汽车设计课程设计-微型纯电动轿车总体设计计算说明书【全套图纸】 .docx

1绪论世界众多国家之所以发展新能源汽车的主要原因是石油价格持续飙升造成能源紧缺，在众多想法中人们提出了新能源汽车这个概念，开发了混合动力汽车、燃料电池汽车或者是太阳能汽车等众多车之后，发现这些模式都不能从根本上解决问题，只有电动汽车才能够满足迅速削减石油消费这一问题。电动汽车是指以车载电源为动力，用电机驱动车轮行驶，符合道路交通、安全法规各项要求的车辆。电动汽车的优点是：它本身不排放污染大气的有害气体，即使按所耗电量换算为发电厂的排放，除硫和微粒外，其它污染物也显著减少，由于电厂大多建于远离人口密集的城市，对人类伤害较少，而且电厂是固定不动的，集中的排放，清除各种有害排放物较容易，也已有了相关技术。由于电力可以从多种一次能源获得，如煤、核能、水力、风力等，解除人们对石油资源日见枯竭的担心。电动汽车还可以充分利用晚间用电低谷时富余的电力充电，使发电设备日夜都能充分利用，大大提高其经济效益。有关研究表明，同样的原油经过粗炼，送至电厂发电，经充入电池，再由电池驱动汽车，其能量利用效率比经过精炼变为汽油，再经汽油机驱动汽车高，因此有利于节约能源和减少二氧化碳的排量，正是这些优点，使电动汽车的研究和应用成为汽车工业的一个“热点”。全套图纸，加1538937061.1 电动车的发展历史及国外研究情况早在19世纪后半叶的1873年，英国人罗伯特戴维森（robert davidsson）创造出了世界上最初的可实用的电动汽车。这个电动汽车是一辆载货车，长4800mm，宽1800mm，使用铁、锌、汞合金与硫酸进行反应的一次电池。随后，从1880年开始，使用了可以充放电的二次电池。这对于当时电动汽车行业来讲是一次重大的技术变革，由此电动汽车需求量迅速提升。并且在19世纪下半叶成为交通运输的重要产品，创下了电动汽车的辉煌。在1890年法国和英伦敦的街道上，可以看到行驶着的电动大客车。 在欧美国家，电动汽车盛行时期是在19世纪末了。1900年美国制造的汽车中，电动汽车为15755辆，蒸汽机汽车1684辆，而汽油机汽车只有936辆。进入20世纪以后，由于内燃机技术的不断进步，1908年美国福特汽车公司t型车问世，以流水线生产方式大规模批量制造汽车使汽油机汽车开始普及，致使在市场竞争中蒸汽机汽车与电动汽车由于存在着技术及经济性能上的不足，使前者被无情的岁月淘汰，后者则呈萎缩状态。目前世界主要发达国家在电动车行业的现状：1、美国在燃料电池汽车与电动汽车之间徘徊 1991年，美国通用汽车公司、福特汽车公司和克莱斯勒汽车公司共同协议，成立了“先进电池联合体”（usabc），共同研究开发新一代电动汽车所需要的高能电池，并且与美国能源部签订协议在19911995年间投资2.26亿美元来资助电动汽车用高能电池的研究。20世纪90年代中期，美国克林顿政府曾制订了发展电动车的“新一代汽车伙伴(pngv)计划”，集中研究电池驱动的电动汽车。但鉴于当时蓄电池技术还未能获得关键性突破，电动汽车一次充电后的续驶里程短，充电时间长，降低电池造价困难，在技术上也难以解决处理废旧电池二次污染、回收困难的问题，而且电池价格昂贵，商业化进展缓慢。 2、欧洲拥有先进技术但工业化重视程度不足与美国相比，欧洲更崇尚追求完美零污染的电动汽车。成立于1990年的欧洲“城市电动车”协会至今在欧共体组织内已有60座城市参与，帮助各城市进行电动汽车可行性的研究和安装必要的设备，并指导城市的电动汽车运营。其中最为成功和著名的就是电动标致106车型，这种以镍镉电池为动力的电动汽车已经在欧洲各国，尤其是在政府部门当中拥有大量的用户。这与法国政府给予电动汽车高度重视和支持，出台了许多鼓励研发和生产产业化的优惠、支持、补贴和扶持政策密切相关。法国政府、法国电力公司、标致-雪铁龙汽车公司和雷诺汽车公司签属协议，共同承担开发和推广电动汽车，共同合资组建了电动汽车的电池公司萨夫特（saft）公司承担电动汽车的高能电池的研究和开发，以及电池的租赁和维修等工作。但它终究还是没有能成功地解决一次充电后的续驶里程短的问题，因此也没有进行更大规模的扩张，而是更多地转向清洁柴油车的产业化。