純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)及變速器的設(shè)計(jì)一、設(shè)計(jì)內(nèi)容1.基本功能所設(shè)計(jì)純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)及變速器能滿足車輛動(dòng)力性，經(jīng)濟(jì)性的要求。2.設(shè)計(jì)要求⑴技術(shù)要求：設(shè)計(jì)參數(shù)（兩組方案）1）第一組：車輛參數(shù)：整車質(zhì)量 m(kg):1550；滾動(dòng)阻力系數(shù) f：0.0135迎風(fēng)阻力系數(shù) CD：0.35； 機(jī)械效率 η：0.86主減速器傳動(dòng)比 i0：4.889； 車輪滾動(dòng)半徑 r(m)：0.273 軸距 L（mm）： 2500；迎風(fēng)面積 A（m 2）:3.17 ； 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù) ：?1.23車輛性能參數(shù)：①最高車速≥80km/h ② 最大爬坡度≥20%③續(xù)駛里程≥80km ④100km/h 加速時(shí)間≤10s2）第二組：車輛參數(shù)：整車質(zhì)量 m(kg):1200；滾動(dòng)阻力系數(shù) f：0.011迎風(fēng)阻力系數(shù) CD：0.43； 機(jī)械效率 η：0.94主減速器傳動(dòng)比 i0：3.52； 車輪滾動(dòng)半徑 r(m)： 0.292 軸距 L（mm）： 2430；迎風(fēng)面積 A（m 2）:2.53 ； 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù) ：?1.23車輛性能參數(shù)：①最高車速≥100km/h ②最大爬坡度≥20%③續(xù)駛里程≥160km ④100km/h 加速時(shí)間≤10s⑵設(shè)計(jì)任務(wù)要求1）完成方案設(shè)計(jì)及工作原理的分析2）總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖及主要部件零件圖3）重要零件的強(qiáng)度校核4）設(shè)計(jì)說明書二、設(shè)計(jì)方法與參考步驟⑴工作原理的分析根據(jù)設(shè)計(jì)要求及變速器的特性等，分析純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)的工作原理及具體的變速方式。⑵方案選擇1）結(jié)構(gòu)方案選擇，采用什么形式的變速器。2）最小傳動(dòng)比選擇，滿足最高車速的要求。3）最大傳動(dòng)比選擇，滿足最大爬坡度和附著條件的要求。⑶純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)變速器的設(shè)計(jì)確定傳動(dòng)比的參數(shù)設(shè)計(jì)后，對(duì)變速器的各齒輪軸的參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，主要確定各齒輪齒數(shù)以及軸的尺寸等。⑷重要零件的強(qiáng)度校核包括各齒輪的強(qiáng)度、軸的強(qiáng)度等。⑸總成圖和零件圖繪制變速器的總成圖和部分零件圖。⑹撰寫設(shè)計(jì)說明書包括：設(shè)計(jì)要求、設(shè)計(jì)方案選擇、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)等的技術(shù)說明三、課程設(shè)計(jì)時(shí)間安排課程設(shè)計(jì)時(shí)間共計(jì) 2 周，具體時(shí)間安排如下表：序號(hào) 內(nèi)容 時(shí)間1 工作原理的分析 1 天2 方案選擇 1 天3 變速器的設(shè)計(jì) 4 天4 總成圖和零件圖繪制 2 天5 撰寫說明書 1 天6 答辯 1 天四、課程設(shè)計(jì)的成績?cè)u(píng)定課程設(shè)計(jì)成績的綜合評(píng)定主要由以下幾個(gè)方面組成1．課程設(shè)計(jì)過程，包括日常管理和具體的設(shè)計(jì)能力；2．課程設(shè)計(jì)報(bào)告的質(zhì)量，包括文章結(jié)構(gòu)、技術(shù)內(nèi)容、繪圖及文筆等；3．課程設(shè)計(jì)答辯的情況，包括自述情況及回答問題情況。指導(dǎo)教師： 目 錄設(shè)計(jì)任務(wù)書 1緒 論 21 變速器基本設(shè)計(jì)方案 31.1 車輛參數(shù) 31.2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 31.3 驅(qū)動(dòng)電機(jī)匹配 42 變速器傳動(dòng)比參數(shù)選擇 52.1 一檔傳動(dòng)比選擇 52.2 二擋傳動(dòng)比選擇 53 變速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 53.1 一擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 53.2 二擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 73.3 主減速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 73.4 各齒輪參數(shù) 94 變速器傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算 94.1 輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算 94.2 輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算 115 軸承的校核計(jì)算 145.1 輸入軸的軸承校核 145.2 輸出軸的軸承校核 146 設(shè)計(jì)總結(jié) 15參考文獻(xiàn) 16設(shè)計(jì)任務(wù)書1 設(shè)計(jì)內(nèi)容1.1 基本功能所設(shè)計(jì)純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)及變速器能滿足車輛動(dòng)力性，經(jīng)濟(jì)性的要求。1.2 設(shè)計(jì)要求車輛參數(shù)：整車質(zhì)量 m(kg):1550；滾動(dòng)阻力系數(shù) f：0.0135；迎風(fēng)阻力系數(shù) CD：0.35； 機(jī)械效率 η： 0.86；主減速器傳動(dòng)比 i0：4.889；車輪滾動(dòng)半徑 r(m)：0.273 ；軸距 L（mm）： 2500；迎風(fēng)面積 A（m2）：3.17； 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù) δ：1.23車輛性能參數(shù)：①最高車速≥80km/h ②最大爬坡度≥20% ③續(xù)駛里程≥80km ④100km/h 加速時(shí)間≤10s。2 設(shè)計(jì)方法與參考步驟2.1 工作原理的分析根據(jù)設(shè)計(jì)要求及變速器的特性等，分析純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)的工作原理及具體的變速方式。2.2 方案選擇1）結(jié)構(gòu)方案選擇，采用什么形式的變速器。2）最小傳動(dòng)比選擇，滿足最高車速的要求。3）最大傳動(dòng)比選擇，滿足最大爬坡度和附著條件的要求。2.3 純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)變速器的設(shè)計(jì)確定傳動(dòng)比的參數(shù)設(shè)計(jì)后，對(duì)變速器的各齒輪軸的參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，主要確定各齒輪齒數(shù)以及軸的尺寸等。2.4 重要零件的強(qiáng)度校核包括各齒輪的強(qiáng)度、軸的強(qiáng)度等。2.5 總成圖和零件圖繪制變速器的總成圖和部分零件圖。2.6 撰寫設(shè)計(jì)說明書包括：設(shè)計(jì)要求、設(shè)計(jì)方案選擇、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)等的技術(shù)說明3 設(shè)計(jì)任務(wù)裝配圖一張(A3 圖紙) ；零件工作圖 1~2 張（A4 圖紙） ；設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份（A4 紙，不少于 10 頁） 。緒 論純電動(dòng)汽車具有能耗小、零污染、噪聲小等優(yōu)勢(shì)，正逐步成為未來汽車的一個(gè)方向 [1]。