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1、 電動(dòng)跑車變速器設(shè)計(jì) 學(xué) 生： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 專 業(yè)： 二O一四年六月 本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 中文摘要 摘 要 電動(dòng)跑車是一個(gè)復(fù)雜的系統(tǒng)，其研制與開發(fā)是一個(gè)涉及多個(gè)學(xué)科的高科技項(xiàng)目。鑒于電動(dòng)跑車的主要性能指標(biāo)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(biāo)的高低直接與其動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)劣密切相關(guān)，因此，要提高整車的性能，就必須解決動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的問題

2、。目前電動(dòng)跑車由于電池技術(shù)未取得實(shí)質(zhì)性突破，導(dǎo)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(shè)計(jì)能夠降低對于電機(jī)的要求，有效的減少成本，同時(shí)還能使得電機(jī)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(dòng)跑車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的基本構(gòu)成，根據(jù)汽車的基本性能要求，對驅(qū)動(dòng)電機(jī)、傳動(dòng)系主要性能參數(shù)進(jìn)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(jìn)行仿真，繪制相應(yīng)的規(guī)律曲線，并對模型進(jìn)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(dòng)跑車的爬坡能力、最高車速等基本性能進(jìn)行

3、校核。 ③校核合格后，最終得出適合給定電動(dòng)跑車車型的變速器性能匹配參數(shù)，即根據(jù)動(dòng)力性要求完成配齒、齒輪設(shè)計(jì)、軸設(shè)計(jì)、同步器選擇、軸承設(shè)計(jì)、換檔機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)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(yīng)的變速器三維模型，并完成變速器某一齒輪和軸的設(shè)計(jì)圖紙工作。 關(guān)鍵詞：電動(dòng)跑車，傳動(dòng)系統(tǒng)，兩檔變速器，匹配設(shè)計(jì) I 學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)（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(xué)本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)（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(dòng)跑車自動(dòng)變速器 2 1.2.1自動(dòng)變速器概述及選型 2 1.2.2自動(dòng)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(jī)械式自動(dòng)變速器設(shè)計(jì) 7 2.1變速器設(shè)計(jì)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(jī)特性 7 2.1.3變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)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(shè)計(jì)計(jì)算 13 2.2.1各檔齒輪齒數(shù)分配的分配 13 2.2.2齒輪強(qiáng)度計(jì)算與校核 15 2.3整車動(dòng)力性能及動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)匹配 23 2.3.1電動(dòng)跑車動(dòng)力性能指標(biāo)分析 23 2.3.2電動(dòng)跑車的驅(qū)動(dòng)特性場分析 23 2.3.3加速能力與動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)的匹配 25 2.3.4爬坡能力與動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)的匹配 27 2.3.5最高車速與動(dòng)力傳動(dòng)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(shè)計(jì)計(jì)算 32 2.4.1初選軸的直徑 32 2.4.2軸的剛度驗(yàn)算 32 2.5同步器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 38 2.5.1同步器的設(shè)計(jì) 38 2.5.2操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(qiáng)度計(jì)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(xiàn) 53 IV 本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)（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(yàn)，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(yán)峻考驗(yàn)。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(yīng)加劇、臭氧層破壞和酸雨形成等大氣環(huán)境問題，據(jù)估計(jì)汽車排入大

15、氣的污染物已達(dá)到大氣污染物排放總量的16.9%；隨著汽車保有量的進(jìn)一步加劇，汽車隊(duì)環(huán)境的污染越來越嚴(yán)峻。其二是汽車排出的 CO2、CO、NOX、未燃碳?xì)浠衔?、顆粒物和臭味氣體等造成的局部空氣污染，進(jìn)而對人類和動(dòng)植物產(chǎn)生危害。特別是在大城市中，汽車行駛時(shí)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(tái)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(yán)格，目前我國已實(shí)行《輕型汽車污染物排放限值計(jì)測量方法（中國Ⅲ、Ⅳ階段）》（即歐Ⅲ、Ⅳ標(biāo)準(zhǔn)）。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(diǎn)出發(fā)，人類應(yīng)設(shè)法減少對有限的石油資源的消耗，并且應(yīng)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(yīng)日趨緊張。隨著世界經(jīng)濟(jì)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(huì)在較長一段時(shí)間內(nèi)持續(xù)增長?？梢灶A(yù)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(dòng)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(dòng)跑車是指以車載電源為動(dòng)力，用電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)車輪行駛，且滿足道路安全法規(guī)對汽車的各項(xiàng)要求的車輛。電動(dòng)跑車能