目前，还有一些机构继续在做电动汽车的研究开发，例如体现法国政府意向的法国重要的国营企业，法国电力公司与达索集团签约了电动汽车的合作开发项目。追随法国进行理论研究和产品开发的是比利时，主要集中在高等院校之中，例如布鲁塞尔和列日（liege）大学。但是比利时没有自己的汽车工业，没有很多的企业投资，只有有限的政府资助，缺乏实际运用效果。此外还有意大利着重两轮电动车的研发和运营，瑞士则侧重研究超级电容器，尤其是电动城市轻轨方面的研究。3、日本嗅觉敏锐步步领先已提前进入推广期日本从70年代开始开发电动车，许多汽车企业都陆续进行了一些产品发布与销售运行，但坚持下来进行研发和销售的只有大发和铃木两家。到了90年代之后，由于环境等问题，一些大汽车企业重新开始研发第二代电动车，丰田、本田、日产等陆续进行了一些产品发布与销售运行。然而由于技术与价格等方面的原因，在新能源汽车研发战略中，更多的日本汽车企业选择了混合动力汽车作为重点发展方向，坚持电动汽车蓄电池技术研发的重点落在三菱重工、富士重工等动力装备类企业。电动汽车的产品开发向小型化发展，单人和2人车型成为主力车型，车辆技术、零部件技术、充电设施技术都已相对成熟。截止到2002年，日本电动汽车的保有量为2696台。目前，日本电动车辆协会、汽车协会、汽车电子协会等部门已经初步建立了一些电动汽车共同利用系统，进行实用化试运行和试运营。1.2国内的研究情况我国电动汽车的研究开始于20世纪60年代，到了90年代掀起了一股电动汽车热，部分高校、汽车研究所以及生产企业联合开发充电电池和电动汽车，并取得了一些成果。2001年，我国确立“十五”国家高新技术研究发展计划（863计划）电动汽车重大专项项目，明确了我国的电动汽车战略发展基本原则，即燃料电池汽车发展居首位、第二为混合动力电动汽车、电动汽车兼顾一下，提出“三横三纵”研发布局，并招标确定电动轿车由上汽奇瑞、天津汽车来牵头研制。2006年开始实施的国家中长期科技规划对电动汽车研发战略也大体相同。按照项目规定进程，纯动力电动汽车功能样车已经实现，电动轿车和电动客车在国家质检中心的型式认证试验中各项指标均满足有关国家标准和企业标准的规定，关键零部件高功率镍氢电池、锂离子电池性能有了较大提高。在过去十年，中国已经成功取得了电动摩托车全球老大的位置，而汽车工业即始终在关键技术上落后于国际先进水平30年，这成为世界工厂最大的耻辱。但在电动汽车技术开发上的差距并不大，几乎站在同一起跑线上，而且关键零部件技术平台相同，有专家认为研发水平最大差距不超过5年。甚至在某些领域，如锌-空气电池和锂电池研究方面，已经达到世界领先水平。与世界其他国家一样，电动汽车研发工作在我国也正在如火如荼的进行着。十五期间，国家从维护我国能源安全、改善大气环境、提高汽车工业竞争力、实现我国汽车工业的跨越式发展的战略高度考虑，设立电动汽车重大科技专项，通过组织企业、高等院校和科研机构，集中国家、地方、企业、高校、科研院所等方面的力量进行联合攻关。为此，从2001年10月起，国家共计拨款8.8亿元作为这一重大科技专项的经费。我国电动汽车重大科技专项实施4年来，经过200多家企业、高校和科研院所的2000多名技术骨干的努力，目前已取得重要进展：燃料电池汽车已经成功开发出性能样车，燃料电池轿车累计运行4000km，燃料电池客车累计运行8000km；混合动力客车已在武汉等地公交线路上试验运行超过14万km；电动轿车和电动客车均已通过国家有关认证试验。目前电动轿车和电动客车均已通过国家质检中心的型式认证试验，各项指标均满足有关国家标准和企业标准的规定。天津清源电动车辆有限公司等单位研发的电动轿车，其整车的动力性、经济性、续驶里程、噪声等指标已超过法国雪铁龙公司赠送的电动轿车和箱式货车，初步形成了关键技术的研发能力。北京理工大学等单位初步完成了北京理工科凌电动车辆股份有限公司密云电动车辆产业化生产基地的建设，并于2003年12月30日顺利通过北京市公共交通总公司组织的示范运行车组验收。小批量研发生产的4种车型、近40辆公交车即将投入北京市奥运电动示范车队的示范运行。2008年3月9日，山东时风（集团）有限责任公司“经济型电动轿车”，经国家机动车质量监督检验中心（重庆）检测表明，整车技术指标符合企业技术标准，其中最高车速46.1km/h，耗电率8.0kwh/100km，一次充电续驶里程102 km。