纯电动汽车两档变速器

纯电动汽车两档自动变速器的设计与研究
第1章电动汽车以及AMT自动变速器的介绍 (2)
1.1 纯电动汽车的发展及其前景 (2)
1.2 AMT自动变速器的发展 (3)
1.3 江淮同悦纯电动汽车介绍 (3)
第2章变速器的设计与计算 (4)
2.1 方案的选择 (5)
2.2 传动方案的拟定 (5)
2.3传动路线分析 (6)
2.4档数及数比的选择 (6)
2.5齿轮参数的选择 (7)
第3章变速器齿轮强度计算与校核 (10)
3.1齿轮材料的选择原则 (10)
3.2齿轮校核 (10)
第4章轴的设计和校核 (14)
4.1轴的结构和尺寸设计 (14)
4.2初选轴的直径 (14)
4.3 轴的校核 (16)
第5章轴承的选择与校核 (18)
5.1输入轴轴承的选择与寿命计算 (18)
5.2输出轴轴承的选择与寿命计算 (18)
第6章电磁离合器和电磁制动器的选配 (20)
6.1电磁离合器的选型 (20)
6.2电磁制动器的选型 (21)
第7章变速器的润滑与密封 (22)
7.1 润滑方式 (22)
7.2 润滑油牌号和用量 (22)
7.3 密封方式 (22)
第8章设计总结 (23)
参考文献 (24)
第1章纯电动汽车以及AMT自动变速器的介绍
1.1 纯电动汽车的发展及其前景
1.1.1纯电动汽车的优缺点
石油是不可再生资源，随着它的大量消耗，人们不可避免地面临石油短缺的危机；另外，随着人们环境保护意识的提高，这一切都促使人们去寻找新的能源，开发新的动力，这包括气体燃料内燃机、电动汽车等。

纯电动汽车是指由车载蓄电池给电机提供电能驱动的车辆，具有零排放、高效率、维修方便等优点。

常用的电池类型有铅酸蓄电池、镍氢蓄电池、锂离子电池等。

蓄电池的比功率和比能量两项指标对电动汽车的加速性能、爬坡性能和续驶里程有着重要影响。

与汽油、甲醇等燃料相比，现有蓄电池的能量密度较低。

在现在城市道路工况下，必须在其比能量、比功率和循环寿命之间做出权衡。

纯电动汽车的优点主要有：
（1）无污染、噪声小
无污染、噪声小，电动汽车无内燃机汽车工作时产生的废气，不产生排气污染，对环境保护和空气的洁净是十分有益的，几乎是“零污染”。

众所周知，内燃机汽车废气中的CO、HC及NOX、微粒、臭气等污染物形成酸雨酸雾及光化学烟雾。

电动汽车无内燃机产生的噪声，电动机的噪声也较内燃机小。

噪声对人的听觉、神经、系统也是有危害的。

（2）单一的电能源
相对于混合动力汽车和燃料电池汽车，纯电动汽车以电动机代替燃油机，噪音低、无污染，电动机、油料及传动系统少占的空间和重量可用以补偿电池的需求；且因使用单一的电能源，电控系统相比混合电动车大为简化，降低了成本，也可补偿电池的部分价格。

（3）结构简单，维修方便
电动汽车较内燃机汽车结构简单，运转、传动部件少，维修保养工作量小。

当采用交流感应电动机时，电机无需保养维护，更重要的是电动汽车易操纵
（4）能量转换效率高
同时可回收制动、下坡时的能量，提高能量的利用效率；电动汽车的研究表明，其能源效率已超过汽油机汽车。

特别是在城市运行，汽车走走停停，行驶速度不高，电动汽车更加适宜。

电动汽车停止时不消耗电量，在制动过程中，电动机可自动转化为发电机，实现制动减速时能量的再利用。

有些研究表明，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。

主要存在的技术难题有：
电动汽车的困难是目前蓄电池单位重量储存的能量太少，还因电动车的电池较贵，又没形成经济规模，故购买价格较贵，至于使用成本，有些试用结果比汽车贵，有些结果仅为汽车的1/3，这主要取决于电池的寿命及当地的油、电价格。

