電動汽車兩檔AMT自動變速器傳動結(jié)構(gòu)計算設(shè)計1650604559目錄 3517071167摘要 51696268007第一章緒論 713309797241.1課題研究背景 715865541161.2研究目的及意義 720580664601.3電動汽車AMT國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 84038909911.4電動汽車傳動系統(tǒng)參數(shù)匹配國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 9775701.5電動汽車換擋試驗臺架國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1013037189901.6本課題的主要研究內(nèi)容 12829414589第二章AMT傳動系統(tǒng)設(shè)計 136546446462.1引言 1310538417412.2變速器基本設(shè)計方案 1416205041782.2.3變速器參數(shù) 1414261083922.2.4傳動機構(gòu)布置方案 145387601772.2.5驅(qū)動電機匹配 1511512390872.2.6變速器傳動比參數(shù)選擇 1547675739第三章變速器齒輪設(shè)計計算 152747450423.1一擋齒輪設(shè)計計算 155500798443.2二擋齒輪設(shè)計計算 172748377733.3主減速器齒輪設(shè)計計算 1821086097613.4各齒輪參數(shù) 191629110333第四章變速器傳動軸設(shè)計計算 19408674814.1輸入軸設(shè)計計算 1918124697744.2輸出軸設(shè)計計算 22123958923第五章軸承的校核計算 253184812715.1輸入軸的軸承校核 2511854733735.2輸出軸的軸承校核 262045186792第六章減速器的潤滑和密封 278311592626.1減速器的潤滑 2720600763466.2減速器的密封 282059213559參考文獻 30第一章緒論1.1課題研究背景近年來隨著科技的發(fā)展，汽車產(chǎn)業(yè)已成為國民經(jīng)濟的重要支柱，但隨著汽車數(shù)量的增多，帶來的能源緊張和環(huán)境污染問題也愈加嚴重。能源危機和環(huán)境污染問題是威脅到全人類生存的關(guān)鍵問題，它們是汽車行業(yè)面臨的最大挑戰(zhàn)。因此加快培育和發(fā)展節(jié)能汽車和新能源汽車，既是有效緩解能源和環(huán)境壓力、推動汽車產(chǎn)業(yè)可持續(xù)發(fā)展的緊迫任務(wù)，也是加快汽車產(chǎn)業(yè)轉(zhuǎn)型升級、培育新的經(jīng)濟增長點和國際競爭優(yōu)勢的戰(zhàn)略舉措。為了應(yīng)對日益嚴重的環(huán)境污染和能源危機問題，歐美日等發(fā)達國家先后制定了嚴格的汽車排放限制法規(guī)和燃油控制政策。2012年我國公布了《節(jié)能與新能源汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展規(guī)劃》，制訂了以純電動汽車和插電式混合動力汽車為新能源汽車的主要路線。1.2研究目的及意義速時恒轉(zhuǎn)矩，高速時恒功率的特性，能較好地滿足車輛運行需求。與普通內(nèi)燃機汽車相比，具有無污染、噪聲低及節(jié)省石油資源的特點，從而緩解了能源緊缺的壓力，解決了汽車對環(huán)境污染的問題。同時隨著科技進步，電動汽車的性能指標會不斷提升，價格也會進一步降低，電動汽車必將成為未來的主要交通工具之一。電動汽車的投入運行不僅對緩解世界能源危機以及環(huán)境問題有著重要的作用，并且對于我國自身相關(guān)產(chǎn)業(yè)的發(fā)展以及我國汽車業(yè)在國際中的地位也有著極其重要的意義。傳動系統(tǒng)作為電動汽車的核心組成部分，其技術(shù)創(chuàng)新是電動汽車發(fā)展的必經(jīng)之路，在動力電池和其它技術(shù)取得有效突破之前，對電動汽車動力傳動系統(tǒng)部件的設(shè)計參數(shù)進行深入研究是提高電動汽車性能的重要手段之一。