纯电动跑车变速箱设计.docx

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纯电动跑车变速箱设计

摘要

随着石油资源的日益减少和环境保护要求的提高，电动汽车的发展越来越受到人们的重视，然而，对动力传动系统部件的设计参数进行研究是提高电动汽车性能的重要手段之一。

变速器是汽车重要的传动系组成，在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。

电动汽车的变速器与普通变速器相比，其结构有所不同。

因为驱动电机的旋向可以通过电路控制实现变换，所以电动汽车无需内燃机汽车变速器中的倒档而设置倒档轴，只需应用电机反转来实现倒车行驶。

设计中利用已知参数确定变速器各参数，对轴和各挡齿轮进行校核，绘制出装配图及零件图。

同时本设计对电动汽车的动力传动系统进行了匹配设计计算，计算结果表明达到性能要求。

关键词电动汽车传动变速箱匹配

Abstract

Withoilresourcesdwindlingandenvironmentalimprovement,thedevelopmentofelectricvehiclesisreceivingincreasingattention.However,inthemotivepowerandothertechnicalbreakthroughsmadeeffectivebeforethepowertraincomponentsofthedesignparametersofthestudyistoimprovetheperformanceofelectricvehicles,oneoftheimportantmeans.Transmissionisimportantautomotivepowertraincomponents,achangeinawiderangeofsizeofvehiclespeedandtorqueofthemotorvehiclewheelsize.Thetransmissionofelectricvehiclesascomparedwithordinarytransmission,itsstructureisdifferent.Becauseoftherotarydrivemotorcircuitcanbecontrolledtoachievethetransformation,sonointernalcombustionengineforelectricvehiclesintheautomubiletransmissionandsetupreverseaxis.simplytheapplicationofinversionroachievethereversingmotortraffic.Knownparametersofthedesignoftransmissionoftheblocktodeterminethetransmissionratio.

Atthesametime,thedesignofmatchingcalculationresultsshowthattheperformancerequirementstomeet.

Keywordselectricvehicletransmissiongearboxmatching

第1章绪论

1.1电动汽车的简介

电动汽车是指以车我电源为动力，用电机驱动车轮行驶，符合道路交通、安全法规各项要求的车辆。

电动汽车的优点是：

（1） 无污染，噪声低

　　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，有"零污染"的美称。

　　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　

（2） 能源效率高，多样化

　　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。

　　另一方面，电动汽车的应用可有效地减少对石油资源的依赖，可将有限的石油用于更重要的方面。

向蓄电池充电的电力可以由煤炭、天然气、水力、核能、太阳能、风力、潮汐等能源转化。

除此之外，如果夜间向蓄电池充电，还可以避开用电高峰，有利于电网均衡负荷，减少费用。

（3）结构简单，使用维修方便

　　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。

1.2电动汽车传动装置的特点

电动汽车传动装置的作用是将电动机的驱动转矩传给汽车的驱动轴，当采用电动轮驱动时，传动装置的多数部件常常可以忽略。

因为电动机可以带负载启动．所以电动汽车上无需传统内燃机汽车朐离合器。

因为驱动电机的旋向可以通过电路控制实现变换，所以电动汽车无需内燃机汽车变速器中的倒档．当采用电动机无级调速控制时，电动汽车可以忽略传统汽车的变速器．在采用电动轮驱动时，电动汽车也可以省略传统内燃机汽车传动系统的差速器。

1.3电动汽车变速器的功用

（l）改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。

在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。

由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。

（3）中断动力传递，在电动机起动，怠速运转，汽车换档或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。

（4）实现空档，当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。

例如，可以保证驾驶员在电动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。

汽车变速器是通过改变传动比，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。

第2章纯电动跑车电动机功率及扭矩计算

2.1功率的计算

1）因纯电动跑车最高车速不能在最大输出功率下持续行驶，所以应用额定功率计算：

（2-1）

上面公式中：

umax——最高速度250km/h

ηt——传动效率90%

m——电动跑车整备质量1700kg

f——滚动阻力系数0.0216

CD——空气阻力系数0.33

A——迎风面机2.5㎡

代入数据：

P额≥214.28kw

（1）爬坡条件下电动跑车的功率需求:

