纯电动汽车两档变速器

2023年12月7日发(作者：二手保时捷macan)

课程设计纯电动汽车两档自动变速器的设计与研究

纯电动汽车两档自动变速器的设计与研究

第1章电动汽车以及AMT自动变速器的介绍……………………………………..……….……….2

1.1 纯电动汽车的发展及其前景………………………………………………………..……..2

1.2 AMT自动变速器的发展………………………………………………………………..…….3

1.3 江淮同悦纯电动汽车介绍……………………………………………………………..…….3

第2章变速器的设计与计算…………………………………………………………………………..………..4

2.1 方案的选择…………………………………………………………………………………..…………5

2.2 传动方案的拟定 ……………………………………………………………………..………………..5

2.3传动路线分析 ……………………………………………………………………..…………………….6

2.4档数及数比的选择………………………………………………………………..…………………….6

2.5齿轮参数的选择…………………………………………………………………..……………………..7

第3章变速器齿轮强度计算与校核……………………………………………………………………...10

3.1齿轮材料的选择原则 ………………………………………………………………………….…10

3.2齿轮校核…………………………………………………………………………..……………….….…10

第4章轴的设计和校核……………………………………………………………………………………...….14

4.1轴的结构和尺寸设计………………………………………………………………………..…….14

4.2初选轴的直径…………………………………………………………………………………..……..14

4.3 轴的校核…………………………………………………………………………………………..…….16

第5章轴承的选择与校核………………………………………………………………………………………18

5.1输入轴轴承的选择与寿命计算………………………………………………….….………..18

5.2输出轴轴承的选择与寿命计算…………………………………………………….…….…..18

第6章电磁离合器和电磁制动器的选配………………………………………………………….…….20

6.1电磁离合器的选型…………………………………………………..……………….……….…….20

6.2电磁制动器的选型………………………………………………..……….………………….…….21

第7章变速器的润滑与密封………………………………………………….………..……………………..22

7.1 润滑方式………………………………………………………………………………………….……..22

7.2 润滑油牌号和用量…………………………………………………………………….…….……..22

7.3 密封方式…………………………………………………………….…………………………………..22

第8章设计总结………………………………………………………………………………………….…………..23

参考文献……………………………………………………………………………….……………………..24

1 课程设计纯电动汽车两档自动变速器的设计与研究

第1章纯电动汽车以及AMT自动变速器的介绍

1.1 纯电动汽车的发展及其前景

1.1.1纯电动汽车的优缺点

石油是不可再生资源，随着它的大量消耗，人们不可避免地面临石油短缺的危机；另外，随着人们环境保护意识的提高，这一切都促使人们去寻找新的能源，开发新的动力，这包括气体燃料内燃机、电动汽车等。

纯电动汽车是指由车载蓄电池给电机提供电能驱动的车辆，具有零排放、高效率、维修方便等优点。常用的电池类型有铅酸蓄电池、镍氢蓄电池、锂离子电池等。蓄电池的比功率和比能量两项指标对电动汽车的加速性能、爬坡性能和续驶里程有着重要影响。与汽油、甲醇等燃料相比，现有蓄电池的能量密度较低。在现在城市道路工况下，必须在其比能量、比功率和循环寿命之间做出权衡。

纯电动汽车的优点主要有：

（1）无污染、噪声小

无污染、噪声小，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，几乎是“零污染”。众所周知，内燃机汽车废气中的CO、HC及NOX、微粒、臭气等污染物形成酸雨酸雾及光化学烟雾。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。噪声对人的听觉、神经、系统也是有危害的。

（2）单一的电能源

相对于混合动力汽车和燃料电池汽车，纯电动汽车以电动机代替燃油机，噪音低、无污染，电动机、油料及传动系统少占的空间和重量可用以补偿电池的需求；且因使用单一的电能源，电控系统相比混合电动车大为简化，降低了成本，也可补偿电池的部分价格。

