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1、 電動跑車變速器設計 學 生： 學 號： 指導教師： 專 業(yè)： 二O一四年六月 本科學生畢業(yè)設計（論文） 中文摘要 摘 要 電動跑車是一個復雜的系統(tǒng)，其研制與開發(fā)是一個涉及多個學科的高科技項目。鑒于電動跑車的主要性能指標是由最高車速、加速能力、爬坡能力和續(xù)駛里程等來表征，這些指標的高低直接與其動力傳動系統(tǒng)優(yōu)劣密切相關，因此，要提高整車的性能，就必須解決動力傳動系統(tǒng)的問題

2、。目前電動跑車由于電池技術未取得實質(zhì)性突破，導致整車的能量利用率、續(xù)駛里程性能參數(shù)不夠理想。在整車性能參數(shù)不變的情況下，通過兩檔變速器的匹配設計能夠降低對于電機的要求，有效的減少成本，同時還能使得電機工作效率增加，提高能量利用率，增加續(xù)駛里程。其主要工作內(nèi)容如下： ①分析了電動跑車動力傳動系統(tǒng)的基本構成，根據(jù)汽車的基本性能要求，對驅動電機、傳動系主要性能參數(shù)進行匹配研究。并從車輛性能影響因素考慮，利用MATLAB/Simulink軟件對模型進行仿真，繪制相應的規(guī)律曲線，并對模型進行優(yōu)化。 ②初步求得性能匹配參數(shù)后，針對變速器模型，對電動跑車的爬坡能力、最高車速等基本性能進行

3、校核。 ③校核合格后，最終得出適合給定電動跑車車型的變速器性能匹配參數(shù)，即根據(jù)動力性要求完成配齒、齒輪設計、軸設計、同步器選擇、軸承設計、換檔機構設計等工作； ④最后根據(jù)變速器匹配參數(shù)，通過CATIA軟件繪制出相應的變速器三維模型，并完成變速器某一齒輪和軸的設計圖紙工作。 關鍵詞：電動跑車，傳動系統(tǒng)，兩檔變速器，匹配設計 I 學生畢業(yè)設計（論文） ABSTRACT ABSTRACT The electric ve

4、hicle is a complex system, which is a research and development of high-tech projects involving multiple disciplines. The key performance indicators of electric vehicle are the maximum speed, acceleration, gradability and the driving range etc., which are directly related to the level of the drivetra

5、in, therefore we must solve the problem of the drivetrain for improving vehicle performance. Because the current electric vehicle battery technology is not made substantial breakthroughs, it causes that the vehicle in energy efficiency and the driving range performance parameters are not ideal. In t

6、he case of unchanged vehicle performance parameters, by using two-speed matching design of the transmission reduces requirements of the motor, which effectively reduces costs while still making the motor increase work efficiency and improve energy efficiency and increase the driving range. The main

7、contents are as follows: ①Analysis of the basic structure of the electric vehicle powertrain, matching the main study on the drive motor, drive train performance parameters according to the basic performance requirements of the vehicle. Considerations of affecting vehicle performance, using MATLAB/

8、Simulink simulation software to model, draw the corresponding rule curve and the model optimization. ②After the initial performance matching parameters obtained, the basic performance of electric vehicles such as gradability, maximum speed will be checked for transmission model. ③After checking pa

9、ssing, eventually gets the appropriate matching performance of the transmission for a given electric vehicle models, next accomplishes selection of teeth number, gear design, shaft design, simultaneous selection, bearing design and the shift mechanism design based on power requirements. ④Finally, d

10、raws the corresponding three-dimensional model of the transmission by CATIA software according to the matching transmission parameter and accomplishes a gear and shaft design drawings of the transmission. Key words：electric vehicle, powertrain, two-speed transmission, matching design II 重慶大

11、學本科學生畢業(yè)設計（論文） 目錄 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1 緒 論 1 1.1研究背景 1 1.2電動跑車自動變速器 2 1.2.1自動變速器概述及選型 2 1.2.2自動變速器國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 4 1.3論文的主要內(nèi)容 5 1.3.1課題研究的目的及意義 5 1.3.2課題研究的內(nèi)容 5 2 電控機械式自動變速器設計 7 2.1變速器設計基本方案 7 2.1.1給定的整車參數(shù) 7 2

12、.1.2給定的理想電機特性 7 2.1.3變速器傳動機構布置方案 8 2.1.4變速器主要參數(shù)的選擇 9 2.2齒輪設計計算 13 2.2.1各檔齒輪齒數(shù)分配的分配 13 2.2.2齒輪強度計算與校核 15 2.3整車動力性能及動力傳動系統(tǒng)參數(shù)匹配 23 2.3.1電動跑車動力性能指標分析 23 2.3.2電動跑車的驅動特性場分析 23 2.3.3加速能力與動力傳動系統(tǒng)參數(shù)的匹配 25 2.3.4爬坡能力與動力傳動系統(tǒng)參數(shù)的匹配 27 2.3.5最高車速與動力傳動系統(tǒng)參數(shù)的匹配 28 2.3.6 Matlab/simulink 建