（2-2）

根据一般跑车爬坡度要求至少能够以10km/h通过16.7°的坡度

上式中：

ui——爬坡时行驶速度10km/h

α——坡度角16.7°

代入数据得P爬=15.63kw

（2）根据纯电动跑车加速性能推得驱动电机功率为:

（2-3）

上式：

ua=um（t/tm）x

um——汽车末速度100km/h

Tm——汽车加速时间3.5s

X——拟合系数，一般取0.5

δ——汽车旋转质量换算系数：

δ=1+1/m×ΣIw/R2+1/m×fig2i02ηt/R2

If——飞轮的转动惯量（km*m2）

Iw——车轮的转动惯量（km*m2）

R——车轮半径（m）

ig——变速器传动比

i0——主减速器传动比

代入数据得：

P加≥315.66kw

纯电动跑车的驱动电机输出的最大功率应能同时满足对跑车最高速度，加速性能，爬坡度的要求，所以纯电动跑车驱动电机输出的最大功率为：

Pmax=max｛P额，P爬，P加｝

Pmax=320kw

Pmax=max｛P额，P爬，P加｝

Pmax=320kw

电机的额定功率Pmax/1.5=215kw

2.2扭矩的计算

纯电动跑车的最大转矩应满足动力性要求，计算出了驱动电机的额定功率后，可以按照公式计算得出驱动电机的最大转矩：

（2-4）

上式中：

Tr——额定扭矩（Nm）

Tmax——峰值扭矩（Nm）

nr——额定转速（r/min）

代入数据求得驱动电机最大扭矩为955Nm。

第3章纯电动跑车动力传动系统匹配计算

汽车的动力性是指汽车在良好的路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的，所能达到的平均行驶速度。

汽车是一种高效率的运输工具，运输效率的高低在很大程度上取决于汽车的动力性。

所以，动力性使汽车各种性能中最基本、最重要的性能。

普通汽车的动力性能指标包括最高车速、加速时间和最大坡度,但对于电动汽车还必须包括续驶里程。

3.1最高车速的计算

（3-1）

其中：

∑F为车辆行驶的总阻力N；

m为最大整车质量kg;m=1500kg；

f为滚动阻力系数f=0.01；

α为坡道角：

α=20°；

Cd为空气阻力系数：

Cd=0.35;

A为迎风面积：

A=1.4*1.1=1.54;

u为行驶车速m/h；

δ为车辆旋转质量换算系数：

（3-2）

1+0.06+0.04*1.7

=1.1756

式中δ1、δ2主要与车型有关，轿车δ1在0.05~0.07之间（取0.06），δ2在0.03~0.05之间（取0.04）

io为主减速器减速比；io=4.714

为变速器传动比；

=1.7

为传动效率；

=0.95

Ft主驱动电机一最大限流工作时车辆获得的驱动力：

（3-3）

nm为主驱动电机的工作转速．r/min；nm=4000rpm

r为车轮半径：

r=0.3

io为主减速比；io=4.714

3.2车辆加速时间的计算

（3-4）

其中v1为加速行驶起始车速m/h，v1=0，v2为加速行驶终止车速m/h，v2=45km/h

3.3车辆爬坡的计算

由公式计算得：

（3-5）

i=tanα=tan{arcsin[b]-arctanf}=15.5%（3-6）

3.4续驶里程的计算

（3-7）

其中：

E为电池组充满电时的总能量．kwh．E=16kwh;

e为电动车辆单位里程能耗．kwh/kw;

wb为电池比能量．kwh/kg．w=36.7kwh/kg;