17、夠?qū)崿F(xiàn)零排放，可以解決汽車對環(huán)境的污染問題，對保護(hù)環(huán)境和生態(tài)具有重大意義。電動(dòng)跑車采用電動(dòng)機(jī)為驅(qū)動(dòng)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(fēng)能、太陽能等。即使將發(fā)電廠的污染考慮在內(nèi)，電動(dòng)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(dòng)跑車的行駛噪聲很小，可大大降低城市噪聲污染。電動(dòng)跑車可實(shí)現(xiàn) Drive-by-Wire 的思想，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡化，操縱簡便，同時(shí)電動(dòng)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(dòng)跑車可以實(shí)現(xiàn)制動(dòng)能量回收，提高能源的使用效率。電動(dòng)跑車減速制動(dòng)時(shí)的動(dòng)能，可以通過再生制動(dòng)轉(zhuǎn)化為電能并貯存在蓄電池中，停車

18、時(shí)不必讓電動(dòng)機(jī)空轉(zhuǎn)，從而降低能源消耗。電動(dòng)機(jī)控制響應(yīng)時(shí)間短，轉(zhuǎn)矩控制準(zhǔn)確，有利于改善車輛的動(dòng)態(tài)性能。電動(dòng)機(jī)不像燃油發(fā)動(dòng)機(jī)那樣輻射大量的熱能，有利于緩解城市熱島效應(yīng)。電動(dòng)跑車可利用夜間富裕的電力充電，有利于電網(wǎng)均衡負(fù)荷，維持電廠經(jīng)濟(jì)運(yùn)行，提高電網(wǎng)經(jīng)濟(jì)效益。 綜上所述，無論從環(huán)境保護(hù)、節(jié)約能源，還是安全及可靠性方面，電動(dòng)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(dòng)跑車的需求尤為迫切，可以預(yù)測，隨著能源危機(jī)和環(huán)境污染的日益嚴(yán)重，電動(dòng)跑車相對內(nèi)燃機(jī)汽車的優(yōu)勢愈加明顯。同時(shí)，隨著技術(shù)的發(fā)展進(jìn)步，電動(dòng)跑車的各項(xiàng)性能指標(biāo)將會(huì)接近傳統(tǒng)汽車，而其價(jià)格也將進(jìn)一步降低

19、。所以，電動(dòng)跑車必將成為未來的主要交通工具之一[3]。 1.2電動(dòng)跑車自動(dòng)變速器 1.2.1自動(dòng)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(dòng)變速器主要包括液力機(jī)械式自動(dòng)變速器、無級自動(dòng)變速器、電控機(jī)械式自動(dòng)變速器和雙離合自動(dòng)變速器。 ①液力機(jī)械式自動(dòng)變速器 液力機(jī)械式自動(dòng)變速器（Atuomatic Transmission, AT）是最早實(shí)現(xiàn)變速操縱自 動(dòng)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(jī)構(gòu)、換檔執(zhí)行機(jī)構(gòu)、 液壓自動(dòng)操縱系統(tǒng)、電子控制系統(tǒng)五部分組成。AT 自動(dòng)變速系統(tǒng)簡化了操縱，換檔過程沒有動(dòng)力中斷，提高了舒適性。但它具有傳動(dòng)效