變速器作為車輛動力傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，給電動汽車匹配一個高性能的自動變速器也成為熱點研究方向。目前，汽車上使用較多的自動變速器包括AT(AutomaticTransmission)、CVT(ContinuouslyVariableTransmission)、DCT(DualClutchTransmission)、AMT(AutomatedMechanicalTransmission)四種。AT主要由液力變矩器和行星齒輪減速機構(gòu)組成,液力變矩器依靠工作輪葉片和工作液體間的相互作用引起機械能與液體能之間的轉(zhuǎn)換，從而實現(xiàn)動力的傳遞。AT可連續(xù)變速和變矩，但傳動效率不高，且結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高，制造維修困難。CVT的主要部件是帶V型槽的帶輪、金屬帶，依靠其間的摩擦力來傳遞動力。其主、從動帶輪的直徑自動可調(diào)，傳動比可連續(xù)變化，實現(xiàn)了真正的無級變速。CVT換擋平滑，舒適性、經(jīng)濟性好，但金屬帶的壽命和強度低的問題使得摩擦轉(zhuǎn)矩和傳遞功率受限，而且零件精度、造價都較高。DCT存在兩個由電控系統(tǒng)控制的離合器，在需要換擋時，一個離合器預(yù)先結(jié)合目標擋位齒輪，另一個離合器則分離當前擋位齒輪，從而實現(xiàn)了無動力中斷換擋。但它對換擋邏輯和控制精度要求較高，成本與AT相當，但可靠性卻低于AMT。AMT由MT改裝而來，它是將MT的換擋桿改為由單片機控制的電機來操作的換擋執(zhí)行機構(gòu)，具有傳動效率高、成本低且易于制造的特點，適合我國變速技術(shù)發(fā)展的國情。但選換擋執(zhí)行機構(gòu)體積大、換擋能耗高、換擋品質(zhì)差是一直存在的問題。本課題針對電動汽車純電動力輸出的工作特性，從AMT選換擋執(zhí)行機構(gòu)換擋驅(qū)動裝置的設(shè)計出發(fā)，創(chuàng)新設(shè)計一類應(yīng)用直驅(qū)技術(shù)的單自由度電磁執(zhí)行器驅(qū)動撥叉進行換擋的AMT電動汽車傳動系統(tǒng)，研制了應(yīng)用直驅(qū)技術(shù)的AMT電動汽車傳動系統(tǒng)試驗臺，并進行了可行性分析和性能研究。在純電動車輛中引入直驅(qū)技術(shù)，可以提高傳動系統(tǒng)的傳動效率，降低換擋過程中的能量損耗，縮短動力中斷時間，進而提升電動汽車的動力性和經(jīng)濟性。1.3電動汽車AMT國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀國外早在20世紀60年代就已經(jīng)對AMT變速器進行了深入研究，到80年代已經(jīng)制造出可以裝車的AMT產(chǎn)品。從1986年起，法拉利、依維柯、寶馬、五十鈴、阿爾法羅密歐先后使用了AMT變速器。到了90年代，AMT的技術(shù)已經(jīng)相對成熟，使得車輛在各工況下的起步性能和換擋品質(zhì)有了進一步的提高。AMT先后經(jīng)歷了電控氣動式、電控液動式、電控電動式的發(fā)展階段。電控氣動式AMT通過壓縮氣缸氣體來進行選換擋，適用于裝有充足氣源的重型車輛上，換擋過程平順，但氣壓遲滯性使得換擋過程動力中斷時間較長。電控液動式AMT通過液壓缸驅(qū)動執(zhí)行機構(gòu)進行選換擋，容量大且易于實現(xiàn)過載保護，但液壓遲滯性和系統(tǒng)穩(wěn)定性是-直存在的問題。電控電動式AMT又稱全電式AMT，它通過直流電機驅(qū)動選換擋執(zhí)行機構(gòu)進行換擋，取代了氣缸或液壓缸，從而簡化了選換擋執(zhí)行機構(gòu)的體積。全電式AMT憑借體積小巧、響應(yīng)迅速、傳動效率高、可靠性強成為了AMT研究的重點。雖然AMT都是在原手動變速器基礎(chǔ)上進行改裝，加上一套帶自動控制的選換擋執(zhí)行機構(gòu)，但由于各廠家的控制策略和制造水平不同，AMT產(chǎn)品的性能也不一樣。像IVECO搭載的ZFAS-Tronic16擋變速器，它取消了離合器踏板和同步器，變速器所有功能都集成在換擋控制模塊中，AMT自動換擋的執(zhí)行機構(gòu)采用電動或者氣動，執(zhí)行機構(gòu)安裝在變速器殼體上，拆卸很方便，但帶來的問題就是維修費用高昂。