2008年预计生产1万辆，2009年达到5万辆，2010年达到10万辆。对于中国而言，大力发展和推广电动汽车拥有三重特殊战略意义其一是中国持续增长的国民经济水平已经将能源消费提升至极限，如果电动汽车全面替代传统汽车，将会使得中国获得两倍至三倍以上的能源自由度，进而为经济可持续发展提供充足动力。其二是中国从现在开始全面推广普及电动汽车，相当于在未来20年中把发达国家上百年工业化道路重新再走一遍，国内已经大量普及的传统汽车逐步淘汰升级，会带来巨大市场和新利润增长点。其三是拥有13亿人口的中国在粗放式工业化进程中所遭遇的环境污染问题已经到了刻不容缓需要解决时刻，以前是用牺牲环境带保“鸡的屁”，目前出现了一个又能创造“鸡的屁”又能修复和保护环境之渠道，不赶快抓住机会还要等待什么呢？机不可失，时不再来，中国必将继续推出一系列推广和普及电动汽车的国家级政策2.微型纯电动轿车总体参数与性能计算 2.1 车型、驱动、布置形式选择为满足大多数人的需求，设计车型确定为普通型，即各方面参数按普通车型的参数选取。车身外形参考同类型车设计成流线型以减少汽车行驶的空气阻力，因后轮驱动有较好的动力性且城市道路行驶条件较好，同时考虑尽量减小车身尺寸并保证车内足够的空间，选择电机前置后轮驱动共四个车轮的形式。2.2 整车主要参数选择本微型纯电动车在参考目前电动汽车底盘和车身的基础上进行开发设计，拟设计最高车速60km/h，一次充电的续驶里程为100公里左右，轴距 2150mm ，轮距 1410mm，车长、宽、高 2790mm 1460mm 1450mm因为倾向于后置后轮驱动，故选择比例系数c=0.55为了保证一定的通过性，选择前悬为=250mm，后悬为=285mm，则实际总长为2435mm。车标准总高1450mm车总宽1460mm尺寸数据统计如下:单位mm轴距前悬后悬总长总高总宽前轮距后轮距2150250285279014501460141014102. 3 电动机功率的确定纯电动汽车的功率全部由电机来提供，所以电机功率的选择须满足汽车的最高车速、最大爬坡度以及加速时间的要求。以最高车速确定电机的额定功率 (1)式中：-电机额定功率，kw； -传动系效率 m-最大车重，kg； -滚动摩擦系数； -风阻系数； a-车辆迎风面积，； 以常规车速确定电机额定转速 （2） 式中：-电机额定转速，； -传动比； -主减速比； -常规车速，km/h; -滚动车轮半径，m； 以额定功率/转速确定电机额定转矩 (3) 式中； -额定转矩，nm 以最大爬坡度确定其短时工作线低速转矩假定以匀速爬坡，车辆所受阻力项中没有加速阻力，则所需电机驱动力为： (4)式中： -电动汽车驱动力，此时也即为车辆所受的阻力； -电动汽车行驶时的滚动阻力， （为坡道角度值）； -电动汽车行驶时的空气阻力， ； -电动汽车行驶时的坡道阻力； 再根据车辆驱动力与电机输出轴转矩关系式，便可得出所需转矩： (5) 动力因数 加速度 从原地起步到目标车速加速所需时间表示为 电动机性能必须分为连续工作性能和短时工作性能，其连续工作特性能和短时工作性能，其连续工作特性曲线由电机的额定值来确定，短时工作特性曲线是电机过载一定倍数之后的转矩功率特性曲线。由公式（1） （5）计算后所得的参数便可满足以下基本原则：1） 用电机的额定工况计算电动汽车的最高车速；2） 用电机的短时工作性能曲线计算车辆的最大爬坡度；3） 电动汽车的常规车速应落在电机的基频上；4） 电动汽车最高车速功率平衡点应落在电机连续工作性能曲线的等功率上。计算实例下面以参考目前研制开发的纯电动汽车比亚迪f0和三菱为基础本次毕设所设计的微型纯电汽车。根据它的基本参数和目标性能要求，以上面所述计算原则为基础，可初步绘出所需电机的特性曲线，并以此为参考选择电机。 