13、模仿真 29 2.4軸的設計計算 32 2.4.1初選軸的直徑 32 2.4.2軸的剛度驗算 32 2.5同步器及操縱機構設計 38 2.5.1同步器的設計 38 2.5.2操縱機構設計 41 2.6軸承的選擇及壽命校核 43 2.6.1輸入軸軸承校核 43 2.6.2輸出軸軸承校核 44 2.6.3中間軸軸承校核 45 2.7 鍵選擇及強度計算 45 3 變速器部分三維模型及工程圖 47 3.1 齒輪模型 47 3.1.1常嚙合齒輪 47 3.1.2一檔齒輪 48 3.1.3二檔齒輪 49 3.1.4內(nèi)部齒輪嚙合

14、 50 3.2 輸出軸模型 50 3.3 變速器整體模型 51 3.4 變速器工程圖 51 參 考 文 獻 53 IV 本科學生畢業(yè)設計（論文） 1 緒論 1 緒 論 1.1研究背景 汽車的發(fā)展面臨兩大考驗，一是汽車對環(huán)境的污染，二是日益短缺的資源所帶來的嚴峻考驗。其一汽車排放的尾氣包含硫化物、氮氧化物、氟氯烴等使溫室效應加劇、臭氧層破壞和酸雨形成等大氣環(huán)境問題，據(jù)估計汽車排入大

15、氣的污染物已達到大氣污染物排放總量的16.9%；隨著汽車保有量的進一步加劇，汽車隊環(huán)境的污染越來越嚴峻。其二是汽車排出的 CO2、CO、NOX、未燃碳氫化合物、顆粒物和臭味氣體等造成的局部空氣污染，進而對人類和動植物產(chǎn)生危害。特別是在大城市中，汽車行駛時排出的氣體、微粒污染物、蒸發(fā)排放物等已經(jīng)成為城市空氣污染物的主要來源。隨著人們生活水平的提高，人類對生存環(huán)境的要求越來越高，降低汽車有害排放的呼聲與日俱增，美國已經(jīng)出臺了部分汽車零排放的法規(guī)，我國汽車排放法規(guī)的執(zhí)行也更加嚴格，目前我國已實行《輕型汽車污染物排放限值計測量方法（中國Ⅲ、Ⅳ階段）》（即歐Ⅲ、Ⅳ標準）。因此，環(huán)境公害是汽車行業(yè)面臨的最

16、大挑戰(zhàn)[1]。 汽車工業(yè)面臨的挑戰(zhàn)之二是能源問題。從人類對可持續(xù)發(fā)展的觀點出發(fā)，人類應設法減少對有限的石油資源的消耗，并且應積極研究石油資源枯竭后汽車的替代能源。隨著汽車保有量的增長，石油的供應日趨緊張。隨著世界經(jīng)濟的持續(xù)增長和世界人口的增加、人民生活水平的提高，世界汽車保有量將會在較長一段時間內(nèi)持續(xù)增長?？梢灶A見，全世界在未來對傳統(tǒng)車用燃料的需求將持續(xù)大幅增長，因此，開發(fā)并使用傳統(tǒng)燃料的代用燃料和電動跑車、降低單位里程的燃料消耗量對緩解環(huán)境污染和保障能源供給具有重要的戰(zhàn)略意義[2]。 電動跑車是指以車載電源為動力，用電動機驅動車輪行駛，且滿足道路安全法規(guī)對汽車的各項要求的車輛。電動跑車能

17、夠實現(xiàn)零排放，可以解決汽車對環(huán)境的污染問題，對保護環(huán)境和生態(tài)具有重大意義。電動跑車采用電動機為驅動單元，使用的電能來源十分廣泛，如水電、煤炭、核能、潮汐能、氫能、風能、太陽能等。即使將發(fā)電廠的污染考慮在內(nèi)，電動跑車也比燃油汽車造成的空氣污染小得多。與傳統(tǒng)車相比，電動跑車的行駛噪聲很小，可大大降低城市噪聲污染。電動跑車可實現(xiàn) Drive-by-Wire 的思想，使系統(tǒng)結構簡化，操縱簡便，同時電動跑車的能量基本上是通過電纜傳輸?shù)?，各部件的放置具有很大的靈活性，方便車輛的布置。電動跑車可以實現(xiàn)制動能量回收，提高能源的使用效率。電動跑車減速制動時的動能，可以通過再生制動轉化為電能并貯存在蓄電池中，停車

18、時不必讓電動機空轉，從而降低能源消耗。電動機控制響應時間短，轉矩控制準確，有利于改善車輛的動態(tài)性能。電動機不像燃油發(fā)動機那樣輻射大量的熱能，有利于緩解城市熱島效應。電動跑車可利用夜間富裕的電力充電，有利于電網(wǎng)均衡負荷，維持電廠經(jīng)濟運行，提高電網(wǎng)經(jīng)濟效益。 綜上所述，無論從環(huán)境保護、節(jié)約能源，還是安全及可靠性方面，電動跑車開發(fā)都具有重要意義。隨著石油資源的日漸短缺和對環(huán)境污染要求的不斷提高，世界范圍內(nèi)對電動跑車的需求尤為迫切，可以預測，隨著能源危機和環(huán)境污染的日益嚴重，電動跑車相對內(nèi)燃機汽車的優(yōu)勢愈加明顯。同時，隨著技術的發(fā)展進步，電動跑車的各項性能指標將會接近傳統(tǒng)汽車，而其價格也將進一步降低