我國在電動車AMT方面的研究相對起步較晚，但近年來也在控制策略、選換擋執(zhí)行機構(gòu)等方面進行了深入的研究。國內(nèi)對純電動汽車傳動系統(tǒng)的研究主要集中在電機控制策略和對固定速比變速器的傳動比匹配或兩擋變速器的傳動比優(yōu)化上。吉林大學的葛安林創(chuàng)新性的提出了根據(jù)加速度、速度和油門三參數(shù)動態(tài)最佳換擋規(guī)律，隨后又進行改進，根據(jù)車輛工況、環(huán)境、駕駛員駕駛技術(shù)等，在原換擋規(guī)律上加權(quán)，提出智能控制換擋規(guī)律，并取得了良好的效果。北京理工大學成立車輛傳動國家重點實驗室，開發(fā)了客車三擋AMT，分別采用了氣壓、液壓、電機作為換擋執(zhí)行機構(gòu)，使整車經(jīng)濟性提高了9%，0-50km/h加速時間縮短了18%，但撥叉滑塊的磨損和變速器換擋機構(gòu)強度較低是一直未能解決的問題。他們參與了國家“863”項目等多個科研工作，取得了多項科研成果和國家專利。湖南中德汽車自動變速器公司的魏英俊和南京理工的李勇等人研制了新型全電式AMT選換擋執(zhí)行機構(gòu)和離合器執(zhí)行機構(gòu),討論了全電式AMT與發(fā)動機的一體化控制,并已完成裝車試驗。目前對于AMT換擋控制策略的研究也逐步取得較大進展。AMT換擋過程控制策略研究的重點是離合器和發(fā)動機轉(zhuǎn)速的協(xié)調(diào)控制。北京理工大學的王陽等分析了純電動汽車AMT掛擋時打齒現(xiàn)象產(chǎn)生的機理，提出通過降低同步器軸向運動速度來避免換擋打齒的方法，但帶來的直接問題就是換擋時間較長。此外，北京理工大學的陳泳丹等人針對純電動汽車AMT換低擋困難的問題，提出了換擋過程中驅(qū)動電機實際調(diào)速值應(yīng)該高于理論值的策略，使摩擦阻力矩與同步力矩的方向一致有助于縮短換擋時間。1.4電動汽車傳動系統(tǒng)參數(shù)匹配國內(nèi)外研究現(xiàn)狀目前國內(nèi)外學者對電動汽車傳動系統(tǒng)參數(shù)匹配的研究大都首先根據(jù)電動汽車的動力設(shè)計要求，即最高車速、最大爬坡度和加速時間來確定驅(qū)動電機的功率、轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。其次在驅(qū)動電機選定的情況下，匹配了變速器和主減速器用來進一步滿足車輛的動力性、經(jīng)濟性要求。選擇合適的變速器擋位數(shù)以及變速器、主減速器傳動比能在提升驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩的同時很好的調(diào)節(jié)驅(qū)動電機轉(zhuǎn)速和汽車車速間的關(guān)系，使驅(qū)動電機在不同的電動汽車工況下工作于不同的工作點，因此直接影響到電機的效率，進而影響整車續(xù)駛里程。英國桑德蘭大學和德國達姆施塔特技術(shù)大學都對比研究了安裝固定速比減速器和兩擋變速器的純電動汽車的動力性能。桑德蘭大學的仿真結(jié)果表明，兩擋變速器可有效的降低能耗并減小動力傳動系統(tǒng)的尺寸和重量，達姆施塔特技術(shù)大學通過臺架試驗證明了安裝兩擋變速器可明顯改善純電動汽車的性能，但兩者都沒從如何提高驅(qū)動電機效率方面來匹配變速器傳動比。荷蘭埃因霍溫理工大學建立了從輪胎到電池的仿真模型，研究了變速器類型、換擋策略、主減速器速比對整車能量效率的影響。美國通用汽車公司推出的轎車Volt,動力傳動系統(tǒng)在單行星排上增加三個摩擦片離合器，可提供兩條不同速比的驅(qū)動回路。英國薩里大學通過將驅(qū)動電機小型化，優(yōu)化換擋控制策略，使得整車動力性和經(jīng)濟性相比固定擋位傳動比的車型有了很大提升。意大利OerlikonGraziano公司研發(fā)了小型電動汽車的兩擋變速器,仿真結(jié)果表明該變速系統(tǒng)可明顯降低電池能耗，但如何提高驅(qū)動電機效率的問題有待于進一步研究。重慶大學的胡明輝、吉毅等人在進行電動汽車傳動系統(tǒng)參數(shù)匹配時以整車動力性經(jīng)濟性為目標，分析了電機比功率、恒功率擴大系數(shù)和傳動系傳動比范圍的耦合關(guān)系，得到恒功率擴大系數(shù)、擋位數(shù)和傳動比范圍的確定原則。