由于電池容量有限，續(xù)航里程不足，故對(duì)純電動(dòng)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)部件參數(shù)的合理設(shè)計(jì)是提高純電動(dòng)汽車?yán)m(xù)駛里程的有效手段之一 [2]。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中最重要的就是變速器，故變速器的合理設(shè)計(jì)就顯得至關(guān)重要。目前小型純電動(dòng)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中多采用固定速比的減速器，這種方式結(jié)構(gòu)簡單、制造成本較低，但電機(jī)效率低，汽車動(dòng)力性差。多檔減速器可以通過控制速比使電機(jī)工作于高效區(qū)域，由于驅(qū)動(dòng)電機(jī)的全負(fù)荷特性曲線與汽車驅(qū)動(dòng)理想特性場(chǎng)的輪廓相近，因此實(shí)際變速器的擋位數(shù)設(shè)置一般不應(yīng)超過 3 個(gè)擋位，這樣不僅可以降低對(duì)驅(qū)動(dòng)電機(jī)性能的要求，而且避免了變速裝置體積和質(zhì)量過大，符合汽車輕量化的要求。目前傳統(tǒng)汽車上使用的自動(dòng)變速器主要包括液力機(jī)械式自動(dòng)變速器（AT） 、無級(jí)自動(dòng)變速器（CVT） 、電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT ）和雙離合自動(dòng)變速器（DCT） [3]。因此在考慮與純電動(dòng)汽車匹配的變速器時(shí)，可以從以上變速器中學(xué)習(xí)獨(dú)有的特點(diǎn)，并于純電動(dòng)汽車的特點(diǎn)相結(jié)合，設(shè)計(jì)出較適合的變速器。液力機(jī)械式自動(dòng)變速器（AT）裝配有復(fù)雜的行星齒輪機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)復(fù)雜、效率較低、制造工藝高，并不符合純電動(dòng)汽車節(jié)能高效的目標(biāo)。無級(jí)自動(dòng)變速器（CVT）可以提高整車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性，但金屬帶易磨損且造價(jià)昂貴，消費(fèi)者不易接受。電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT）起步迅速而平穩(wěn)、換檔快捷且沖擊小，且傳動(dòng)效率高、結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、制造和維護(hù)成本低，它被公認(rèn)為是一種較有前途的自動(dòng)變速方式，但換檔過程有動(dòng)力中斷，舒適性較差。雙離合自動(dòng)變速器（DCT）具有 AMT 的特點(diǎn)，且可以消除其中斷動(dòng)力換檔的缺點(diǎn)，但雙離合器總成制造困難，控制復(fù)雜，成本高。綜合以上各變速器的特點(diǎn)，又考慮到純電動(dòng)汽車所要求的節(jié)能高效、輕量化、動(dòng)力性好、成本低等特點(diǎn)，故選用電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT ）作為設(shè)計(jì)參考，本文所設(shè)計(jì)的純電動(dòng)汽車變速器為機(jī)械式兩檔變速器，采用同步器的手動(dòng)換擋方式。1 變速器基本設(shè)計(jì)方案本文所設(shè)計(jì)的純電動(dòng)汽車機(jī)械式自動(dòng)變速器有兩個(gè)檔位，當(dāng)車輛在一檔行駛時(shí)，可以確保電動(dòng)機(jī)輸出穩(wěn)定的高轉(zhuǎn)矩，提高電動(dòng)汽車的起步和爬坡能力，當(dāng)在二檔行駛時(shí)，可以確保電機(jī)恒功率的輸出特性，提高電動(dòng)汽車的加速性能 [4]。1.1 車輛參數(shù)整車參數(shù)見下表。表 1 純電動(dòng)汽車整車參數(shù)表基本參數(shù) 參數(shù)值 基本參數(shù) 參數(shù)值整車質(zhì)量 m/Kg 1550 主減速器傳動(dòng)比 i0 4.889滾動(dòng)阻力系數(shù) f 0.0135 軸距 L/mm 2500機(jī)械效率 η 0.86 車輪滾動(dòng)半徑 r/m 0.372迎風(fēng)阻力系數(shù) CD 0.35 迎風(fēng)面積 A/m2 3.17旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) δ 1.23性能參數(shù)見下表。表 2 純電動(dòng)汽車性能參數(shù)表基本性能參數(shù) 參數(shù)值 基本性能參數(shù) 參數(shù)值最高車速 uamax/km/h ≥80 續(xù)駛里程 /km 80最大爬坡度 i 0.2 100km/h 加速時(shí)間/s ≤101.2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案圖 1 純電動(dòng)汽車傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案圖圖中，1：一擋主動(dòng)齒輪；3：一擋從動(dòng)齒輪；2：二擋主動(dòng)齒輪；4：二擋從動(dòng)齒輪；5：主減速器主動(dòng)齒輪；6：主減速器從動(dòng)齒輪。I：變速器輸入軸；II：變速器輸出軸；III ：主減速器輸出軸，T：同步器。1.3 驅(qū)動(dòng)電機(jī)匹配（1）驅(qū)動(dòng)電機(jī)額定功率驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定功率要滿足電動(dòng)汽車的最高行駛車速，故：（1-1）2maxmax13601.5De CAPgfuu?????????代入數(shù)據(jù)得 Pe=13.97KW。（2）驅(qū)動(dòng)電機(jī)峰值功率驅(qū)動(dòng)電機(jī)峰值功率依據(jù)汽車低速最大爬坡度、百公里加速時(shí)間來匹配，當(dāng)汽車以穩(wěn)定車速爬坡時(shí)，驅(qū)動(dòng)電機(jī)輸出的最大功率為：（1-2）21 maxcossin3601.5Dmaxi iiCAPgfugfu??? ????? ?? ?其中，α max=arctani=11.31o，u i=20km/h，得 P1=20.67KW；當(dāng)汽車以靜止開始加速度 100km/h 時(shí)，驅(qū)動(dòng)電機(jī)輸出的最大功率為 [5]：（1-3）22360.5.2aaDaCAutPgfttt??????????t 為 10S，得 P2=102.46KW。綜上可得，驅(qū)動(dòng)電機(jī)的峰值功率 Pmax=102.46 KW。（3）驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩與峰值轉(zhuǎn)矩（1-4）950eeTn?取 ne=3500r/min，得 Te=38.12N·m。同理，取 nmax=5800 r/min，得 Tmax=168.71 N·m。綜上，驅(qū)動(dòng)電機(jī)的參數(shù)見下表。電機(jī)參數(shù) 參數(shù)值 電機(jī)參數(shù) 參數(shù)值額定功率 Pe/KW 13.97 峰值轉(zhuǎn)矩 Tmax/ N·m 168.71峰值功率 Pmax/KW 102.46 額定轉(zhuǎn)速 ne/r/min 3500額定轉(zhuǎn)矩 Te/ N·m 38.12 峰值轉(zhuǎn)速 nmax/r/min 58002 變速器傳動(dòng)比參數(shù)選擇2.1 一檔傳動(dòng)比選擇依據(jù)整車低速爬坡時(shí)車輪獲得的驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于所受到的行駛阻力，可知一檔傳動(dòng)比的下限為：（2-1）2max10maxmaxcossin1.5DiTi CAgfgur????得：i 1 ≥1.72。同時(shí)，一擋下最大驅(qū)動(dòng)力不大于地面對(duì)驅(qū)動(dòng)輪的最大附著力，可得一檔傳動(dòng)比的上限為：（2-2）max10Tigr???根據(jù)一般路面條件，取 φ=0.6，得：i 1 ≤12.85。綜上：1.72≤ i 1 ≤12.85。2.2 二擋傳動(dòng)比選擇電機(jī)最高轉(zhuǎn)速下，對(duì)應(yīng)的最大轉(zhuǎn)矩 Tmax 產(chǎn)生的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于最高車速下的行駛阻力，故二擋傳動(dòng)比 i2 的下限為：（2-3）2max21.5DCAgfuriT?????????