19、。所以，電動跑車必將成為未來的主要交通工具之一[3]。 1.2電動跑車自動變速器 1.2.1自動變速器概述及選型 經(jīng)過上百年的發(fā)展，目前傳統(tǒng)汽車上使用的自動變速器主要包括液力機械式自動變速器、無級自動變速器、電控機械式自動變速器和雙離合自動變速器。 ①液力機械式自動變速器 液力機械式自動變速器（Atuomatic Transmission, AT）是最早實現(xiàn)變速操縱自 動化的車輛變速系統(tǒng)。它主要由液力變矩器、行星齒輪變速機構、換檔執(zhí)行機構、 液壓自動操縱系統(tǒng)、電子控制系統(tǒng)五部分組成。AT 自動變速系統(tǒng)簡化了操縱，換檔過程沒有動力中斷，提高了舒適性。但它具有傳動效

20、率低、行星齒輪結構復雜、制造工藝要求高、價格昂貴、修理困難等缺點。 ②無級自動變速器 CVT（Continuously Variable Transmission）即無級變速傳動，由于 CVT 可以實現(xiàn)傳動比的連續(xù)改變，因此可以得到傳動系與發(fā)動機的最佳匹配，保證發(fā)動機在最佳工況下運轉。CVT 能夠提高整車的燃油經(jīng)濟性和動力性，在變速過程中無動力中斷，具有較好的加速性能；傳動比連續(xù)變化，動力傳動系統(tǒng)所受的沖擊小，可提高乘坐的舒適性；控制發(fā)動機轉速在較小范圍內(nèi)變化，就可使車速在較寬范圍內(nèi)變化，所以它是理想的汽車傳動裝置。CVT 傳動系統(tǒng)包括：起步裝置、行星齒輪機構、無級變速機構、自動變速操

21、縱系統(tǒng)和中間減速機構，它采用傳動帶和工作直徑可變的主、從動輪相配合傳遞動力。 ③電控機械式自動變速器 電控機械式自動變速器（Auotomatic Mechanical Transmission, AMT）是在原有固定軸式有級手動變速器的基礎上增加自動變速操縱系統(tǒng)構成的，它與手動變速 器最大的區(qū)別在于換檔執(zhí)行機構自動運行。AMT的基本工作原理是：電子控制單元根據(jù)駕駛員的操縱(油門踏板、制動踏板、換檔桿的操縱)和車輛的運行狀態(tài)(車速、發(fā)動機轉速、變速器輸入軸轉速)，確定駕駛員的意圖以及路面情況，并采用相應的控制規(guī)律，發(fā)出控制指令，控制液壓、氣動或電動執(zhí)行機構模擬駕駛員的操縱動作，自動完成

22、離合器的分離與接合、選換檔操作以及發(fā)動機節(jié)氣門的調(diào)節(jié)等動作，以實現(xiàn)車輛起步和換檔過程的自動化。它的主要功能是靠軟件實現(xiàn)的，通過軟件的優(yōu)化，保證起步迅速而平穩(wěn)、換檔快捷且沖擊小。AMT 既保留了原手動變速器傳動效率高、結構簡單、工作可靠、制造和維護成本低的特點，同時又實現(xiàn)了換檔自動操縱，被公認為是一種較有前途的自動變速方式。但 AMT換檔過程中的動力中斷是它的一大弊端。 ④雙離合自動變速器 為了既可以充分利用電控機械式自動變速器所具有的優(yōu)點，又可以消除其中斷動力換檔的缺點，一種采用雙離合器結構的自動變速器就應運而生了，即雙離 合自動變速器（Dual Clutch Transmi

23、ssion, DCT）。該變速器的動力傳遞是通過兩個離合器分別連接兩根輸入軸，兩個離合器分別在不同的速度接合。對于每個離合器，輸入軸都要單獨連到發(fā)動機上。換檔過程中通過離合器的控制使得發(fā)動機的動力持續(xù)傳遞到驅動輪，能夠實現(xiàn)在不切斷動力的情況下轉換傳動比，從而縮短換檔時間，有效提高換檔品質(zhì)和提高乘坐的舒適性、保證車輛的動力性與經(jīng)濟性。 綜上所述，四種主要的自動變速器的優(yōu)劣如表 1.1 所示[4]。 表 1.1 四種自動變速器優(yōu)缺點比較 自動變速器類型 優(yōu)點 缺點 AT 實現(xiàn)車輛平穩(wěn)起步和迅速加速；利用液力傳動本身的特性降低振動，提高乘坐舒適性； 液力傳動效率較低；結構