（3）结构简单，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

（4）能量转换效率高

同时可回收制动、下坡时的能量，提高能量的利用效率；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。有些研究表明，同样的原油经过粗炼，送至电厂发电，经充入电池，再由电池驱动汽车，其能量利用效率比经过精炼变为汽油，再经汽油机驱动汽车高，因此有利于节约能源和减少二氧化碳的排量。

主要存在的技术难题有：

电动汽车的困难是目前蓄电池单位重量储存的能量太少，还因电动车的电池较贵，又没形成经济规模，故购买价格较贵，至于使用成本，有些试用结果比汽车贵，有些结果仅为汽车的1/3，这主要取决于电池的寿命及当地的油、电价格。现阶段电池的容量还达不到需要，续航能力还达不到全天候的应用。

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1.1.2 纯电动汽车的发展前景

因为纯电动汽车的对环境的破坏很小，随着近年来的不可再生能源危机，石油能源的紧张，同时伴随着温室效应、有毒气体排放量的增加等环境问题的出现，以及人们的环保意识不断加强，纯电动汽车不断发展起来，同时各国也注重纯电动汽车的研究，已逐步展开对电动汽车的研究与竞争开发。不断制定开发纯电动汽车的计划。随着电池以及电机技术的不断进步，纯电动汽车在汽车行业中所占的比例会越来越大。

1.2 AMT变速器的发展

AMT变速器也称自动变速器，它是电控机械自动变速器的简称。它是在干式离合器和齿轮变速器基础上加装微机控制的自动变速系统。

自动变速器（AMT）能根据车速、油门踏板、驾驶员命令等参数，确定最佳挡位，控制原来由驾驶员人工完成的离合器分离与接合、换挡手柄的摘挡与挂挡以及发动机的油门开度的同步调节等操作过程，最终实现换挡过程的操纵自动化。AMT保持了原有机械变速器的基本结构，具有传动效率高、结构紧凑、成本低、易于制造、工作可靠及操纵方便等优点，尤其是其省油的特点适合于我国大、中巴与载重车应用。

其工作原理是在机械变速箱(手动档)原有基础上进行改造，主要改变手动换档操纵部分。即在总体传动结构不变的情况下通过加装微机控制的自动操纵系统来实现换档的自动化。因此AMT实际上是由一个电脑来控制一个机器人系统来完成操作离合器和选档的两个动作。AMT的核心技术是微机控制，电子技术及质量将直接决定AMT的性能与运行质量。

AMT变速器和传统的变速器相比，它有自己独特的特点：（1）与MT相比，AMT的优势为：操作更便捷：智能换挡，驾驶无需离合；动力更强：技术与F1同源，驾驶感受更精彩；省油9%：微电脑控制系统，换挡时机掌握更精确；安全性更优：模仿最优秀驾驶员驾驶，避免错误操作。（2）与AT相比，AMT的优势为：动力更强：传动效率高出7%以上，动力传输无损耗；省油20%：手动挡的机械变速，微电脑的智能操控；生产成本低：低于30%的成本优势，生产继承性强；维护成本低：可于MT媲美，较AT更低。（3）与CVT相比，AMT的优势为：成本低，利于生产；维护更方便，成本更低；产品可匹配性好。

因为AMT变速器相比于传统的变速器有上述的优点，随着电控及制造技术的不断进步，AMT在目前汽车上的应用正在逐渐增多。

结合以上分析，为了能更好的与纯电动汽车电机匹配以及实现换挡方便，在选择变速机构时我们首选AMT自动变速器。

1.3 江淮同悦纯电动汽车介绍

江淮同悦纯电动轿车长4155mm,宽1650mm，高1445mm,轴距2400mm。该车是江淮在同悦平台基础上开发的电动车配件，整体继承了传统汽车外形优美等特点。车体整备质量比国内同类车型要轻，仅为1200kg，这样该车的提速时间更短、行驶里程也更长。

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我们以江淮同悦纯电动汽车作为标杆车进行纯电动汽车两档变速器的开发，同时进行电机与变速器的匹配计算，江淮同悦纯电动汽车的整车性能参数如下：

性能参数

动力性最高车速(km/h)

最大爬坡度(％)

原地起步加速至50km/h时间(s)