20、率低、行星齒輪結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造工藝要求高、價(jià)格昂貴、修理困難等缺點(diǎn)。 ②無級自動(dòng)變速器 CVT（Continuously Variable Transmission）即無級變速傳動(dòng)，由于 CVT 可以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比的連續(xù)改變，因此可以得到傳動(dòng)系與發(fā)動(dòng)機(jī)的最佳匹配，保證發(fā)動(dòng)機(jī)在最佳工況下運(yùn)轉(zhuǎn)。CVT 能夠提高整車的燃油經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性，在變速過程中無動(dòng)力中斷，具有較好的加速性能；傳動(dòng)比連續(xù)變化，動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)所受的沖擊小，可提高乘坐的舒適性；控制發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)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(dòng)裝置。CVT 傳動(dòng)系統(tǒng)包括：起步裝置、行星齒輪機(jī)構(gòu)、無級變速機(jī)構(gòu)、自動(dòng)變速操

21、縱系統(tǒng)和中間減速機(jī)構(gòu)，它采用傳動(dòng)帶和工作直徑可變的主、從動(dòng)輪相配合傳遞動(dòng)力。 ③電控機(jī)械式自動(dòng)變速器 電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（Auotomatic Mechanical Transmission, AMT）是在原有固定軸式有級手動(dòng)變速器的基礎(chǔ)上增加自動(dòng)變速操縱系統(tǒng)構(gòu)成的，它與手動(dòng)變速 器最大的區(qū)別在于換檔執(zhí)行機(jī)構(gòu)自動(dòng)運(yùn)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(dòng)踏板、換檔桿的操縱)和車輛的運(yùn)行狀態(tài)(車速、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、變速器輸入軸轉(zhuǎn)速)，確定駕駛員的意圖以及路面情況，并采用相應(yīng)的控制規(guī)律，發(fā)出控制指令，控制液壓、氣動(dòng)或電動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)模擬駕駛員的操縱動(dòng)作，自動(dòng)完成

22、離合器的分離與接合、選換檔操作以及發(fā)動(dòng)機(jī)節(jié)氣門的調(diào)節(jié)等動(dòng)作，以實(shí)現(xiàn)車輛起步和換檔過程的自動(dòng)化。它的主要功能是靠軟件實(shí)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(dòng)變速器傳動(dòng)效率高、結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、制造和維護(hù)成本低的特點(diǎn)，同時(shí)又實(shí)現(xiàn)了換檔自動(dòng)操縱，被公認(rèn)為是一種較有前途的自動(dòng)變速方式。但 AMT換檔過程中的動(dòng)力中斷是它的一大弊端。 ④雙離合自動(dòng)變速器 為了既可以充分利用電控機(jī)械式自動(dòng)變速器所具有的優(yōu)點(diǎn)，又可以消除其中斷動(dòng)力換檔的缺點(diǎn)，一種采用雙離合器結(jié)構(gòu)的自動(dòng)變速器就應(yīng)運(yùn)而生了，即雙離 合自動(dòng)變速器（Dual Clutch Transmi

23、ssion, DCT）。該變速器的動(dòng)力傳遞是通過兩個(gè)離合器分別連接兩根輸入軸，兩個(gè)離合器分別在不同的速度接合。對于每個(gè)離合器，輸入軸都要單獨(dú)連到發(fā)動(dòng)機(jī)上。換檔過程中通過離合器的控制使得發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力持續(xù)傳遞到驅(qū)動(dòng)輪，能夠?qū)崿F(xiàn)在不切斷動(dòng)力的情況下轉(zhuǎn)換傳動(dòng)比，從而縮短換檔時(shí)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(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性。 綜上所述，四種主要的自動(dòng)變速器的優(yōu)劣如表 1.1 所示[4]。 表 1.1 四種自動(dòng)變速器優(yōu)缺點(diǎn)比較 自動(dòng)變速器類型 優(yōu)點(diǎn) 缺點(diǎn) AT 實(shí)現(xiàn)車輛平穩(wěn)起步和迅速加速；利用液力傳動(dòng)本身的特性降低振動(dòng)，提高乘坐舒適性； 液力傳動(dòng)效率較低；結(jié)構(gòu)