24、復雜 CVT 重量輕、體積小、零件少、燃油經(jīng)濟性與動力性提高的潛能較大； 金屬帶制造困難，可傳遞扭矩范圍相對較小 DCT 傳動效率高、生產(chǎn)繼承性好、可傳遞較大扭矩； 雙離合器總成制造困難，控制復雜 AMT 效率高、成本低、結構簡單；生產(chǎn)繼承性好，維修保養(yǎng)方便； 換檔過程有動力中斷，舒適性較差 對于電動跑車，由于電機的調(diào)速范圍較寬，并且其轉矩特性為低速恒轉矩、高速恒功率，比較符合車輛行駛的要求，因此傳統(tǒng)的電動跑車采用的是固定速比的減速器。但是由于固定速比僅有一個檔位，使得電機經(jīng)常處于低效率區(qū)，這就浪費了電池能量，使得本來就不多的續(xù)駛里程進一步減少；同時，一個檔

25、位也需要電機有較高的轉速范圍以滿足整車車速的需求。因此，為提高電機效率、電池能量利用率、整車續(xù)駛里程、降低電機要求和整車成本，電動跑車傳動系統(tǒng)應該多檔化[5]。為此，電動跑車采用自動變速器是必要的?？紤]到電機本身的特性、車輛未來的發(fā)展趨勢以及成本問題，結構簡單、繼承性強、控制容易的AMT是最適合電動跑車所使用的自動變速器種類。 綜上所述，兩檔AMT是目前電動跑車的最佳選擇。 1.2.2自動變速器國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 在20世紀60年代，歐洲的一些汽車公司就開始了AMT技術的研究工作，并于20世紀80年代開發(fā)出第一代AMT產(chǎn)品，而后裝配在重型車輛上進行嘗試。從20世紀90年代開始，美國、德國生產(chǎn)

26、的一些重型汽車也開始使用AMT。目前，AMT在美國和歐洲已實現(xiàn)了商品化。這其中，比較經(jīng)典的代表是德國ZF公司的ZF-AS Tronic系列的變速器，它代表了當前AMT的發(fā)展水平；據(jù)預測，在未來幾年，歐洲近50％的MT將被AMT取代，部分AT市場也會被AMT占據(jù)[6]。此外，除了傳統(tǒng)的AMT外，世界各大廠商也開始著手開發(fā)新一代的AMT。例如，英國一家公司推出的一種全新結構的ZeroShift變速器[7-8]。這種變速器顛覆了AMT的傳統(tǒng)結構，用一種咬合的機械裝置（Dog teeth）來代替?zhèn)鹘y(tǒng)的同步器，實現(xiàn)了無縫換檔，即無動力中斷換檔，并且在捷豹的一款實車上得到驗證。德國FEV公司推出7H-A

27、MT，采用兩根輸入軸、一根輸出軸的方式，僅僅利用4個同步器來實現(xiàn)7個檔位，并且整合了一個電機，實現(xiàn)轉矩補充，同樣可以做到無動力中斷換檔[9]。日本本田公司也在AMT換檔控制策略上做出了研究，提出了基于滑膜控制的同步器接合套運動方式，減小了換檔過程中的沖擊，使得換檔過程更平順快捷[10]。與此同時，通用汽車公司就變速器速比優(yōu)化研究而開發(fā)出的GPSIM(General Purpose Automatic Vehicle Performance and Economy Simulator)整車性能通用預測程序可以用于汽車不同行駛工況下整車性能的模擬計算，包括時間、油耗等，最重要的是可以同時對整車質(zhì)量

28、、變速器傳動比等對汽車動力性與燃油經(jīng)濟性的影響進行仿真[11]。 對于我國而言，早在80年代便開始了對 AMT 的研究，凝聚了高等院校、科研院所科研人員和眾多企業(yè)科技工作者的心血與創(chuàng)造性勞動。我國科研人員先后對 AMT 的理論原理、產(chǎn)品設計和各類試驗作了大量探索性的工作，在新型AMT理論與設計、離合器自動控制技術以及多種形式選換檔執(zhí)行機構等方面的研究和試驗都取得了突破性進展，完成了多個品種多種車型的 AMT 裝車試驗。在電動跑車傳動系統(tǒng)的匹配及優(yōu)化上，鄭州宇通重工有限公司在汽車機械式變速器的基礎上提出了新一代的設計方法，將該方法運用于AMT設計中，可以縮短開發(fā)周期，減少設計成本[12]。此外

29、，國內(nèi)學者基于可拓學理論，通過研究構建出變速器設計方案評價模型，能夠從燃油經(jīng)濟性、動力性、換檔平順性和制造成本等四個方面對變速器設計方案進行可拓綜合評價，通過綜合評價能對同一種變速器的不同設計方案進行快速高效的優(yōu)選[13]。江淮汽車齒輪制造有限公司則對同步器組件的接合齒結構進行了創(chuàng)新設計和研究，闡明了不對稱接合齒結構的設計思想和計算方法，運用該研究成果可以有效的提高變速器換檔的操作舒適性和降低變速器運轉時的噪聲[14]。武漢理工大學也專門針對電動跑車提出了一種創(chuàng)新性的齒輪離合式自動變速器的設計概念，其設計的核心結構是齒輪離合器。齒輪離合器采用與傳統(tǒng)摩擦片式離合器不同的同步原理和傳動換檔結構，使

