【正文】 （ ） 可得 331131 **)1**1 1(**)1(* ????? MMkkKMkMppppHH??????? （ ） 顯然 成立。 （ 2） 、太陽輪轉(zhuǎn)向與齒圈轉(zhuǎn)向相反，此時，若：131 nknp? ，則 0?Hn ，即車速為 0，此種情況與第一種情況類似； （ 3） 、131 nknp? 時，則 Hn 轉(zhuǎn)向與齒圈相同但和太陽輪的轉(zhuǎn)向相反。 由上文可知，當(dāng)整個行星輪系處于平衡時，其太陽輪，齒圈以及行星架所受的外部 扭 矩之間的比例滿足式。之前，電動機(jī)技術(shù)已非常的成熟了，所以隨著環(huán)境以及能源問題的日趨嚴(yán)重，電動汽車被推上了歷史的舞臺，電動汽車的出現(xiàn)，對電動機(jī)的性能的要求更高 [14]。下面進(jìn)行的是 電機(jī)匹配。相應(yīng)要求如下 [15]~[18]： （ 1） 最高車速： hkmu /80max ? ； （ 2） 最大爬坡度： %20max ?i ； （ 3） hKm/80 加速時間 st 15? ； （ 4） 過載系數(shù)： 2~3. 電機(jī)參數(shù)設(shè)計 在對電機(jī)進(jìn)行參數(shù)設(shè)計時，主要是對額定功率 NP 、峰值功率 maxP 、額定轉(zhuǎn)速 Nu 以及最高轉(zhuǎn)速 maxu 幾個參數(shù)進(jìn)行設(shè)計。 額定功率的確定 汽車在行駛過程中，應(yīng)滿足以下關(guān)系式 [19]： 3600/*)(1 uFFFFp wfji ???? ? （ ） 式（ ）稱為汽車行駛動力平衡方程，其中： iF 坡度阻 力（ N）， ?gnsmFi *? ； fF 滾動阻力（ N）， ??gfmFf *? ； wF 風(fēng)阻（ N）， 2* * uACF Dw ? ； P功率， kw； M整車質(zhì)量， kg； G重力加速度， 2/ sm F摩擦系數(shù)； ? 爬坡度； DC 爬坡度； A迎風(fēng)面積， 2m ； U車速， km/h； ? 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； r 車輪半徑 ,m； ? 傳動系統(tǒng)效率。 由上文可取 10?NP 。 因此，電機(jī)的峰值功率 0 由于本 傳動箱是 由兩個動力源輸入 的 ，因此， 傳動箱 的輸入功率由調(diào)速電機(jī)與主電機(jī)兩部分組成 ，其計算得的額定功率與峰值功率應(yīng)當(dāng)是兩個電機(jī)額定功率與峰值功率的總和 。 其主要技術(shù)參數(shù)如下： 額定電壓： V72 ； 額 定 功率： km5 ； 額定扭矩： mN*18 ； 最大啟動扭矩： mN* ； 轉(zhuǎn)速范圍： rpm60000? ； 傳動箱的設(shè)計計算 傳動箱的設(shè)計計算 從 CVTP? 的結(jié)構(gòu)簡圖可以看出，這次設(shè) 計的傳動箱主要是由一個行星齒輪機(jī)構(gòu)和一調(diào)速電機(jī)動力傳遞機(jī)構(gòu)組成，所以，本論文主要對這兩個機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計計算。 主電機(jī) 輔助電機(jī) 額定功率 PN （ kw） 峰值功率 Pmax （ kw） 額定功率 PN （ kw） 峰值功率 Pmax （ kw） 5 15 5 15 10 確定特征參數(shù) pK 的選擇和整車動力性能有著密切關(guān)系的，因此，我們需要綜合最高車速和最大跑坡度兩方面進(jìn)行計算匹配。 （ 2） 、按最高車速確定 PK 因?yàn)楸緜鲃酉涫且环N速度復(fù)合型的機(jī)構(gòu)，且選擇的是兩個一樣的電機(jī)，所以，在計算時，可按 每個電機(jī)分擔(dān)一半的車速進(jìn)行計算。 綜合以上計算，結(jié)合行星齒輪傳動設(shè)計，可選擇 ?pK 行星輪個數(shù)選擇 在行星齒輪部分中，行星輪的個數(shù)與載荷分布不均勻的系數(shù)有關(guān)，一般而言其關(guān)系如下所示 : 當(dāng) 3?pn 時，載荷分布的不均勻系數(shù)為 ~； 當(dāng) 4?pn 時，載荷分布的不均勻系數(shù)為 ~； 當(dāng) 5?pn 時，載荷分布的不均勻系數(shù)為 ~。 配齒計算 行星齒輪傳動機(jī)構(gòu)由于去結(jié)構(gòu)的特殊性，因此各齒輪之間的齒數(shù)相互之間也存在一定的關(guān)系，從而保證其正常運(yùn)轉(zhuǎn)，其需要滿足一下幾個條件 [13]： （ 1） 513?zz （ 2） 213 2zzz ?? 11 （ 3） )(31 整數(shù)Cn zz p ?? （ 4） ap hznzz 2)/180s in()( 21 ??? ? 結(jié)合行星齒輪傳動設(shè)計表 4，選擇 58,19,20 321 ??? zzz ,將 321 , zzz ,代入以上四式進(jìn)行驗(yàn)證，滿足配齒條件。 