24、復(fù)雜 CVT 重量輕、體積小、零件少、燃油經(jīng)濟(jì)性與動(dòng)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(dòng)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(fù)雜 AMT 效率高、成本低、結(jié)構(gòu)簡單；生產(chǎn)繼承性好，維修保養(yǎng)方便； 換檔過程有動(dòng)力中斷，舒適性較差 對于電動(dòng)跑車，由于電機(jī)的調(diào)速范圍較寬，并且其轉(zhuǎn)矩特性為低速恒轉(zhuǎn)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(dòng)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(gè)檔位，使得電機(jī)經(jīng)常處于低效率區(qū)，這就浪費(fèi)了電池能量，使得本來就不多的續(xù)駛里程進(jìn)一步減少；同時(shí)，一個(gè)檔

25、位也需要電機(jī)有較高的轉(zhuǎn)速范圍以滿足整車車速的需求。因此，為提高電機(jī)效率、電池能量利用率、整車?yán)m(xù)駛里程、降低電機(jī)要求和整車成本，電動(dòng)跑車傳動(dòng)系統(tǒng)應(yīng)該多檔化[5]。為此，電動(dòng)跑車采用自動(dòng)變速器是必要的。考慮到電機(jī)本身的特性、車輛未來的發(fā)展趨勢以及成本問題，結(jié)構(gòu)簡單、繼承性強(qiáng)、控制容易的AMT是最適合電動(dòng)跑車所使用的自動(dòng)變速器種類。 綜上所述，兩檔AMT是目前電動(dòng)跑車的最佳選擇。 1.2.2自動(dòng)變速器國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 在20世紀(jì)60年代，歐洲的一些汽車公司就開始了AMT技術(shù)的研究工作，并于20世紀(jì)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(jìn)行嘗試。從20世紀(jì)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(shí)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(dāng)前AMT的發(fā)展水平；據(jù)預(yù)測，在未來幾年，歐洲近50％的MT將被AMT取代，部分AT市場也會(huì)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(jié)構(gòu)的ZeroShift變速器[7-8]。這種變速器顛覆了AMT的傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)，用一種咬合的機(jī)械裝置（Dog teeth）來代替?zhèn)鹘y(tǒng)的同步器，實(shí)現(xiàn)了無縫換檔，即無動(dòng)力中斷換檔，并且在捷豹的一款實(shí)車上得到驗(yàn)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(gè)同步器來實(shí)現(xiàn)7個(gè)檔位，并且整合了一個(gè)電機(jī)，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)矩補(bǔ)充，同樣可以做到無動(dòng)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(yùn)動(dòng)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(shí)，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(yù)測程序可以用于汽車不同行駛工況下整車性能的模擬計(jì)算，包括時(shí)間、油耗等，最重要的是可以同時(shí)對整車質(zhì)量

28、、變速器傳動(dòng)比等對汽車動(dòng)力性與燃油經(jīng)濟(jì)性的影響進(jìn)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(dòng)。我國科研人員先后對 AMT 的理論原理、產(chǎn)品設(shè)計(jì)和各類試驗(yàn)作了大量探索性的工作，在新型AMT理論與設(shè)計(jì)、離合器自動(dòng)控制技術(shù)以及多種形式選換檔執(zhí)行機(jī)構(gòu)等方面的研究和試驗(yàn)都取得了突破性進(jìn)展，完成了多個(gè)品種多種車型的 AMT 裝車試驗(yàn)。在電動(dòng)跑車傳動(dòng)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(jī)械式變速器的基礎(chǔ)上提出了新一代的設(shè)計(jì)方法，將該方法運(yùn)用于AMT設(shè)計(jì)中，可以縮短開發(fā)周期，減少設(shè)計(jì)成本[12]。此外