现阶段电池的容量还达不到需要，续航能力还达不到全天候的应用。

1.1.2 纯电动汽车的发展前景
因为纯电动汽车的对环境的破坏很小，随着近年来的不可再生能源危机，石油能源的紧张，同时伴随着温室效应、有毒气体排放量的增加等环境问题的出现，以及人们的环保意识不断加强，纯电动汽车不断发展起来，同时各国也注重纯电动汽车的研究，已逐步展开对电动汽车的研究与竞争开发。

不断制定开发纯电动汽车的计划。

随着电池以及电机技术的不断进步，纯电动汽车在汽车行业中所占的比例会越来越大。

1.2 AMT变速器的发展
AMT变速器也称自动变速器，它是电控机械自动变速器的简称。

它是在干式离合器和齿轮变速器基础上加装微机控制的自动变速系统。

自动变速器（AMT）能根据车速、油门踏板、驾驶员命令等参数，确定最佳挡位，控制原来由驾驶员人工完成的离合器分离与接合、换挡手柄的摘挡与挂挡以及发动机的油门开度的同步调节等操作过程，最终实现换挡过程的操纵自动化。

AMT 保持了原有机械变速器的基本结构，具有传动效率高、结构紧凑、成本低、易于制造、工作可靠及操纵方便等优点，尤其是其省油的特点适合于我国大、中巴与载重车应用。

其工作原理是在机械变速箱(手动档)原有基础上进行改造，主要改变手动换档操纵部分。

即在总体传动结构不变的情况下通过加装微机控制的自动操纵系统来实现换档的自动化。

因此AMT实际上是由一个电脑来控制一个机器人系统来完成操作离合器和选档的两个动作。

AMT的核心技术是微机控制，电子技术及质量将直接决定AMT的性能与运行质量。

AMT变速器和传统的变速器相比，它有自己独特的特点：（1）与MT相比，AMT 的优势为：操作更便捷：智能换挡，驾驶无需离合；动力更强：技术与F1同源，驾驶感受更精彩；省油9%：微电脑控制系统，换挡时机掌握更精确；安全性更优：模仿最优秀驾驶员驾驶，避免错误操作。

（2）与AT相比，AMT的优势为：动力更强：传动效率高出7%以上，动力传输无损耗；省油20%：手动挡的机械变速，微电脑的智能操控；生产成本低：低于30%的成本优势，生产继承性强；维护成本低：可于MT媲美，较AT更低。

（3）与CVT相比，AMT的优势为：成本低，利于生产；维护更方便，成本更低；产品可匹配性好。

因为AMT变速器相比于传统的变速器有上述的优点，随着电控及制造技术的不断进步，AMT在目前汽车上的应用正在逐渐增多。

结合以上分析，为了能更好的与纯电动汽车电机匹配以及实现换挡方便，在选择变速机构时我们首选AMT自动变速器。

1.3 江淮同悦纯电动汽车介绍
江淮同悦纯电动轿车长4155mm,宽1650mm，高1445mm,轴距2400mm。

该车是江淮在同悦平台基础上开发的电动车配件，整体继承了传统汽车外形优美等特点。

车体整备质量比国内同类车型要轻，仅为1200kg，这样该车的提速时间更短、行驶里程也更长。

我们以江淮同悦纯电动汽车作为标杆车进行纯电动汽车两档变速器的开发，同时进行电机与变速器的匹配计算，江淮同悦纯电动汽车的整车性能参数如下：
其电机参数为：
第2章 变速器的设计与计算
2.1 方案的选择
现有常用的电动汽车两档变速器有AMT 结构和DCT 结构。

采用AMT 结构时，需要使用同步器，此时换挡冲击较大。

而采用DCT 结构时，由于变速箱只有两个档位，此时双离合器结构会使成本增加很多。

因此设计此款两挡电动汽车在AMT 自动变速器的基础上增加了电磁制动器和电磁离合器，取消了传统的同步器，解决了换挡时冲击大的问题，同时避免了DCT 中因为使用双离合器机构而使成本增加。