表3 整车基本参数参数名称类型及数值m整车整备质量（kg）650最大总质量（kg）800迎风面积（）2.117（宽x高 1.46x1.45）风阻系数0.35（轿车0.30.41）轮胎半径（mm）滚动半径253电动机减速比1.333（3.585/2.166/1.333/0.864）(可选用固定速比电动机)主减速器比4.35传动系效率0.9 （轿车0.90.92） 表4 目标性能参数最高车速/（km/h）60最大爬坡度（%）25（14）（恒速20km/h）续驶里程/km90 表5 计算结果电动机转速/（r/min）电动机功率/kw电动机转矩/最高车速（60km/h）42542.265.08常规车速（45km/h）31901.313.93最大爬坡度（25）14186.2542.10 表6 电动机基本参数额定转速/最高转速 /（r/min）额定转矩/最高转矩 /额定功率/最高功率 /kw3200/45007.5/452.5/152. 4 计算微型纯电动车的爬坡度与加速时间根据即将颁布的国家标准纯电动乘用车技术条件所规定：车辆最大爬坡度（不小于20）、起步加速时间（050km/h的时间不大于10s）则最高车速、最大爬坡度为： 63.5km/h 14.5 根据参考粗略估计旋转质量换算系数为： 则加速度为：2.23m/ 加速时间： 故符合要求2. 5 蓄电池组数量的确定与电池参数动力蓄电池组数量的确定设微型纯电动车匀速45km/h续驶里程为s，则 （6） （7） 式中，s为电动车续驶里程数，km；为蓄电池组中电池总能量，kwh;为传动效率；为电动机及控制器效率0.9；为蓄电池的平均放电效率0.95.根据以上整车动力性能参数由计算所得的数据代入上式可动力蓄电池组大于2即采用3或4组48v60ah的磷酸铁锂电池组可满足所设计的纯电动车的动力性要求。电池参数的确定根据整车主要技术参数的要求，以及前面确定的相关参数可以得出锂电池的主要技术参数，见表 表7 锂离子电池主要技术参数技术参数参数值单节电池额定容量/60单节电池最低电压/v3单节电池额定电压/v3.2单节电池最高电压/v3.3电池数量15电池工作最高温度/c40电池组额定电压/v482. 6 座椅的设计根据我国人体的百分位尺寸和人机工程中座椅的设计原则，可设计座椅大体尺寸如下：座宽：两臀或两股间距离+5cm，基本座宽取500mm。座位太窄，上下轮椅比较困难臀部及大腿组织受到压迫；座位太宽则不易坐稳，操纵不方便，双肢易疲劳。座深：后臀部至小腿腓肠肌间水平距离-6.5 cm，座深选取450mm。若座位太短，体重将主要落在坐骨上，易造成局部易受压过多；若座位太长会压迫腘窝部影响局部的血液循环，并易刺激该部皮肤。座高：鞋跟至腘窝距离+4cm，脚踏距地大于5 cm，选择基本座高450mm，根据需要可以设计为按5cm档位高度可调。座椅过高则驾驶不方便，过低则坐骨承受压力过大，背高：坐面至肩枕部，背高则稳定，低则活动灵活方便，选取600mm高背。扶手高度：椅面至平放的前臂下缘+2.5cm，选取300mm。2. 7 轮胎的选择轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，因此，在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。当然还应考虑与动力传动系参数的匹配以及对整车尺寸参数(例如汽车的最小离地间隙、总高等)的影响。轮胎所承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比，称为轮胎负荷系数。大多数汽车的轮胎负荷系数取为0.91.0，以免超载。轿车、轻型客车及轻型货车的车速高、轮胎受动负荷大，故它们的轮胎负荷系数应接近下限；对在各种路面上行驶的货车，其轮胎不应超载。试验表明：轮胎超载20时，其寿命将下降30左右。为了提高汽车的动力因数、降低汽车及其质心的高度、减小非簧载质量，对公路用车在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内应尽量选取尺寸较小的轮胎。采用高强度尼龙帘布轮胎可使轮胎的额定负荷大大提高，从而使轮胎直径尺寸也大为缩小。例如装载量4t的载货汽车在20世纪50年代多用的9.0020轮胎早已被8.2520；7.5020甚至8.2516等更小尺寸的轮胎所取代。越野汽车为了提高在松软地面上的通过能力常采用胎面较宽、直径较大、具有越野花纹的超低压轮胎。