50km/h加速至80km/h时间（s）

经济性 60km/h等速工况下续驶里程（km）

NEDC市区循环工况下续驶里程（km）

百公里经济性（60km/h等速工况）（kWh）

充电时间慢充充电时间（h）

110

25%

150

100

其电机参数为：

动力总成结构参数

型式

额定功率/峰值功率(kW)

驱动电机

最高转速（rpm）

额定转速（rpm）

额定/峰值扭矩（Nm）

动力电池系统

电池类型

永磁直流无刷电机

11/27

6000

2500

55/170

磷酸铁锂动力电池

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第2章变速器的设计与计算

2.1 方案的选择

现有常用的电动汽车两档变速器有AMT 结构和DCT 结构。采用AMT 结构时，需要使用同步器，此时换挡冲击较大。而采用DCT 结构时，由于变速箱只有两个档位，此时双离合器结构会使成本增加很多。因此设计此款两挡电动汽车在AMT自动变速器的基础上增加了电磁制动器和电磁离合器，取消了传统的同步器，解决了换挡时冲击大的问题，同时避免了DCT中因为使用双离合器机构而使成本增加。

在传动机构的选择上，为了使机构简单，制造方便、在加工制造过程中减少成本以及减轻变速器的重量，我们采用最简单的2K-H型行星齿轮机构。2K-H型行星齿轮减速器，单排行星齿轮机构运动规律特性方程式如下式（5）所示：

……（5）

其中：n1为太阳论转速；n2为齿圈转速；n3为行星架转速； a为齿圈齿数Z2与太阳轮齿数Z1之比即a=Z1/Z2.

2.2传动方案的拟定

初步拟定纯电动汽车自动变速器传动系统的结构简图如图1所示。其中离合器C用于连接输入轴和行星轮架，制动器F用于制动齿圈；设太阳轮齿数为Z1,齿圈齿数为Z2;太阳轮的转速为n1，齿圈的转速为n2，行星架的转速为n3；a为齿圈齿数Z1与太阳轮齿数Z2之比即a=Z1/Z2.

图2.1 2K-H行星齿轮变速器原理图

各挡位换挡执行元件的工作情况如下表1：

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表2.1 各挡工作状况

挡位离合器

1挡

2挡（直接挡） √

R挡

注：“√”表示离合器或制动器处于工作状态

制动器

√

2.3传动路线分析

2.3.1 1挡

1挡时，制动器F制动齿圈，离合器C不工作。动力传动路线为：电动机------输入轴-----太阳轮------行星轮、行星架-------输出轴；

2.3.2 2挡（直接挡）

2挡时，离合器C工作，连接输入轴和行星架，制动器F不工作。动力传动路线为：电机-----输入轴------太阳轮、行星轮架-----（行星轮系整体转动）-----输出轴；

2.3.3 倒挡（R挡）

倒挡时，电机反转，制动器F制动齿圈，离合器F不工作。其动力传动路线为：电动机（反转）------太阳轮-------行星轮、行星架------输出轴；

2.4 档数及数比的选择

纯电动汽车两挡变速器速比选择的基本原则：一挡速比在满足汽车爬坡要求的同时，要兼顾在常用低速段电机运行在高效率区间；二挡在满足最高车速的同时，尽量降低电机的输入轴转速，同时要满足常用高速段运行时电机转速尽量落在电机运行的高校区域。同时，在速比选择过程中还要考虑挡位切换过程中平顺性控制问题，过大的1挡速比和过小的2挡速比将极有可能造成挡位切换过程中电机输出总功率不能保持平衡，影响平顺性。

2.4.1 高速档的选取

根据2K-H行星齿轮机构的特点，2档采用直接档。

主减速比可由最高车速确定，即有：

式中，为主减速比；为电机实际最高转速；为轮胎滚动半径；车速。

i?经计算得05.995

另外，为使最大车速时电机能发挥出最大功率，的选择还应满足：

nbrdvmax

n式中，b为电机基数转速。

经计算得.498

?i?整理得2.498t5.995

为最高

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通过查阅同悦纯电动车相关资料可得=4.412，因此二档为直接档，即i2=1时，减速比满足计算要求，故二档可取直接档。取i2=1。

2.4.2 1档的选取

变速器的1挡速比主要考虑电动汽车的最大爬坡度，则有

T式中，i1为1挡速比；m_con为电机额定转矩；?为最大爬坡度；?t为机械传动效率；Mv为整车质量；f为滚动阻力系数。其中?t=0.95，

经计算得i1=3.83.