在传动机构的选择上，为了使机构简单，制造方便、在加工制造过程中减少成本以及减轻变速器的重量，我们采用最简单的2K-H 型行星齿轮机构。

2K-H 型行星齿轮减速器，单排行星齿轮机构运动规律特性方程式如下式（5）所示：
(5)
其中：1n 为太阳论转速；2n 为齿圈转速；3n 为行星架转速； a 为齿圈齿数2Z 与太阳轮齿数1Z 之比即a=1Z /2Z .
2.2传动方案的拟定
初步拟定纯电动汽车自动变速器传动系统的结构简图如图1所示。

其中离合器C 用于连接输入轴和行星轮架，制动器F 用于制动齿圈；设太阳轮齿数为1Z ,齿圈齿数为2Z ;太阳轮的转速为1n ，齿圈的转速为2n ，行星架的转速为3n ；a 为齿圈齿数1Z 与太阳轮齿数2Z 之比即a=1Z /2Z .
图2.1 2K-H 行星齿轮变速器原理图
各挡位换挡执行元件的工作情况如下表1：
表2.1 各挡工作状况
2.3传动路线分析
2.3.1 1挡
1
挡时，制动器F 制动齿圈，离合器
C 不工作。

动力传动路线为：电动机
------输入轴
-----太阳轮
------行星轮、行星架-------输出轴；
2.3.2 2挡（直接挡）
2挡时，离合器C
工作，连接输入轴和行星架，制动器F 不工作。

动力传动路线为：电机-----输入轴------太阳轮、行星轮架-----（行星轮系整体转动）-----输出轴；
2.3.3 倒挡（R 挡）
倒挡时，电机反转，制动器F 制动齿圈，离合器F 不工作。

其动力传动路线为：电动机（反转）------太阳轮-------行星轮、行星架------输出轴；
2.4 档数及数比的选择
纯电动汽车两挡变速器速比选择的基本原则：一挡速比在满足汽车爬坡要求的同时，要兼顾在常用低速段电机运行在高效率区间；二挡在满足最高车速的同时，尽量降低电机的输入轴转速，同时要满足常用高速段运行时电机转速尽量落在电机运行的高校区域。

同时，在速比选择过程中还要考虑挡位切换过程中平顺性控制问题，过大的1挡速比和过小的2挡速比将极有可能造成挡位切换过程中电机输出总功率不能保持平衡，影响平顺性。

2.4.1 高速档的选取
根据2K-H 行星齿轮机构的特点，2档采用直接档。

主减速比可由最高车速确定，即有：
式中，为主减速比；为电机实际最高转速；为轮胎滚动半径；
为最高
车速。

经计算得≤0i 5.995
另外，为使最大车速时电机能发挥出最大功率，的选择还应满足：
max n v r d
b 式中，b n 为电机基数转速。

经计算得.498
整理得2.498≤≤t i 5.995
通过查阅同悦纯电动车相关资料可得=4.412，因此二档为直接档，即2i =1时，减速比满足计算要求，故二档可取直接档。

取2i =1。

2.4.2 1档的选取
变速器的
1挡速比主要考虑电动汽车的最大爬坡度，则有
式中，1i 为1挡速比；con T _m 为电机额定转矩；α为最大爬坡度；t η为机械传动
效率；v M 为整车质量；f 为滚动阻力系数。

其中t η=0.95， 经计算得1i =3.83.
2.5 齿轮参数的选择
2.5.1模数
选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。

对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。

表2.2 汽车变速器齿轮的法向模数
汽车变速器常用齿轮模数
时以此作为参照，选取
5.2=n m ，依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱
齿轮传动。

2.5.2 压力角α
压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮
齿的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。

对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角[15]。

国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。

啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。

本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。

2.5.3 螺旋角β
齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。

选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。

试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。

因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。

斜齿轮螺旋角的选用范围：对乘用车，两轴式变速器为20°~25°，中间轴式变速器为22°~34°；对于货车，变速器为18°~26°。

因此选取β=22°。

2.5.4 齿宽b
齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。

考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。

另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。

齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。

选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数()n m m 的大小来选定齿宽：
斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5，取7。

故b=17.5mm 。

2.5.5 齿顶高系数
齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。

若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。

因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为
轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75～0.80的短齿制齿轮。

