目 錄設計任務書 1緒 論 21 變速器基本設計方案 31.1 車輛參數(shù) 31.2 傳動機構布置方案 31.3 驅(qū)動電機匹配 42 變速器傳動比參數(shù)選擇 52.1 一檔傳動比選擇 52.2 二擋傳動比選擇 53 變速器齒輪設計計算 53.1 一擋齒輪設計計算 53.2 二擋齒輪設計計算 73.3 主減速器齒輪設計計算 73.4 各齒輪參數(shù) 94 變速器傳動軸設計計算 94.1 輸入軸設計計算 94.2 輸出軸設計計算 115 軸承的校核計算 145.1 輸入軸的軸承校核 145.2 輸出軸的軸承校核 146 設計總結 15參考文獻 16設計任務書1 設計內(nèi)容1.1 基本功能所設計純電動汽車動力系統(tǒng)及變速器能滿足車輛動力性，經(jīng)濟性的要求。1.2 設計要求車輛參數(shù)：整車質(zhì)量 m(kg):1550；滾動阻力系數(shù) f：0.0135；迎風阻力系數(shù) CD：0.35； 機械效率 η： 0.86；主減速器傳動比 i0：4.889；車輪滾動半徑 r(m)：0.273 ；軸距 L（mm）： 2500；迎風面積 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 加速時間≤10s。2 設計方法與參考步驟2.1 工作原理的分析根據(jù)設計要求及變速器的特性等，分析純電動汽車動力系統(tǒng)的工作原理及具體的變速方式。2.2 方案選擇1）結構方案選擇，采用什么形式的變速器。2）最小傳動比選擇，滿足最高車速的要求。3）最大傳動比選擇，滿足最大爬坡度和附著條件的要求。2.3 純電動汽車動力系統(tǒng)變速器的設計確定傳動比的參數(shù)設計后，對變速器的各齒輪軸的參數(shù)進行設計，主要確定各齒輪齒數(shù)以及軸的尺寸等。2.4 重要零件的強度校核包括各齒輪的強度、軸的強度等。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 撰寫設計說明書包括：設計要求、設計方案選擇、結構設計等的技術說明3 設計任務裝配圖一張(A3 圖紙) ；零件工作圖 1~2 張（A4 圖紙） ；設計計算說明書一份（A4 紙，不少于 10 頁） 。緒 論純電動汽車具有能耗小、零污染、噪聲小等優(yōu)勢，正逐步成為未來汽車的一個方向 [1]。由于電池容量有限，續(xù)航里程不足，故對純電動汽車動力傳動系統(tǒng)部件參數(shù)的合理設計是提高純電動汽車續(xù)駛里程的有效手段之一 [2]。動力傳動系統(tǒng)中最重要的就是變速器，故變速器的合理設計就顯得至關重要。目前小型純電動汽車動力傳動系統(tǒng)中多采用固定速比的減速器，這種方式結構簡單、制造成本較低，但電機效率低，汽車動力性差。多檔減速器可以通過控制速比使電機工作于高效區(qū)域，由于驅(qū)動電機的全負荷特性曲線與汽車驅(qū)動理想特性場的輪廓相近，因此實際變速器的擋位數(shù)設置一般不應超過 3 個擋位，這樣不僅可以降低對驅(qū)動電機性能的要求，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)汽車上使用的自動變速器主要包括液力機械式自動變速器（AT） 、無級自動變速器（CVT） 、電控機械式自動變速器（AMT ）和雙離合自動變速器（DCT） [3]。因此在考慮與純電動汽車匹配的變速器時，可以從以上變速器中學習獨有的特點，并于純電動汽車的特點相結合，設計出較適合的變速器。液力機械式自動變速器（AT）裝配有復雜的行星齒輪機構，結構復雜、效率較低、制造工藝高，并不符合純電動汽車節(jié)能高效的目標。無級自動變速器（CVT）可以提高整車的動力性和經(jīng)濟性，但金屬帶易磨損且造價昂貴，消費者不易接受。電控機械式自動變速器（AMT）起步迅速而平穩(wěn)、換檔快捷且沖擊小，且傳動效率高、結構簡單、工作可靠、制造和維護成本低，它被公認為是一種較有前途的自動變速方式，但換檔過程有動力中斷，舒適性較差。雙離合自動變速器（DCT）具有 AMT 的特點，且可以消除其中斷動力換檔的缺點，但雙離合器總成制造困難，控制復雜，成本高。綜合以上各變速器的特點，又考慮到純電動汽車所要求的節(jié)能高效、輕量化、動力性好、成本低等特點，故選用電控機械式自動變速器（AMT ）作為設計參考，本文所設計的純電動汽車變速器為機械式兩檔變速器，采用同步器的手動換擋方式。1 變速器基本設計方案本文所設計的純電動汽車機械式自動變速器有兩個檔位，當車輛在一檔行駛時，可以確保電動機輸出穩(wěn)定的高轉(zhuǎn)矩，提高電動汽車的起步和爬坡能力，當在二檔行駛時，可以確保電機恒功率的輸出特性，提高電動汽車的加速性能 [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 主減速器傳動比 i0 4.889滾動阻力系數(shù) f 0.0135 軸距 L/mm 2500機械效率 η 0.86 車輪滾動半徑 r/m 0.372迎風阻力系數(shù) CD 0.35 迎風面積 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 加速時間/s ≤101.2 傳動機構布置方案圖 1 純電動汽車傳動機構布置方案圖圖中，1：一擋主動齒輪；3：一擋從動齒輪；2：二擋主動齒輪；4：二擋從動齒輪；5：主減速器主動齒輪；6：主減速器從動齒輪。