29、，國內(nèi)學(xué)者基于可拓學(xué)理論，通過研究構(gòu)建出變速器設(shè)計(jì)方案評價(jià)模型，能夠從燃油經(jīng)濟(jì)性、動(dòng)力性、換檔平順性和制造成本等四個(gè)方面對變速器設(shè)計(jì)方案進(jìn)行可拓綜合評價(jià)，通過綜合評價(jià)能對同一種變速器的不同設(shè)計(jì)方案進(jìn)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(jié)構(gòu)進(jìn)行了創(chuàng)新設(shè)計(jì)和研究，闡明了不對稱接合齒結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)思想和計(jì)算方法，運(yùn)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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的噪聲[14]。武漢理工大學(xué)也專門針對電動(dòng)跑車提出了一種創(chuàng)新性的齒輪離合式自動(dòng)變速器的設(shè)計(jì)概念，其設(shè)計(jì)的核心結(jié)構(gòu)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(dòng)換檔結(jié)構(gòu)，使

30、得齒輪離合式自動(dòng)變速器的整體結(jié)構(gòu)、工作原理和控制策略完全區(qū)別與傳統(tǒng)自動(dòng)變速器。該新型自動(dòng)變速器相比傳統(tǒng)自動(dòng)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(jié)合與分離。這其中，北京理工大學(xué)提出了基于轉(zhuǎn)速信號的離合器自適應(yīng)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(shí)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(yīng)車輛自身參數(shù)的變化(離合器的磨損、發(fā)動(dòng)機(jī)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(xué)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(shí)，國內(nèi)企業(yè)如一汽集團(tuán)、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(dòng)跑車是一個(gè)復(fù)雜的系統(tǒng)，其研制與開發(fā)是一個(gè)涉及多個(gè)學(xué)科的高科技項(xiàng)目。鑒于電動(dòng)跑車的主要性能指標(biāo)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(biāo)的高低直接與其動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)劣密切相關(guān)，因此，要提高整車的性能，就必須解決動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的問題。目前電動(dòng)跑車由于電池技術(shù)未取得實(shí)質(zhì)性突破，導(dǎo)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(shè)計(jì)能夠降低對于電機(jī)的要求，有效的減少成本，同時(shí)還能使得電機(jī)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(dòng)機(jī)、整車參數(shù)以及換檔的動(dòng)力性技術(shù)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(dòng)變速器的模型，利用軟件對模型進(jìn)行仿真，求出滿足動(dòng)力性的電動(dòng)跑車自動(dòng)變速器匹配參數(shù)，實(shí)現(xiàn)對電動(dòng)跑車兩檔變速器動(dòng)力性優(yōu)化，達(dá)到電動(dòng)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(dòng)跑車的性能主要取決于電機(jī)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(dòng)跑車的整車

33、參數(shù)進(jìn)行了匹配研究，通過建立整車模型，對整車的動(dòng)力性能進(jìn)行分析、傳動(dòng)比進(jìn)行優(yōu)化，對變速器的齒輪、軸、箱體進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，并建立三維模型，確定變速器的實(shí)體模型方案，其主要研究內(nèi)容如下： ①分析了電動(dòng)跑車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的基本構(gòu)成，根據(jù)汽車的基本性能要求，對驅(qū)動(dòng)電機(jī)、傳動(dòng)系主要性能參數(shù)進(jìn)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(jìn)行仿真，繪制相應(yīng)的規(guī)律曲線，并對模型進(jìn)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(dòng)跑車的爬坡能力、最高車速等基本性能進(jìn)行校核。 ③校核合格后，最終得出適合給定電動(dòng)跑車車型的變速器性能匹配參數(shù)，即

