【电动汽车两档AMT自动变速器传动结构计算设计9800字（论文）】

电动汽车两档AMT自动变速器传动结构计算设计1650604559目录 3517071167摘要 51696268007第一章绪论 713309797241.1课题研究背景 715865541161.2研究目的及意义 720580664601.3电动汽车AMT国内外发展现状 84038909911.4电动汽车传动系统参数匹配国内外研究现状 9775701.5电动汽车换挡试验台架国内外研究现状 1013037189901.6本课题的主要研究内容 12829414589第二章AMT传动系统设计 136546446462.1引言 1310538417412.2变速器基本设计方案 1416205041782.2.3变速器参数 1414261083922.2.4传动机构布置方案 145387601772.2.5驱动电机匹配 1511512390872.2.6变速器传动比参数选择 1547675739第三章变速器齿轮设计计算 152747450423.1一挡齿轮设计计算 155500798443.2二挡齿轮设计计算 172748377733.3主减速器齿轮设计计算 1821086097613.4各齿轮参数 191629110333第四章变速器传动轴设计计算 19408674814.1输入轴设计计算 1918124697744.2输出轴设计计算 22123958923第五章轴承的校核计算 253184812715.1输入轴的轴承校核 2511854733735.2输出轴的轴承校核 262045186792第六章减速器的润滑和密封 278311592626.1减速器的润滑 2720600763466.2减速器的密封 282059213559参考文献 30第一章绪论1.1课题研究背景近年来随着科技的发展，汽车产业已成为国民经济的重要支柱，但随着汽车数量的增多，带来的能源紧张和环境污染问题也愈加严重。能源危机和环境污染问题是威胁到全人类生存的关键问题，它们是汽车行业面临的最大挑战。因此加快培育和发展节能汽车和新能源汽车，既是有效缓解能源和环境压力、推动汽车产业可持续发展的紧迫任务，也是加快汽车产业转型升级、培育新的经济增长点和国际竞争优势的战略举措。为了应对日益严重的环境污染和能源危机问题，欧美日等发达国家先后制定了严格的汽车排放限制法规和燃油控制政策。2012年我国公布了《节能与新能源汽车产业发展规划》，制订了以纯电动汽车和插电式混合动力汽车为新能源汽车的主要路线。1.2研究目的及意义速时恒转矩，高速时恒功率的特性，能较好地满足车辆运行需求。与普通内燃机汽车相比，具有无污染、噪声低及节省石油资源的特点，从而缓解了能源紧缺的压力，解决了汽车对环境污染的问题。同时随着科技进步，电动汽车的性能指标会不断提升，价格也会进一步降低，电动汽车必将成为未来的主要交通工具之一。电动汽车的投入运行不仅对缓解世界能源危机以及环境问题有着重要的作用，并且对于我国自身相关产业的发展以及我国汽车业在国际中的地位也有着极其重要的意义。传动系统作为电动汽车的核心组成部分，其技术创新是电动汽车发展的必经之路，在动力电池和其它技术取得有效突破之前，对电动汽车动力传动系统部件的设计参数进行深入研究是提高电动汽车性能的重要手段之一。变速器作为车辆动力传动系统的关键部件，给电动汽车匹配一个高性能的自动变速器也成为热点研究方向。目前，汽车上使用较多的自动变速器包括AT(AutomaticTransmission)、CVT(ContinuouslyVariableTransmission)、DCT(DualClutchTransmission)、AMT(AutomatedMechanicalTransmission)四种。AT主要由液力变矩器和行星齿轮减速机构组成,液力变矩器依靠工作轮叶片和工作液体间的相互作用引起机械能与液体能之间的转换，从而实现动力的传递。AT可连续变速和变矩，但传动效率不高，且结构复杂、成本高，制造维修困难。