e0为电动车辆行驶的比耗．kwh/km。

第4章纯电动跑车变速器设计方案及论证

正确选择变速器的挡位数和传动比，使之与电动机参数优化匹配，以保证电动汽车具有良好动力性能：

（1）保证汽车有必要的动力性和经济性；

（2）设置空挡．用来切断电动机动力向驱动轮的传输；

（3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶；

（4）设置动力输出装置．需要时能进行功率输出；

（5）换挡迅速，省力，方便；

（6）工作可靠。

汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡及换挡冲击等现象的发生；

（7）变速器应当有高的工作效率；

（8）变速器的工作噪声低；

除此以外，变速器还应当达到轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便的目标。

满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。

汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。

近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。

为满足以上使用性能要求，本变速器采用有级式变速器。

变速器由变速传动机构和操纵机构构成。

变速器传动机构包括欢动齿轮、传动齿轮、传动轴。

实现操作需要避免、避免冲击不值得同步器，操作机构还要求有自锁和互锁装置。

轿车多采用两轴式变速器，货车多采用三轴式变速器。

同步器设计采用锁环式同步器。

（1）传动机构布置方案分析

变速器传动机构有两种分类方法。

根据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。

固定轴式又分为两轴式，中间轴式．双中间轴式变速器。

固定轴式应用广泛，。

其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。

中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。

旋转轴式主要用于液压机械式变速嚣。

与中间轴式变速嚣比较，两轴式具有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便。

此外，因为其经过一对齿轮啮合传动动力，故传动效率高同时噪音低。

三轴式变速嚣与两轴式相比各档多了一对齿轮传动因而传递效率低噪音大。

所以选择本设计两轴式双挡变速器。

（2）变速其主要参数选择

l）挡数

增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性，挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大．同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高．由于电动汽车的发展起步晚，受技术限制所以选用两挡变速箱，倒挡由电机反转来实现。

2）传动比范围

变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值．传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。

3）中心距A

对两轴式变速器，输入轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距，其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而日对轮齿的接触强度有影响。

中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。

最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。

4）各档齿轮齿数的分配

在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后．可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。

两档变速器为例，说明分配齿数的方法．尽可能使各档齿轮的齿数比应该不是整数。

（3）变速器的设计与计算

1）齿轮的损环形式

轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏，

轮齿折断分两种：

轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。

前者在变速器中出现的很少，后看出现的多。

2）齿轮强度计算

与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用田间仍是相似的。

此外，机车变速器齿轮用的材抖，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。

如汽车变速器齿轮用低碳钢制作，采用剃齿与磨齿精加工，齿轮表面采用溶碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JBI79-83，6级和7级。

（4）轴承的选择

变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。

至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。

汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。

如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承．变速器笫一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间常采用球轴承来承受向力。

（5）变速器操纵机构

根据汽车使用条件的需要驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。

变速器操纵机构应当满足如下主要要求：

换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。

用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速轩，拨块，拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。

第5章变速器各主要参数的设计计算及校核

5.1主要参数设计

（1）传动比范围

变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值，最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速挡，传动比为0.7-0.8．本设计选用直接档，传动比为1即减速比为1；

1）根据汽车最大爬坡度确定

汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。

故有

（5-1）

则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为

=1.68（5-2）

式中

——汽车总质量；

——重力加速度；

——道路阻力系数；

——最大爬坡要求；

——驱动车轮的滚动半径；

——发动机最大转矩；

——主减速比；

——汽车传动系的传动效率。

2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定

（5-3）

1.73

式中

——汽车质心高度，计算时取700mm；

a——汽车质心位置，计算时取1200mm；

L——汽车前后轮中心距，计算时取2000mm；

——道路的附着系数，计算时取

=0.5。

变速器的1档传动比应根据上述条件确定。

所以，新设计变速器两个档位传动比分别取1和1.7

（2）中心距的计算

中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距，应能保证齿轮的强度．两轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

（5-5）

式中KA为中心距系数，对轿车，KA~8.9--9,3；对货车，KA~8.6--9.6；

对多档主变速器，KA~9.5-11；存此取K=9.3。

式中T1max为变速器处于一档时的输出扭矩：

T1max=Temaxigrη=210*1.7*0.95=339.15Nm

故可取得初始中心距A64.86mm,取65mm。

（3）外型尺寸

变速箱的横向外型尺寸，报据齿轮直径以及换挡机构的布置初步确定．影响变速箱壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式．另外根据变速箱在电动汽车中的安装空间来设计。