2.5 齿轮参数的选择

2.5.1模数

选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。

表2.2 汽车变速器齿轮的法向模数

车型

模数mn/mm

乘用车的发动机排量V/L

1.0

2.25~2.75

1.6

2.75~3.00

货车的最大总质量ma/t

6.0

3.50~4.50

ma>14

4.50~6.00

汽车变速器常用齿轮模数

一系列

二系列

1.00

1.75

1.25

2.25

1.5

2.75

2.00

（3.25）

2.50

3.50

3.00

（3.75）

4.00

4.50

5.00

5.50

6.00

—

因为同悦纯电动汽车的原型车为同悦1.3L乘用车，因此在选取变速器齿轮模数时以此作为参照，选取齿轮传动。

mn?2.5，依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱2.5.2 压力角?

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮

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齿的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角[15]。

国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。

本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。

2.5.3 螺旋角?

齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。

试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。

斜齿轮螺旋角的选用范围：对乘用车，两轴式变速器为20°~25°，中间轴式变速器为22°~34°；对于货车，变速器为18°~26°。

因此选取β=22°。

2.5.4 齿宽b

齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。

考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数m?mn?的大小来选定齿宽：

斜齿b?kcmn，kc取为6.0～8.5，取7。故b=17.5mm。

2.5.5 齿顶高系数

齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为

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轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75～0.80的短齿制齿轮。

在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。

所以齿顶高系数取为1.00。

2.5.6 齿数的初选

依照传动方案为闭式齿轮传动，根据《机械设计》，闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可取为z1?20~40，初选zp?35（zp为行星轮齿数），zs?38（zs为太阳轮齿数）。

2.5.7行星齿轮传动计算

行星齿轮的配齿计算

1、根据传动比的要求传动比的要求

得

齿圈齿数为108，代入得太阳轮齿数为72

2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同轴条件

对于非变位或高度变位传动，有

m/2()=m/2()

得=18

3、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件

在行星轮传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和。（在确定半径大小后讨论）

三、行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算

通过查阅汽车设计选择齿轮模数m=2.5

通过查阅机械原理可得齿轮各参数数据，如下表所示

太阳轮a 行星轮g 内齿圈b

2.5 2.5 2.5

模数m

38 35 108

齿数z

分度圆直径d

齿顶圆直径

齿根圆直径

齿宽b

中心距a

173.75

17.5

87.5

91.5

38.75

17.5

270

265

276.25

17.5

=91.25mm

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第3章变速器齿轮强度计算与校核

3.1齿轮材料的选择原则

（1）满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。

（2）合理选择材料配对。如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。

（3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度>350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。

?因此齿轮材料选用45钢，表面淬火，齿面硬度为55HRC,接触疲劳强度极限?1140MPa?700MPaHlim,弯曲疲劳强度极限?FE。

3.2齿轮校核

3.2.1齿轮的损坏形式

轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）齿面胶合是变速器齿轮的主要损坏形式

3.2.2轮齿强度计算

1、轮齿弯曲强度计算

?w?式中：

F1K? 3.1

bty?KF1 ——圆周力（N），F1?2Tgd；

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mm）；

Tg ——计算载荷（N·d ——节圆直径（mm），d?mnz ，mn为法向模数（mm）；

soc?? ——斜齿轮螺旋角(?)；

K? ——应力集中系数，K?=1.50；

b ——齿面宽（mm）；

t ——法向齿距，t??mn；

y ——齿形系数，可按当量齿数zn?z在齿形系数图3.2中查得；

cos3?K? ——重合度影响系数，K?=2.0。

图3.1 齿形系数图

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将上述有关参数据代入公式（3.1），整理得到

2TgK?cos??w?Tg?zmn3yKcK?

