【正文】 大爬坡度、百公里加速時(shí)間和地面附著率?？梢姡瑐鲃?dòng)比越大，汽車的驅(qū)動(dòng)力越大，整車的爬坡性和加速性能就越好。通過選擇不同的傳動(dòng)比，按照國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行整車動(dòng)力性能仿真，得出不同傳動(dòng)比下整車的最高車速、爬坡性能和加速性能。最高車速是在電機(jī)額定功率下實(shí)現(xiàn)的，同時(shí)電機(jī)還具有一定的過載能力，這樣車輛在一定的時(shí)間內(nèi)還可以達(dá)到更高的車速。小傳動(dòng)比時(shí)，百公里加速時(shí)間隨著傳動(dòng)比的增大明顯減少，但大傳動(dòng)比時(shí)變化比較平緩，直至趨于不變。圖31 最高車速隨傳動(dòng)比的變化關(guān)系圖32 爬坡性能、加速性能與傳動(dòng)比的關(guān)系綜上所述，在滿足最高車速的前提下，應(yīng)盡可能選擇大的傳動(dòng)比。 電機(jī)最高轉(zhuǎn)速及額定轉(zhuǎn)速的選擇電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速對(duì)電動(dòng)機(jī)成本、制造工藝和傳動(dòng)系尺寸有很大的影響。前者成本高、制造工藝復(fù)雜而且對(duì)配套使用的軸承、齒輪等有特殊要求，一般適用于電動(dòng)轎車，很少在混合動(dòng)力轎車上使用。電動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速與額定轉(zhuǎn)速的比值也稱為電機(jī)擴(kuò)大恒功率區(qū)系數(shù)β，隨β值的增大，電動(dòng)機(jī)可在低轉(zhuǎn)速區(qū)獲得較大的轉(zhuǎn)矩，有利于提高車輛的加速和爬坡性能。因此β值一般取2～4，計(jì)算出電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速應(yīng)該在1500～3000r/min之間選取。同時(shí)綜合考慮整車布置、電機(jī)技術(shù)等原因，確定電機(jī)額定轉(zhuǎn)矩為400N?m，最高轉(zhuǎn)速為5500 r/min。電機(jī)參數(shù)：電機(jī)額定功率60Kw,峰值146kw,，最高轉(zhuǎn)速5500rpm。 動(dòng)力性能仿真圖33最高車速仿真圖34 主輔電機(jī)驅(qū)動(dòng)050km/h加速時(shí)間圖35主輔電機(jī)驅(qū)動(dòng)0到98km/h加速時(shí)間圖36 加速性能仿真圖37 主輔電機(jī)驅(qū)動(dòng)驅(qū)動(dòng)力與行駛阻力仿真 圖38主輔電機(jī)轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩仿真第四章 變速耦合機(jī)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)4．1齒輪參數(shù)的確定由公式可知，當(dāng)功率P一定，而轉(zhuǎn)速n越小時(shí)，則輸出轉(zhuǎn)矩越大。則速度關(guān)系式為 （41）已知，可得。則行星架輸出功率為=。查圖，得按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)主要尺寸[7]簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)公式 （42）則小齒輪轉(zhuǎn)矩齒數(shù)比 u=i=齒寬系數(shù) 取 φa=載荷系數(shù) 取 K=許用應(yīng)力 取 SHmin= 將以上數(shù)值代入式（32），得到a≥，取a=250mm。 傳動(dòng)比誤差 精確計(jì)算螺旋角 計(jì)算齒寬 取 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 計(jì)算重合度 ===== 計(jì)算圓周速度 行星齒輪與太陽輪尺寸設(shè)計(jì)已知從太陽輪輸入的轉(zhuǎn)速最大為nmax=5500rpm。式中zq為齒圈齒數(shù)，zt為太陽輪齒數(shù)。所以可以得出另一個(gè)關(guān)系式： 即 （43）則行星輪與太陽輪的傳動(dòng)比為[8]首先選擇直齒圓柱齒輪作為行星齒輪系統(tǒng)齒輪。查圖，得按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)主要尺寸簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)公式 （44）則小齒輪轉(zhuǎn)矩齒數(shù)比 u=i12=齒寬系數(shù) 取 φa=載荷系數(shù) 取 K=許用應(yīng)力 取 SHmin= 將以上數(shù)值代入式（32），得到a≥，取a=110mm。尺寸參數(shù)如上文所述，效果示意圖如圖41，42所示圖 41圖 42 行星齒輪與太陽輪的軸向定位由圖41與圖42可以看出，如果只是單純的將太陽輪與行星輪兩兩相接配合的話，則行星輪只在靠近行星架的一方有軸向定位，而在另一方向則沒有軸向定位。但是為了保險(xiǎn)起見，可以在行星齒輪的另一端做一個(gè)十字架，防止其軸向移動(dòng)，如圖43所示。圖44圖45圖464．2 軸的設(shè)計(jì)選擇軸的材料及熱處理方式。查表131可得：σB=640MPa,σs=355MPa,σ1=275MPa,τ1=155Mpa,σ1=60MPa。利用扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度發(fā)，可知：式中，P=60kw，n=5500rpm，查表C=126~103，取C=120。 輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)考慮到軸上零件的定位、固定及拆裝，擬采用階梯軸結(jié)構(gòu)，采用方案效果圖如圖43所示。因?yàn)樾饼X輪會(huì)產(chǎn)生軸向力，因此，支撐選用角接觸軸承7210AC，此軸段直徑取為50mm。軸端采用花鍵連接各軸段長(zhǎng)度通過整體結(jié)構(gòu)確定。