1、manufacturing costs. in addition, the design uses a ftill floating axle, single-stage hypo id gears, bevel gear differential and the overall structure of the shell bridge.keyword: electric vehicle ； driving axle ； single reducerin； hypo id bevel gear ； power matching目錄第1章緒論11. 1電動汽車的簡介21. 2電動汽車的結構31

2、. 3電動汽車的特點5第2章電動汽車動力傳動系統匹配計算72. 1電動汽車最高車速的計算72. 2車輛加速時間的計算82. 3車輛爬坡的計算 824續駛里程的計算 8第3章電動汽車變速器設計方案及論證93. 1電動汽車變速器的要求：93.2電動汽車變速器的設計方案論證93. 2. 1電動汽車傳動機構布置方案分析93.2.2變速器主要參數的匹配103.2.3變速器齒輪齒數的設計103. 2. 4電動汽車變速器設計與相關計算103.2.5變速器軸承的設計113. 2.6電動汽車變速器的操縱機構11第4章變速器各主要參數的設計計算及校核124. 1主要參數設計124. 1. 1傳動比范圍124. 1

3、.2中心距的計算124. 1.3外型尺寸134. 1.4齒輪參數134. 1.5齒輪齒數的確定144. 2齒輪強度計算174. 2. 1變速器屮直齒輪彎曲應力174. 2.2變速器屮斜齒輪彎曲應力184. 2.3變速器齒輪接觸應力194.3確定軸的尺寸20第5章同步器的設計225. 1同步器的工作原理225.2同步器的種類和結構235.3同步器的參數的確定235. 3. 1同步器的摩擦因數235. 3.2同步環主要尺寸設計23第6章變速器操縱機構256.1對變速器操縱機構的要求256. 2 直接操縱手動換擋變速器256.3遠距離操縱手動換擋變速器 266.4 變速器自鎖、互鎖、倒擋鎖裝置266

4、.4. 1變速器自鎖裝置266. 4. 2變速器互鎖鎖裝置27笫7章零件的加工工藝287. 1齒輪軸加工工藝287. 2齒輪加工工藝297. 3端蓋加工工藝30第8章 新概念電動汽車動力性仿真318. 1動力性仿真軟件318. 1. 1 advisor軟件的仿真界面318. 1. 2 advisor軟件的操作318. 2整車仿真試驗328. 2. 1對車輛進行最高車速試驗328.2.2車輛的加速性能仿真338. 2. 3電動汽車的爬坡性能試驗338.2.4車輛的經濟性能試驗348.3對電動汽車動力性仿真結果分析35第9章結論36參考文獻37致謝39附錄1計算程序40動力傳動系統匹配程序40齒輪

5、校核程序 41齒輪參數計算程序42第1章緒論汽車驅動橋（后橋）是汽車傳動系的最后一個組成，其基木功用首先是降速， 增扭，改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，將發動機 發出的扭矩合理的分配給左右驅動車輪，以達到車輛行駛的目的；其次，驅動橋還要 承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩 等。它是涉及到汽車性能和安全的關鍵部件之一。驅動橋一般由主減速器，差速器， 車輪傳動裝置和橋殼組成山。對于輕型卡車來說，要傳遞的轉矩較面包車和小轎車都要大得多，以便能夠以 較低的成本運輸較多的貨物，但乂不同于輕型載貨汽車匹配的大功率發動機，所以在 選擇功率較

6、適中的發動機的情況下，這就對傳動系統有較高的要求，而驅動橋在傳動 系統中起著舉足輕重的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經濟性日益 成為人們關心的話題，這不僅僅只對乘用車和輕型載貨汽車，對于輕型載貨汽車，提 高其燃油經濟性也是各商用車生產商來提高其產品市場競爭力的一個法寶，因為輕型 卡車所采用的發動機都是比較大功率，大轉矩的，裝載質量在3噸以下的載貨汽車的 發動機，最犬功率在60kw左右，最大轉矩也在160n - m左右，百公里油耗是一般 都在7升左右。為了降低油耗，不僅要在發動機的環節上節油，而且也需要從傳動系 中減少能量的損失。這就必須在發動機的動力輸出之后，在從發動機一傳動軸一驅

