【《纯电动汽车变速器轴及轴上支承的校核计算过程案例》3300字】

纯电动汽车变速器轴及轴上支承的校核计算过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u10566纯电动汽车变速器轴及轴上支承的校核计算过程案例 1197721.1轴的工艺要求 1284731.2轴的尺寸计算 1157671.3轴的刚度校核计算 2234731.4轴的强度校核计算 4131091.5轴承选择及校核 4283871.5.1输入轴轴承选择及校核 5118051.5.2输出轴轴承选择及校核 5119871.6锁环惯性式同步器 5291681.6.1锁环惯性式同步器结构 560271.6.2锁环惯性式同步器工作原理 6240231.6.3锁环惯性式同步器主参数确定 61.1轴的工艺要求纯电动汽车变速箱中的传动轴根据结构设计的不同加工处理方式也有差别，若轴上有常啮合齿轮就需要对轴进行渗碳或高频处理，但是如果只有滑动齿轮进行工作只需要进行氰化处理即可，由于使用环境的因素要求轴必须具有较高的硬度（HRC58～63）和表面光洁度（大于▽8）[11]。1.2轴的尺寸计算设计传动轴时，必须根据汽车传动装置整体的空间结构来进行设计，最后还要结合轴的加工方式以及装配方式。在最开始的设计时可以根据整体的尺寸大致的估算下传动轴的尺寸。通过上述相关计算可知纯电动汽车中心距=92mm，根据轴径设计要求可知输入轴轴径取值一般是中心距的0.45～0.60倍，即，第一轴花键部分直径为：（5-1）式中，表示经验系数，取值范围为1.0～1.6；表示手动变速箱发动机最大转矩（N.m）。通过上述公式及相关参数值可以分别得出输入轴轴径取值范围为：，本文此处输入轴轴径取值为；同时根据输入轴和支撑距之间的关系，本文此处比值取0.17，可以得出输入轴的支撑距为L1=305.88mm；输出轴轴径取值范围为：，本文此处输出轴轴径取值为，同时根据输出轴和支撑距之间的关系，本文此处比值取0.2，可以得出输出轴的支撑距为L2=160.0mm。1.3轴的刚度校核计算为了进一步验证本次设计轴的尺寸是否满足实际要求，需要对轴的刚度进行校核。轴在工作时的受力分布情况如图5-1所示baba图4-1轴受力简图通过对图4-1轴受力简图分析可知，齿轮啮合时的圆周力、径向力及轴向力为：(5-2)式中，表示电动机最大转矩；i表示齿轮的传动比；d表示齿轮的节圆直径；α表示齿轮节点处压力角；β表示齿轮的螺旋角。通过第三章的计算结果及相关参数值=2.4；=1.54；斜齿轮的模数初选分别为3mm；；；变速箱齿轮压力角为15°，斜齿轮螺旋角为20°，可以得出，齿轮30.25KN，10.25KN，1.58KN。（1）输入轴刚度计算轴的刚度计算主要是计算轴的垂直面（）和水平面（）的挠度以及转角δ，公式为：（5-3）（5-4）（5-5）式中，表示变速箱齿轮齿宽面上所受的圆周力，取值为；表示为圆周力，取值为；、分别表示齿轮受到的作用力到两侧支座、的间距取值为和；表示齿轮的弹性模量，取值为2.06×105MPa；表示支座间的间距，取值为；表示轴的直径，取值为；表示惯性矩。通过上述公式和计算参数值以及设计要求参数，可以计算出轴的垂直面（）和水平面（）的挠度、轴的全挠度以及转角δ分别为：=0.047mm；=0.016mm；；0.000403rad。（2）输出轴的刚度通过计算可知变速箱的一挡相关参数值为：，，，，，。通过上述公式和计算参数值以及设计要求参数，可以计算出轴的垂直面（）和水平面（）的挠度、轴的全挠度以及转角δ分别为：=0.013mm；=0.0039mm；；0.00027rad。轴的垂向挠度、水平挠度以及轴断面的转角容许值分别为0.05mm、mm、0.002rad，通过上述计算可以看出轴的垂直面（）和水平面（）的挠度、轴的全挠度以及转角δ计算值都是设计范围之内，即本文设计的轴是满足变速箱轴的刚度要求。1.4轴的强度校核计算变速箱轴的强度计算是很重要的，特别是输入轴的强度校核。转矩联合作用下的轴应力（MPa）为：(5-6)(5-7)式中， W表示轴的弯曲截面系数；表示轴垂向弯矩；表示轴水平弯矩；[]表示轴的许用应力，在低档工作时取400MPa。通过截面的垂直面受力分析得出。在垂直面内输入轴的挠度及断面转角为(5-8)(5-9)在垂直面内输出轴的挠度及断面转角为：(5-10)(5-11)式中，r1，r2表示齿轮的节圆半径；J1，J4表示轴断面的惯性矩。