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)動電機匹配（1）驅(qū)動電機額定功率驅(qū)動電機的額定功率要滿足電動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)動電機峰值功率驅(qū)動電機峰值功率依據(jù)汽車低速最大爬坡度、百公里加速時間來匹配，當汽車以穩(wěn)定車速爬坡時，驅(qū)動電機輸出的最大功率為：（1-2）21 maxcossin3601.5Dmaxi iiCAPgfugfu??? ????? ?? ?其中，α max=arctani=11.31o，u i=20km/h，得 P1=20.67KW；當汽車以靜止開始加速度 100km/h 時，驅(qū)動電機輸出的最大功率為 [5]：（1-3）22360.5.2aaDaCAutPgfttt??????????t 為 10S，得 P2=102.46KW。綜上可得，驅(qū)動電機的峰值功率 Pmax=102.46 KW。（3）驅(qū)動電機的額定轉(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)動電機的參數(shù)見下表。電機參數(shù) 參數(shù)值 電機參數(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 變速器傳動比參數(shù)選擇2.1 一檔傳動比選擇依據(jù)整車低速爬坡時車輪獲得的驅(qū)動力應大于所受到的行駛阻力，可知一檔傳動比的下限為：（2-1）2max10maxmaxcossin1.5DiTi CAgfgur????得：i 1 ≥1.72。同時，一擋下最大驅(qū)動力不大于地面對驅(qū)動輪的最大附著力，可得一檔傳動比的上限為：（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 二擋傳動比選擇電機最高轉(zhuǎn)速下，對應的最大轉(zhuǎn)矩 Tmax 產(chǎn)生的最大驅(qū)動力應大于最高車速下的行駛阻力，故二擋傳動比 i2 的下限為：（2-3）2max21.5DCAgfuriT?????????得：1.02≤ i 2。同時，在 10%的滑移率下，i 2 應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 變速器齒輪設計計算3.1 一擋齒輪設計計算（1）選擇材料及確定許用應力齒輪 1 和齒輪 3 均選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi 的接觸疲勞強度 σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強度 σFE=850Mpa。因變速器的使用應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）按齒輪彎曲疲勞強度設計齒輪按 7 級精度制造，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，則實際傳動比=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 ，故應對齒輪 1 進行彎曲強度計算。????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）驗算齒面接觸強度（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 級精度是合適的。2213.4/15/60dnvms????3.2 二擋齒輪設計計算（1）選擇材料及確定許用應力齒輪 2 和齒輪 4 均選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi 的接觸疲勞強度 σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強度 σFE=850Mpa。因變速器的使用應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）按齒輪彎曲疲勞強度設計齒輪按 6 級精度制造，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，實際傳動比 i2=2.42， ，m n=3mm。58????=84.72mm，齒寬 =50.83mm，2cosnmd??2db?取 b4=50mm， b2=55mm。（3）驗算齒面接觸強度（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 級精度是合適的。22235.7/30/601dnvmss????3.3 主減速器齒輪設計計算（1）選擇材料及確定許用應力齒輪 5 和齒輪 6 均選用 20CrMnTi，并經(jīng)過表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi 的接觸疲勞強度 σHlim=1500Mpa，彎曲疲勞強度 σFE=850Mpa。