34、根據(jù)動(dòng)力性要求完成配齒、齒輪設(shè)計(jì)、軸設(shè)計(jì)、同步器選擇、軸承設(shè)計(jì)、換檔機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)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(yīng)的變速器三維模型，并完成變速器某一齒輪和軸的設(shè)計(jì)圖紙工作。 7 本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 2 電控機(jī)械式自動(dòng)變速器設(shè)計(jì) 2 電控機(jī)械式自動(dòng)變速器設(shè)計(jì) 2.1變速器設(shè)計(jì)基本方案 2.1.1給定的整車參數(shù) 課題給定的電動(dòng)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(xiàng)目名稱 數(shù)值 項(xiàng)目名稱 數(shù)值 m汽車質(zhì)量（kg） 1200 r車輪滾動(dòng)半徑（m） 0.269 g重力加速度(m/s2) 0.015 δ汽車旋轉(zhuǎn)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(dòng)比 5.125 A迎風(fēng)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(jī)特性 課題給定的電機(jī)額定功率8kW，峰值功率20kW，額定轉(zhuǎn)速2400rpm，相關(guān)技術(shù)參數(shù)如表2.2所示： 表

36、2.2 電機(jī)相關(guān)參數(shù) 項(xiàng)目名稱 技術(shù)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(zhuǎn)速（rmp） 2400 ? 最高轉(zhuǎn)速（rmp） 3800 用戶可調(diào)（控制器軟件進(jìn)行控制） 最大效率 92% ? 電機(jī)理想效率特性曲線如圖2.1所示： 圖2.1 電機(jī)理想效率特性 2.1.3變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 現(xiàn)在常用的電動(dòng)跑車兩檔變速器有AMT結(jié)構(gòu)和DCT結(jié)構(gòu)。采用DCT結(jié)構(gòu)時(shí)，由于變速箱只有兩個(gè)檔位，此時(shí)雙離合器結(jié)構(gòu)會(huì)使成本增加很多。而采用AMT結(jié)

37、構(gòu)時(shí)，要使用同步器，換檔沖擊較大，但避免了DCT中因?yàn)槭褂秒p離合器機(jī)構(gòu)而使成本增加。考慮到成本因素，本設(shè)計(jì)選擇傳統(tǒng)的AMT結(jié)構(gòu)。由于設(shè)計(jì)對象電動(dòng)跑車的驅(qū)動(dòng)方式為前置后驅(qū)，故采用三軸式變速器的設(shè)計(jì)方案。擬定的布置方案如圖2.2所示： 圖2.2 自動(dòng)變速器布置圖 該變速器的傳動(dòng)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(jī)反轉(zhuǎn)）：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(dòng)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(shí)，要兼顧在常用低速段電機(jī)運(yùn)行在高效率區(qū)間；二檔在滿足最高車速的同時(shí)，盡量降低電機(jī)的輸入軸轉(zhuǎn)速，同時(shí)要滿足常用高速段運(yùn)行時(shí)電機(jī)轉(zhuǎn)速盡量落在電機(jī)運(yùn)行的高效區(qū)域。同時(shí)，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(jī)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(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)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(fēng)、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(dòng)比為 （2.4） 式中，為 1 檔速比；為電機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；為最大爬坡度；為機(jī)械效率，；m為整車質(zhì)量；r為車輪半徑；f為滾動(dòng)阻力系數(shù)；為主減速比，其中=0.95，=80N.m。 帶入數(shù)據(jù)計(jì)算的：

40、 =2.740 2）根據(jù)驅(qū)動(dòng)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(shí)后驅(qū)動(dòng)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(jī)最高轉(zhuǎn)速，為最高車速 ==0.940 所以，初選=1。 4）倒檔傳動(dòng)比的確定 由于電機(jī)可以實(shí)現(xiàn)反轉(zhuǎn)，故電動(dòng)跑車的變速器無需像傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)變速器一樣專為倒檔功能設(shè)置倒檔機(jī)構(gòu)，只需借助前進(jìn)檔即可。考慮到安全問題，倒車時(shí)車速應(yīng)該較低，則可借助1檔實(shí)現(xiàn)倒檔功能。 =-3.2 列出變速器傳動(dòng)比如表2.3所示： 表2.3傳動(dòng)比分配表 項(xiàng)目名稱 參數(shù) 檔位 1檔 2檔 R倒檔 傳動(dòng)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(qiáng)度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當(dāng)有保證齒輪有必要的接觸強(qiáng)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(qiáng)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(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)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(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，；：電機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N?m；：變速器的1檔傳動(dòng)比；：變速器的傳動(dòng)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(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)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(yīng)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(yīng)選得大些。 表2.4汽車變速器常用齒輪法向模數(shù) (mm