30、得齒輪離合式自動變速器的整體結構、工作原理和控制策略完全區(qū)別與傳統(tǒng)自動變速器。該新型自動變速器相比傳統(tǒng)自動變速器零件更簡單、更易布置、成本更低廉[15]。對于離合器的控制，國內(nèi)的各大高校和企業(yè)也做了大量研究，提出了例如優(yōu)化控制、模糊控制、滑膜控制等方法來控制離合器的結合與分離。這其中，北京理工大學提出了基于轉速信號的離合器自適應控制策略，使得車輛在不同的道路條件(包括坡道)和路面條件下(鋪面路、泥濘路、砂地、雪地等)，均可實現(xiàn)離合器的平穩(wěn)接合，而且離合器的接合過程可以適應車輛自身參數(shù)的變化(離合器的磨損、發(fā)動機參數(shù)的變化、載重量的變化等)，有效解決了 AMT產(chǎn)品開發(fā)中離合器控制的難題[6]；吉

31、林大學則提出在重型車用 AMT 中使用不分離離合器的換檔方法[16]。同時，國內(nèi)企業(yè)如一汽集團、吉利汽車、奇瑞汽車、重慶青山工業(yè)等都開始了AMT的研發(fā)和生產(chǎn)。 1.3論文的主要內(nèi)容 1.3.1課題研究的目的及意義 電動跑車是一個復雜的系統(tǒng)，其研制與開發(fā)是一個涉及多個學科的高科技項目。鑒于電動跑車的主要性能指標是由最高車速、加速能力、爬坡能力和續(xù)駛里程等來表征，這些指標的高低直接與其動力傳動系統(tǒng)優(yōu)劣密切相關，因此，要提高整車的性能，就必須解決動力傳動系統(tǒng)的問題。目前電動跑車由于電池技術未取得實質(zhì)性突破，導致了整車的能量利用率、續(xù)駛里程性能參數(shù)不夠理想。在整車性能參數(shù)不變的情況下，通過兩

32、檔變速器的匹配設計能夠降低對于電機的要求，有效的減少成本，同時還能使得電機工作效率增加，提高能量利用率，增加續(xù)駛里程。 1.3.2課題研究的內(nèi)容 根據(jù)課題給定的電動機、整車參數(shù)以及換檔的動力性技術要求，廣泛查閱資料，選取一套合適的匹配策略，通過建立兩檔自動變速器的模型，利用軟件對模型進行仿真，求出滿足動力性的電動跑車自動變速器匹配參數(shù)，實現(xiàn)對電動跑車兩檔變速器動力性優(yōu)化，達到電動跑車降低能耗，提高整車性能，延長續(xù)航里程等方面的要求。雖然電動跑車的性能主要取決于電機和蓄電池，但是對于變速器的選擇一樣不容忽視，采用何種兩檔變速器對整車性能有著十分重要的影響。本課題針對某款電動跑車的整車

33、參數(shù)進行了匹配研究，通過建立整車模型，對整車的動力性能進行分析、傳動比進行優(yōu)化，對變速器的齒輪、軸、箱體進行設計計算，并建立三維模型，確定變速器的實體模型方案，其主要研究內(nèi)容如下： ①分析了電動跑車動力傳動系統(tǒng)的基本構成，根據(jù)汽車的基本性能要求，對驅動電機、傳動系主要性能參數(shù)進行匹配研究。并從車輛性能影響因素考慮，利用MATLAB/Simulink軟件對模型進行仿真，繪制相應的規(guī)律曲線，并對模型進行優(yōu)化。 ②初步求得性能匹配參數(shù)后，針對變速器模型，對電動跑車的爬坡能力、最高車速等基本性能進行校核。 ③校核合格后，最終得出適合給定電動跑車車型的變速器性能匹配參數(shù)，即

34、根據(jù)動力性要求完成配齒、齒輪設計、軸設計、同步器選擇、軸承設計、換檔機構設計等工作； ④最后根據(jù)變速器匹配參數(shù)，通過CATIA軟件繪制出相應的變速器三維模型，并完成變速器某一齒輪和軸的設計圖紙工作。 7 本科學生畢業(yè)設計（論文） 2 電控機械式自動變速器設計 2 電控機械式自動變速器設計 2.1變速器設計基本方案 2.1.1給定的整車參數(shù) 課題給定的電動商用車整車參數(shù)如表2.1所示： 表2.1 整車參數(shù)表