圖44確定各軸段直徑:當(dāng)齒頂圓直徑小于軸直徑的2倍時(shí)就可以把齒輪與軸做成一體。支撐選用角接觸軸承7210AC，此軸段直徑取為50mm。 齒圈輸入軸設(shè)計(jì)考慮到軸的實(shí)際應(yīng)用，采用結(jié)構(gòu)如圖45所示圖45確定各軸段直徑:由于此軸需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩，故左側(cè)用一個(gè)直徑為100mm的軸環(huán)加固。用軸肩定位，軸身選80mm。4．3 制動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)本文中所提到的變速耦合機(jī)構(gòu)需要一個(gè)制動(dòng)裝置來固定齒圈，以實(shí)現(xiàn)減速增扭得作用，即圖46所示的紅色部分。所以作者選擇了外抱式帶式制動(dòng)器。其制動(dòng)軸不受彎矩力，占用空間小，制動(dòng)所需外力小，所以非常適合此機(jī)構(gòu)。[9]有關(guān)極限磨損量ξ的概念。ξ的具體取值，見表41。確定值：設(shè)為制動(dòng)帶磨損ξ值后的內(nèi)徑，則有，將代入前式后整理可得：確定起始角β。假設(shè)松開制動(dòng)帶后，制動(dòng)帶的內(nèi)徑與制動(dòng)輪外景仍是同心圓，即圖47自選鋼帶厚度，螺釘大徑d=5mm,則有：框架板寬度 銷座底板厚度 銷座孔中心高度 制動(dòng)帶厚度 ，以上值具體定義見圖48。 外抱帶式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)通過以上計(jì)算，確定了制動(dòng)器的尺寸參數(shù)。其執(zhí)行裝置可以通過液壓裝置來實(shí)現(xiàn)，也可以通過機(jī)械式裝置實(shí)現(xiàn)（如圖410），本文不再贅述。箱蓋與箱座連接螺栓直徑 ，取M12標(biāo)準(zhǔn)件軸承端蓋螺釘直徑 ，取M10標(biāo)準(zhǔn)件變速箱內(nèi)零件與內(nèi)壁距離 箱體加強(qiáng)肋厚度 箱座底厚度 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)內(nèi)部零件的實(shí)際尺寸以及裝配要求，箱蓋的結(jié)構(gòu)如圖411和圖412所示。圖413圖414加上螺栓及軸承蓋的箱體組裝后如圖415和圖416所示。 行星齒輪系統(tǒng)強(qiáng)度校核校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度：查圖表得，選齒輪精度為:877 GB 100951988選擇潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)粘度 查圖表的因小齒輪齒面未硬化，齒面未磨齒，故取是小概率低于1%，許用應(yīng)力切向力查圖表，有齒面接觸應(yīng)力===滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度要求校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：取查圖表，有選擇齒面粗糙度，取查圖表，取，失效概率小于1/1000，許用應(yīng)力查圖表，取， =滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度要求。 太陽齒輪輸入軸校核已知行星輪數(shù)量為4，且太陽輪采用直齒圓柱齒輪結(jié)構(gòu)。圖56Ft1Ft2Ft3Ft4因?yàn)樾行禽唽?duì)稱布置，所以太陽輪所受的法向力為大小相同，而且方向兩兩相反的四個(gè)力，經(jīng)過力的合成，其所受的法向力為0。因此，太陽輪上沒有彎矩作用，只有扭矩作用。則根據(jù)危險(xiǎn)截面校核公式：其中，由于軸單向轉(zhuǎn)動(dòng)，取a=；W為。 齒圈輸入軸校核已知行星輪數(shù)量為4，且齒圈采用直齒圓柱齒輪結(jié)構(gòu)。圖57與太陽輪相同，因?yàn)樗膫€(gè)行星輪對(duì)稱布置，所以齒圈所受的法向力和切向力在合成之后為0。該軸所受扭矩為則根據(jù)危險(xiǎn)截面校核公式：其中，由于軸單向轉(zhuǎn)動(dòng)，取a=；W為。5．3 軸承強(qiáng)度校核本減速器只選用兩種軸承，一種為角接觸軸承7210AC，另一種為深溝球軸承6310。由于無法精確確定支反力，因此無法給出精確校核過程。已知輸出軸選擇角接觸軸承7210AC，軸向力Fa=：,取e=，Y=計(jì)算派生軸向力滾動(dòng)軸承的配置為面對(duì)面，派生軸向力方向如圖58所示圖58S1S2Fr1Fr2Fa計(jì)算軸承的軸向載荷可判斷左端軸承被“放松”，右端軸承被“壓緊”。第6章 總結(jié)6．1 最終效果圖基于上述的尺寸計(jì)算及設(shè)計(jì)，最終變速器效果圖如圖61，圖62，圖63以及圖64所示。經(jīng)過這一段時(shí)間的努力，我鞏固和加深了對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)，尤其是關(guān)于行星齒輪系統(tǒng)方面。熟練掌握了Pro/E三維制圖軟件，AUTOCAD二維制圖軟件，無論對(duì)于將來的工作還是學(xué)習(xí)，都打下了一個(gè)比較堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。對(duì)新學(xué)習(xí)的內(nèi)容認(rèn)識(shí)還比較膚淺，只到達(dá)了應(yīng)用的層次，還沒上升到研究的層次等。致 謝轉(zhuǎn)眼間，一個(gè)學(xué)期的畢業(yè)設(shè)計(jì)即將結(jié)束了。首先我要衷心感謝我的導(dǎo)師王志福老師。在整個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)期間給予了我莫大的幫助，與此同時(shí)，在生活方面也給予我許多的關(guān)懷和愛護(hù)，使我能夠順利完成本次設(shè)計(jì)。最后，我還要感謝和我一起完成畢業(yè)設(shè)計(jì)的同學(xué)，他們給了我許多無私的幫助