CVT的主要部件是带V型槽的带轮、金属带，依靠其间的摩擦力来传递动力。其主、从动带轮的直径自动可调，传动比可连续变化，实现了真正的无级变速。CVT换挡平滑，舒适性、经济性好，但金属带的寿命和强度低的问题使得摩擦转矩和传递功率受限，而且零件精度、造价都较高。DCT存在两个由电控系统控制的离合器，在需要换挡时，一个离合器预先结合目标挡位齿轮，另一个离合器则分离当前挡位齿轮，从而实现了无动力中断换挡。但它对换挡逻辑和控制精度要求较高，成本与AT相当，但可靠性却低于AMT。AMT由MT改装而来，它是将MT的换挡杆改为由单片机控制的电机来操作的换挡执行机构，具有传动效率高、成本低且易于制造的特点，适合我国变速技术发展的国情。但选换挡执行机构体积大、换挡能耗高、换挡品质差是一直存在的问题。本课题针对电动汽车纯电动力输出的工作特性，从AMT选换挡执行机构换挡驱动装置的设计出发，创新设计一类应用直驱技术的单自由度电磁执行器驱动拨叉进行换挡的AMT电动汽车传动系统，研制了应用直驱技术的AMT电动汽车传动系统试验台，并进行了可行性分析和性能研究。在纯电动车辆中引入直驱技术，可以提高传动系统的传动效率，降低换挡过程中的能量损耗，缩短动力中断时间，进而提升电动汽车的动力性和经济性。1.3电动汽车AMT国内外发展现状国外早在20世纪60年代就已经对AMT变速器进行了深入研究，到80年代已经制造出可以装车的AMT产品。从1986年起，法拉利、依维柯、宝马、五十铃、阿尔法罗密欧先后使用了AMT变速器。到了90年代，AMT的技术已经相对成熟，使得车辆在各工况下的起步性能和换挡品质有了进一步的提高。AMT先后经历了电控气动式、电控液动式、电控电动式的发展阶段。电控气动式AMT通过压缩气缸气体来进行选换挡，适用于装有充足气源的重型车辆上，换挡过程平顺，但气压迟滞性使得换挡过程动力中断时间较长。电控液动式AMT通过液压缸驱动执行机构进行选换挡，容量大且易于实现过载保护，但液压迟滞性和系统稳定性是-直存在的问题。电控电动式AMT又称全电式AMT，它通过直流电机驱动选换挡执行机构进行换挡，取代了气缸或液压缸，从而简化了选换挡执行机构的体积。全电式AMT凭借体积小巧、响应迅速、传动效率高、可靠性强成为了AMT研究的重点。虽然AMT都是在原手动变速器基础上进行改装，加上一套带自动控制的选换挡执行机构，但由于各厂家的控制策略和制造水平不同，AMT产品的性能也不一样。像IVECO搭载的ZFAS-Tronic16挡变速器，它取消了离合器踏板和同步器，变速器所有功能都集成在换挡控制模块中，AMT自动换挡的执行机构采用电动或者气动，执行机构安装在变速器壳体上，拆卸很方便，但带来的问题就是维修费用高昂。我国在电动车AMT方面的研究相对起步较晚，但近年来也在控制策略、选换挡执行机构等方面进行了深入的研究。国内对纯电动汽车传动系统的研究主要集中在电机控制策略和对固定速比变速器的传动比匹配或两挡变速器的传动比优化上。吉林大学的葛安林创新性的提出了根据加速度、速度和油门三参数动态最佳换挡规律，随后又进行改进，根据车辆工况、环境、驾驶员驾驶技术等，在原换挡规律上加权，提出智能控制换挡规律，并取得了良好的效果。北京理工大学成立车辆传动国家重点实验室，开发了客车三挡AMT，分别采用了气压、液压、电机作为换挡执行机构，使整车经济性提高了9%，0-50km/h加速时间缩短了18%，但拨叉滑块的磨损和变速器换挡机构强度较低是一直未能解决的问题。他们参与了国家“863”项目等多个科研工作，取得了多项科研成果和国家专利。湖南中德汽车自动变速器公司的魏英俊和南京理工的李勇等人研制了新型全电式AMT选换挡执行机构和离合器执行机构,讨论了全电式AMT与发动机的一体化控制,并已完成装车试验。目前对于AMT换挡控制策略的研究也逐步取得较大进展。AMT换挡过程控制策略研究的重点是离合器和发动机转速的协调控制。北京理工大学的王阳等分析了纯电动汽车AMT挂挡时打齿现象产生的机理，提出通过降低同步器轴向运动速度来避免换挡打齿的方法，但带来的直接问题就是换挡时间较长。