35、 項目名稱 數(shù)值 項目名稱 數(shù)值 m汽車質(zhì)量（kg） 1200 r車輪滾動半徑（m） 0.269 g重力加速度(m/s2) 0.015 δ汽車旋轉質(zhì)量換算系數(shù) 1.15 CD空氣阻力系數(shù) 0.5 i0主減速器傳動比 5.125 A迎風面積（m2） 2.56 最大車速（km/h） 80 最大爬坡度 20% 2.1.2給定的理想電機特性 課題給定的電機額定功率8kW，峰值功率20kW，額定轉速2400rpm，相關技術參數(shù)如表2.2所示： 表

36、2.2 電機相關參數(shù) 項目名稱 技術參數(shù) 備注 額定功率（kw） 8 ? 峰值功率（kw） ≥20 ? 額定扭矩（N·m） 32 ? 峰值扭矩（N·m） ≥80 ? 額定轉速（rmp） 2400 ? 最高轉速（rmp） 3800 用戶可調(diào)（控制器軟件進行控制） 最大效率 92% ? 電機理想效率特性曲線如圖2.1所示： 圖2.1 電機理想效率特性 2.1.3變速器傳動機構布置方案 現(xiàn)在常用的電動跑車兩檔變速器有AMT結構和DCT結構。采用DCT結構時，由于變速箱只有兩個檔位，此時雙離合器結構會使成本增加很多。而采用AMT結

37、構時，要使用同步器，換檔沖擊較大，但避免了DCT中因為使用雙離合器機構而使成本增加?？紤]到成本因素，本設計選擇傳統(tǒng)的AMT結構。由于設計對象電動跑車的驅動方式為前置后驅，故采用三軸式變速器的設計方案。擬定的布置方案如圖2.2所示： 圖2.2 自動變速器布置圖 該變速器的傳動路線為： 1檔：輸入軸→齒輪1→齒輪2→齒輪5→齒輪6→輸出軸 2檔：輸入軸→齒輪1→齒輪2→齒輪3→齒輪4→輸出軸 倒檔（電機反轉）：輸入軸→齒輪1→齒輪2→齒輪5→齒輪6→輸出軸 2.1.4變速器主要參數(shù)的選擇 ①檔數(shù)及數(shù)比的選擇 電動跑車兩檔變速器速比選擇的基本原則

38、：一檔速比在滿足汽車爬坡要求的同時，要兼顧在常用低速段電機運行在高效率區(qū)間；二檔在滿足最高車速的同時，盡量降低電機的輸入軸轉速，同時要滿足常用高速段運行時電機轉速盡量落在電機運行的高效區(qū)域。同時，在速比選擇過程中還要考慮檔位切換過程中平順性控制問題，過大的1檔速比和過小的2檔速比將極有可能造成檔位切換過程中電機輸出總功率不能保持平衡，影響平順性。 1）根據(jù)汽車最大爬坡度確定1檔 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有根據(jù)汽車行駛方程式 （2.1） 汽

39、車以1檔在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 （2.2） 即 （2.3） 則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動比為 （2.4） 式中，為 1 檔速比；為電機最大轉矩；為最大爬坡度；為機械效率，；m為整車質(zhì)量；r為車輪半徑；f為滾動阻力系數(shù)；為主減速比，其中=0.95，=80N.m。 帶入數(shù)據(jù)計算的：

40、 =2.740 2）根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件確定 （2.5） 式中，：汽車滿載靜止于水平路面時后驅動橋給地面的載荷；=mg×60%； ：道路的附著系數(shù)，在瀝青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75。 則= =9.746 由（2-4）（2-5）得2.740≤≤9.746； 所以，初選=3.2。 3）根據(jù)汽車最高車速確定2檔

41、 （2.6） 式中，為電機最高轉速，為最高車速 ==0.940 所以，初選=1。 4）倒檔傳動比的確定 由于電機可以實現(xiàn)反轉，故電動跑車的變速器無需像傳統(tǒng)內(nèi)燃機變速器一樣專為倒檔功能設置倒檔機構，只需借助前進檔即可?？紤]到安全問題，倒車時車速應該較低，則可借助1檔實現(xiàn)倒檔功能。 =-3.2 列出變速器傳動比如表2.3所示： 表2.3傳動比分配表 項目名稱 參數(shù) 檔位 1檔 2檔 R倒檔 傳動比 3.2 1 -3.2 ①變速器中心距 對

42、中間軸式變速器，是將中間軸與第輸出軸之間的距離成為變速器中心距。其大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質(zhì)量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。 三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選： = （2.7） 式中，：中心距系數(shù),對商用車8

43、.6～9.6；：變速器處于1檔時的輸出轉矩，；：電機最大轉矩，N?m；：變速器的1檔傳動比；：變速器的傳動效率，取0.96。 則 =71.22～79.50（mm）。 初選中心距A=72mm。 ②齒輪參數(shù) 1）法向模數(shù)的選取 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。 表2.4汽車變速器常用齒輪法向模數(shù) (mm

44、) 項目名稱 數(shù)值 一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 (3.25) 3.50 (3.75) 4.50 5.50 - 初選=2.00，并依照傳動方案，本設計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。 2）壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 表2.5 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型