得：1.02≤ i 2。同時(shí)，在 10%的滑移率下，i 2 應(yīng)滿足最高車速的要求：（2-4）max0.937rniu?得：i 2 ≤6.72。綜上：1.02≤ i 2 ≤6.72。由于一般乘用車的 imax=12~18[6]，i max=igi0，且為使換擋平順，，所以本文選擇 i1=3.67，i 2=2.45。12.7~8i?3 變速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 一擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪 1 和齒輪 3 均選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi 的接觸疲勞強(qiáng)度 σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強(qiáng)度 σFE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)滿足高可靠度的要求，故取安全系數(shù) SH=1.5，S F=2.0[7]。由（3-1）??limHFES??????得：[σ H1]= [σH3]=1000Mpa，[ σF1]= [σF3]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪按 7 級(jí)精度制造，取載荷系數(shù) K=1.3，齒寬系數(shù) =0.6，d?齒輪 1 上的轉(zhuǎn)矩 T1=Tmax×η 齒輪 ×η 軸承 =165352.67N·mm，初選螺旋角β=20o。取 z1=19，則 z2= z1×i1=69.73，取 z2=70，則實(shí)際傳動(dòng)比=3.69。12i?因齒形系數(shù) ， ，則13.90cosvz??2384.6cosvz??YFa1=2.88，Y Fa3=2.23，Y Sa1=1.57，Y Sa3=1.76。因 ，故應(yīng)對(duì)齒輪 1 進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算。????130.60.92FaSFaS????法向模數(shù)：（3-2）??2132cosFaSndYKTmz???求得 mn=2.65，取 mn=3。中心距： =147.02mm，取 a=150mm。??12cosza???則： ，1258nr????齒輪 1 分度圓直徑 =61.91mm，齒寬 =37.15mm，1cosnmzd?1db??取 b3=40mm， b1=45mm。（3）驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度（3-3）123.54HEKTuZbd????取 ZE=189.8 ，Z β= ，Mpacos?則：σ H=868.88Mpa[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選 7 級(jí)精度是合適的。2213.4/15/60dnvms????3.2 二擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪 2 和齒輪 4 均選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi 的接觸疲勞強(qiáng)度 σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強(qiáng)度 σFE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)滿足高可靠度的要求，故取安全系數(shù) SH=1.5，S F=2.0。同理可得：[σH2]= [σH4]=1000Mpa，[σ F2]= [σF4]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪按 6 級(jí)精度制造，取載荷系數(shù) K=1.3，齒寬系數(shù) =0.6，d?齒輪 2 上的轉(zhuǎn)矩 T2=Tmax×η 齒輪 ×η 軸承 =165352.67N·mm，由 a13=a24=145mm，得： z1+z3=z2+z4，且 i2= =2.45；4z則 z2=26，z 4=63，實(shí)際傳動(dòng)比 i2=2.42， ，m n=3mm。58????=84.72mm，齒寬 =50.83mm，2cosnmd??2db?取 b4=50mm， b2=55mm。（3）驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度（3-5）123.54HEKTuZbd????取 ZE=189.8 ，Z β= ，Mpacos則：σ H=592.09Mpa[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選 6 級(jí)精度是合適的。22235.7/30/601dnvmss????3.3 主減速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪 5 和齒輪 6 均選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi 的接觸疲勞強(qiáng)度 σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強(qiáng)度 σFE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)滿足高可靠度的要求，故取安全系數(shù) SH=1.5，S F=2.0。同理可得：[σH5]= [σH6]=1000Mpa，[σ F5]= [σF6]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪按 8 級(jí)精度制造，取載荷系數(shù) K=1.3，齒寬系數(shù) =0.6，d?齒輪 5 上的轉(zhuǎn)矩 T5=T1×i1×η 齒輪 ×η 軸承 =596388.72N·mm，初選螺旋角β=20o。取 z5=20，則 z6= z5×i0=97.78，取 z6=98，則實(shí)際傳動(dòng)比=4.89。60i?因齒形系數(shù) ， ，則5324.1cosvz??6318.cosvz??YFa5=2.78，Y Fa6=2.23，Y Sa5=1.59，Y Sa6=1.83。因 ，故應(yīng)對(duì)齒輪 1 進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算。????560.140.95FaSFaS???法向模數(shù)：（3-6）??2523cosFaSndYKTmz???求得 mn=3.90，取 mn=4。中心距： =251.15mm，取 a=255mm。??562cosza???則： ，56217nr????齒輪 5 分度圓直徑 =86.44mm，齒寬 =51.86mm，5cosnmzd?5db??取 b6=55mm， b5=60mm。（3）驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度（3-7）123.54HEKTuZbd????取 ZE=189.8 ，Z β= ，Mpacos則：σ H=974.21Mpa[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選 8 級(jí)精度是合適的。22537.1/0/60dnvms????3.4 各齒輪參數(shù)變速器各齒輪參數(shù)見下表：表 3 變速器各齒輪參數(shù)表檔位 齒輪法向模數(shù)/mm齒寬/mm中心距/mm螺旋角 旋向精度等級(jí)z1 45 右一擋z3340145 258??左7z2 55 右二擋z4350145 ??左6z5 60 左主減速器z6455255 2157??右84 變速器傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算4.1 輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）材料選用及熱處理選擇輸入軸選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。 20CrMnTi 的強(qiáng)度極限 σB=1080Mpa，屈服極限 σS=835Mpa。（2）估算軸的最小直徑（4-1）13ePdCn?P1=Pmax×η 軸承 =101.44KW，n e=3500r/min，取 C=95，得：d min=29.18mm。考慮到輸入軸最小直徑段需要與電動(dòng)機(jī)通過 C 型平鍵連接，對(duì)軸的強(qiáng)度有削弱，故 =30.64mm。??mini15%???故選取 C 型鍵型號(hào)為：b×h×L=10×8×36。輸入軸各段長度的軸徑詳見零件圖。（3）軸的強(qiáng)度校核一檔傳動(dòng)比大，扭矩大，故選用一擋傳動(dòng)齒輪計(jì)算軸的強(qiáng)度。