此外，北京理工大学的陈泳丹等人针对纯电动汽车AMT换低挡困难的问题，提出了换挡过程中驱动电机实际调速值应该高于理论值的策略，使摩擦阻力矩与同步力矩的方向一致有助于缩短换挡时间。1.4电动汽车传动系统参数匹配国内外研究现状目前国内外学者对电动汽车传动系统参数匹配的研究大都首先根据电动汽车的动力设计要求，即最高车速、最大爬坡度和加速时间来确定驱动电机的功率、转矩和转速。其次在驱动电机选定的情况下，匹配了变速器和主减速器用来进一步满足车辆的动力性、经济性要求。选择合适的变速器挡位数以及变速器、主减速器传动比能在提升驱动轮转矩的同时很好的调节驱动电机转速和汽车车速间的关系，使驱动电机在不同的电动汽车工况下工作于不同的工作点，因此直接影响到电机的效率，进而影响整车续驶里程。英国桑德兰大学和德国达姆施塔特技术大学都对比研究了安装固定速比减速器和两挡变速器的纯电动汽车的动力性能。桑德兰大学的仿真结果表明，两挡变速器可有效的降低能耗并减小动力传动系统的尺寸和重量，达姆施塔特技术大学通过台架试验证明了安装两挡变速器可明显改善纯电动汽车的性能，但两者都没从如何提高驱动电机效率方面来匹配变速器传动比。荷兰埃因霍温理工大学建立了从轮胎到电池的仿真模型，研究了变速器类型、换挡策略、主减速器速比对整车能量效率的影响。美国通用汽车公司推出的轿车Volt,动力传动系统在单行星排上增加三个摩擦片离合器，可提供两条不同速比的驱动回路。英国萨里大学通过将驱动电机小型化，优化换挡控制策略，使得整车动力性和经济性相比固定挡位传动比的车型有了很大提升。意大利OerlikonGraziano公司研发了小型电动汽车的两挡变速器,仿真结果表明该变速系统可明显降低电池能耗，但如何提高驱动电机效率的问题有待于进一步研究。重庆大学的胡明辉、吉毅等人在进行电动汽车传动系统参数匹配时以整车动力性经济性为目标，分析了电机比功率、恒功率扩大系数和传动系传动比范围的耦合关系，得到恒功率扩大系数、挡位数和传动比范围的确定原则。北京航空航天大学的姬芬竹等人研究了电动汽车变速器挡位数和传动比确定原则，得出电机额定功率、转矩、转速必须与传动系统参数合理匹配，但并未给出使电机效率最大化的传动系统参数匹配原则。湖南大学王小军以汽车动力性为约束条件，以各循环工况整车最小能耗为目标优化了换挡控制策略和变速器传动比，提出了两挡变速器和无级变速器两种方案。西北工业大学的王峰研发了电动汽车双电机行星轮系传动装置，根据动力性要求对传动系统进行参数匹配，并优化了变速器传动比，使电机、电池和整车动力性的匹配更加合理，然而如何保证车辆行驶时电机效率最大化仍是下一步需要研究的重点。江苏大学的陈燎在匹配电动汽车传动系统参数时，提出固定速比变速器和两挡变速器两种方案，采用遗传算法对变速器传动比进行了优化仿真，结果表明匹配两挡变速器能在满足动力性要求的前提下，续航里程提高21.3%。湖南大学的黄伟设计的电动汽车两挡变速器能降低对驱动电机最高转速和峰值转矩的需求，通过优化电机的工作转速区间，使得整车的效率有了大幅提升，但并未考虑车辆以常用车速行驶时对电机效率的影响。上海理工大学的石飞飞在匹配电动汽车动力系统时，结合电动汽车滑行试验结果对整车阻尼进行了计算，基于Cruise对整车动力性、经济性进行仿真，分析了NDEC工况下的能耗，结果表明所匹配的传动系统满足设计要求。1.5电动汽车换挡试验台架国内外研究现状目前国内外对电动汽车换挡试验台架的研究主要分为同步器单体试验台和变速器总成试验台。研发变速器换挡试验台的关键是换挡执行机构的控制和整车惯量的模拟，而在换挡过程中负载惯量的模拟方法主要有电惯量模拟、机械惯量模拟和混合惯量模拟三种。法国ETSm实验室研发了-套用于测试同步器性能的同步器单体试验台。该试验台将整车惯量用电惯量进行模拟，用气动方式模拟换挡力，实现在换挡过程中对同步器的力学特性测试。日本的AutoMAX公司设计的同步器性能测试试验台采用一种机械手换挡执行机构，它采用液压驱动，柔度好、稳定，但执行机构响应速度的提升仍是下一步研究的重点。