为计算载荷，当Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车其齿轮的许用应力在180~350MPa。

3KK?1.5z?z/cos???n式中，为应力集中系数，，y为齿形系数，可按当量齿数在《汽车设计》图3-6中查得为0.107；Kc为齿宽系数，对于斜齿，Kc可取6.0~8.5，T这里取Kc?7；K?为重合度影响系数，K?=2。g在这里取同悦电机最大输出转矩170Nm。

将上述有关参数的数据代入后计算得太阳轮弯曲应力为

?w?169.22MPa?350MPa

2.轮齿接触应力计算

?j?0.418式中：

FE11(?) 3.2

b?z?b?j ——轮齿接触应力（MPa）；

F ——齿面上的法向力（N），F?F1osc?osc?；

F1 ——圆周力（N），F1?2Tgd；

Tg ——计算载荷（N·mm）；d为节圆直径（mm）；

? ——节点处压力角，?为齿轮螺旋角；

E ——齿轮材料的弹性模量2.1?105（MPa）；

b ——齿轮接触的实际宽度（mm）；

?z，?b——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮?z?rzsin?，?b?rbsin?斜齿轮?z?rbsin?rzsin???，；

b22cos?cos?

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rz、rb ——主从动齿轮节圆半径（mm）。

表3.2变速器齿轮许用接触应力

齿轮

一档和倒档

常啮合齿轮和高档齿轮

?j/MPa

液体碳氮共渗齿轮

950-1000

650-700

渗碳齿轮

1900-2000

1300-1400

Temax将作用在变速器第一轴上的载荷2作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力[?j]见表3.3

??921.2MPa将上述参数的具体数值代入后求得j

?小于齿轮的许用接触应力[j],所以合格

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第4章轴的设计和校核

4.1轴的结构和尺寸设计

变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。

4.2初选轴的直径

4.2.1输入轴的轴直径的确定

式中：经查阅机械设计得所以代入计算得：

取整得mm。

，，，，，之后各段直径依次为

示意图如图4.1所示：

图4.1 输入轴尺寸设计

4.2.2输出轴的计算

式中为输出轴传动功率

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=19.44KW

=1305.5r/min

代入得27mm圆整取30mm

各轴直径依次为mm，如图4.2所示

，

图4.2 输出轴尺寸设计

4.2.3花键的选用

根据取得花键类型为6X28X34X7

如图4.3所示：

15 课程设计纯电动汽车两档自动变速器的设计与研究

图4.3 花键的选用

4.2.4平键的选择

根据选用平键为10X8

4.3 轴的校核

4.3.1输入轴校核

将轴上载荷简化为力F，如下图4.4所示。由于四个行星轮相对输入轴作对称布置，故理论上四个行星轮的轴向力合力，圆周力合力以及径向力合力均为零，校核时不予考虑。经查阅相关资料，所选电磁离合器及左行星架的等效质量m为5kg，则F=m*g=5kg*10N/kg=50N（g取10N/kg）。输入轴左右端轴承提供支反力，简化为下图中的A、B支座。

图4.4 输入轴上载荷简化图

Fa2b2设a+b=L，则轴的挠度f为f=，其中E为弹性模量（MPa），E=2.1?10^5MPa；3EIL44I为惯性矩（mm），对于实心轴，I=?d/64，d为轴的直径（mm），a、b为轴上等效载荷距支座A、B的距离（mm），L为支座间距离。a=110mm，b=105mm，L=215mm

此处的d应为当量直径dv，根据公式dv?44L代入数据后求得zli?4i?1didv=28.5mm，I=32385.4mm，f=1.52?10(?3)?[f]