輸入軸一擋主動(dòng)齒輪受力圖如下：FaFrFtA B53 204CFaFrFHA FHBFtFVA FVB46.5圖 2 輸入軸受力簡圖輸入軸的轉(zhuǎn)矩 T1=162352.67N·mm，則圓周力 ，徑向125340.8tTFNd?力 ，軸向力 。tan2.36cosrF???tan6.??在垂直面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得：（4-2）??15320453VABra rFdF??????求得：F VA=2003.64N ，F(xiàn) VB =107.72N。同理，在水平面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得：（4-3）??5320453HABttF??????求得：F HA=4264.04N ，F(xiàn) HB =978.80N。作輸入軸的彎矩圖如下：圖 3 輸入軸彎矩圖由彎矩圖可知，垂直面內(nèi)和水平面內(nèi)的最大應(yīng)力均位于 C 處，MVmax=92167.40N·mm，M Hmax=200653.73N·mm。則當(dāng)量彎矩 Me 為：（4-3）????22 222VHTMT??????因輸入軸需要正反運(yùn)轉(zhuǎn)，取 α=1，得 Memax=260127.34 N·mm。當(dāng)量應(yīng)力 σe 為：（4-4）??22310.eTWd???求得 σe=10.96Mpa[σ-1b]=90Mpa，故滿足要求。4.2 輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）材料選用及熱處理選擇輸入軸選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。 20CrMnTi 的強(qiáng)度極限 σB=1080Mpa，屈服極限 σS=835Mpa。（2）估算軸的最小直徑（4-5）23PdCn?垂直面彎矩圖水平面彎矩圖合成彎矩圖扭矩圖當(dāng)量彎矩圖P2=P1×η 軸承 ×η 齒輪 =99.42KW，n 2= =951.09r/min，取 C=95，1ei得：d=44.75mm ，取 dmin=45mm。輸出軸各段長度的軸徑詳見零件圖。（3）軸的強(qiáng)度校核一擋和主減速器傳動(dòng)比大，扭矩大，故選用一擋和主減速器傳動(dòng)齒輪和計(jì)算軸的強(qiáng)度。輸出軸一擋主動(dòng)齒輪受力圖如下：Fa5Fr5Ft5D E53 153.5FFa5Fr5FHD FHEFt5FVD FVE53.5HFa3Ft3Fr3Fa3Fr3Ft3圖 4 輸出軸受力簡圖輸入軸的轉(zhuǎn)矩 T2=T1×η 軸承 ×η 齒輪 =596388.72N·mm，則圓周力，徑向力 ，軸向力259.4tFNd?tan2067.31cosrF???。tan16.8?在垂直面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得：（4-6）????5335531.51.32VDErr raaF dFF?????????求得：F VD=1440.00N ，F(xiàn) VE=1919.42N。同理，在水平面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得：（4-7）????353551.1.3.HDEttt tFFF???????求得：F HD=7222.56N ，F(xiàn) HE =11805.77N。作輸入軸的彎矩圖如下：圖 5 輸出軸彎矩圖由彎矩圖可知，垂直面內(nèi)和水平面內(nèi)的最大應(yīng)力均位于 F 處，MVmax=348580.88N·mm，M Hmax=643414.47N·mm。則當(dāng)量彎矩 Me 為：（4-8）????22 222VHTMT??????因輸入軸需要正反運(yùn)轉(zhuǎn)，取 α=1，得 Memax=944018.18 N·mm。當(dāng)量應(yīng)力 σe 為：（4-9）??223510.eTWd???求得 σe=14.62Mpa[σ-1b]=90Mpa，故滿足要求。垂直面彎矩圖水平面彎矩圖合成彎矩圖扭矩圖當(dāng)量彎矩圖5 軸承的校核計(jì)算5.1 輸入軸的軸承校核輸入軸的軸承型號(hào)為：30307，軸承正裝。（1）計(jì)算軸向力輸入軸 A 段的軸承 A 的徑向力 ，輸入軸 B 段2471.3rAVHBFN??的軸承 B 的徑向力 ，輸入軸的軸向力 。2984.71rBVHBFN??264.08AF?軸承的內(nèi)部軸向力：（5-1）1.5tanF???取 ，則 。17???0.46rF?得 ， 。26.AN? 2.97B又 ，故軸承 A 被壓緊，軸承 B 放松。8BA???則： =2716.08N， ，又 ，aAF??452.97aBFN??0.58aArFe??，所以： ， ； ，Y B=0。0.46aBre0.AXcot13Y?X（2）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷當(dāng)量動(dòng)載荷 P：（5-2）raPF??得：P A=5442.60N，P B=984.71N。故只需對(duì)軸承 A 進(jìn)行校核。（3）計(jì)算額定動(dòng)載荷額定動(dòng)載荷 C：（5-3）160phtfPnL????????取 fp=1.2，f t=1，L h=9000h（假設(shè)該車使用 10 年，每年平均使用 300 天，每天平均使用 3 小時(shí)） ，ε= ，則 ，故滿足要求。10344.28107.5210rC????5.2 輸出軸的軸承校核輸入軸的軸承型號(hào)為：30310，軸承正裝。（1）計(jì)算軸向力輸入軸 D 段的軸承 D 的徑向力 ，輸入軸 B 段27364.1rDVHDFN??的軸承 B 的徑向力 ，輸入軸的軸向力21960.rEVHEF??。5347.58AaFN??軸承的內(nèi)部軸向力：（5-4）1.5tanF???取 ，則 。21.5???0.59r?得 ， 。438DFN? 76.8EN又 ，故軸承 D 被壓緊，軸承 E 放松。.EADF???則： =10514.45N， ，又 ，aD??7056.8aEN??aDrFe?，所以： ， ； ，Y E=0。aErFe0.4DX.cot12DY?X?（2）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷當(dāng)量動(dòng)載荷 P：（5-5）raPF??得：P D=13670.62N，P E=11960.79N。故只需對(duì)軸承 D 進(jìn)行校核。（3）計(jì)算額定動(dòng)載荷額定動(dòng)載荷 C：（5-6）160phtfPnL????????取 fp=1.2，f t=1，L h=9000h，ε= ，則 ，故滿1355.2401.30rC????足要求。6 設(shè)計(jì)總結(jié)在本次設(shè)計(jì)中，所設(shè)計(jì)的純電動(dòng)汽車兩擋變速器，參考機(jī)械式變速器的傳動(dòng)形式，設(shè)計(jì)的一擋傳動(dòng)比為 3.69，二擋傳動(dòng)比為 2.45，與之匹配的電機(jī)的額定功率為 13.97KW，額定轉(zhuǎn)速為 3500r/min，峰值功率為 102.46KW，峰值轉(zhuǎn)速為 5800r/min，并合理地設(shè)計(jì)了傳動(dòng)軸與軸上零件的裝配關(guān)系。經(jīng)驗(yàn)算，此變速器可以滿足純電動(dòng)汽車的使用工況要求，且軸和軸承的的強(qiáng)度均滿足要求，此設(shè)計(jì)是合理安全的。純電動(dòng)汽車電池容量有限，續(xù)航里程不足的缺點(diǎn)，可以通過對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)部件參數(shù)的合理設(shè)計(jì)來提高純電動(dòng)汽車?yán)m(xù)駛里程，設(shè)計(jì)制造出與高速電機(jī)匹配的高速變速器，這是未來純電動(dòng)汽車的發(fā)展方向之一，我們要做的還有很多。參考文獻(xiàn)[1]周兵,江清華 ,楊易.兩擋變速器純電動(dòng)汽車動(dòng)力性經(jīng)濟(jì)性雙目標(biāo)的傳動(dòng)比優(yōu)化.汽車工程,2011,(9) ；792-797 [2]龔賢武,唐自強(qiáng) .兩擋純電動(dòng)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)與仿真.鄭州大學(xué)學(xué)報(bào)：工學(xué)版,2015,0(3) ；39-43[3]陳家瑞主編.汽車構(gòu)造[M]. （第 3 版）.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2009.[4]余本德,張建武 .小型純電動(dòng)汽車變速器傳動(dòng)比設(shè)計(jì).傳動(dòng)技術(shù),2015,0(1)；30-35[5]馮永愷. 