通过垂直面内输入轴的挠度及断面转角分别为0.053，=0.0044；输出轴的挠度及断面转角分别为=0.028，=-0.00006都是设计范围之内，即本文设计的轴是满足变速箱轴的强度要求。1.5轴承选择及校核纯电动汽车的轴承选择及校核可以根据汽车行驶的平均速度正常运行到大修前的运行路程进行计算，通过对目前电动汽车要求在轴承的使用寿命内汽车需要正常行驶20万公里，通过汽车行驶速度与距离间的关系可以得出轴承的使用寿命，计算得轴承使用寿命为4761h。1.5.1输入轴轴承选择及校核通过对轴承的使用寿命计算以及根据目前汽车变速箱轴承的选型，本文变速箱轴承型号选择为30304。根据上述计算值可以得出轴承的当量动载荷P，由于轴承在使用时没有受到轴向力左右，所以轴承的当量动载荷计算为：(5-12)式中，表示轴承的载荷系数，本文取1.2。通过上述参数值可以计算出轴承的当量动载荷值，P=12.3KN。根据纯电动汽车手动变速箱设计要求，则轴承寿命为：（5-13）式中，表示轴承的寿命系数，不同轴承取值不一样，对于滚子轴承类型寿命系数取取值为10/3。通过公式可以计算得出所选的轴承使用寿命为是满足纯电动汽车变速箱对轴承使用寿命的要求的。1.5.2输出轴轴承选择及校核通过对轴承的使用寿命计算以及根据目前汽车变速箱轴承的选型，本文变速箱轴承型号选择为30208。计算公式及过程同1.3.1节的输入轴承计算一样，通过相关参数值计算得出轴承的当量动载荷值，P=1.29KN，因此得出所选轴承的使用寿命为是满足要求。1.6锁环惯性式同步器1.6.1锁环惯性式同步器结构锁环惯性式同步器结构如图4-2所示，该同步器的锁止元件位于锁环（5、9）的齿轮和啮合套8的齿端部处，当需要进行换挡时，是将轴向的换挡力作用到啮合套上，再带动锁环和滑块一起移动，使得齿轮的锥面与锁环锥面以及被接合面接触为止。1.接合齿圈2.滑块3.拨叉1.二轴齿轮5、9.锁环6弹簧圈7.花键毂8.啮合套图4-2锁环惯性式同步器1.6.2锁环惯性式同步器工作原理同步器其作用是让换挡时齿轮的速度接近相同从而使齿轮避免打齿。同步器可以分为常压式、惯性式和惯性增力式三类。通常情况下我们使用最多的是锁环惯性式同步器。同步器工作流程为：（1）工作前期，同步器沿着轴的轴向方向滑动。此时同步器上产生摩擦力矩，同步器中的锁销旋转到锁止的位置，实现锁止。（2）工作中期，首先通过换挡手柄带动换挡拨叉进行换挡，换挡拨叉又将换挡力传递到同步器中的滑动齿套上，并且通过工作前期的锁止元件最终传递到摩擦面上。实现速度的同步变换[12]。（3）工作后期，在实现速度的同步变换时，齿轮的角速度与同步器上滑动齿套的角速度相等，因此摩擦面上的摩擦力消失，锁止元件还是会受到换挡的力，这个作用力会解除锁止的状态。1.6.3锁环惯性式同步器主参数确定(1)摩擦系数由我们所学习的物理知识可以知道，物体表面的摩擦系数的大小是受该物体的材料、表面的粗糙程度等条件的影响。在一般情况下，同步作用的齿轮与接触锥面是作为一个整体，所以他们的材料是相同。而且为了保证同步器在使用有限日期内的摩擦系数是几乎不变的，我们需要对锥面的设计非常严格和标准。（2）锥面半锥角口α摩擦转矩与锥面的半锥角成反比关系，但是当半锥角小于某一值时装置将出现自锁现象。因此选择角度值时需要避免出现自锁（tanα≥f），其角度值一般取α=6°～8°。角度值取为α=6°时，摩擦力矩较大，但是很容易造成咬住或粘着的现象；根据目前其他车辆的设计一般取值为α=7°，因为在这个值时候很少出现咬住现象，因此本文设计的锥面半锥角取值为α=7°。（3）同步环锥面上的螺纹槽该参数设计的合理与否直接影响了同步器的使用效果以及使用寿命。该参数过小时磨损严重，过大时摩擦系数变小同步困难。所以齿顶一般不宜过大，螺纹槽参数相对设计略大，所以本文选择槽宽为1.5mm。（4）摩擦锥面平均半径R锁环惯性式同步器摩擦锥面平均半径R如果设计的过大，将会导致摩擦力矩变大，惯性同步器摩擦锥面平均半径R的取值还直接受到变速箱的中心距和其他相关零件的结构设计以及布局的限制，因此不能取得过大，一般是在我们要保证在条件允许和不影响其他结构的使用性能的情况下使半径越大越好，所以本文平均半径为。（5）锁止角β锁止角的作用是让它们在相同的角速度才可以发生偏向移动，同时锁