在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。

为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。

所以齿顶高系数取为1.00。

2.5.6 齿数的初选
依照传动方案为闭式齿轮传动，根据《机械设计》，闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可取为40~201=z ，初选35=p z （p z 为行星轮齿数），38=s z （s z 为太阳轮齿数）。

2.5.7行星齿轮传动计算
行星齿轮的配齿计算
1、根据传动比的要求传动比的要求
得
齿圈齿数为108，代入得太阳轮齿数为72
2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同轴条件
对于非变位或高度变位传动，有 m/2()=m/2()
得=18
3、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件
在行星轮传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和。

（在确定半径大小后讨论）
三、行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算
通过查阅汽车设计选择齿轮模数m=2.5
第3章 变速器齿轮强度计算与校核
3.1齿轮材料的选择原则
（1）满足工作条件的要求。

不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。

但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。

（2）合理选择材料配对。

如对硬度≤350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS 左右。

为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。

（3）考虑加工工艺及热处理工艺。

大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。

尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。

软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度>350HBS ）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。

但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。

因此齿轮材料选用45钢，表面淬火，齿面硬度为55HRC,接触疲劳强度极限
MPa H 1140lim =σ,弯曲疲劳强度极限MPa FE 700=σ。

3.2齿轮校核
3.2.1齿轮的损坏形式
轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）齿面胶合是变速器齿轮的主要损坏形式
3.2.2轮齿强度计算
1、轮齿弯曲强度计算
εσσb t y K
K F w 1=
3.1 式中： 1F ——圆周力（N ），d T F g
21=；
g T ——计算载荷（N·
mm ）； d ——节圆直径（mm ），β
c o s z
m d n =
，n m 为法向模数（mm ）； β ——斜齿轮螺旋角)( ；
σK ——应力集中系数，σK =1.50；
b ——齿面宽（mm ）；
t ——法向齿距，n m t π=； y ——齿形系数，可按当量齿数β
3cos z
z n =
在齿形系数图3.2中查得； εK ——重合度影响系数，εK =2.0。

图3.1 齿形系数图
将上述有关参数据代入公式（3.1），整理得到
ε
σπβ
σK yK zm K T c n g w 3cos 2=
g
T 为计算载荷，当
g
T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max e T 时，对乘用车
其齿轮的许用应力在180~350MPa 。

式中，σK 为应力集中系数，5.1=σK ，y 为齿形系数，可按当量齿数
β3
cos /z z n =在《汽车设计》图3-6中查得为0.107；c K 为齿宽系数，对于斜齿，c K 可取6.0~8.5，
这里取7=c K ；εK 为重合度影响系数，εK =2。

g T
在这里取同悦电机最大输出转矩
170Nm 。

将上述有关参数的数据代入后计算得太阳轮弯曲应力为
MPa MPa w 35022.169≤=σ
2.轮齿接触应力计算
)1
1(418.0b
z j b FE ρρσ+= 3.2 式中：
j σ ——轮齿接触应力（MPa ）；
F ——齿面上的法向力（N ），β
αc
o s c o s 1
F F =
；
1F ——圆周力（N ），d
T F g 21=
；
g T ——计算载荷（N·mm ）；d 为节圆直径（mm ）；
α ——节点处压力角，β为齿轮螺旋角；
E ——齿轮材料的弹性模量5101.2⨯（MPa ）；
b ——齿轮接触的实际宽度（mm ）；
z ρ，b ρ——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm ），直齿轮αρsin z z r =，αρsin b b r =斜齿轮βαρ2cos sin z z r =
，β
αρ2
cos sin b b r =；
z r 、b r ——主从动齿轮节圆半径（mm ）。

表3.2变速器齿轮许用接触应力
将作用在变速器第一轴上的载荷2max
e 作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力[
j
σ]见表3.3
将上述参数的具体数值代入后求得MPa j 2.921=σ
小于齿轮的许用接触应力[j σ
],所以合格
第4章轴的设计和校核
4.1轴的结构和尺寸设计
变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。