純電動(dòng)汽車電機(jī)變速器集成系統(tǒng)研究[D].合肥工業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文. 2014. 13-14[6]趙英勛主編.汽車運(yùn)用工程[M].北京:國防工業(yè)出版社,2013.44-45[7]楊可楨，程光蘊(yùn)，李仲生，錢瑞明主編.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)[M].（第 6 版）.北京：高等教育出版社，2013純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)及變速器的設(shè)計(jì)一、設(shè)計(jì)內(nèi)容1.基本功能所設(shè)計(jì)純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)及變速器能滿足車輛動(dòng)力性，經(jīng)濟(jì)性的要求。2.設(shè)計(jì)要求⑴技術(shù)要求：設(shè)計(jì)參數(shù)（兩組方案）1）第一組：車輛參數(shù)：整車質(zhì)量 m(kg):1550；滾動(dòng)阻力系數(shù) f：0.0135迎風(fēng)阻力系數(shù) CD：0.35； 機(jī)械效率 η：0.86主減速器傳動(dòng)比 i0：4.889； 車輪滾動(dòng)半徑 r(m)：0.273 軸距 L（mm）： 2500；迎風(fēng)面積 A（m 2）:3.17 ； 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù) ：?1.23車輛性能參數(shù)：①最高車速≥80km/h ② 最大爬坡度≥20%③續(xù)駛里程≥80km ④100km/h 加速時(shí)間≤10s2）第二組：車輛參數(shù)：整車質(zhì)量 m(kg):1200；滾動(dòng)阻力系數(shù) f：0.011迎風(fēng)阻力系數(shù) CD：0.43； 機(jī)械效率 η：0.94主減速器傳動(dòng)比 i0：3.52； 車輪滾動(dòng)半徑 r(m)： 0.292 軸距 L（mm）： 2430；迎風(fēng)面積 A（m 2）:2.53 ； 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù) ：?1.23車輛性能參數(shù)：①最高車速≥100km/h ②最大爬坡度≥20%③續(xù)駛里程≥160km ④100km/h 加速時(shí)間≤10s⑵設(shè)計(jì)任務(wù)要求1）完成方案設(shè)計(jì)及工作原理的分析2）總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖及主要部件零件圖3）重要零件的強(qiáng)度校核4）設(shè)計(jì)說明書二、設(shè)計(jì)方法與參考步驟⑴工作原理的分析根據(jù)設(shè)計(jì)要求及變速器的特性等，分析純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)的工作原理及具體的變速方式。⑵方案選擇1）結(jié)構(gòu)方案選擇，采用什么形式的變速器。2）最小傳動(dòng)比選擇，滿足最高車速的要求。3）最大傳動(dòng)比選擇，滿足最大爬坡度和附著條件的要求。⑶純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)變速器的設(shè)計(jì)確定傳動(dòng)比的參數(shù)設(shè)計(jì)后，對(duì)變速器的各齒輪軸的參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，主要確定各齒輪齒數(shù)以及軸的尺寸等。⑷重要零件的強(qiáng)度校核包括各齒輪的強(qiáng)度、軸的強(qiáng)度等。⑸總成圖和零件圖繪制變速器的總成圖和部分零件圖。⑹撰寫設(shè)計(jì)說明書包括：設(shè)計(jì)要求、設(shè)計(jì)方案選擇、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)等的技術(shù)說明三、課程設(shè)計(jì)時(shí)間安排課程設(shè)計(jì)時(shí)間共計(jì) 2 周，具體時(shí)間安排如下表：序號(hào) 內(nèi)容 時(shí)間1 工作原理的分析 1 天2 方案選擇 1 天3 變速器的設(shè)計(jì) 4 天4 總成圖和零件圖繪制 2 天5 撰寫說明書 1 天6 答辯 1 天四、課程設(shè)計(jì)的成績?cè)u(píng)定課程設(shè)計(jì)成績的綜合評(píng)定主要由以下幾個(gè)方面組成1．課程設(shè)計(jì)過程，包括日常管理和具體的設(shè)計(jì)能力；2．課程設(shè)計(jì)報(bào)告的質(zhì)量，包括文章結(jié)構(gòu)、技術(shù)內(nèi)容、繪圖及文筆等；3．課程設(shè)計(jì)答辯的情況，包括自述情況及回答問題情況。指導(dǎo)教師： 目 錄設(shè)計(jì)任務(wù)書 1緒 論 21 變速器基本設(shè)計(jì)方案 31.1 車輛參數(shù) 31.2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 31.3 驅(qū)動(dòng)電機(jī)匹配 42 變速器傳動(dòng)比參數(shù)選擇 52.1 一檔傳動(dòng)比選擇 52.2 二擋傳動(dòng)比選擇 53 變速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 53.1 一擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 53.2 二擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 73.3 主減速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 73.4 各齒輪參數(shù) 94 變速器傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算 94.1 輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算 94.2 輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算 115 軸承的校核計(jì)算 145.1 輸入軸的軸承校核 145.2 輸出軸的軸承校核 146 設(shè)計(jì)總結(jié) 15參考文獻(xiàn) 16設(shè)計(jì)任務(wù)書1 設(shè)計(jì)內(nèi)容1.1 基本功能所設(shè)計(jì)純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)及變速器能滿足車輛動(dòng)力性，經(jīng)濟(jì)性的要求。1.2 設(shè)計(jì)要求車輛參數(shù)：整車質(zhì)量 m(kg):1550；滾動(dòng)阻力系數(shù) f：0.0135；迎風(fēng)阻力系數(shù) CD：0.35； 機(jī)械效率 η： 0.86；主減速器傳動(dòng)比 i0：4.889；車輪滾動(dòng)半徑 r(m)：0.273 ；軸距 L（mm）： 2500；迎風(fēng)面積 A（m2）：3.17； 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù) δ：1.23車輛性能參數(shù)：①最高車速≥80km/h ②最大爬坡度≥20% ③續(xù)駛里程≥80km ④100km/h 加速時(shí)間≤10s。2 設(shè)計(jì)方法與參考步驟2.1 工作原理的分析根據(jù)設(shè)計(jì)要求及變速器的特性等，分析純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)的工作原理及具體的變速方式。2.2 方案選擇1）結(jié)構(gòu)方案選擇，采用什么形式的變速器。2）最小傳動(dòng)比選擇，滿足最高車速的要求。3）最大傳動(dòng)比選擇，滿足最大爬坡度和附著條件的要求。2.3 純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)變速器的設(shè)計(jì)確定傳動(dòng)比的參數(shù)設(shè)計(jì)后，對(duì)變速器的各齒輪軸的參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，主要確定各齒輪齒數(shù)以及軸的尺寸等。2.4 重要零件的強(qiáng)度校核包括各齒輪的強(qiáng)度、軸的強(qiáng)度等。2.5 總成圖和零件圖繪制變速器的總成圖和部分零件圖。