44、) 項(xiàng)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(dòng)方案，本設(shè)計(jì)選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 表2.5 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項(xiàng)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(biāo)準(zhǔn)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(yīng)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(qiáng)度，應(yīng)選用 22.5° 或 25°等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn)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(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于 30° 時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)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(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)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(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)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(qiáng)度、

48、工作噪聲、輪齒相對滑動(dòng)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(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)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(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大于1.00 的細(xì)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(shè)計(jì)計(jì)算 2.2.1各檔齒輪齒數(shù)分配的分配 本設(shè)計(jì)的變速器結(jié)構(gòu)示意圖如圖2.3： 圖2.3變速器結(jié)構(gòu)簡圖 ①確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動(dòng)比 （2.8） 如果，齒數(shù)確定了，則與的傳動(dòng)比可求出，為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 斜齒=2A/ （2.9） 因?yàn)橐粰n用的是斜齒輪，所以 =2A/ ==68.

50、476 計(jì)算后取整，然后進(jìn)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(dòng)比大些，在已定的情況下，的傳動(dòng)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(shè)置第輸出軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度。考慮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(shí)，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。 因?yàn)?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(jìn)行修正 因?yàn)橛?jì)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(yīng)根據(jù)和齒輪變位系數(shù)新計(jì)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(dòng)齒輪副的齒數(shù) 求出傳動(dòng)比 （2.9） 而常嚙合傳動(dòng)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(dòng)比如表2.7所示： 表2.7 修正后的各檔傳動(dòng)比

53、項(xiàng)目 位置 檔位 1檔 2檔 倒檔 傳動(dòng)比 3.226 0.943 -3.226 2.2.2齒輪強(qiáng)度計(jì)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(dòng)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(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)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(yīng)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(yīng)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(shí)，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(jìn)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(jìn)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(qiáng)度極限，彎曲疲勞強(qiáng)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(dòng)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(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)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(shí)，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這時(shí)存在齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵檔和倒檔齒輪，由于換檔時(shí)兩個(gè)

56、進(jìn)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(qiáng)度計(jì)算 與其他機(jī)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(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。下面介紹的是計(jì)算汽車變速器齒輪強(qiáng)度用的簡化計(jì)算公式。 1）計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 電機(jī)最大扭矩為=80N.m，轉(zhuǎn)速2400r/min，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)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(qiáng)度計(jì)算 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （2.13） 式中，為圓周力，；為計(jì)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(yīng)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(dāng)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(guān)參數(shù)代入式（2.13），整理后得斜齒輪彎曲應(yīng)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(yīng)力：當(dāng)量齒數(shù) 查圖2.4得y=0.147 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器輸入軸上的最大轉(zhuǎn)矩，對商用車為100～250MPa。 MPa250MPa 常嚙合斜齒輪2彎曲應(yīng)力：當(dāng)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(yīng)力：當(dāng)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(yīng)力：當(dāng)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(yīng)力：當(dāng)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(yīng)力：當(dāng)量齒數(shù) 查圖2.4得y=0.143 MPa250MPa 各檔齒輪彎曲應(yīng)力列表如表2.8： 表2.8 各檔齒輪彎曲應(yīng)力 檔位 彎曲應(yīng)力MPa 常嚙合 ： ：122.801 一 ： : 二 ：118.880 :

60、209.966 因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。 3）輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算 （2.15） 其中，：齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）；：齒面上的法向力（N），；：為圓周力（N）,；：為節(jié)圓直徑；：計(jì)算載荷（N .m）；：節(jié)點(diǎn)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(shí)際寬度，18mm；：主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）； 斜齒輪：