北京航空航天大學的姬芬竹等人研究了電動汽車變速器擋位數(shù)和傳動比確定原則，得出電機額定功率、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速必須與傳動系統(tǒng)參數(shù)合理匹配，但并未給出使電機效率最大化的傳動系統(tǒng)參數(shù)匹配原則。湖南大學王小軍以汽車動力性為約束條件，以各循環(huán)工況整車最小能耗為目標優(yōu)化了換擋控制策略和變速器傳動比，提出了兩擋變速器和無級變速器兩種方案。西北工業(yè)大學的王峰研發(fā)了電動汽車雙電機行星輪系傳動裝置，根據(jù)動力性要求對傳動系統(tǒng)進行參數(shù)匹配，并優(yōu)化了變速器傳動比，使電機、電池和整車動力性的匹配更加合理，然而如何保證車輛行駛時電機效率最大化仍是下一步需要研究的重點。江蘇大學的陳燎在匹配電動汽車傳動系統(tǒng)參數(shù)時，提出固定速比變速器和兩擋變速器兩種方案，采用遺傳算法對變速器傳動比進行了優(yōu)化仿真，結(jié)果表明匹配兩擋變速器能在滿足動力性要求的前提下，續(xù)航里程提高21.3%。湖南大學的黃偉設(shè)計的電動汽車兩擋變速器能降低對驅(qū)動電機最高轉(zhuǎn)速和峰值轉(zhuǎn)矩的需求，通過優(yōu)化電機的工作轉(zhuǎn)速區(qū)間，使得整車的效率有了大幅提升，但并未考慮車輛以常用車速行駛時對電機效率的影響。上海理工大學的石飛飛在匹配電動汽車動力系統(tǒng)時，結(jié)合電動汽車滑行試驗結(jié)果對整車阻尼進行了計算，基于Cruise對整車動力性、經(jīng)濟性進行仿真，分析了NDEC工況下的能耗，結(jié)果表明所匹配的傳動系統(tǒng)滿足設(shè)計要求。1.5電動汽車換擋試驗臺架國內(nèi)外研究現(xiàn)狀目前國內(nèi)外對電動汽車換擋試驗臺架的研究主要分為同步器單體試驗臺和變速器總成試驗臺。研發(fā)變速器換擋試驗臺的關(guān)鍵是換擋執(zhí)行機構(gòu)的控制和整車慣量的模擬，而在換擋過程中負載慣量的模擬方法主要有電慣量模擬、機械慣量模擬和混合慣量模擬三種。法國ETSm實驗室研發(fā)了-套用于測試同步器性能的同步器單體試驗臺。該試驗臺將整車慣量用電慣量進行模擬，用氣動方式模擬換擋力，實現(xiàn)在換擋過程中對同步器的力學特性測試。日本的AutoMAX公司設(shè)計的同步器性能測試試驗臺采用一種機械手換擋執(zhí)行機構(gòu)，它采用液壓驅(qū)動，柔度好、穩(wěn)定，但執(zhí)行機構(gòu)響應(yīng)速度的提升仍是下一步研究的重點。美國寶克公司設(shè)計的變速器換擋試驗臺的換擋執(zhí)行機構(gòu)采用交流電機驅(qū)動，結(jié)構(gòu)簡單、可控性好，無需液壓油。德國KLOTZ公司設(shè)計的同步器性能試驗臺采用二次液力發(fā)動機作為臺架動力源，通過控制發(fā)動機的輸出轉(zhuǎn)矩來模擬整車慣量，可模擬汽車上下坡和突然加速等換擋工況，但帶來的問題就是臺架龐大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。新日本特機株式會社研發(fā)的變速器換擋試驗臺采用電慣量模擬整車慣量，可測試同步器性能、耐久度和噪聲等。我國變速器換擋試驗臺相比國外還有一定的差距，原因在于對變速器換擋試驗臺的搭建和試驗數(shù)據(jù)的可靠性及其處理還存在欠缺。而近年來，我國在變速器臺架試驗這一領(lǐng)域取得的成就還是較為可觀的。東南大學設(shè)計了一套同步器單體試驗臺，采用電慣量模擬整車慣量，并且輸入、輸出慣量模擬在臺架同側(cè)，換擋執(zhí)行機構(gòu)采用液壓驅(qū)動，通過臺架上的轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩、力、位移等各類傳感器，可以較為準確的測得換擋同步時間和同步過程中接合套與目標擋齒輪齒圈的摩擦數(shù)。但如何將測功機的渦輪遲滯效應(yīng)的影響降到最低是下一步研究的重點。吉林大學研究人員研發(fā)了一種利用直流電機模擬整車慣量的電慣量模擬方法。