7、動 橋這一動力輸送環節屮尋找減少能量在傳遞的過程屮的損失。在這一環節屮，發動機 是動力的輸出者，也是整個系統的心臟，而驅動橋則是將動力轉化為能量的最終執行 者。因此，在發動機相同的情況下，采用性能優良且與發動機匹配性比較高的驅動橋 便成了有效節油的措施之一。所以設計新型的驅動橋成為新的課題。目前國內輕型車橋牛產企業也主要集中在安凱車橋廠、東風襄樊車橋公司、濟 南橋箱廠、漢德車橋公司、重慶紅巖橋廠和中信車橋廠兒家企業。這些企業兒乎占到 國內輕卡車橋90%以上的市場。同時，服務于新農村建設的輕型商用車，包括多功能 沼氣服務車、流動售貨車、鮮活魚運輸車、鮮活牲畜運輸車、農藥噴灑車、雙排平板 自卸車等

8、設計后橋時應當滿足如下基本要求：1）選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油 經濟性。2）當兩驅動車輪以不同的角速度傳動時，應能將轉矩平穩且連續不斷（無脈動） 地傳遞到兩個驅動車輪上；3）齒輪及其他傳動件工作平穩，噪聲小；4）具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力 和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷,提高汽車的平順性；5）外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求；6）當左右兩驅動輪的附著系數不同時，應能充分利用汽車的牽引力；7）在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率，ii與懸架導向機

9、構運動協調；8）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。在本設計中還采用 t cad繪圖軟件分別進行了工程圖的繪制，運用cad繪制了、行星齒輪軸以及傳動機構半軸的零件圖，通過對cad的編輯工具與命令的運用， 掌握了從cad基礎圖形的繪制一基礎零件的繪制一各類零件圖的創建與繪制的方 法，并且理解了機械圖繪制的工作流程，為今后更好的學習和掌握各種應用軟件和技 能打下堅實的基礎。1. 1電動汽車簡介從廣義上來說電動汽車包括純電動汽車、混合動力汽車和燃料電池汽車等，本 文中主要以純電動汽車來進行說明。純電動汽車是以車載電源為動力，用電機驅動 車輪行駛，符合道路交通、安全法規各項要求的車倆。電

10、動汽車最早發明出來是英國人robert davidsson （羅伯特戴維森）在19世紀 1873年，制作了第一臺世界上最初的可供實用的電動汽車。這與德國人gottlieb daimler （戴姆勒）和karl benz （卡爾本茨）發明汽油發動機汽車相比還早了 10 年以上。戴維森當吋發明的電動汽車是一輛載貨車，使用鐵、鋅、汞合金與硫酸進行 反應的一次性電池。隨著電池技術的發展，電動汽車從1880年開始，應用了可以充 放電的二次性電池。一次性電池發展到二次性電池，這對于電動汽車的發展來講可以 說是一次重大的技術變革，很大地提高了電動汽車需求量。在19世紀下半葉電動汽 車成為了重耍的交通運輸工具

11、，使電動汽車在人類交通史上的占據了重要地位。十九 世紀九十年代英國倫敦和法國巴黎公共交通大多使用了電動大客車，在當時車用內燃 機技術還沒有取得突破性進展，技術還不成熟，生產的車用內燃機普遍存在故障多， 行駛里程短，維修困難的毛病，相反，當時的電動汽車相比較卻有了較為成熟技術， 為大規模使用提供了條件。十九世紀末，電動汽車在歐美國家特別盛行。僅1900年美國制造的電動汽車就 多達一萬五千多輛，而汽油機汽車不足一千輛。進入二十世紀，隨著內燃機技術的不 斷完善和發展，特別是在美國福特汽車公司t型燃油汽車問世以后，汽油機汽車得以 以流水線生產方式大規模制造，燃油汽車的生產成本大在降低，使內燃機汽車開始

12、普 及，因經濟性能上的不足和技術的缺陷，致使電動汽車與蒸汽機汽車被無情的歲月淘 汰或呈萎縮。導致電動汽車發展的主要的困難是蒂電池的能量儲存技術遲遲不能從根本上解 決，單位重量的蓄電池儲存的能量太少，同時電動車使用的電池成本居高不下，價格 較高，經濟規模沒有形成，直接導致購買價格貴，使用成本也不低，特別是超來超高 的油、電價格。同時電動汽車的發展也與汽車用蓄電池的壽命密切相關。蓄電池技術的發展是電動汽車發展的關鍵，經過十多年的篩選，從性能指標來 看，燃料電池、銀氫電池、鋰離子電池有較人發展前景，而目前應用最普遍的是鉛酸 蓄電池，而普遍看好的氫銀電池，鋰離子和鋰聚合物電池。以上電池中氫鎳電池單位