山区使用的汽车制动频繁，制动鼓与轮辋之间的间隙应大一些，以便散热，故应采用轮辋尺寸较大的轮胎。轿车都采用直径较小、断面形状扁平的宽轮辋低压轮胎，以便降低质心高度，改善行驶平顺性、横向稳定性、轮胎的附着性能并保证有足够的承载能力。我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查相应的国家标准。轿车轮胎标准见gb 29781997。本设计所选轮胎为：145/80 r10 69 c本设计选用80系列轿车子午线轮胎，轮胎规格：145/80 r10 负荷指数：标准69， 测量轮辋：4.00b 新胎尺寸：断面宽度145mm 外直径486mm；静负荷半径：217mm 滚动半径236mm；负荷能力：标准325kg ；充气压力：标准240kpa ；允许使用轮辋：3.50b，4.50.3 传动系统设计3.1 传动系统方案3.2 变速器设计基于井下防爆胶轮电动车工作的特殊条件，变速器的设计拟采用三个工作档位，由于加入了整体式静液压装置，马达的输出可以满足正反转，所以变速器不需要设计倒挡。电动车可以根据行走的路面选择不同的工作档位，各档位稳定时速初步拟定如下：档位（地面路况较差）：5km/h档位（地面路况一般）：8km/h档位（地面路况良好）：15km/h3.2.1 总传动比计算电动车的最大传动比的计算是当电动机达到额定转速时，参考通用车辆最大传动比计算经验公式22： ik=0.377nprvmin （4.1）式中: np 电动机额定转速（r/min）；vmin车辆最低稳定车速(km/h);r 车轮滚动半径（m）;对于电动车车，np为转速，4200r/min; vmin电动车一档工作时的稳定时速10km/h；r根据gb/t2978-2008选用滚动半径0.253m，将以上数据带入可得：ik=0.377nprvmin=0.37742000.25310=38.133.2.2 传动比分配电动车的传动比包括变速箱变速比、驱动桥主减速比两部分，一般车辆的主减速比为车辆直接档（变速比为1.0）即车辆达到最大档位的稳定速度时的减速比。由于电动车工作的最高时速降低，不设置直接档，故传动比的分配需要同时考虑变速比与主减速比。根据经验公式，电动车三档工作时的传动比估算为：ik3=0.377nprv3=0.37726000.25315=16.53查阅汽车设计20可知：轿车变速器的传动比范围为3.05.5，由三档总传动比可知，电动车三档工作时传动比较大，因此考虑车辆离地间隙，主减速比不能太大，所以初步取变速器一档的传动比i1为5.18，驱动桥主减速比i0为3.98。电动车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力，则有 tmaxi1i0rmgf cosmax+sinmax=mgmax （4.2）则由最大爬坡度要求的变速器一档传动比 i1mgmaxtmaxi0 （4.3）式中：m车辆总质量;g 重力加速度；max 道路最大阻力系数，取0.15； r 驱动轮的滚动半径；tmax 输入最大转矩；i0主减速比； 传动系的传动效率。已知：m=2000kg，g=9.8n/kg，tmax=64 nm，i0=9.58，=0.95将以上数据代入可得：i1mgmaxtmaxi0=20009.80.15649.580.95=5.04根据驱动车轮与路面的附着条件 tmaxi1i0rmg （4.4）式中： 路面的附着系数，取=0.50.6由驱动车轮与路面的附着条件可得变速器一档传动比：i1mgrtmaxi0=20009.80.55649.580.95=18.5已知：满载质量 r=0.253m；取=0.55m根据公式可得： 所以取i1=5.18满足要求由于相邻档之间的比值不能太大(一般不超过1718，以免换挡困难)传动比二档初定为i2=3.52，三档初定为i3=1.96。3.2.3 变速器结构变速器结构参考目前的通用车辆23，采用三轴式。三轴式变速器，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。