美国宝克公司设计的变速器换挡试验台的换挡执行机构采用交流电机驱动，结构简单、可控性好，无需液压油。德国KLOTZ公司设计的同步器性能试验台采用二次液力发动机作为台架动力源，通过控制发动机的输出转矩来模拟整车惯量，可模拟汽车上下坡和突然加速等换挡工况，但带来的问题就是台架庞大，结构复杂。新日本特机株式会社研发的变速器换挡试验台采用电惯量模拟整车惯量，可测试同步器性能、耐久度和噪声等。我国变速器换挡试验台相比国外还有一定的差距，原因在于对变速器换挡试验台的搭建和试验数据的可靠性及其处理还存在欠缺。而近年来，我国在变速器台架试验这一领域取得的成就还是较为可观的。东南大学设计了一套同步器单体试验台，采用电惯量模拟整车惯量，并且输入、输出惯量模拟在台架同侧，换挡执行机构采用液压驱动，通过台架上的转速转矩、力、位移等各类传感器，可以较为准确的测得换挡同步时间和同步过程中接合套与目标挡齿轮齿圈的摩擦数。但如何将测功机的涡轮迟滞效应的影响降到最低是下一步研究的重点。吉林大学研究人员研发了一种利用直流电机模拟整车惯量的电惯量模拟方法。该方法依靠电流和转速双闭环结构下的调节器分别调节电机电流和转速，对电机电流和转速进行反馈控制来实现，但这样一来对电机的控制策略提出了很高的要求。合肥工业大学的蔡高坡设计的同步器换挡耐久试验台使用机械惯量模拟方法，换挡执行机构采用电子液控式，通过不断调整AMT的换挡参数，改善了换挡执行机构与同步器的联合换挡次数未能达到预期要求的现状，但如何提高执行机构的响应速度有待于进一步研究。重庆大学田胜利设计的变速器换挡性能试验台采用机械手进行各挡位的选换，可完成交叉换挡试验和顺序换挡试验，同时避免了机械手与变速器其它部件的运动干涉，但如此一来在实车上却较难实现。吉林大学孙少华搭建的纯电动客车动力系统试验台使用电惯量模拟方法，分别进行了驱动电机的转速、转矩闭环性能测试，AMT系统静态换挡测试，换挡过程控制策略调试，验证了AMT换挡执行机构控制性能和换挡控制逻辑的有效性。南昌大学王光明设计的两挡AMT换挡试验台架能可靠的完成换挡操作，基于电机调速的换挡控制策略可缩短换挡过程同步时间，降低换挡冲击和顿挫，但换挡时间较长，因此如何提高电机调速时间有待解决。湖南大学的周晶晶基于换挡控制策略搭建了车辆1/2试验台架，整车惯量采用飞轮来模拟，对AMT换挡系统进行了疲劳试验及换挡试验，结果表明换挡时间、换挡冲击与换挡噪声都在合理范围内，但仍未解决换挡时动力中断时间较长的问题。重庆大学吉毅设计的电动汽车传动性能试验台使用惯性飞轮来模拟整车惯量，通过换挡试验验证了换挡执行机构能较好的满足换挡要求，同时验证了所提出的AMT故障诊断和处理策略也是行之有效的。1.6本课题的主要研究内容计算了传动系统传动比，齿轮的计算，轴的选配强度等。设计中利用已知参数确定变速器各参数，对轴和各挡齿轮进行校核，绘制出装配图及零件图。同时本设计对电动汽车的动力传动系统进行了匹配设计计算，计算结果表明达到性能要求。

第二章AMT传动系统设计2.1引言目前传统汽车上使用的自动变速器主要包括液力机械式自动变速器（AT）、无级自动变速器（CVT）、电控机械式自动变速器（AMT）和双离合自动变速器（DCT）。液力机械式自动变速器（AT）装配有复杂的行星齿轮机构，结构复杂、效率较低、制造工艺高。无级自动变速器（CVT）可以提高整车的动力性和经济性，但金属带易磨损且造价昂贵，消费者不易接受。电控机械式自动变速器（AMT）起步迅速而平稳、换档快捷且冲击小，且传动效率高、结构简单、工作可靠、制造和维护成本低，它被公认为是一种较有前途的自动变速方式，但换档过程有动力中断，舒适性较差。双离合自动变速器（DCT）具有AMT的特点，且可以消除其中断动力换档的缺点，但双离合器总成制造困难，控制复杂，成本高。综合以上各变速器的特点，故选用电控机械式自动变速器（AMT）作为设计参考，本文所设计的变速器为机械式两档变速器。