該方法依靠電流和轉(zhuǎn)速雙閉環(huán)結(jié)構(gòu)下的調(diào)節(jié)器分別調(diào)節(jié)電機電流和轉(zhuǎn)速，對電機電流和轉(zhuǎn)速進行反饋控制來實現(xiàn)，但這樣一來對電機的控制策略提出了很高的要求。合肥工業(yè)大學的蔡高坡設(shè)計的同步器換擋耐久試驗臺使用機械慣量模擬方法，換擋執(zhí)行機構(gòu)采用電子液控式，通過不斷調(diào)整AMT的換擋參數(shù)，改善了換擋執(zhí)行機構(gòu)與同步器的聯(lián)合換擋次數(shù)未能達到預(yù)期要求的現(xiàn)狀，但如何提高執(zhí)行機構(gòu)的響應(yīng)速度有待于進一步研究。重慶大學田勝利設(shè)計的變速器換擋性能試驗臺采用機械手進行各擋位的選換，可完成交叉換擋試驗和順序換擋試驗，同時避免了機械手與變速器其它部件的運動干涉，但如此一來在實車上卻較難實現(xiàn)。吉林大學孫少華搭建的純電動客車動力系統(tǒng)試驗臺使用電慣量模擬方法，分別進行了驅(qū)動電機的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩閉環(huán)性能測試，AMT系統(tǒng)靜態(tài)換擋測試，換擋過程控制策略調(diào)試，驗證了AMT換擋執(zhí)行機構(gòu)控制性能和換擋控制邏輯的有效性。南昌大學王光明設(shè)計的兩擋AMT換擋試驗臺架能可靠的完成換擋操作，基于電機調(diào)速的換擋控制策略可縮短換擋過程同步時間，降低換擋沖擊和頓挫，但換擋時間較長，因此如何提高電機調(diào)速時間有待解決。湖南大學的周晶晶基于換擋控制策略搭建了車輛1/2試驗臺架，整車慣量采用飛輪來模擬，對AMT換擋系統(tǒng)進行了疲勞試驗及換擋試驗，結(jié)果表明換擋時間、換擋沖擊與換擋噪聲都在合理范圍內(nèi)，但仍未解決換擋時動力中斷時間較長的問題。重慶大學吉毅設(shè)計的電動汽車傳動性能試驗臺使用慣性飛輪來模擬整車慣量，通過換擋試驗驗證了換擋執(zhí)行機構(gòu)能較好的滿足換擋要求，同時驗證了所提出的AMT故障診斷和處理策略也是行之有效的。1.6本課題的主要研究內(nèi)容計算了傳動系統(tǒng)傳動比，齒輪的計算，軸的選配強度等。設(shè)計中利用已知參數(shù)確定變速器各參數(shù)，對軸和各擋齒輪進行校核，繪制出裝配圖及零件圖。同時本設(shè)計對電動汽車的動力傳動系統(tǒng)進行了匹配設(shè)計計算，計算結(jié)果表明達到性能要求。

第二章AMT傳動系統(tǒng)設(shè)計2.1引言目前傳統(tǒng)汽車上使用的自動變速器主要包括液力機械式自動變速器（AT）、無級自動變速器（CVT）、電控機械式自動變速器（AMT）和雙離合自動變速器（DCT）。液力機械式自動變速器（AT）裝配有復(fù)雜的行星齒輪機構(gòu)，結(jié)構(gòu)復(fù)雜、效率較低、制造工藝高。無級自動變速器（CVT）可以提高整車的動力性和經(jīng)濟性，但金屬帶易磨損且造價昂貴，消費者不易接受。電控機械式自動變速器（AMT）起步迅速而平穩(wěn)、換檔快捷且沖擊小，且傳動效率高、結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、制造和維護成本低，它被公認為是一種較有前途的自動變速方式，但換檔過程有動力中斷，舒適性較差。雙離合自動變速器（DCT）具有AMT的特點，且可以消除其中斷動力換檔的缺點，但雙離合器總成制造困難，控制復(fù)雜，成本高。綜合以上各變速器的特點，故選用電控機械式自動變速器（AMT）作為設(shè)計參考，本文所設(shè)計的變速器為機械式兩檔變速器。2.2變速器基本設(shè)計方案2.2.3變速器參數(shù)產(chǎn)品名稱：兩檔AMT變速器尺寸：342X389X486重量：≤30KG輸入軸與差速器中心距：204mm最大輸入扭矩：230N.m最高輸入轉(zhuǎn)速：9000rpm速比：9.07/5.51換擋時間：≤0.85總傳動效率：≥96.5%噪音：83db@4000rpm壽命：20x104Km2.2.4傳動機構(gòu)布置方案圖1兩檔變速器傳動機構(gòu)布置方案圖圖中，1：一擋主動齒輪；3：一擋從動齒輪；2：二擋主動齒輪；4：二擋從動齒輪；5：主減速器主動齒輪；6：主減速器從動齒輪。