因變速器的使用應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）按齒輪彎曲疲勞強度設計齒輪按 8 級精度制造，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，則實際傳動比=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 ，故應對齒輪 1 進行彎曲強度計算。????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）驗算齒面接觸強度（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 變速器傳動軸設計計算4.1 輸入軸設計計算（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機通過 C 型平鍵連接，對軸的強度有削弱，故 =30.64mm。??mini15%???故選取 C 型鍵型號為：b×h×L=10×8×36。輸入軸各段長度的軸徑詳見零件圖。（3）軸的強度校核一檔傳動比大，扭矩大，故選用一擋傳動齒輪計算軸的強度。輸入軸一擋主動齒輪受力圖如下：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)的最大應力均位于 C 處，MVmax=92167.40N·mm，M Hmax=200653.73N·mm。則當量彎矩 Me 為：（4-3）????22 222VHTMT??????因輸入軸需要正反運轉(zhuǎn)，取 α=1，得 Memax=260127.34 N·mm。當量應力 σe 為：（4-4）??22310.eTWd???求得 σe=10.96Mpa[σ-1b]=90Mpa，故滿足要求。4.2 輸出軸設計計算（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）軸的強度校核一擋和主減速器傳動比大，扭矩大，故選用一擋和主減速器傳動齒輪和計算軸的強度。輸出軸一擋主動齒輪受力圖如下：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)的最大應力均位于 F 處，MVmax=348580.88N·mm，M Hmax=643414.47N·mm。則當量彎矩 Me 為：（4-8）????22 222VHTMT??????因輸入軸需要正反運轉(zhuǎn)，取 α=1，得 Memax=944018.18 N·mm。當量應力 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量彎矩圖5 軸承的校核計算5.1 輸入軸的軸承校核輸入軸的軸承型號為：30307，軸承正裝。（1）計算軸向力輸入軸 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）計算當量動載荷當量動載荷 P：（5-2）raPF??得：P A=5442.60N，P B=984.71N。故只需對軸承 A 進行校核。（3）計算額定動載荷額定動載荷 C：（5-3）160phtfPnL????????取 fp=1.2，f t=1，L h=9000h（假設該車使用 10 年，每年平均使用 300 天，每天平均使用 3 小時） ，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為：30310，軸承正裝。（1）計算軸向力輸入軸 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）計算當量動載荷當量動載荷 P：（5-5）raPF??得：P D=13670.62N，P E=11960.79N。故只需對軸承 D 進行校核。（3）計算額定動載荷額定動載荷 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 設計總結在本次設計中，所設計的純電動汽車兩擋變速器，參考機械式變速器的傳動形式，設計的一擋傳動比為 3.69，二擋傳動比為 2.45，與之匹配的電機的額定功率為 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，并合理地設計了傳動軸與軸上零件的裝配關系。經(jīng)驗算，此變速器可以滿足純電動汽車的使用工況要求，且軸和軸承的的強度均滿足要求，此設計是合理安全的。純電動汽車電池容量有限，續(xù)航里程不足的缺點，可以通過對動力傳動系統(tǒng)部件參數(shù)的合理設計來提高純電動汽車續(xù)駛里程，設計制造出與高速電機匹配的高速變速器，這是未來純電動汽車的發(fā)展方向之一，我們要做的還有很多。參考文獻[1]周兵,江清華 ,楊易.兩擋變速器純電動汽車動力性經(jīng)濟性雙目標的傳動比優(yōu)化.汽車工程,2011,(9) ；792-797 [2]龔賢武,唐自強 .兩擋純電動汽車動力傳動系統(tǒng)參數(shù)設計與仿真.鄭州大學學報：工學版,2015,0(3) ；39-43[3]陳家瑞主編.汽車構造[M]. （第 3 版）.北京:機械工業(yè)出版社，2009.[4]余本德,張建武 .小型純電動汽車變速器傳動比設計.傳動技術,2015,0(1)；30-35[5]馮永愷. 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