2.2变速器基本设计方案2.2.3变速器参数产品名称：两档AMT变速器尺寸：342X389X486重量：≤30KG输入轴与差速器中心距：204mm最大输入扭矩：230N.m最高输入转速：9000rpm速比：9.07/5.51换挡时间：≤0.85总传动效率：≥96.5%噪音：83db@4000rpm寿命：20x104Km2.2.4传动机构布置方案图1两档变速器传动机构布置方案图图中，1：一挡主动齿轮；3：一挡从动齿轮；2：二挡主动齿轮；4：二挡从动齿轮；5：主减速器主动齿轮；6：主减速器从动齿轮。=1\*ROMANI：变速器输入轴；=2\*ROMANII：变速器输出轴；=3\*ROMANIII：主减速器输出轴，T：同步器。2.2.5驱动电机匹配驱动电机的额定转矩与峰值转矩 Tmax已知n=9000r/min，Tmax=230N·得Pmax综上，驱动电机的参数见下表。电机参数参数值电机参数参数值额定功率Pe/KW155峰值转矩Tmax/N·m230峰值功率Pmax/KW216.8额定转速ne/r/min5500额定转矩Te/N·m164峰值转速nmax/r/min90002.2.6变速器传动比参数选择已知一档传动比为i1=9.07，二挡传动比为i2=5.51。第三章变速器齿轮设计计算3.1一挡齿轮设计计算（1）选择材料及确定许用应力齿轮1和齿轮3均选用20CrMnTi，并经过表面渗碳、淬火和回火。20CrMnTi的接触疲劳强度σHlim=1500Mpa，弯曲疲劳强度σFE=850Mpa。因变速器的使用应满足高可靠度的要求，故取安全系数SH=1.5，SF=2.0[7]。由 （3-1）得：[σH1]=[σH3]=1000Mpa，[σF1]=[σF3]=425Mpa。（2）按齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮按7级精度制造，取载荷系数K=1.3，齿宽系数=0.6，齿轮1上的转矩T1=Tmax×η齿轮×η轴承=165352.67N·mm，初选螺旋角β=20o。取z1=19，则z2=z1×i1=172.33，取z2=173，则实际传动比=9.10。因齿形系数，，则YFa1=2.88，YFa3=2.23，YSa1=1.57，YSa3=1.76。因，故应对齿轮1进行弯曲强度计算。法向模数： （3-2）求得mn=2.65，取mn=3。中心距：=145mm则：，齿轮1分度圆直径=61.91mm，齿宽=37.15mm，取b3=40mm，b1=45mm。（3）验算齿面接触强度 （3-3）取ZE=189.8，Zβ=，则：σH=868.88Mpa<[σH]，安全。（4）齿轮的圆周速度，因此选7级精度是合适的。3.2二挡齿轮设计计算（1）选择材料及确定许用应力齿轮2和齿轮4均选用20CrMnTi，并经过表面渗碳、淬火和回火。20CrMnTi的接触疲劳强度σHlim=1500Mpa，弯曲疲劳强度σFE=850Mpa。因变速器的使用应满足高可靠度的要求，故取安全系数SH=1.5，SF=2.0。同理可得：[σH2]=[σH4]=1000Mpa，[σF2]=[σF4]=425Mpa。（2）按齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮按6级精度制造，取载荷系数K=1.3，齿宽系数=0.6，齿轮2上的转矩T2=Tmax×η齿轮×η轴承=165352.67N·mm，由a13=a24=145mm，得：z1+z3=z2+z4，且i2==5.51；则z2=26，z4=144，实际传动比i2=5.54，，mn=3mm。=84.72mm，齿宽=50.83mm，取b4=50mm，b2=55mm。（3）验算齿面接触强度 （3-5）取ZE=189.8，Zβ=，则：σH=592.09Mpa<[σH]，安全。（4）齿轮的圆周速度，因此选6级精度是合适的。3.3主减速器齿轮设计计算（1）选择材料及确定许用应力齿轮5和齿轮6均选用20CrMnTi，并经过表面渗碳、淬火和回火。