齿轮形式：有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮，一般低档选择直齿圆柱齿轮，高档选择斜齿轮，所以一档、二档初步选择直齿圆柱齿轮，三档选择斜齿轮。换挡结构：目前车辆变速器普遍采用同步器换档。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵方便，缩短了换档时间，同时该种型式还有利于实现操纵自动化，为电动车的远距离操控提供了一定的有利条件。轴承类型：变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。第一轴一般转速较高，所受当量载荷较小，常采用深沟球轴承或圆柱滚子轴承，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，常采用滚针轴承，中间轴前、后轴承采用圆锥滚子轴承。图4-3 变速器结构简图1常啮合主动齿轮 2常啮合主动齿轮 3三档从动齿轮 4三档主动齿轮5二档从动齿轮 6二档主动齿轮 7一档从动齿轮 8一档主动齿轮9二三档锁环同步器 10三档齿轮结合齿圈 11二档齿轮结合齿圈12一档锁环同步器 13一档齿轮结合齿圈各档位动力传递：一档：第一轴常啮合主动齿轮1常啮合从动齿轮2中间轴一档主动齿轮8一档从动齿轮7一档齿轮结合齿圈13一档锁环同步器12第二轴二档：第一轴常啮合主动齿轮1常啮合从动齿轮2中间轴二档主动齿轮6二档从动齿轮5二档齿轮结合齿圈11二三档锁环同步器9第二轴三档：第一轴常啮合主动齿轮1常啮合从动齿轮2中间轴三档主动齿轮4三档从动齿轮3三档齿轮结合齿圈10二三档档锁环同步器9第二轴3.2.4 变速箱轴中心距第一轴与中间轴间的中心距对变速器的尺寸、质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距a由经验公式24进行初选： a=ka3tmax1 （4.5）式中：k a 中心距系数，多档变数器k a =9.511；tmax1 变速器处于一档时的输出扭矩，nm ； tmax1=tmaxi1 4.6 式中：tmax 变速器输入最大转矩，nm ； 传递效率，取0.96；则 tmax1=tmaxi1=645.180.96nm a=ka3temaxi1g=9.83645.180.96mm=66.91mm初取第一轴、第二轴与中间轴的中心距a=67mm3.2.5 变速箱齿轮计算参考通用车辆，由经验公式初选齿轮模数：圆柱直齿轮： m=0.73tmaxi1/10 （4.7）圆柱斜齿轮： mn=3tmax/10 （4.8）式中：tmax 变速器输入最大转矩，nm ； 传递效率，取0.96；一、二档（直齿）：m=0.73645.180.9610=2.2 取m=2 三档（斜齿）：mn=136410=1.86 取mn=2变速器齿轮压力角取20，斜齿轮螺旋角初取20车辆变速器25常根据齿轮模数来选定齿宽：对直齿齿轮：b=（4.58.0）m =（916）mm初取从动齿轮b=15mm（一档可取稍大,取18mm）主动齿轮齿宽b1=b+(510)，取b1=20mm对斜齿齿轮：b=（6.08.5）m =（1217）mm初取从动齿轮b=15mm，主动齿轮齿宽b1=b+(510)，取b1=20mm同步器结合齿的工作宽度初选24mm26。一档齿轮： zk=2a/m=267/2=67取z7=46,z8=21校正中心距： a=m(z7+z8)/2=267/2=67mm 取a67mm常啮合齿轮： z2/z1=i1z8/z7=5.1821/46=2.71 z1+z2267cos20/2=62.96 圆整取63因此：z1=19 ，z2=44修正i1： i1=z2z7/(z1z8) =4446/（1921）=5.07i%=2.12%5% (合格)修正 12 arccosmn(z1+z2)/2a=19.90 二档齿轮：z5/z6=i2z1/z2=3.5219/44=21.52z5+z6=2a/ m=267/2=67因此：z5=40 z6=27修正i2 i2z2z5/（z1z6 )4440/（1927）3.43 i22.5%5% (合格)三档齿轮：初取20z3/z4i3z1/z21.9619/441.85z3z42acos/mn=267cos20/2=62.96 圆整取63取z329，z834修正i3： i3=z2z3/（z1z4) =4429/（1934）=1.97i3%=0.51%5% （合格）修正34： 34arccosmn(z3+z4)/2a=19.90核算轴向力: tan21/tan34=1z2/z3=1.51|1.51-1|=0.51 两者相差不大，近似满足轴向力的平衡条件。