=1\*ROMANI：變速器輸入軸；=2\*ROMANII：變速器輸出軸；=3\*ROMANIII：主減速器輸出軸，T：同步器。2.2.5驅(qū)動電機匹配驅(qū)動電機的額定轉(zhuǎn)矩與峰值轉(zhuǎn)矩 Tmax已知n=9000r/min，Tmax=230N·得Pmax綜上，驅(qū)動電機的參數(shù)見下表。電機參數(shù)參數(shù)值電機參數(shù)參數(shù)值額定功率Pe/KW155峰值轉(zhuǎn)矩Tmax/N·m230峰值功率Pmax/KW216.8額定轉(zhuǎn)速ne/r/min5500額定轉(zhuǎn)矩Te/N·m164峰值轉(zhuǎn)速nmax/r/min90002.2.6變速器傳動比參數(shù)選擇已知一檔傳動比為i1=9.07，二擋傳動比為i2=5.51。第三章變速器齒輪設(shè)計計算3.1一擋齒輪設(shè)計計算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪1和齒輪3均選用20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的接觸疲勞強度σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強度σFE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)滿足高可靠度的要求，故取安全系數(shù)SH=1.5，SF=2.0[7]。由 （3-1）得：[σH1]=[σH3]=1000Mpa，[σF1]=[σF3]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強度設(shè)計齒輪按7級精度制造，取載荷系數(shù)K=1.3，齒寬系數(shù)=0.6，齒輪1上的轉(zhuǎn)矩T1=Tmax×η齒輪×η軸承=165352.67N·mm，初選螺旋角β=20o。取z1=19，則z2=z1×i1=172.33，取z2=173，則實際傳動比=9.10。因齒形系數(shù)，，則YFa1=2.88，YFa3=2.23，YSa1=1.57，YSa3=1.76。因，故應(yīng)對齒輪1進行彎曲強度計算。法向模數(shù)： （3-2）求得mn=2.65，取mn=3。中心距：=145mm則：，齒輪1分度圓直徑=61.91mm，齒寬=37.15mm，取b3=40mm，b1=45mm。（3）驗算齒面接觸強度 （3-3）取ZE=189.8，Zβ=，則：σH=868.88Mpa<[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選7級精度是合適的。3.2二擋齒輪設(shè)計計算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪2和齒輪4均選用20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的接觸疲勞強度σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強度σFE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)滿足高可靠度的要求，故取安全系數(shù)SH=1.5，SF=2.0。同理可得：[σH2]=[σH4]=1000Mpa，[σF2]=[σF4]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強度設(shè)計齒輪按6級精度制造，取載荷系數(shù)K=1.3，齒寬系數(shù)=0.6，齒輪2上的轉(zhuǎn)矩T2=Tmax×η齒輪×η軸承=165352.67N·mm，由a13=a24=145mm，得：z1+z3=z2+z4，且i2==5.51；則z2=26，z4=144，實際傳動比i2=5.54，，mn=3mm。=84.72mm，齒寬=50.83mm，取b4=50mm，b2=55mm。（3）驗算齒面接觸強度 （3-5）取ZE=189.8，Zβ=，則：σH=592.09Mpa<[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選6級精度是合適的。