20CrMnTi的接触疲劳强度σHlim=1500Mpa，弯曲疲劳强度σFE=850Mpa。因变速器的使用应满足高可靠度的要求，故取安全系数SH=1.5，SF=2.0。同理可得：[σH5]=[σH6]=1000Mpa，[σF5]=[σF6]=425Mpa。（2）按齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮按8级精度制造，取载荷系数K=1.3，齿宽系数=0.6，齿轮5上的转矩T5=T1×i1×η齿轮×η轴承=596388.72N·mm，初选螺旋角β=20o。取z5=20，则z6=z5×i0=97.78，取z6=98，则实际传动比=4.89。因齿形系数，，则YFa5=2.78，YFa6=2.23，YSa5=1.59，YSa6=1.83。因，故应对齿轮1进行弯曲强度计算。法向模数： （3-6）求得mn=3.90，取mn=4。中心距：=204mm则：，齿轮5分度圆直径=86.44mm，齿宽=51.86mm，取b6=55mm，b5=60mm。（3）验算齿面接触强度 （3-7）取ZE=189.8，Zβ=，则：σH=974.21Mpa<[σH]，安全。（4）齿轮的圆周速度，因此选8级精度是合适的。3.4各齿轮参数变速器各齿轮参数见下表：表SEQ表\*ARABIC3变速器各齿轮参数表档位齿轮法向模数/mm齿宽/mm中心距/mm螺旋角旋向精度等级一挡z1345145右7z340左二挡z2355145右6z450左主减速器z5460204左8z655右第四章变速器传动轴设计计算4.1输入轴设计计算（1）材料选用及热处理选择输入轴选用20CrMnTi，并经过表面渗碳、淬火和回火。20CrMnTi的强度极限σB=1080Mpa，屈服极限σS=835Mpa。（2）估算轴的最小直径 （4-1）P1=Pmax×η轴承=201.44KW，ne=5500r/min，取C=95，得：dmin=29.18mm。考虑到输入轴最小直径段需要与电动机通过C型平键连接，对轴的强度有削弱，故=30.64mm。故选取C型键型号为：b×h×L=10×8×36。输入轴各段长度的轴径详见零件图。（3）轴的强度校核一档传动比大，扭矩大，故选用一挡传动齿轮计算轴的强度。输入轴一挡主动齿轮受力图如下：FFaFrFtAB53204CFaFrFHAFHBFtFVAFVB46.5图2输入轴受力简图输入轴的转矩T1=162352.67N·mm，则圆周力，径向力，轴向力。在垂直面内，列力和力矩的平衡方程可得： （4-2）求得：FVA=2003.64N，FVB=107.72N。同理，在水平面内，列力和力矩的平衡方程可得： （4-3）求得：FHA=4264.04N，FHB=978.80N。作输入轴的弯矩图如下：当量弯矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图扭矩图合成弯矩图当量弯矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图扭矩图合成弯矩图图3输入轴弯矩图由弯矩图可知，垂直面内和水平面内的最大应力均位于C处，MVmax=92167.40N·mm，MHmax=200653.73N·mm。则当量弯矩Me为： （4-3）因输入轴需要正反运转，取α=1，得Memax=260127.34N·mm。当量应力σe为： （4-4）求得σe=10.96Mpa<[σ-1b]=90Mpa，故满足要求。4.2输出轴设计计算（1）材料选用及热处理选择输入轴选用20CrMnTi，并经过表面渗碳、淬火和回火。20CrMnTi的强度极限σB=1080Mpa，屈服极限σS=835Mpa。（2）估算轴的最小直径 （4-5）P2=P1×η轴承×η齿轮=199.42KW，n2==1951.09r/min，取C=95，得：d=44.75mm，取dmin=45mm。输出轴各段长度的轴径详见零件图。