步環的壽命,使β=β。對于結合齒圈上的齒端倒角化取值為100°,不應過小,雖然可以加快結合套嚙合,但是容易使結合齒之間的接觸面積減小,增大壓強,減小強度,還容易脫檔;雖然在絲杠螺母換擋機構中,由于螺母的自鎖功能一般不會發生脫檔,但是從結合齒圈的壽命和結合齒的強度考慮,也不對齒端倒角的值取得過小。齒端棱線角可讓同步鎖環的?比結合套的?稍大,來避免同步鎖環鎖止面頂部局部接觸而加劇磨損，令?取7°,?s取8°。7.4.錐孔油刮螺紋及轉向泄油槽的確定同步鎖環需在錐孔設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,降低同步時間。螺紋槽一般采用左旋,由于常規的設計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的調速控制,所以在設計旋向的時候就需要重新考慮。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。具體設計時,牙頂取0.1mm,深度取0.4mm,牙型角為60°,計算得螺距0.66mm。7.5.同步器后備行程和壽命指標我國標準規定合格的變速器擋位換擋次數應不少于100000次。在常用的汽車手冊中并未給出壽命和后備行程的關系式,而是根據物理樣機進行臺架試驗。經過參考相關論文,查找相關的磨損理論,以壽命為依據,對同步器的后備行程進行計算,作為設計初值。后備行程的磨損深度A,與錐面的法向磨損深度的關系如式2.9所示,其關系圖如圖2.9所示,從理論上講同步鎖環和結合齒圈的錐面都有所損傷,但是一般認為較軟的材料磨損更嚴重。因此在設計初期只認為同步環有所磨損,磨損的剩余量為20%。其后備行程計算公式：（7-5）式中：其中為Af的計算公式為（7-6）預留20%后備行程，將數據代入計算得?h=0.0012m。7.6.同步環圓周移動量同步環圓周移動量的值是通過滑塊在同步環的凹槽中的圓周間隙C來保證的。C由下式確定:（7-7）h設置為6mm，因此H=h+2C=8.