由于本傳動箱還是在初步開發(fā)的階段，因此，齒輪的類型全部選擇標(biāo)準(zhǔn)的漸開線直齒圓柱齒輪。各齒輪的材料以及熱處理方式等如表 5 所示： 表 5 各齒輪的材料及熱處理方式 材料 熱處理 )(lim MPaH? )(lim MPaF? 加工精度 太陽輪 20CrMnTi 滲碳淬火 1400 340 6 級 行星輪 內(nèi)齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 780 260 7 級 在對模數(shù)進(jìn)行設(shè)計的時候，是按照齒面接觸強(qiáng) 度以及齒根彎曲強(qiáng)度進(jìn)行。 查得各參數(shù)的值如表 6 所示 dKd AKA ?HK ? HpK ????d? u 1T 768 1.5 1.8 1.4 1 2 將各參數(shù)帶入式 可算得 : ?d ，則 ?? zdm 12 按齒根彎曲強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計 ，其設(shè)計公式為 :3lim2111m inFdFaFpFA z YKKKTKm ?? ?? （ ） 其中： mK 算式系數(shù)； ?FK 綜合系數(shù)； FpK 行星輪載荷分布不均勻系數(shù)； 1FaY 小齒輪齒形系數(shù)； 1z 小齒輪齒數(shù)； limF? 極限彎曲疲勞強(qiáng)度。 按接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核，其校核公式為 [21]： uubd TZZZ EHH 1** *2022 20 ?? ?? （ ） HpHHUAHH KKKKK ???? *0? （ ） XWRVCNThHHp ZZZZZZS *limlim?? ? （ ） 其中： 0H? 計算接觸應(yīng)力的基本值； H? 齒面接觸應(yīng)力； H? 許用翅根應(yīng)力； HZ 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)； EZ 彈性系數(shù)； ?Z 重合度系數(shù)； b 齒寬； VK 動載系數(shù)； ?HK 接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)； ?HK 計算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)； HpK 計算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)； limHS 計算接觸疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù)； NTZ 計算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)； CZ 潤滑劑系數(shù)； VZ 速度系數(shù)； RZ 粗糙度系數(shù)； WZ 工作硬化系數(shù)； XZ 接觸強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)。 按彎曲強(qiáng)度進(jìn)行校核，其校核公式為： ??? YYYYd bm T SaFaF 2 00 00 ? （ ） FpFFVAFF KKKKK ???? 0? （ ） limlim / SYYYYY XR r e l Tr e l TNTSTFFp ??? ? （ ） 其中： 0F? 齒根應(yīng)力的基本值； F? 齒根應(yīng)力； Fp? 許用齒根應(yīng)力；FaY 載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)； SaY 載荷作用于齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)； ?Y 計算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù)； ?Y 計算彎曲強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)； ?FK 計算彎曲強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)； ?FK 計算彎曲強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)； FpK 計算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分配系數(shù)； STY 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)； NTY 計算彎曲強(qiáng)度的壽命系數(shù)； relTY? 