（3）轴的强度校核一挡和主减速器传动比大，扭矩大，故选用一挡和主减速器传动齿轮和计算轴的强度。输出轴一挡主动齿轮受力图如下：FFa5Fr5Ft5DE53153.5FFa5Fr5FHDFHEFt5FVDFVE53.5HFa3Ft3Fr3Fa3Fr3Ft3图4输出轴受力简图输入轴的转矩T2=T1×η轴承×η齿轮=596388.72N·mm，则圆周力，径向力，轴向力。在垂直面内，列力和力矩的平衡方程可得： （4-6）求得：FVD=1440.00N，FVE=1919.42N。同理，在水平面内，列力和力矩的平衡方程可得： （4-7）求得：FHD=7222.56N，FHE=11805.77N。作输入轴的弯矩图如下：合成弯矩图当量弯矩图扭矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图当量弯矩图扭矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图图5输出轴弯矩图由弯矩图可知，垂直面内和水平面内的最大应力均位于F处，MVmax=348580.88N·mm，MHmax=643414.47N·mm。则当量弯矩Me为： （4-8）因输入轴需要正反运转，取α=1，得Memax=944018.18N·mm。当量应力σe为： （4-9）求得σe=14.62Mpa<[σ-1b]=90Mpa，故满足要求。第五章轴承的校核计算5.1输入轴的轴承校核输入轴的轴承型号为：30307，轴承正装。（1）计算轴向力输入轴A段的轴承A的径向力，输入轴B段的轴承B的径向力，输入轴的轴向力。轴承的内部轴向力： （5-1）取，则。得，。又，故轴承A被压紧，轴承B放松。则：=2716.08N，，又，，所以：，；，YB=0。（2）计算当量动载荷当量动载荷P： （5-2）得：PA=5442.60N，PB=984.71N。故只需对轴承A进行校核。（3）计算额定动载荷额定动载荷C： （5-3）取fp=1.2，ft=1，Lh=9000h（假设该车使用10年，每年平均使用300天，每天平均使用3小时），ε=，则，故满足要求。5.2输出轴的轴承校核输入轴的轴承型号为：30310，轴承正装。（1）计算轴向力输入轴D段的轴承D的径向力，输入轴B段的轴承B的径向力，输入轴的轴向力。轴承的内部轴向力： （5-4）取，则。得，。又，故轴承D被压紧，轴承E放松。则：=10514.45N，，又，，所以：，；，YE=0。（2）计算当量动载荷当量动载荷P： （5-5）得：PD=13670.62N，PE=11960.79N。故只需对轴承D进行校核。（3）计算额定动载荷额定动载荷C： （5-6）取fp=1.2，ft=1，Lh=9000h，ε=，则，故满足要求。第六章减速器的润滑和密封6.1减速器的润滑（1）齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v≤12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h=5.625mm≤10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H=30+10=40mm根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB5903-2011），牌号为150润滑油，粘度荐用值为118cSt。（2）轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v=1.12m/s≤2m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3~2/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。6.2减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封