要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。

因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。

4.2初选轴的直径
4.2.1输入轴的轴直径的确定
式中：经查阅机械设计得
所以代入计算得：
取整得mm。

之后各段直径依次为，，，，，
示意图如图4.1所示：
图4.1 输入轴尺寸设计
4.2.2输出轴的计算
式中为输出轴传动功率
=19.44KW
=1305.5r/min
代入得27mm圆整取30mm
各轴直径依次为mm，，
如图4.2所示
图4.2 输出轴尺寸设计4.2.3花键的选用
根据取得花键类型为6X28X34X7
如图4.3所示：
图4.3 花键的选用
4.2.4平键的选择
根据选用平键为10X8
4.3 轴的校核
4.3.1输入轴校核
将轴上载荷简化为力F ，如下图4.4所示。

由于四个行星轮相对输入轴作对称布置，故理论上四个行星轮的轴向力合力，圆周力合力以及径向力合力均为零，校核时不予考虑。

经查阅相关资料，所选电磁离合器及左行星架的等效质量m 为5kg ，则F=m*g=5kg*10N/kg=50N （g 取10N/kg ）。

输入轴左右端轴承提供支反力，简化为下图中的A 、B 支座。

图4.4 输入轴上载荷简化图
设a+b=L ，则轴的挠度f 为f=EIL
b Fa 32
2，其中E 为弹性模量（MPa ），E=2.1⨯10^5MPa ；
I 为惯性矩（mm 4
），对于实心轴，I=64/4d π，d 为轴的直径（mm ），a 、b 为轴上等效载荷距支座A 、B 的距离（mm ），L 为支座间距离。

a=110mm ，b=105mm ，L=215mm
此处的d 应为当量直径v d ，根据公式4
41i
i z i v d l L d =∑=
代入数据后求得
v d =28.5mm ，I=32385.4mm 4
，f=1.52)3(10-⨯][f ≤
画出弯矩图
图4.5 弯矩图
经计算，左右支反力分别为Fa=24.4N ，Fb=25.6N 最大弯矩为
M=2684N.mm
M ’=2max 2e T M +=415.6N.mm
轴在电机最大输出转矩T max e 和弯矩同时作用下，其应力为
3
''
32d
M W M πσ===267MPa ][σ≤=400MPa 其中W 为抗弯截面系数
4.3.2输出轴校核
由于输出轴上不承受集中载荷，故不需要计算挠度，计算应力如下
3
32d M W M πσ===341MPa ][σ≤=400MPa
4.3.3行星轮轴的校核
设太阳轮传递的最大转矩为T s =T max e =170N.mm ，单个行星轮传递的最大转矩为T p ，则由力矩平衡，T s *R s =4* T p *R p （其中R s 和R p 分别为太阳轮和行星轮的半径）。

求得T p =46143N.mm
对单个行星轮，F t =v s d T
241⨯=3400N （圆周力），F r =β
αcos tan n t F =1335N （径向力）
则设行星轮轴在垂直面和水平面的挠度分别为f c 和f s ，根据《汽车设计》，分别计算f c 和f s 如下：
f c =EIL b a F r 32
2=0.062410.0≤，
f s =EIL
b a F t 32
2=0.127315.0≤
所选行星轮轴行星轮所在截面的转角为
EIL
a b ab F r 3)(-=δ=0.00145rad rad 002.0≤
第5章轴承的选择与校核
5.1输入轴轴承的选择与寿命计算
输入轴第二轴段的轴承选择与寿命计算：
因要承受轴向力，故选用圆锥滚子轴承，由第二轴段直径25mm 选择30205型号轴承，37=or C KN ，2.32=r C KN 。

变速器工作时：
35.35291=r F N ，55.36321=a F N
轴承的径向载荷：A F =3134.62N ；73.394=B F N 轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6
979
6.1262.313421=⨯==Y F s A N 4
.1236.1273.39422=⨯==Y F s B N
4.1235
5.461155.3632979211=>=+=+s N F s a N
所以
979
1=a F N
55
.461155.3632979112=+=+=a a F s F N
计算轴承当量动载荷p
查机械设计手册得到3.0=e 7
e F F A a <==31.062.3134979
1，查机械设计手册得到01==y x ；
e F F B a >==68.1173.39455
.46112，查机械设计手册得到6.14.0==y x
当量动载荷：
)
(a r p yF xF f P +=
2
.1=p f
544.3761)979062.31341(2.11=⨯+⨯⨯=p N
65.9043)55.46116.173.3944.0(2.12=⨯+⨯⨯=p N
r F 为支反力。