13、重量儲存能量比鉛酸電池多一倍，其它性能也都優于鉛酸電池。但目前價格為鉛酸電 池的4到5倍，現在各國正在從技術上進行攻關讓它降下來。而鋰是質量最輕、化學 特性十分活潑的金屬，從性能上來說，單位重量的鋰離子電池儲能是鉛酸電池的三倍, 現在世界上鋰資源較豐富，價格也不很貴。隨著改革開放和經濟的發展，目前，我國 的鋰離子電池和銀氫電池的產業化均取得了較大的發展。在電動汽車其它相關的技術 產業也都有了巨大的進步，如：稀土永磁無刷電動機及其控制技術，交流感應電動機 及其控制技術，整車能量管理系統和電池，快速充電技術及智能化，在整車設計方面 （輕量和低風阻車身、低阻力輪胎、制動能量回收）等等，這些技術的進步

14、使電動汽 車曰見完善和走向實用化。進入二十一世紀，全世界的環境污染問題越來超引起人們 的重視，我國城市的大氣污染非常嚴重，在主要的污染源中，汽車排放是主要原因之 一。目前，全球大氣污染最嚴重的20個城市之中我國城市占居一半。隨著汽車走進 家庭，而我國的石油資源不足，每年己進口大量的石油，這嚴重影響了我國整體的國 民經濟發展。因此在我國大力發展電動汽車產業的意義重大，也是我國國民經濟和工 業發展的長遠戰略考慮。1.2電動汽車的結構通常來說電動汽車主要由機械系統（電力驅動系統、驅動力傳動系統）、完成既 定任務的工作裝置（電力控制系統）等組成。其中電動汽車中電力驅動及控制系統是 作為電動汽車的技術核

15、心，是內燃機汽車與電動汽車的最大不同點。電力驅動及控 制系統主要包括電源、驅動電動機和調速控制裝置等部件組成。電動汽車的其他裝 置基本與內燃機汽車相同。1. 2. 1電動汽車的電源電動汽車的電源功用是為電動汽車的驅動電動機提供電能。工作時電動機把電 源的電能轉化為機械能，再通過傳動裝置傳給驅動車輪和工作裝置（有些是直接傳給 驅動車輪和工作裝置）。目前，鉛酸蓄電池是在電動汽車上應用最廣泛的電源，但隨 著電動汽車技術的發展，由于鉛酸蓄電池存在充電速度較慢，比能量較低，壽命較短 的缺點，被其他蓄電池所逐漸取代。其中在世界上主耍以發展鎳鋸電池、鈉硫電池、 鋰電池、飛輪電池、燃料電池等，這些新型電動汽車

16、電源的應用，為電動汽車的發展 提供了廣闊的前景。1.2.2電動汽車的驅動電動機汽車用驅動電動機的功用是將電源的電能轉化為機械能，再通過傳動裝置或肓 接驅動車輪和工作裝置。由于直流串激電動機具有“軟”的機械特性，非常符合汽車 的行駛特性要求。因此fi前直流串激電動機在電動汽車上應用廣泛。缺點是直流電動 機比功率小，存在換向火花、效率低，隨著電機技術和電機控制技術的發展，勢必逐 漸被直流無刷電動機(bcdm)、開關磁阻電動機(srm)和交流異步電動機所取代 24o1. 2. 3驅動電機的調速控制裝置驅動電動機調速控制裝置主要功用是控制電動機的電流或電壓，完成電動機的 旋轉方向和驅動轉矩的控制。最初

17、電動汽車采用的電動機是均是直流電動機，電動機的采用改變電動機磁場 線圈的匝數或串接電阻調速。隨著新技術不斷發展，現代新型的電動汽車驅動電機采 用了品閘管斬波調速技術。特別是采用交流電動機及其變頻調速控制技術，使得電動 汽車的制動能量可以回收，新型的控制電路更加簡單。1. 2. 4電動汽車的動力傳動系統電動汽車動力傳動系統的功用是將汽車驅動電動機的動力轉矩通過聯接裝置傳 給汽車的驅動軸，再由驅動車軸傳導到驅動花。但采用電動輪驅動的汽車上，這些常 用的傳動系統裝置采用的多數部件多數可以忽略。汽車用電動機與變通內燃機的不同 之處在于電動機能夠帶負載啟動，因此電動汽車上就不需要安裝離合器裝置了。而汽