3.3主減速器齒輪設(shè)計計算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪5和齒輪6均選用20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的接觸疲勞強度σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強度σFE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)滿足高可靠度的要求，故取安全系數(shù)SH=1.5，SF=2.0。同理可得：[σH5]=[σH6]=1000Mpa，[σF5]=[σF6]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強度設(shè)計齒輪按8級精度制造，取載荷系數(shù)K=1.3，齒寬系數(shù)=0.6，齒輪5上的轉(zhuǎn)矩T5=T1×i1×η齒輪×η軸承=596388.72N·mm，初選螺旋角β=20o。取z5=20，則z6=z5×i0=97.78，取z6=98，則實際傳動比=4.89。因齒形系數(shù)，，則YFa5=2.78，YFa6=2.23，YSa5=1.59，YSa6=1.83。因，故應(yīng)對齒輪1進行彎曲強度計算。法向模數(shù)： （3-6）求得mn=3.90，取mn=4。中心距：=204mm則：，齒輪5分度圓直徑=86.44mm，齒寬=51.86mm，取b6=55mm，b5=60mm。（3）驗算齒面接觸強度 （3-7）取ZE=189.8，Zβ=，則：σH=974.21Mpa<[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選8級精度是合適的。3.4各齒輪參數(shù)變速器各齒輪參數(shù)見下表：表SEQ表\*ARABIC3變速器各齒輪參數(shù)表檔位齒輪法向模數(shù)/mm齒寬/mm中心距/mm螺旋角旋向精度等級一擋z1345145右7z340左二擋z2355145右6z450左主減速器z5460204左8z655右第四章變速器傳動軸設(shè)計計算4.1輸入軸設(shè)計計算（1）材料選用及熱處理選擇輸入軸選用20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的強度極限σB=1080Mpa，屈服極限σS=835Mpa。（2）估算軸的最小直徑 （4-1）P1=Pmax×η軸承=201.44KW，ne=5500r/min，取C=95，得：dmin=29.18mm。考慮到輸入軸最小直徑段需要與電動機通過C型平鍵連接，對軸的強度有削弱，故=30.64mm。故選取C型鍵型號為：b×h×L=10×8×36。輸入軸各段長度的軸徑詳見零件圖。（3）軸的強度校核一檔傳動比大，扭矩大，故選用一擋傳動齒輪計算軸的強度。輸入軸一擋主動齒輪受力圖如下：FFaFrFtAB53204CFaFrFHAFHBFtFVAFVB46.5圖2輸入軸受力簡圖輸入軸的轉(zhuǎn)矩T1=162352.67N·mm，則圓周力，徑向力，軸向力。在垂直面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得： （4-2）求得：FVA=2003.64N，F(xiàn)VB=107.72N。同理，在水平面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得： （4-3）求得：FHA=4264.04N，F(xiàn)HB=978.80N。作輸入軸的彎矩圖如下：當量彎矩圖水平面彎矩圖垂直面彎矩圖扭矩圖合成彎矩圖當量彎矩圖水平面彎矩圖垂直面彎矩圖扭矩圖合成彎矩圖圖3輸入軸彎矩圖由彎矩圖可知，垂直面內(nèi)和水平面內(nèi)的最大應(yīng)力均位于C處，MVmax=92167.40N·mm，MHmax=200653.73N·mm。則當量彎矩Me為： （4-3）因輸入軸需要正反運轉(zhuǎn)，取α=1，得Memax=260127.34N·mm。當量應(yīng)力σe為： （4-4）求得σe=10.96Mpa<[σ-1b]=90Mpa，故滿足要求。4.2輸出軸設(shè)計計算（1）材料選用及熱處理選擇輸入軸選用20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的強度極限σB=1080Mpa，屈服極限σS=835Mpa。