画出弯矩图

16 课程设计纯电动汽车两档自动变速器的设计与研究

图4.5 弯矩图

经计算，左右支反力分别为Fa=24.4N，Fb=25.6N最大弯矩为

M’=M2?Te2max=

轴在电机最大输出转矩Temax和弯矩同时作用下，其应力为

M\'32M\'=267MPa?[?]=400MPa

???3W?d其中W为抗弯截面系数

4.3.2输出轴校核

由于输出轴上不承受集中载荷，故不需要计算挠度，计算应力如下

M32M???=341MPa?[?]=400MPa

W?d34.3.3行星轮轴的校核

设太阳轮传递的最大转矩为Ts=Temax=，单个行星轮传递的最大转矩为Tp，则由力矩平衡，Ts*Rs=4* Tp*Rp（其中Rs和Rp分别为太阳轮和行星轮的半径）。求得Tp=

Ftan?n12T对单个行星轮，Ft=?s=3400N（圆周力），Fr=t=1335N（径向力）

4dvcos?则设行星轮轴在垂直面和水平面的挠度分别为fc和fs，根据《汽车设计》，分别计算fc和fs如下：

Fra2b2fc==0.0624?0.10，

3EILFta2b2fs==0.1273?0.15

3EIL所选行星轮轴行星轮所在截面的转角为

Fab(b?a)??r=0.00145rad?0.002rad

3EIL

17 课程设计纯电动汽车两档自动变速器的设计与研究

第5章轴承的选择与校核

5.1输入轴轴承的选择与寿命计算

输入轴第二轴段的轴承选择与寿命计算：

因要承受轴向力，故选用圆锥滚子轴承，由第二轴段直径25mm选择30205型号轴承，Cor?37KN，Cr?32.2KN。

变速器工作时：

Fr1?3529.35N，Fa1?3632.55N

轴承的径向载荷：FA=3134.62N；FB?394.73N

轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.6

F3134.62s1?A??9792Y2?1.6N

F394.73s2?B??123.42Y2?1.6N

s1?Fa1?979?3632.55?4611.55N?s2?123.4所以

Fa2?s1?Fa1?979?3632.55?4611.55N

计算轴承当量动载荷p

查机械设计手册得到e?0.37

Fa1x?1979??0.31?eFA3134.62，查机械设计手册得到y?0；

x?0.4Fa24611.55??11.68?eFB394.73，查机械设计手册得到y?1.6

Fa1?979当量动载荷：

P?fp(xFr?yFa)

p1?1.2?(1?3134.62?0?979)?3761.544N

fp?1.2

p2?1.2?(0.4?394.73?1.6?4611.55)?9043.65N

Fr为支反力。

106C?10632.2?1033Lh?()?()?450.27h

60nP260?25509043.65所以轴承寿命满足要求。

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5.2输出轴轴承的选择与寿命计算

输出轴第二轴段直径为35mm，且需承受轴向力，故选用型号为30207的圆锥滚子轴承，Cor?63.5KN，Cr?54.2KN。

变速器工作时：

Fr1?3529.35N，Fa1?3632.55N

轴承的径向载荷：FA=3134.62N；FB?394.73N

轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.6

s1?s2?FA3134.62??979N

2Y2?1.6FB394.73??123.4N

2Y2?1.6s1?Fa1?979?3632.55?4611.55N?s2?123.4N

所以

Fa1?979N

Fa2?s1?Fa1?979?3632.55?4611.55N

计算轴承当量动载荷p

查机械设计手册得到e?0.37

x?1Fa1979??0.31?e，查机械设计手册得到；

y?0FA3134.62x?0.4Fa24611.55

??11.68?e，查机械设计手册得到y?1.6FB394.73当量动载荷：

P?fp(xFr?yFa)

fp?1.2

p1?1.2?(1?3134.62?0?979)?3761.544N

p2?1.2?(0.4?394.73?1.6?4611.55)?9043.65N

Fr为支反力。

106C?10632.2?1033Lh?()?()?450.27h

60nP260?25509043.65所以轴承寿命满足要求。

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第6章电磁离合器和电磁制动器的选配

6.1电磁离合器的选型

6.1.1工作原理及分类

电磁离合器靠线圈的通断电来控制离合器的接合与分离。电磁离合器可分为：干式单片电磁离合器，干式多片电磁离合器，湿式多片电磁离合器，磁粉离合器，转差式电磁离合器等。电磁离合器工作方式又可分为：通电结合和断电结合。