2.6 撰寫設(shè)計(jì)說明書包括：設(shè)計(jì)要求、設(shè)計(jì)方案選擇、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)等的技術(shù)說明3 設(shè)計(jì)任務(wù)裝配圖一張(A3 圖紙) ；零件工作圖 1~2 張（A4 圖紙） ；設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份（A4 紙，不少于 10 頁） 。緒 論純電動(dòng)汽車具有能耗小、零污染、噪聲小等優(yōu)勢(shì)，正逐步成為未來汽車的一個(gè)方向 [1]。由于電池容量有限，續(xù)航里程不足，故對(duì)純電動(dòng)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)部件參數(shù)的合理設(shè)計(jì)是提高純電動(dòng)汽車?yán)m(xù)駛里程的有效手段之一 [2]。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中最重要的就是變速器，故變速器的合理設(shè)計(jì)就顯得至關(guān)重要。目前小型純電動(dòng)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中多采用固定速比的減速器，這種方式結(jié)構(gòu)簡單、制造成本較低，但電機(jī)效率低，汽車動(dòng)力性差。多檔減速器可以通過控制速比使電機(jī)工作于高效區(qū)域，由于驅(qū)動(dòng)電機(jī)的全負(fù)荷特性曲線與汽車驅(qū)動(dòng)理想特性場(chǎng)的輪廓相近，因此實(shí)際變速器的擋位數(shù)設(shè)置一般不應(yīng)超過 3 個(gè)擋位，這樣不僅可以降低對(duì)驅(qū)動(dòng)電機(jī)性能的要求，而且避免了變速裝置體積和質(zhì)量過大，符合汽車輕量化的要求。目前傳統(tǒng)汽車上使用的自動(dòng)變速器主要包括液力機(jī)械式自動(dòng)變速器（AT） 、無級(jí)自動(dòng)變速器（CVT） 、電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT ）和雙離合自動(dòng)變速器（DCT） [3]。因此在考慮與純電動(dòng)汽車匹配的變速器時(shí)，可以從以上變速器中學(xué)習(xí)獨(dú)有的特點(diǎn)，并于純電動(dòng)汽車的特點(diǎn)相結(jié)合，設(shè)計(jì)出較適合的變速器。液力機(jī)械式自動(dòng)變速器（AT）裝配有復(fù)雜的行星齒輪機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)復(fù)雜、效率較低、制造工藝高，并不符合純電動(dòng)汽車節(jié)能高效的目標(biāo)。無級(jí)自動(dòng)變速器（CVT）可以提高整車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性，但金屬帶易磨損且造價(jià)昂貴，消費(fèi)者不易接受。電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT）起步迅速而平穩(wěn)、換檔快捷且沖擊小，且傳動(dòng)效率高、結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、制造和維護(hù)成本低，它被公認(rèn)為是一種較有前途的自動(dòng)變速方式，但換檔過程有動(dòng)力中斷，舒適性較差。雙離合自動(dòng)變速器（DCT）具有 AMT 的特點(diǎn)，且可以消除其中斷動(dòng)力換檔的缺點(diǎn)，但雙離合器總成制造困難，控制復(fù)雜，成本高。綜合以上各變速器的特點(diǎn)，又考慮到純電動(dòng)汽車所要求的節(jié)能高效、輕量化、動(dòng)力性好、成本低等特點(diǎn)，故選用電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT ）作為設(shè)計(jì)參考，本文所設(shè)計(jì)的純電動(dòng)汽車變速器為機(jī)械式兩檔變速器，采用同步器的手動(dòng)換擋方式。1 變速器基本設(shè)計(jì)方案本文所設(shè)計(jì)的純電動(dòng)汽車機(jī)械式自動(dòng)變速器有兩個(gè)檔位，當(dāng)車輛在一檔行駛時(shí)，可以確保電動(dòng)機(jī)輸出穩(wěn)定的高轉(zhuǎn)矩，提高電動(dòng)汽車的起步和爬坡能力，當(dāng)在二檔行駛時(shí)，可以確保電機(jī)恒功率的輸出特性，提高電動(dòng)汽車的加速性能 [4]。1.1 車輛參數(shù)整車參數(shù)見下表。表 1 純電動(dòng)汽車整車參數(shù)表基本參數(shù) 參數(shù)值 基本參數(shù) 參數(shù)值整車質(zhì)量 m/Kg 1550 主減速器傳動(dòng)比 i0 4.889滾動(dòng)阻力系數(shù) f 0.0135 軸距 L/mm 2500機(jī)械效率 η 0.86 車輪滾動(dòng)半徑 r/m 0.372迎風(fēng)阻力系數(shù) CD 0.35 迎風(fēng)面積 A/m2 3.17旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù) δ 1.23性能參數(shù)見下表。表 2 純電動(dòng)汽車性能參數(shù)表基本性能參數(shù) 參數(shù)值 基本性能參數(shù) 參數(shù)值最高車速 uamax/km/h ≥80 續(xù)駛里程 /km 80最大爬坡度 i 0.2 100km/h 加速時(shí)間/s ≤101.2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案圖 1 純電動(dòng)汽車傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案圖圖中，1：一擋主動(dòng)齒輪；3：一擋從動(dòng)齒輪；2：二擋主動(dòng)齒輪；4：二擋從動(dòng)齒輪；5：主減速器主動(dòng)齒輪；6：主減速器從動(dòng)齒輪。I：變速器輸入軸；II：變速器輸出軸；III ：主減速器輸出軸，T：同步器。1.3 驅(qū)動(dòng)電機(jī)匹配（1）驅(qū)動(dòng)電機(jī)額定功率驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定功率要滿足電動(dòng)汽車的最高行駛車速，故：（1-1）2maxmax13601.5De CAPgfuu?????????代入數(shù)據(jù)得 Pe=13.97KW。（2）驅(qū)動(dòng)電機(jī)峰值功率驅(qū)動(dòng)電機(jī)峰值功率依據(jù)汽車低速最大爬坡度、百公里加速時(shí)間來匹配，當(dāng)汽車以穩(wěn)定車速爬坡時(shí)，驅(qū)動(dòng)電機(jī)輸出的最大功率為：（1-2）21 maxcossin3601.5Dmaxi iiCAPgfugfu??? ????? ?? ?其中，α max=arctani=11.31o，u i=20km/h，得 P1=20.67KW；當(dāng)汽車以靜止開始加速度 100km/h 時(shí)，驅(qū)動(dòng)電機(jī)輸出的最大功率為 [5]：（1-3）22360.5.2aaDaCAutPgfttt??????????t 為 10S，得 P2=102.46KW。綜上可得，驅(qū)動(dòng)電機(jī)的峰值功率 Pmax=102.46 KW。（3）驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩與峰值轉(zhuǎn)矩（1-4）950eeTn?取 ne=3500r/min，得 Te=38.12N·m。同理，取 nmax=5800 r/min，得 Tmax=168.71 N·m。綜上，驅(qū)動(dòng)電機(jī)的參數(shù)見下表。電機(jī)參數(shù) 參數(shù)值 電機(jī)參數(shù) 參數(shù)值額定功率 Pe/KW 13.97 峰值轉(zhuǎn)矩 Tmax/ N·m 168.71峰值功率 Pmax/KW 102.46 額定轉(zhuǎn)速 ne/r/min 3500額定轉(zhuǎn)矩 Te/ N·m 38.12 峰值轉(zhuǎn)速 nmax/r/min 58002 變速器傳動(dòng)比參數(shù)選擇2.1 一檔傳動(dòng)比選擇依據(jù)整車低速爬坡時(shí)車輪獲得的驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于所受到的行駛阻力，可知一檔傳動(dòng)比的下限為：（2-1）2max10maxmaxcossin1.5DiTi CAgfgur????得：i 1 ≥1.72。同時(shí)，一擋下最大驅(qū)動(dòng)力不大于地面對(duì)驅(qū)動(dòng)輪的最大附著力，可得一檔傳動(dòng)比的上限為：（2-2）max10Tigr???