（2）估算軸的最小直徑 （4-5）P2=P1×η軸承×η齒輪=199.42KW，n2==1951.09r/min，取C=95，得：d=44.75mm，取dmin=45mm。輸出軸各段長度的軸徑詳見零件圖。（3）軸的強度校核一擋和主減速器傳動比大，扭矩大，故選用一擋和主減速器傳動齒輪和計算軸的強度。輸出軸一擋主動齒輪受力圖如下：FFa5Fr5Ft5DE53153.5FFa5Fr5FHDFHEFt5FVDFVE53.5HFa3Ft3Fr3Fa3Fr3Ft3圖4輸出軸受力簡圖輸入軸的轉(zhuǎn)矩T2=T1×η軸承×η齒輪=596388.72N·mm，則圓周力，徑向力，軸向力。在垂直面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得： （4-6）求得：FVD=1440.00N，F(xiàn)VE=1919.42N。同理，在水平面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得： （4-7）求得：FHD=7222.56N，F(xiàn)HE=11805.77N。作輸入軸的彎矩圖如下：合成彎矩圖當量彎矩圖扭矩圖水平面彎矩圖垂直面彎矩圖合成彎矩圖當量彎矩圖扭矩圖水平面彎矩圖垂直面彎矩圖圖5輸出軸彎矩圖由彎矩圖可知，垂直面內(nèi)和水平面內(nèi)的最大應(yīng)力均位于F處，MVmax=348580.88N·mm，MHmax=643414.47N·mm。則當量彎矩Me為： （4-8）因輸入軸需要正反運轉(zhuǎn)，取α=1，得Memax=944018.18N·mm。當量應(yīng)力σe為： （4-9）求得σe=14.62Mpa<[σ-1b]=90Mpa，故滿足要求。第五章軸承的校核計算5.1輸入軸的軸承校核輸入軸的軸承型號為：30307，軸承正裝。（1）計算軸向力輸入軸A段的軸承A的徑向力，輸入軸B段的軸承B的徑向力，輸入軸的軸向力。軸承的內(nèi)部軸向力： （5-1）取，則。得，。又，故軸承A被壓緊，軸承B放松。則：=2716.08N，，又，，所以：，；，YB=0。（2）計算當量動載荷當量動載荷P： （5-2）得：PA=5442.60N，PB=984.71N。故只需對軸承A進行校核。（3）計算額定動載荷額定動載荷C： （5-3）取fp=1.2，ft=1，Lh=9000h（假設(shè)該車使用10年，每年平均使用300天，每天平均使用3小時），ε=，則，故滿足要求。5.2輸出軸的軸承校核輸入軸的軸承型號為：30310，軸承正裝。（1）計算軸向力輸入軸D段的軸承D的徑向力，輸入軸B段的軸承B的徑向力，輸入軸的軸向力。軸承的內(nèi)部軸向力： （5-4）取，則。得，。又，故軸承D被壓緊，軸承E放松。則：=10514.45N，，又，，所以：，；，YE=0。（2）計算當量動載荷當量動載荷P： （5-5）得：PD=13670.62N，PE=11960.79N。故只需對軸承D進行校核。（3）計算額定動載荷額定動載荷C： （5-6）取fp=1.2，ft=1，Lh=9000h，ε=，則，故滿足要求。第六章減速器的潤滑和密封6.1減速器的潤滑（1）齒輪的潤滑通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v≤12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h=5.625mm≤10mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H=30+10=40mm根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB5903-2011），牌號為150潤滑油，粘度薦用值為118cSt。（2）軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于大齒輪圓周速度v=1.12m/s≤2m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設(shè)計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。6.2減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封