相對齒根圓角敏感系數(shù)； RrelTY 相對齒根表面狀況系數(shù)； XY 計算彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)； limS 計算彎曲強(qiáng)度的安全系數(shù) 。 HZ EZ ?Z b VK ?HK ?HK HpK 1 limHS NTZ CZ VZ RZ WZ XZ 1 1 14 表 9 各 查 得的數(shù)據(jù) FaY SaY ?Y ? ?Y ? ?FK ? ?FK ? FpK STY 1 1 NTY TreY/? TRreY/ XY limS 1 1 其余的齒輪的計算以及校核就不再做詳細(xì)的書寫。 表 10 行 星 輪系部 分 各齒輪 主 要參數(shù) . 齒數(shù) 模數(shù) 個數(shù) 太陽輪 20 3 1 行星輪 19 3 齒圈 58 1 齒頂高、徑向間隙系數(shù) 國家的標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，對于正常的標(biāo)準(zhǔn)齒輪，齒頂高系數(shù)和徑向間隙系數(shù)都為 h*a ＝ 1， c＝ 。121 ?? ii ； 調(diào)速電機(jī)動力傳遞機(jī)構(gòu)設(shè)計 對于調(diào)速機(jī)構(gòu)來說，由扭矩特性分析可知，當(dāng)傳動箱處于平衡 狀態(tài)時，太陽輪與齒圈的扭矩關(guān)系為： :1: 31 ?TT 。最后通過計算得到大、小齒輪的主要參數(shù)如表 11 所示： 表 11 大、小齒輪主要參數(shù) 傳動箱軸、軸承等零件的設(shè)計 在工作時，傳動箱的軸需要承受齒輪的徑向力和傳遞的扭矩，在使用斜齒 輪傳動時還要 齒數(shù) 模數(shù) 個數(shù) 渦輪 58 3 1 大齒輪 126 1 16 承受軸向力。在設(shè)計傳動箱軸時，軸剛度的大小要保證齒輪有正確的嚙合條件。 軸各部分的長度主要是依據(jù)軸上各部分零件的軸向尺寸和軸系結(jié)構(gòu)來確定的。 II 段長度 mmL 28? ，直徑 mmd 21? 。 主要是按軸承內(nèi)徑的確定。 IV 段上有齒輪，與軸為一體結(jié)構(gòu)。 B 軸 B 軸與 C 軸為配合部分對稱設(shè)計。 III段長度 mmL 35? ,直徑 mmd 25? 。 IV 段 的末尾上有齒輪。齒頂圓直徑 mmd 141? ，長度 mmL 16? 。 E 軸 E 軸中空兩端設(shè)有齒輪，中空直徑 mmd 24? 。 II 段軸直徑 mmd 71? ，長度 mmL 10? 。軸的直徑 mmd 71? ，長度 mmL 33? 。 17 IV 段為軸肩，直徑 mmd 73? ，長度 mmL 10? 。 F 軸 F 軸末端有行星架。 II 段軸直徑 mmd 30? ，長度 mmL 75? 。 III 段上有行星架，直徑 mmd 132? ，長度 mmL 42? 。前面的原因使齒輪中心距產(chǎn)生變化，改變了齒輪的正確嚙合；后面的原因使齒輪歪斜，導(dǎo)致沿齒輪長方向的壓力不均勻。 計算 公式為： EILbaFfc 3 221? EILbaFfs 3 222? EIL ababF 3 )(1 ??? 軸的全繞度為： 22 sc fff ?? 式中， 1F 齒寬中間平面上的圓周力 N； 2F 齒寬中間平面上的徑向力 N； E模量MPa， M PaE ?? ； I 為慣性矩 4mm ，對實(shí)心軸 644dI ?? ； d 是軸的直徑 mm； a、 b為齒輪上作用力距支座 A、 B 的距離； L 為支座間隔距離。傳動箱軸向尺寸 mmL 185? ，取 mma 28? ，則 mmaLb 157??? NzmTdTF nAA 108320 31 ?? ????? ??? 18 NzmTdTF nAA 171320 32 ?? ????? ?? 將 1F 、 2F 分別代入以上四式可得到軸的剛度。 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 在齒輪上的軸向力和徑向力，讓軸在垂直面內(nèi)變形，但是圓周力導(dǎo)致軸在水平面內(nèi)變形。 軸在彎矩和轉(zhuǎn)矩 nT 同時作用下，其應(yīng)力為： 332dMWM ?? ?? 222 nsc TMMM ??? 式中， d 是軸的直徑 mm，花鍵取內(nèi)徑； W 為抗彎截面系數(shù)。 傳動箱軸采用與齒輪相同的材料制造。 小結(jié) 這次畢業(yè)設(shè)計是對電動汽車的一種新的無級傳動箱進(jìn)行了設(shè)計，從理論分析到零部件的設(shè)計查找了很多 資料，讓我知道了原來 4 年來我在書本上還有很多東西沒有學(xué)到，充分的補(bǔ)充了自己的不足，特別是在零部件計算時，齒輪的模數(shù)，齒輪強(qiáng)度的計算以及校核是我完全沒有想到比我想象中的難太多了。 總之，在寫論文的過程中我學(xué)到了很多： （ 1） 、 P— CVT 的結(jié)構(gòu)以及工作原理，這是在上課時時了解不多的內(nèi)容，它是一種雙動力式的無級傳動箱。 （ 3） 、 P— CVT 傳動箱結(jié)合匹配