45、 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°~45° 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 20° 18°~26° 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪22.5°， 25° 小螺旋角 對于轎車，為了降低噪聲，應選用 14.5° 、15°、16° 、16.5°等小些的壓力角。 對商用車，為提高齒輪強度，應選用 22.5° 或 25°等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標準壓力角為 20°，所以普遍采用的壓力角為 20°。嚙合套或同步器的壓力角有 20°、25°、30°等，普遍采用 30°壓力角。 本變速

46、器為了加工方便，故全部選用標準壓力角 20° 。 ③螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于 30° 時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。斜齒輪螺旋角的選用范圍：對乘用車，兩軸式變速器為 20°~25°，中間軸式變速器為 22°~34°；對于貨車，變速器為 18°~26°。 因此選取=18°。 ④齒寬 齒寬

47、對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來選定齒寬： 斜齒b=，取6.0~9.0 取=9，則=18 mm ⑤齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、

48、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.75～0.80 的短齒制齒輪。 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大于1.00 的細高齒。 所以齒頂高系數(shù)=1.00。 變速器基本參數(shù)列入表2.6： 表2.6變速器參數(shù) 參數(shù) 法向模數(shù) 壓力角 螺旋角 齒寬系數(shù)b 齒頂高系

49、數(shù) 值 2 20° 18° 9 1 2.2齒輪設計計算 2.2.1各檔齒輪齒數(shù)分配的分配 本設計的變速器結構示意圖如圖2.3： 圖2.3變速器結構簡圖 ①確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比 （2.8） 如果，齒數(shù)確定了，則與的傳動比可求出，為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 斜齒=2A/ （2.9） 因為一檔用的是斜齒輪，所以 =2A/ ==68.

50、476 計算后取整，然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取小些，以便使/的傳動比大些，在已定的情況下，的傳動比可分配小些，使輸入軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設置第輸出軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度?？紤]到殼體上的輸入軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不宜取多。 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸經(jīng)尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。 因為=3.226 取中間軸上一檔齒輪=19 輸出軸上一檔齒輪=-=69-19=50 ②對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了

51、變化，所以應根據(jù)和齒輪變位系數(shù)新計算中心距，在以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 mm （2.8） 故修正后中心距A=72.551mm ③確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 求出傳動比 （2.9） 而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即 A=/2

52、 （2.10） 由式（2.9）、（2.10）得，并取整為=31，=38 ④確定2檔的齒數(shù) 二檔齒輪為斜齒輪 （2.11） （2.12） 由式（2.11）、（2.12）得，并取整為=39，=30 修正后的各檔傳動比如表2.7所示： 表2.7 修正后的各檔傳動比

53、項目 位置 檔位 1檔 2檔 倒檔 傳動比 3.226 0.943 -3.226 2.2.2齒輪強度計算與校核 ①齒輪材料的選擇原則 1）滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2）合理選擇材料配對 如對硬度≤350HBS 的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在 30～50HBS 左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。 3）考慮加工工藝及熱處理工藝

54、 大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪。 因此齒輪材料選用 45 鋼，表面滲碳淬火，齒輪精度為JB179—83，6級 和7級，表面

55、硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48,接觸疲勞強度極限，彎曲疲勞強度極限 ②齒輪的損壞形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換檔的抵檔和倒檔齒輪，由于換檔時兩個

56、進入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 ③齒輪強度計算 與其他機械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。因此，用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結果。下面介紹的是計算汽車變速器齒輪強度用的簡化計算公式。 1）計算各軸的轉矩 電機最大扭矩為=80N.m，轉速2400r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 輸入軸 ==80×99%×96%=76.032N

57、.m 中間軸 = =76.032×0.96×0.99×38/31=88.578N.m 輸出軸：一檔 =88.578×0.96×0.99×50/19=221.538N.m 二檔 =88.578×0.96×0.99×39/30=109.440N.m 2）齒輪彎曲強度計算 斜齒輪彎曲應力 （2.13） 式中，為圓周力，；為計算載荷（N.mm）；d為節(jié)圓直徑， ，為法向模數(shù)；z為齒數(shù)；為斜齒輪螺旋角；為應力集中系數(shù)，=1.50；b為齒面寬；t為法向齒距，；y為齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖2.4中查

58、得；為重合度影響系數(shù)，=2.0。 圖2.4 齒形系數(shù)圖 （假定載荷作用在齒頂，） 將上述有關參數(shù)代入式（2.13），整理后得斜齒輪彎曲應力為 （2.14） 式中，Kc為齒寬系數(shù)，對于斜齒，Kc可取 6.0~8.5，這里Kc取7.0。 常嚙合斜齒輪1彎曲應力：當量齒數(shù) 查圖2.4得y=0.147 當計算載荷取作用到變速器輸入軸上的最大轉矩，對商用車為100～250MPa。 MPa250MPa 常嚙合斜齒輪2彎曲應力：當量齒數(shù)： 查圖2.4得y=0.15