27.450)65
.9043102.32(25506010)(60103
10
3626=⨯⨯==εP C n L h h
所以轴承寿命满足要求。

5.2输出轴轴承的选择与寿命计算
输出轴第二轴段直径为35mm ，且需承受轴向力，故选用型号为30207的圆锥滚子轴承，5.63=or C KN ，2.54=r C KN 。

变速器工作时：
35.35291=r F N ，55.36321=a F N
轴承的径向载荷：A F =3134.62N ；73.394=B F N 轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6
9796.1262.313421=⨯==Y F s A N 4.1236
.1273.39422=⨯==
Y F s B N 4.12355.461155.3632979211=>=+=+s N F s a N
所以
9791=a F N
55.461155.3632979112=+=+=a a F s F N
计算轴承当量动载荷p 查机械设计手册得到3.0=e 7
e F F A a <==31.062
.3134979
1，查机械设计手册得到01==y x ；
e F F B a >==68.1173
.39455
.46112，查机械设计手册得到6.14.0==y x 当量动载荷：
)(a r p yF xF f P +=
2.1=p f
544.3761)979062.31341(2.11=⨯+⨯⨯=p N
65.9043)55.46116.173.3944.0(2.12=⨯+⨯⨯=p N
r F 为支反力。

27.450)65
.9043102.32(25506010)(60103
10
3626=⨯⨯==εP C n L h h
所以轴承寿命满足要求。

第6章电磁离合器和电磁制动器的选配
6.1电磁离合器的选型
6.1.1工作原理及分类
电磁离合器靠线圈的通断电来控制离合器的接合与分离。

电磁离合器可分为：干式单片电磁离合器，干式多片电磁离合器，湿式多片电磁离合器，磁粉离合器，转差式电磁离合器等。

电磁离合器工作方式又可分为：通电结合和断电结合。

6.1.2不同电磁离合器的比较
干式单片电磁离合器：线圈通电时产生磁力，在电磁力的作用下，使衔铁的弹簧片产生变形，动盘与“衔铁”吸合在一起，离合器处于接合状态；线圈断电时，磁力消失，“衔铁”在弹簧片弹力的作用下弹回，离合器处于分离状态。

干式多片、湿式多片电磁离合器：原理同上，另外增加几个摩擦副，同等体积转矩比干式单片电磁离合器大，湿式多片电磁离合器工作时必须有油液冷却和润滑。

磁粉离合器：在主动转子与从动转子之间放置适度磁粉，不通电时磁粉处于松散状态，离合器处于分离状态；线圈通电时，磁粉在电磁力的作用下，将主动转子与从动转子连接在一起，主动端与从动端同时转动，离合器处于合的状态。

优点：可通过调节电流来调节转矩，允许较大滑差，是恒涨力控制的首选元件。

缺点：较大滑差时温升较大，相对价格高
转差式电磁离合器：离合器工作时，主、从部分必须存在某一转速差才有转矩传递。

转矩大小取决于磁场强度和转速差。

励磁电流保持不变，转速随转矩增加而剧烈下降；转矩保持不变，励磁电流减少，转速减少得更加严重。

转差式电磁离合器由于主、从动部件间无任何机械连接，无磨损消耗，无磁粉泄漏，无冲击，调整励磁电流可以改变转速，作无级变速器使用，这是它的优点。

该离合器的主要缺点是转子中的涡流会产生热量，该热量与转速差成正比。

低速运转时的效率很低，效率值为主、从动轴的转速比，即η=n2/n1适用于高频动作的机械传动系统，可在主动部分运转的情况下，使从动部分与主动部分结合或分离。

主动件与从动件之间处于分离状态时，主动件转动，从动件静止；主动件与从动件之间处于接合状态，主动间带去从动件转动。

广泛适用于机床、包装、印刷、纺织、轻工、及办公设备中。

电磁离合器一般用于环境温度－20—50℃，湿度小于85%，无爆炸危险的介质中，其线圈电压波动不超过额定电压的±5%
6.1.3 电磁离合器类型的选择。