61、 （2.16） （2.17） 其中，分別為主從動(dòng)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(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表2.9所示： 表2.9變速器齒輪的許用接觸應(yīng)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(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)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(yīng)力按同樣方法計(jì)算，列表如表2.10所示： 表2.10 各檔位齒輪接觸應(yīng)力 位置 接觸應(yīng)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(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。 4）計(jì)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(dòng)力性能及動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)匹配 2.3.1電動(dòng)跑車動(dòng)力性能指標(biāo)分析 根據(jù)國標(biāo)《GBT18385-2005電動(dòng)跑車動(dòng)力性能試驗(yàn)方法》[17]，電動(dòng)跑車動(dòng)力性能指標(biāo)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(xiàng)內(nèi)容：最高車速、加速能力和爬坡能力，不同之處在于電動(dòng)跑車動(dòng)力性能指標(biāo)的劃分給更為細(xì)致：最高車速由最高車速一項(xiàng)變?yōu)樽罡哕囁?1km)、30分鐘最高車速兩小項(xiàng)；加速能力由0~100km/h加速能力一項(xiàng)變?yōu)?~50km/h加速能力和50~80km/h加速能力兩小項(xiàng)；爬坡能力由最大爬坡度一項(xiàng)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(xiàng)。 根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)《GBT28382-2012純電動(dòng)乘用車技術(shù)條件》[18]，30分鐘最高車速不應(yīng)低于80km/h，0~50km/h加速時(shí)間應(yīng)不超過10s，50~80km/h加速時(shí)間應(yīng)不超過15s，4%坡

65、度爬坡車速應(yīng)不低于60km/h、12%坡度爬坡車速應(yīng)不低于30km/h，最大爬坡坡度應(yīng)不低于20%。根據(jù)《汽車工程手冊·試驗(yàn)篇》，最大爬坡度爬坡車速不應(yīng)低于15km/h。根據(jù)以上標(biāo)準(zhǔn)制定了一組電動(dòng)跑車動(dòng)力性指標(biāo)，如表2.11所示。 表2.11 電動(dòng)跑車基本動(dòng)力性指標(biāo) 項(xiàng)目 指標(biāo) 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(shí)間 5 s 50~80km/h加速時(shí)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(dòng)跑車的驅(qū)動(dòng)特性場分析 在各種可能工況下，汽車行駛所需的功率、轉(zhuǎn)矩或驅(qū)動(dòng)力與行駛車速圍成的平面稱為汽車的驅(qū)動(dòng)特性場。由于汽車驅(qū)動(dòng)力受到路面附著情況和動(dòng)力源最大輸出功率的限制，理想的汽車驅(qū)動(dòng)特性場如圖2.4所示[19]。 圖2.4 理想汽車驅(qū)動(dòng)特性場 由于理想的汽車驅(qū)動(dòng)特性場的外特性曲線是連續(xù)的，因此電動(dòng)跑車為了保證其驅(qū)動(dòng)特性場的外特性曲線的連續(xù)性，應(yīng)遵循相鄰兩檔至少有一個(gè)交點(diǎn)的原則。根據(jù)相鄰兩檔至少有一個(gè)交點(diǎn)的原則，可得電動(dòng)跑車各檔驅(qū)動(dòng)力曲線的包絡(luò)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(dòng)跑車的驅(qū)動(dòng)特性場，如圖2.5所示。圖2.5中1檔額定點(diǎn)車速是指變速器處于1檔時(shí)電機(jī)額定轉(zhuǎn)速對應(yīng)的車速，其計(jì)算公式為： (2.18) 式(2.18) 中，為1檔額定點(diǎn)車速，為電機(jī)額定轉(zhuǎn)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(dòng)跑車的驅(qū)動(dòng)特性場 電動(dòng)跑車驅(qū)動(dòng)特性場的外特性曲線可由1檔額定點(diǎn)車速和電機(jī)峰