6.1.2不同电磁离合器的比较

干式单片电磁离合器：线圈通电时产生磁力，在电磁力的作用下，使衔铁的弹簧片产生变形，动盘与“衔铁”吸合在一起，离合器处于接合状态；线圈断电时，磁力消失，“衔铁”在弹簧片弹力的作用下弹回，离合器处于分离状态。

干式多片、湿式多片电磁离合器：原理同上，另外增加几个摩擦副，同等体积转矩比干式单片电磁离合器大，湿式多片电磁离合器工作时必须有油液冷却和润滑。

磁粉离合器：在主动转子与从动转子之间放置适度磁粉，不通电时磁粉处于松散状态，离合器处于分离状态；线圈通电时，磁粉在电磁力的作用下，将主动转子与从动转子连接在一起，主动端与从动端同时转动，离合器处于合的状态。优点：可通过调节电流来调节转矩，允许较大滑差，是恒涨力控制的首选元件。缺点：较大滑差时温升较大，相对价格高

转差式电磁离合器：离合器工作时，主、从部分必须存在某一转速差才有转矩传递。转矩大小取决于磁场强度和转速差。励磁电流保持不变，转速随转矩增加而剧烈下降；转矩保持不变，励磁电流减少，转速减少得更加严重。转差式电磁离合器由于主、从动部件间无任何机械连接，无磨损消耗，无磁粉泄漏，无冲击，调整励磁电流可以改变转速，作无级变速器使用，这是它的优点。该离合器的主要缺点是转子中的涡流会产生热量，该热量与转速差成正比。低速运转时的效率很低，效率值为主、从动轴的转速比，即η=n2/n1适用于高频动作的机械传动系统，可在主动部分运转的情况下，使从动部分与主动部分结合或分离。主动件与从动件之间处于分离状态时，主动件转动，从动件静止；主动件与从动件之间处于接合状态，主动间带去从动件转动。广泛适用于机床、包装、印刷、纺织、轻工、及办公设备中。

电磁离合器一般用于环境温度－20—50℃，湿度小于85%，无爆炸危险的介质中，其线圈电压波动不超过额定电压的±5%

6.1.3 电磁离合器类型的选择

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因干式单片电磁离合器扭力传达较快，可以达到便捷的动作，而本例需要在挡位切换的过程中实现离合器与齿圈架的快速接合与分离，故选用干式单片电磁离合器TJ-B1型。

6.1.4扭矩变化

由于干式单片电磁离合器的静摩擦转矩与动态摩擦转矩都极为相近，因此工作很平稳。但是干式单片电磁离合器的电枢吸引、转矩上升与消失的时间与电磁制动器的稍微有些差异。以下为干式单片电磁离合器扭矩上升与消失时间相关参数：

静摩擦转矩（单位N.m）：5.5、 11、 22、 45、 90、 175、 350；

动摩擦转矩（单位N.m）：5、 10、 20、 40、 80、 160 、320；

额定电压（单位v）： 11、 15、 20、 25、 35、 45、 60；

额定电流（单位A）： 0.46、 0.63 、0.83 、1.09 、1.46 、1.88 、2.5；

电极吸引时间（单位s）：0.020、0.023、0.025、0.040、0.050、0.090、0.115；

扭矩上升时间（单位s）：0.041、0.051、0.063、0.115、0.160、0.250、0.335；

扭矩消失时间（单位s）：0.020、0.030、0.050、0.065、0.085、0.130、0.210。

由以上参数可知，该型号电磁离合器的动摩擦转矩可在极短的时间内上升到320N.m，而动力输入轴所传递的最大扭矩即为电机的最大输出扭矩170N.m，故选用该型号电磁离合器能满足工作要求。