18、車用驅動電機可以通過電路控制實現變旋轉方向的轉變，這樣電動汽車也不需要在變 速器中專門設計安裝倒檔裝置。如果汽車驅動電動機使用無級調速控制裝置時，電動 汽車則完全不需要設計安裝汽車的傳統變速器機構。同地在采用電動輪驅動的電動汽 車上，一般內燃機汽車傳動系統的差速器也可以省略。1. 2. 5工程電動汽車的工作裝置一般在工業用電動汽車上為完成一定的作業要求而專門設置了一些特種用途的 工作裝置，這些工作裝置通常由一些液壓系統或其它系統組成，比如：工程上用的電動叉車的工作裝置（起升系統、貨叉起升系統、門架傾斜系統）等。1.2.6電動汽車的行駛系統電動汽車的行駛系統的功用是將汽車電動機的傳動力矩通過傳動

19、系統傳導到車 輪后，利用車輪與地面的附著力和摩察力，使汽車行走。這樣的機構與一般汽車的行 駛裝置構成是相同的，都是由輪胎、車輪和汽車懸架系統等組成。1. 2. 7電動汽車的制動系統一般電動汽車的制動系統同燃油汽車基本一樣，用來完成汽車的停車或減速， 電動汽車制動裝置由汽車制動器操縱裝置及制動器組成。另處除了機械制動裝置外， 在電動汽車上，還設計了電磁制動裝置，主要是利用驅動電動機的控制電路實現電動 機的發電運行，這樣可以把汽車減速制動時產生的能量為蓄電池充電，這樣就實現了 能量的再生利用。1. 2. 8電動汽車的轉向系統電動汽車的轉向裝置基本上與普通汽車的轉向裝置是一樣的，也是由方向盤、 轉向

20、機、汽車轉向機構和汽車轉向輪等部件組成。駕駛員在行駛時作用在方向盤上的 轉向力，通過汽車的一系列轉向機構讓汽車轉向輪傳動一定的角度，從而實現汽車的 轉向。現代汽車多數為前輪為轉向輪，但在工業中用的電動叉車則多數是后輪轉向。 常見的電動汽車的轉向裝置通常采用液壓轉向、機械轉向和液壓助力轉向等類型。1. 3電動汽車的特點純電動汽車自身不會有有害氣體排放到大氣中，包括其所所耗電量換算成因發 電而導致的排放，電動汽車自身附件中主要污染物是硫元素，其它很少。和比其它能 源的車輛，電廠排出污染可集中控制消除。電動汽車的初期購買時投入大，但由于其 保養維修費用極低，使用成本比燃油汽車低很多，根據正常電動汽車

21、的使用年限折算 成整車成本，會低于內燃機汽車使用成本。再加上電動汽車蓄電池充電吋一般會選在 夜間或其它休息時間，這樣就可以在用電低谷時利用富余的發屯量，從而使發電設備 的整體使用性能得到提高，社會整體經濟效益也能有很大提高。根據有關機構的相關 研究表明，汽車電能整個生產過程（原油開采、運輸、粗煉，送至電廠發電、充入電 池、驅動汽車），這個過程中能量的利用率比燃油汽車使用燃油的利用率要高很多。 因此有利于節約能源，減少污染物的排量，從以上這些特點來說，電動汽車的研究和 應用將成為整個汽車工業的重要領域。其主要優點是：1.3. 1電動汽車噪聲和污染少新概念的純電動汽車沒有一般內燃機汽車工作時產生的

22、人量廢氣，從而不會產 生普通內燃機產生那樣的排氣污染，極人的有利于潔凈空氣和保護環境。一般來說。 現代社會上所使用的內燃機汽車其主要有害氣體是碳氫化合物、-氧化碳及氮氧化合 物、微塵顆粒、臭氣等，或由其產生的酸霧酸雨及光化學煙霧。電動汽車所使用的驅 動電機也比內燃機產生的噪聲小。1. 3. 2電動機的能源利用率高，來源多現代電動汽車在能源效率方面已超過汽油機汽車。有些研究表明，同樣的原油 經過粗煉，送至電廠發電，經充入電池，再由電池驅動汽車，其能量利用效率比經過 精煉變為汽油，再經汽油機驅動汽車高，因此有利于節約能源和減少二氧化碳的排量。相比燃油汽車來講，電動汽車所使用的電能來源廣泛，可充分利