3.2.6 变速箱齿轮变位计算对于直齿轮，为了改善其加工的工艺与提高齿轮的强度，常进行变位处理，因此对变速箱一档、二档直齿轮进行高度变位计算。一档直齿：z7=46mm，z8=21mm，模数m=2，中心距a=67mm，=20，ha*=1高度变位时，啮合角=20，总变位系数x=x8+x7=0齿数比u=4621=2.19查齿轮手册上册图2.2-10，斜线3与变位系数=0的交点为0.23所以：x8=0.23，x7=-0.23二档直齿：z5=40mm，z6=27mm，模数m=2，中心距a=67mm，=20，ha*=1高度变位时，啮合角=20，总变位系数x=x5+x6=0齿数比u=4027=1.48查齿轮手册28上册图2.2-10，斜线3与变位系数=0的交点为0.11所以：x6=0.11，x5=-0.11图4-4 变为系数线图（=20，ha*=1）变速箱各齿轮参数如下：表4.2 变速箱齿轮主要参数 参数项目 符号齿数模数螺旋角变位系数分度圆直径mm齿根圆直径mm 齿顶圆直径mm一档齿轮z821200.23423846z746-0.23928896二档齿轮z627200.11545059z540-0.11807684三档齿轮z434219.90072.3667.3677.36z32961.7256.7266.72常啮合齿轮z244219.90093.6488.7298.72z11940.4435.4445.443.2.7 变速箱齿轮强度校核 齿轮材料选40cr，渗碳处理。(1)齿轮弯曲强度校核27直齿轮弯曲应力计算公式: =ftkkfbptympa （4.9）斜齿轮弯曲应力计算公式: =ftkbptnykmpa （4.10）式中： ft齿轮所受圆周力，ft=2tid，n；d为分度圆直径，mm； k应力集中系数，主动齿轮取1.65，被动齿轮取1.5； kf摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9； pt端面周节，pt=m； ptn法面周节，ptn=m/cosy齿形系数；根据图4-4选择； k重合度影响系数，k=2。直齿轮许用应力为400850 n/mm2；斜齿轮许用应力为180350 n/mm2表4.3 齿形系数表计算各档载荷输入轴t=tmaxhst离合轴承=640.90.90.96nm=49.77 nm中间轴t=t齿轮轴承z2z1=49.770.980.964419nm=108.43nm输出轴一档输出 t1=t齿轮轴承i78=108.430.980.964621nm=223.45 nm二档输出 t2=t齿轮轴承i56=108.430.980.964126nm=160.86nm三档输出 t3=t齿轮轴承i34=108.430.980.962934nm=87.01nm一档齿轮弯曲应力主动齿轮：t=108.43nm,k=1.65,b=20mm,kf=1.1,y=0.1,pt=2ft=2td8=2108.43421000n=5163.33n=ftkkfbpty=5163.331.651.12020.13mpa=573.66mpa从动齿轮：t1=223.45nm,k=1.5,b=18mm,kf=0.9,y=0.153,pt=2ft=2t1d7= 2223.45921000n=4857.61n=ftkkfbpty=4857.611.50.91820.153mpa=757.95mpa故一档主动、从动直齿轮许用弯曲应力均在400-850mpa的范围内，均合格。