59、1 MPa250MPa 中間軸1檔斜齒輪5彎曲應力：當量齒數(shù) 查圖2.4得y=0.139 MPa250MPa 中間軸2檔斜齒輪3彎曲應力：當量齒數(shù) 查圖2.4得y=0.152 MPa250MPa 輸出軸1檔斜齒輪6彎曲應力：當量齒數(shù) 查圖2.4得y=0.157 MPa250MPa 輸出軸2檔斜齒輪4彎曲應力：當量齒數(shù) 查圖2.4得y=0.143 MPa250MPa 各檔齒輪彎曲應力列表如表2.8： 表2.8 各檔齒輪彎曲應力 檔位 彎曲應力MPa 常嚙合 ： ：122.801 一 ： : 二 ：118.880 :

60、209.966 因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。 3）輪齒接觸應力計算 （2.15） 其中，：齒輪的接觸應力（MPa）；：齒面上的法向力（N），；：為圓周力（N）,；：為節(jié)圓直徑；：計算載荷（N .m）；：節(jié)點處的壓力角（°）；：齒輪螺旋角（°）；：齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取E=190×MPa；：齒輪接觸的實際寬度，18mm；：主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）； 斜齒輪：

61、 （2.16） （2.17） 其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 將作用在變速器輸入軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見下表2.9所示： 表2.9變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下：

62、 常嚙合齒輪1： N N mm mm mm MPa 常嚙合齒輪2： mm N N mm mm MPa 1檔斜齒輪5： mm N N mm mm MPa 1檔斜齒輪6： mm N N mm mm MPa 2檔斜齒輪3： mm N N mm mm MPa 2檔斜齒輪4： mm N N mm mm MPa 其他檔位齒輪接觸應力按同樣方法計算，列表如表2.10所示： 表2.10 各檔位齒輪接觸應力 位置 接觸應力MP

63、a 常嚙合齒輪 ：298.158 :290.671 一檔 :407.686 :504.841 二檔 :287.906 :422.175 對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。 4）計算各檔齒輪的受力 ①常嚙合齒輪1，2的受力 ②一檔齒輪5，6的受力 N ③檔齒輪3，4的受力 N 2.3整車動力性能及動力傳動系統(tǒng)參數(shù)匹配 2.3.1電動跑車動力性能指標分析 根據(jù)國標《GBT18385-2005電動跑車動力性能試驗方法》[17]，電動跑車動力性能指標與傳統(tǒng)汽

64、車既有相同之處又有不同之處，相同之處在于其均包含三項內(nèi)容：最高車速、加速能力和爬坡能力，不同之處在于電動跑車動力性能指標的劃分給更為細致：最高車速由最高車速一項變?yōu)樽罡哕囁?1km)、30分鐘最高車速兩小項；加速能力由0~100km/h加速能力一項變?yōu)?~50km/h加速能力和50~80km/h加速能力兩小項；爬坡能力由最大爬坡度一項變?yōu)?%坡度爬坡車速、12%坡度爬坡車速和最大爬坡坡度三小項。 根據(jù)國家標準《GBT28382-2012純電動乘用車技術條件》[18]，30分鐘最高車速不應低于80km/h，0~50km/h加速時間應不超過10s，50~80km/h加速時間應不超過15s，4%坡

65、度爬坡車速應不低于60km/h、12%坡度爬坡車速應不低于30km/h，最大爬坡坡度應不低于20%。根據(jù)《汽車工程手冊·試驗篇》，最大爬坡度爬坡車速不應低于15km/h。根據(jù)以上標準制定了一組電動跑車動力性指標，如表2.11所示。 表2.11 電動跑車基本動力性指標 項目 指標 單位 最高車速 最高車速(1km) 130 km/h 30分鐘最高車速 90 km/h 加速能力 0~50km/h加速時間 5 s 50~80km/h加速時間 8 s 爬坡能力 4%坡度爬坡車速 60 km/h 12%坡度爬坡車速 30 km/h 最大爬坡坡度

66、30 % 2.3.2電動跑車的驅動特性場分析 在各種可能工況下，汽車行駛所需的功率、轉矩或驅動力與行駛車速圍成的平面稱為汽車的驅動特性場。由于汽車驅動力受到路面附著情況和動力源最大輸出功率的限制，理想的汽車驅動特性場如圖2.4所示[19]。 圖2.4 理想汽車驅動特性場 由于理想的汽車驅動特性場的外特性曲線是連續(xù)的，因此電動跑車為了保證其驅動特性場的外特性曲線的連續(xù)性，應遵循相鄰兩檔至少有一個交點的原則。根據(jù)相鄰兩檔至少有一個交點的原則，可得電動跑車各檔驅動力曲線的包絡線為一連續(xù)曲線，該曲線與行駛車速所圍成的平面即為電動跑車的驅動特性場，如圖2.5所示。圖2.5中1檔額定點車速是指變速器處于1檔時電機額定轉速對應的車速，其計算公式為： (2.18) 式(2.18) 中，為1檔額定點車速，為電機額定轉速；r為車輪半徑；為變速器速比；為主減速器速比。 圖2.5 電動跑車的驅動特性場 電動跑車驅動特性場的外特性曲線可由1檔額定點車速和電機峰