23、用綠色能源或 再生能源。1. 3. 3結構簡單使用維修方便電動汽車較內燃機汽車結構簡單，突岀表現在汽車的動力系統和傳動系統中， 這兩大系統在燃油汽車中所占比例很重，而電動汽車則由驅動電機替代了燃油發動 機，減少了燃油和空氣供給系統，體積也大為減小。傳動系統中的離合器等裝置在電 動汽車上也取消了。因此電動汽車的維修保養工作量也大為減小。當釆用交流感應電 動機時，電機無需保養維護，更重要的是電動汽車易操縱。1.3.4電動汽車續駛里程短由于電動汽車技術還不完善，蓄電池的壽命短，儲能量小等缺點，一次充電后 行駛里程短。但從發展的角度看，特別是隨著國際能源危機開始顯現，電動汽車會逐 漸替代燃油汽車而得到

24、普及。第2章電動汽車動力傳動系統匹配計算汽車的動力性是指汽車在良好的路面上直線行駛時由汽車受到的縱向外力決定 的，所能達到的平均行駛速度】。汽車動力性好壞將直接影響汽車平均技術速度，動力 性能越好的汽車，完成運輸工作的能力越高。因此，動力性是汽車的重要使用性能 之一。所以，動力性使汽車各種性能中最基木、最重要的性能。評介汽車動力性好壞，通常以汽車加速性能、最高車速及最大爬坡度等項目作為 評價指標。在汽車動力性評價時，要根據汽車用途和使用條件的不同，采用不一樣的 評價要求。比如：經常在高速公路等干線公路上行駛的汽車，主要以汽車最大速度來 評價，其它要求次之。而市內行駛的汽車由于頻繁的在行駛中需要

25、經常制動、停車和 起步，因此汽車加速性能便成為評價這類汽車的主要指標|。與普通汽車的動力性 評價不同，電動汽車的動力性能還必需要評價汽車的續駛里程。2. 1電動汽車最高車速的計算工f 二ma + mb)g cos a - f + (jna + ma)g sin a +cdaua25(2-1)+ 8 ma + mb)dua/3.6dt上式中：工f為電動車輛行駛時的阻力總和，單位為n；加為除去電池組時電動汽車的整車質量，單位為kg； 般=845kg； 加7為電動汽車電池組質量，kg； 一-般加b二400kg；a為汽車的迎風面積；（a=1.5）；a為坡道角；（a二15%）；f為汽車的滾動阻力系數；（

26、仁0.013）；ua為汽車行駛車速,km/h； （ua=45）；cd為汽車行駛時空氣阻力系數；（cd=0.35）；8為車輛旋轉質量換算系數：8 =l + z/lv/mr2 +11，沖17 / 加（2其中：人為汽車車輪轉動慣量，（兒=°5）；b為汽車飛輪轉動慣量，山旳）；%為汽車的主減速比，<0=4.714；nm <ua = 0.377 m,n /i0 = 91.2 km/h其中：f匸主驅動電機最大限流工作時車輛所能獲得的驅動力大小;n,n為主驅動電機的工作轉速，r/min ；二3567rp m叫ax為主驅動電機的最高工作轉速，r/min； max =6000rpm 廠為車

27、輪半徑；*0.2724%為主減速比；=4.7142. 2車輛加速時間的計算(2-3)(2-4)(2-5)(2-6)其中：兒加速行駛起始車速m/h,兒=0“2加速行駛終止車速m/h,冬=45 km/h2. 3車輛爬坡的計算由公式計算得：f( - c/</21.15/(加 + mb)g$ + 嚴i = tana = tanarcsin - arctan f -5%2. 4續駛里程的計算s = e/e= wbmb/(ma + mb)e(二3km其中:e為電池組充滿電時的總能量a】, kwh, e=16kwh；e為電動車輛單位里程能耗，kwh/kw；叫為電池比能量，wh/kg, wh =36.7

28、 wh/kg；勺為電動車輛行駛的比耗，kwh/加。第3章電動汽車變速器設計方案及論證3. 1電動汽車變速器的要求：在設計電動汽車的變速器時需對變速器的擋位數和傳動比進行正確計算和選擇， 要保證傳動比能與驅動電動機的參數相匹配，只有正確的選擇傳動比才能夠保證電動 汽車具有良好動力性能；根據電動汽車的使用要求和條件，設計變速器時要做到以下 幾個使用要求：(1)電動汽車要有必要的較好的經濟性能和足夠的動力性。(2)為保證在行駛中切 斷驅動電機向向驅動車輪的動力傳遞，電動汽車的變速器需設置空擋。(3)變速器上要有動力輸出控制裝置，保證驅動電機的功率輸岀。按照上述要求，在設計電動汽車的變速器時還需在輪螂