6.2电磁制动器的选型

6.2.1电磁制动器的基本简介

电磁制动器是一种将主动侧扭力传达给被动侧的连接器，可以据需要自由的结合，切离或制动，因使用电磁力来作动，称之电磁离合器，制动器，具有响应速度快，结构简单等优点。

是使机械中的运动件停止或减速的机械零件。俗称刹车、闸。制动器主要由制动架、制动件和操纵装置等组成。有些制动器还装有制动件间隙的自动调整装置。为了减小制动力矩和结构尺寸，制动器通常装在设备的高速轴上，但对安全性要求较高的大型设备(如矿井提升机、电梯等)则应装在靠近设备工作部分的低速轴上。有些制动器已标准化和系列化，并由专业工厂制造以供选用。

电磁制动器是现代工业中一种理想的自动化执行元件，在机械传动系统中主要起传递动力和控制运动等作用。具有结构紧凑，操作简单，响应灵敏，寿命长久，使用可靠，易于实现远距离控制等优点。它主要与系列电机配套。广泛应用于冶金、建筑、化工、食品、机床、舞台、电梯、轮船、包装等机械中，及在断电时（防险）制动等场合。

使机械运转部件停止或减速所必须施加的阻力矩称为制动力矩。制动力矩是设计、选用制动器的依据，其大小由机械的型式和工作要求决定。制动器上所用摩擦材料（制动件）的性能直接影响制动过程，而影响其性能的主要因素为工作温度和温升速度。摩擦材料应具备高而稳定的摩擦系数和良好的耐磨性。摩擦材料分金属和非金属两类。前者常用的有铸铁、钢、青铜和粉末冶金摩擦材料等，后者有皮革、

21 课程设计纯电动汽车两档自动变速器的设计与研究

橡胶、木材和石棉等

6.2.2电磁制动器的分类

电磁制动器可分为电磁粉末制动器和电磁涡流制动器，电磁摩擦式制动器等多种形式。另外还细分为干式单片电磁制动器、干式多片电磁制动器、湿式多片电磁制动器等等。按制动方式电磁制动器又可分为通电制动和断电制动。

6.2.3电磁制动器的选择

经查阅相关资料，TJ-B-40型干式单片电磁制动器可在极短时间内提供350N.m的静摩擦力矩和320N.m的动摩擦力矩，而本例中的电机输出轴最大输出转矩为170N.m，故选用TJ-B-40型干式单片电磁制动器。

第7章变速器的润滑与密封

7.1 润滑方式

7.1.1齿轮润滑方式

齿轮选用浸油润滑

7.1.2 轴承润滑方式

轴承选用润滑脂润滑

7.2 润滑油牌号和用量

7.2.1 齿轮润滑油牌号和用量

齿轮润滑选用150号机械油（GB 443－1989），需油量为1.5L左右

7.2.2 轴承润滑油牌号和用量

轴承润滑选用ZL－3型润滑脂（GB 7324－1987）用油量为轴承间隙的1/3～1/2为宜

7.3 密封方式

7.3.1 箱座与箱盖凸缘接合面的密封

选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。

7.3.2 轴承孔的密封

闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部

v<3m/s轴的外延端与透端盖的间隙，由于，故选用半粗羊毛毡加以密封。

轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。

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第8章设计总结

本设计是根据设计任务的要求，设计一个纯电动汽车两挡变速器。首先确定了工作方案，并对齿轮传动﹑轴﹑箱体等主要零件进行了设计。零件的每一个尺寸都是按照设计的要求严格设计的，并采用了合理的布局，使结构更加紧凑。

通过减速器的设计，使我对机械设计的方法、步骤有了较深的认识。熟悉了齿轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法。进一步巩固了以前所学的专业知识，真正做到了学有所用﹑学以致用，将理论与实际结合起来，也是对所学知识的一次检验，使我真正明白了，搞设计不是凭空想象，而是很具体的。每一个环节都需要严密的分析和强大的理论做基础。另外，设计不是单方面的，而是各方面知识综合的结果。

从整个设计的过程来看，存在着一定的不足。像轴的强度校核应更具体全面些，尽管如此收获还是很大。相信这次设计对我以后从事类似的工作有很大的帮助，同时也为毕业设计打下了良好的基础。诸多不足之处，恳请老师批评指正。