二档齿轮弯曲应力：主动齿轮：t=108.43nm,k=1.65,b=20mm,kf=1.1,y=0.148,pt=2ft=2td6= 2108.43521000n=4070.38n=ftkkfbpty=4070.381.651.12020.148mpa=406.99mpa从动齿轮：t2=160.86nm,k=1.5,b=15mm,kf=0.9,y=0.139,pt=2ft=2t1d5= 2160.86821000n=3923.41n=ftkkfbpty=3923.411.50.91520.139mpa=404.31mpa故二档主动、从动直齿轮许用弯曲应力均在400-850mpa的范围内，合格。三档齿轮弯曲应力：主动齿轮：t=108.43nm,k=1.65,b=20mm,kf=1.1,y=0.147,ptn=2cos19.90ft=2td4=2108.4372.361000n=2996.95n=ftkkfbpty=2996.951.651.1202cos19.900.147mpa=296.74mpa从动齿轮：t3=87.01nm,k=1.5,b=15mm,kf=0.9,y=0.14,pt=2cos19.90ft=2t1d3= 287.0161.721000n=2819.51n=ftkkfbpty=2819.511.50.9282cos19.900.14mpa=271.25mpa故三档主动、从动斜齿轮许用弯曲应力均在180-350mpa的范围内，合格。（2）齿轮接触强度校核齿轮接触应力： j=0.418feb1z+1b （4.11）式中： j轮齿接触应力（mpa）；f齿面上的法向力（n），f=f1coscos；f1圆周力（n），f1=2td；t计算载荷（nmm）；d为节圆直径（mm）； 节点处压力角，为齿轮螺旋角；e齿轮材料的弹性模量2.1105（mpa）；b齿轮接触的实际宽度（mm）；z，b主从动齿轮节点处的曲率半径（mm）。直齿轮 z=rzsin ， b=rbsin斜齿轮 z=rzsincos2 ， b=rbsincos2rz、rb主从动齿轮节圆半径（mm）。表4.4 变速器齿轮许用接触应力齿轮j/mpa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮低档齿轮190020009501000常啮合和高档齿轮13001400650700一档直齿轮接触应力校核已知：t1=223.45 nm；=20；e=2.1105mpa；b=15 mm；ft=5163.33n rz=21mm, rb=46mm，d=92mm由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷t1作为计算载荷，将以上数据代入公式可得： j=0.418feb(1z+1b)=0.4185163.332.110515(121sin20+146sin20)=1600.40mpa19002000mpa（合格）由于一档承受的接触应力最大，故一档接触应力满足条件，其余二档直齿轮接触应力也合格。三档斜齿轮接触应力校核已知：t3=87.01nm, =20；e=2.1105mpa；b=15mm；=19.90 ft=2996.95n， rz=30.84mm, rb=30.16mm，d=72.32mmj=0.418feb1z+1b=0.4182996.952.110515130.84sin20cos19.90+130.16sin20cos19.90=1149.68mpa13001400mpa(合格)3.2.8 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。由下列经验公式初步选定：输入轴直径 d=k3tmax （4.12）k经验系数，k=4.0-4.6，取k=4.5，tmax输入轴最大转矩d=k3temax=4.5364=18mm初选d=24mm第二轴和中间轴 d=45a=0.40.567mm初取d=25mm 为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度l的关系可按下式选取：第二轴和中间轴： d/l=0.160.18 初取l=147mm第一轴： d/l=0.180.21 初取l=150mm（1）第一轴尺寸第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都