根據(jù)一般路面條件，取 φ=0.6，得：i 1 ≤12.85。綜上：1.72≤ i 1 ≤12.85。2.2 二擋傳動(dòng)比選擇電機(jī)最高轉(zhuǎn)速下，對(duì)應(yīng)的最大轉(zhuǎn)矩 Tmax 產(chǎn)生的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于最高車速下的行駛阻力，故二擋傳動(dòng)比 i2 的下限為：（2-3）2max21.5DCAgfuriT?????????得：1.02≤ i 2。同時(shí)，在 10%的滑移率下，i 2 應(yīng)滿足最高車速的要求：（2-4）max0.937rniu?得：i 2 ≤6.72。綜上：1.02≤ i 2 ≤6.72。由于一般乘用車的 imax=12~18[6]，i max=igi0，且為使換擋平順，，所以本文選擇 i1=3.67，i 2=2.45。12.7~8i?3 變速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 一擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪 1 和齒輪 3 均選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi 的接觸疲勞強(qiáng)度 σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強(qiáng)度 σFE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)滿足高可靠度的要求，故取安全系數(shù) SH=1.5，S F=2.0[7]。由（3-1）??limHFES??????得：[σ H1]= [σH3]=1000Mpa，[ σF1]= [σF3]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪按 7 級(jí)精度制造，取載荷系數(shù) K=1.3，齒寬系數(shù) =0.6，d?齒輪 1 上的轉(zhuǎn)矩 T1=Tmax×η 齒輪 ×η 軸承 =165352.67N·mm，初選螺旋角β=20o。取 z1=19，則 z2= z1×i1=69.73，取 z2=70，則實(shí)際傳動(dòng)比=3.69。12i?因齒形系數(shù) ， ，則13.90cosvz??2384.6cosvz??YFa1=2.88，Y Fa3=2.23，Y Sa1=1.57，Y Sa3=1.76。因 ，故應(yīng)對(duì)齒輪 1 進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算。????130.60.92FaSFaS????法向模數(shù)：（3-2）??2132cosFaSndYKTmz???求得 mn=2.65，取 mn=3。中心距： =147.02mm，取 a=150mm。??12cosza???則： ，1258nr????齒輪 1 分度圓直徑 =61.91mm，齒寬 =37.15mm，1cosnmzd?1db??取 b3=40mm， b1=45mm。（3）驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度（3-3）123.54HEKTuZbd????取 ZE=189.8 ，Z β= ，Mpacos?則：σ H=868.88Mpa[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選 7 級(jí)精度是合適的。2213.4/15/60dnvms????3.2 二擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪 2 和齒輪 4 均選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi 的接觸疲勞強(qiáng)度 σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強(qiáng)度 σFE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)滿足高可靠度的要求，故取安全系數(shù) SH=1.5，S F=2.0。同理可得：[σH2]= [σH4]=1000Mpa，[σ F2]= [σF4]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪按 6 級(jí)精度制造，取載荷系數(shù) K=1.3，齒寬系數(shù) =0.6，d?齒輪 2 上的轉(zhuǎn)矩 T2=Tmax×η 齒輪 ×η 軸承 =165352.67N·mm，由 a13=a24=145mm，得： z1+z3=z2+z4，且 i2= =2.45；4z則 z2=26，z 4=63，實(shí)際傳動(dòng)比 i2=2.42， ，m n=3mm。58????=84.72mm，齒寬 =50.83mm，2cosnmd??2db?取 b4=50mm， b2=55mm。（3）驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度（3-5）123.54HEKTuZbd????取 ZE=189.8 ，Z β= ，Mpacos則：σ H=592.09Mpa[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選 6 級(jí)精度是合適的。22235.7/30/601dnvmss????3.3 主減速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪 5 和齒輪 6 均選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi 的接觸疲勞強(qiáng)度 σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強(qiáng)度 σFE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)滿足高可靠度的要求，故取安全系數(shù) SH=1.5，S F=2.0。同理可得：[σH5]= [σH6]=1000Mpa，[σ F5]= [σF6]=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪按 8 級(jí)精度制造，取載荷系數(shù) K=1.3，齒寬系數(shù) =0.6，d?齒輪 5 上的轉(zhuǎn)矩 T5=T1×i1×η 齒輪 ×η 軸承 =596388.72N·mm，初選螺旋角β=20o。取 z5=20，則 z6= z5×i0=97.78，取 z6=98，則實(shí)際傳動(dòng)比=4.89。60i?因齒形系數(shù) ， ，則5324.1cosvz??6318.cosvz??YFa5=2.78，Y Fa6=2.23，Y Sa5=1.59，Y Sa6=1.83。因 ，故應(yīng)對(duì)齒輪 1 進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算。????560.140.95FaSFaS???法向模數(shù)：（3-6）??2523cosFaSndYKTmz???求得 mn=3.90，取 mn=4。中心距： =251.15mm，取 a=255mm。??562cosza???則： ，56217nr????齒輪 5 分度圓直徑 =86.44mm，齒寬 =51.86mm，5cosnmzd?5db??取 b6=55mm， b5=60mm。（3）驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度（3-7）123.54HEKTuZbd????取 ZE=189.8 ，Z β= ，Mpacos則：σ H=974.21Mpa[σH]，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選 8 級(jí)精度是合適的。22537.1/0/60dnvms????3.4 各齒輪參數(shù)變速器各齒輪參數(shù)見下表：表 3 變速器各齒輪參數(shù)表檔位 齒輪法向模數(shù)/mm齒寬/mm中心距/mm螺旋角 旋向精度等級(jí)z1 45 右一擋z3340145 258??左7z2 55 右二擋z4350145 ??左6z5 60 左主減速器z6455255 2157??右84 變速器傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算4.1 輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）材料選用及熱處理選擇輸入軸選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。 20CrMnTi 的強(qiáng)度極限 σB=1080Mpa，屈服極限 σS=835Mpa。