（4）齿轮参数

1）模数

齿轮模数是一个重要参数．并且影响它的选取因素有报多，如齿轮的强度、质量、噪声和工艺要求等。

根据变速器用齿轮模数的范围（见表5-1、表5-2）及计算得本设计所用变速箱齿轮摸数如下：

斜齿轮：

ma=0.47

=0.47*

=2.79根据汽车设计书p91的表格，进择第二系列的模数所以取ma=2.75

直齿轮：

m=3

本型

乘用车的发动机排量V/L

货车的最大总质量ma/t

1.0

1.6

6.0

ma>14.0

模数ma/mm

2.25~2.75

2.75~3.00

3.50~4.50

4.50~6.00

表5-1汽车变速器齿轮的法向模数mm

第一系列

1.00

1.25

1.5

2.0

2.5

3.0

第二系列

1.75

2.75

表5-2汽车变速器常用的齿轮模数mm

2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b

汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表5-3选取，

齿形

压力角α

齿宽b

轿车

高齿并修形的齿形

14.5°~16°

250~400

一般货车

GB1356-78规定的标准齿形

200

200~300

重型车

同上

低档，倒档齿轮22.50250

小螺旋角

表5-3齿轮形状、压力角和汽车变速器齿轮的螺旋角

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度．对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些．存本设计中变速器齿轮压力角a取150啮合套或同步器取300；斜齿轮螺旋角β取200。

应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消．为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的斜齿轮取左旋．其轴向力经轴承盖由壳体承受．

齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力．b加大，队的承载能力增高．但试验丧明，存齿宽增大判一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低．所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：

直齿b=（4.5-8.0）m，mmb=8×3=24mm

斜齿b=（6.0-8.5）m，mmb=7×2.75=19.25mm

第一轴常啮合齿轮硎副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。

（5）齿轮齿数的确定

存初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后．可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数，下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。

图5.1变速器结构简图

1）确定一档齿轮的齿数（如图5.1）

一挡传动比

（5-6）

为了确定Z1和Z2的齿数，先求其齿数和

：

（5-7）

其中A=65mm、m=3:

故

有Z∑=43.33

igl=1.7=Z2/Z1；Z1+Z2=43.3;Z1=16.03；Z2=27.3

取Z1=16；Z2=27

上面根据初选的A及m计算出的Z2可能不是整数，将其调整为整数后，看出中心距有了变化，这时应从Z2及齿轮变位系数反过来计算中心距A．再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。

这里Z∑修正为39．反推出A=64.5mm．一档齿轮d1=48，d2=81；

二档齿轮d1=d2=64.5mm

2）确定其他档位的齿数

二档传动比的计算

A=mn（Z1+Z2）/2cosβ

Z3+Z4=2Acosβ/mn=2×64.5×cos200/2.75=44.08

ig2=

=1Z3=Z4=22

3）齿轮变位系数的选择

齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。

采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度、使用平稳性、耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。

变位齿轮主要有两类：

高度变位和角度变位．高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零,高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度，高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。

角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零,角度变位既具有高度变位的优点，又难免了其缺点。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮剐的齿数和不同。

为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。

当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。

由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多;对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。

变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。

对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数，为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，同样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。

对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。

总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，执弯强度越低．但是由于轮齿的刚度较小．易于吸收冲击振动，故噪声要小些。

根据上述理由，为降低噪声，变速器中一、二挡的齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。

其中，一挡主动齿轮的齿数Z=16．因此一档齿轮需要变位。

变位系数

（5-8）

式中Z为要变位的齿轮齿数．

因为曲轮1的齿数为16．所以会发生根切，所以需要变位．变为系数为ξ=（17–l6）/17=0.06。

4.2齿轮强度计算

齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，有所不同。

但不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。

此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。

如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。

因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为