（2）估算軸的最小直徑（4-1）13ePdCn?P1=Pmax×η 軸承 =101.44KW，n e=3500r/min，取 C=95，得：d min=29.18mm?？紤]到輸入軸最小直徑段需要與電動(dòng)機(jī)通過 C 型平鍵連接，對(duì)軸的強(qiáng)度有削弱，故 =30.64mm。??mini15%???故選取 C 型鍵型號(hào)為：b×h×L=10×8×36。輸入軸各段長度的軸徑詳見零件圖。（3）軸的強(qiáng)度校核一檔傳動(dòng)比大，扭矩大，故選用一擋傳動(dòng)齒輪計(jì)算軸的強(qiáng)度。輸入軸一擋主動(dòng)齒輪受力圖如下：FaFrFtA B53 204CFaFrFHA FHBFtFVA FVB46.5圖 2 輸入軸受力簡圖輸入軸的轉(zhuǎn)矩 T1=162352.67N·mm，則圓周力 ，徑向125340.8tTFNd?力 ，軸向力 。tan2.36cosrF???tan6.??在垂直面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得：（4-2）??15320453VABra rFdF??????求得：F VA=2003.64N ，F(xiàn) VB =107.72N。同理，在水平面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得：（4-3）??5320453HABttF??????求得：F HA=4264.04N ，F(xiàn) HB =978.80N。作輸入軸的彎矩圖如下：圖 3 輸入軸彎矩圖由彎矩圖可知，垂直面內(nèi)和水平面內(nèi)的最大應(yīng)力均位于 C 處，MVmax=92167.40N·mm，M Hmax=200653.73N·mm。則當(dāng)量彎矩 Me 為：（4-3）????22 222VHTMT??????因輸入軸需要正反運(yùn)轉(zhuǎn)，取 α=1，得 Memax=260127.34 N·mm。當(dāng)量應(yīng)力 σe 為：（4-4）??22310.eTWd???求得 σe=10.96Mpa[σ-1b]=90Mpa，故滿足要求。4.2 輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）材料選用及熱處理選擇輸入軸選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。 20CrMnTi 的強(qiáng)度極限 σB=1080Mpa，屈服極限 σS=835Mpa。（2）估算軸的最小直徑（4-5）23PdCn?垂直面彎矩圖水平面彎矩圖合成彎矩圖扭矩圖當(dāng)量彎矩圖P2=P1×η 軸承 ×η 齒輪 =99.42KW，n 2= =951.09r/min，取 C=95，1ei得：d=44.75mm ，取 dmin=45mm。輸出軸各段長度的軸徑詳見零件圖。（3）軸的強(qiáng)度校核一擋和主減速器傳動(dòng)比大，扭矩大，故選用一擋和主減速器傳動(dòng)齒輪和計(jì)算軸的強(qiáng)度。輸出軸一擋主動(dòng)齒輪受力圖如下：Fa5Fr5Ft5D E53 153.5FFa5Fr5FHD FHEFt5FVD FVE53.5HFa3Ft3Fr3Fa3Fr3Ft3圖 4 輸出軸受力簡圖輸入軸的轉(zhuǎn)矩 T2=T1×η 軸承 ×η 齒輪 =596388.72N·mm，則圓周力，徑向力 ，軸向力259.4tFNd?tan2067.31cosrF???。tan16.8?在垂直面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得：（4-6）????5335531.51.32VDErr raaF dFF?????????求得：F VD=1440.00N ，F(xiàn) VE=1919.42N。同理，在水平面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得：（4-7）????353551.1.3.HDEttt tFFF???????求得：F HD=7222.56N ，F(xiàn) HE =11805.77N。作輸入軸的彎矩圖如下：圖 5 輸出軸彎矩圖由彎矩圖可知，垂直面內(nèi)和水平面內(nèi)的最大應(yīng)力均位于 F 處，MVmax=348580.88N·mm，M Hmax=643414.47N·mm。則當(dāng)量彎矩 Me 為：（4-8）????22 222VHTMT??????因輸入軸需要正反運(yùn)轉(zhuǎn)，取 α=1，得 Memax=944018.18 N·mm。當(dāng)量應(yīng)力 σe 為：（4-9）??223510.eTWd???求得 σe=14.62Mpa[σ-1b]=90Mpa，故滿足要求。垂直面彎矩圖水平面彎矩圖合成彎矩圖扭矩圖當(dāng)量彎矩圖5 軸承的校核計(jì)算5.1 輸入軸的軸承校核輸入軸的軸承型號(hào)為：30307，軸承正裝。（1）計(jì)算軸向力輸入軸 A 段的軸承 A 的徑向力 ，輸入軸 B 段2471.3rAVHBFN??的軸承 B 的徑向力 ，輸入軸的軸向力 。2984.71rBVHBFN??264.08AF?軸承的內(nèi)部軸向力：（5-1）1.5tanF???取 ，則 。17???0.46rF?得 ， 。26.AN? 2.97B又 ，故軸承 A 被壓緊，軸承 B 放松。8BA???則： =2716.08N， ，又 ，aAF??452.97aBFN??0.58aArFe??，所以： ， ； ，Y B=0。0.46aBre0.AXcot13Y?X（2）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷當(dāng)量動(dòng)載荷 P：（5-2）raPF??得：P A=5442.60N，P B=984.71N。故只需對(duì)軸承 A 進(jìn)行校核。（3）計(jì)算額定動(dòng)載荷額定動(dòng)載荷 C：（5-3）160phtfPnL????????取 fp=1.2，f t=1，L h=9000h（假設(shè)該車使用 10 年，每年平均使用 300 天，每天平均使用 3 小時(shí)） ，ε= ，則 ，故滿足要求。10344.28107.5210rC????5.2 輸出軸的軸承校核輸入軸的軸承型號(hào)為：30310，軸承正裝。（1）計(jì)算軸向力輸入軸 D 段的軸承 D 的徑向力 ，輸入軸 B 段27364.1rDVHDFN??的軸承 B 的徑向力 ，輸入軸的軸向力21960.rEVHEF??。5347.58AaFN??軸承的內(nèi)部軸向力：（5-4）1.5tanF???取 ，則 。21.5???0.59r?得 ， 。438DFN? 76.8EN又 ，故軸承 D 被壓緊，軸承 E 放松。.EADF???則： =10514.45N， ，又 ，aD??7056.8aEN??aDrFe?，所以： ， ； ，Y E=0。aErFe0.4DX.cot12DY?X?（2）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷當(dāng)量動(dòng)載荷 P：（5-5）raPF??得：P D=13670.62N，P E=11960.79N。故只需對(duì)軸承 D 進(jìn)行校核。（3）計(jì)算額定動(dòng)載荷額定動(dòng)載荷 C：（5-6）160phtfPnL????????取 fp=1.2，f t=1，L h=9000h，ε= ，則 ，故滿1355.2401.30rC????足要求。6 設(shè)計(jì)總結(jié)在本次設(shè)計(jì)中，所設(shè)計(jì)的純電動(dòng)汽車兩擋變速器，參考機(jī)械式變速器的傳動(dòng)形式，設(shè)計(jì)的一擋傳動(dòng)比為 3.69，二擋傳動(dòng)比為 2.45，與之匹配的電機(jī)的額定功率為 13.97KW，額定轉(zhuǎn)速為 3500r/min，峰值功率為 102.46KW，峰值轉(zhuǎn)速為 5800r/min，并合理地設(shè)計(jì)了傳動(dòng)軸與軸上零件的裝配關(guān)系。經(jīng)驗(yàn)算，此變速器可以滿足純電動(dòng)汽車的使用工況要求，且軸和軸承的的強(qiáng)度均滿足要求，此設(shè)計(jì)是合理安全的。純電動(dòng)汽車電池容量有限，續(xù)航里程不足的缺點(diǎn)，可以通過對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)部件參數(shù)的合理設(shè)計(jì)來提高純電動(dòng)汽車?yán)m(xù)駛里程，設(shè)計(jì)制造出與高速電機(jī)匹配的高速變速器，這是未來純電動(dòng)汽車的發(fā)展方向之一，我們要做的還有很多。參考文獻(xiàn)[1]周兵,江清華 ,楊易.兩擋變速器純電動(dòng)汽車動(dòng)力性經(jīng)濟(jì)性雙目標(biāo)的傳動(dòng)比優(yōu)化.汽車工程,2011,(9) ；792-797 [2]龔賢武,唐自強(qiáng) 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