29、尺寸和質量兩個方面盡量 小，一是降低制造成本，二是使用維修要方便。因為汽車工作的道路條件越復雜，汽 車的比功率就越小，這樣就使得變速器的傳動比范圍就越大。最近兒年，電動汽車的 變速器操縱機構技術不斷地向自動操縱方向發展，超來越多的車輛使用了自動變速 器。根據電動汽車的這些使用性能的要求，本文中對變速器的設計采用有級式變速器。 這樣，在構成變速器的主要結構就是變速傳動和操縱兩大機構。傳動機構包括傳動齒 輪、換描齒輪、傳動軸、同步器等部件，操縱機構除相應的操縱手柄等機構外還要有 防止跳擋，亂擋的互鎖和自鎖裝置。一般電動轎車多釆用兩軸式變速器，電動貨車多 采用三軸式變速器。3. 2電動汽車變速器的設

30、計方案論證3. 2. 1電動汽車傳動機構布置方案分析一般變速器傳動機構的分類方法有兩種。一種分類方法是根據變速器軸的形式不 同，可把變速器分為旋轉軸式和固定軸式(常配合行星齒輪傳動)兩類。其中固定軸 式變速器又可以分成兩軸式、中間軸式、雙中間軸式三種。現在汽車上使用的變速器 多數廣泛采用固定軸式，而兩軸式汽車變速器在前置發動機前輪驅動的汽車上應用較 多，在發動機前置后輪驅動的汽車上則多采用中間軸式變速器。對于旋轉軸式的變速 器主要用于液力機械式變速器。兩軸式變速器比中間軸式變速器結構簡單，有布置方 便，輪廓尺寸小的特點。此外，因為其經過一對齒輪嚙合傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低，所以本設計

31、選擇兩軸式雙擋電動汽車變速器。3. 2. 2變速器主要參數的匹配3. 2. 2. 1變速器檔位數一般來說增加變速器的檔數能有效改善汽車的經濟性和動力性27o變速器的 檔位數越多，導致變速器的結構就會越復雜，也使得變速器的整體尺寸輪廓和質量加 大。這樣的結果是操縱機構復雜且在使用時換檔頻率也大為增高。由于電動汽車的在 發展上技術相比于燃油汽車的技術更新較慢，因此在設計電動汽車變速器時我們將采 用技術較成熟的兩擋變速箱，而汽車的倒擋行駛完全由汽車驅動電機的反轉來實現。3. 2. 2. 2變速器傳動比范圍選擇通常所說的變速器的傳動比范圉是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉動比的比 值，常用變速器屮若最高

32、擋通常是直接擋，傳動比為1.0；若最高擋是超速擋，傳動 比則為0. 70. 8«對變速器傳動比范圍的確定與要考慮發動機參數、汽車的最高車 速和使用條件等因素。3. 2. 2. 3變速器兩車軸中心距確定對電動汽車兩軸式變速器,其輸入軸與第二軸之間的距離稱為變速辭中心距中心 距值的大小對變速器的體積、外形尺寸、質量大小、輪齒的接觸強度均會產生影響。 其數值越小，變速器齒輪的接觸應力越大，會導致齒輪壽命縮短。在設計時變速器的 中心距最小值要心須保證齒輪有足夠的接觸強度。3. 2.3變速器齒輪齒數的設計設計變速器時當確定中心距、齒輪模數和螺旋角以后，要根據變速器的檔位數、 傳動比大小和傳動方

33、案來分配各檔齒輪的齒數。以電動汽車使用的兩檔變速器來說， 主要使各檔齒輪的齒數比應該不是整數值。3. 2.4電動汽車變速器設計與相尖計算3. 2. 4. 1常見的變速器齒輪損壞形式通常變速器齒輪損壞有輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換檔齒輪端部破壞三種形 式。而導致齒輪損壞的原因很多，歸納起來主要有制造課差、裝配不良、潤滑不良、 超載、操作失誤等。常見的變速器輪齒折斷主耍是的換檔時變速器輪齒受到強大的沖擊載荷作用，造 成輪齒彎曲折斷，或者是變速器輪齒在重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展 深度逐漸加大，當裂紋深度達到一定程度后在沖擊載荷沖擊下彎曲折斷。3. 2. 4. 2對變速器齒輪強度的選擇

34、變速器齒輪要依靠本身的結構尺寸和材料強度來承受外載荷的，因此變速器齒輪 材料要選擇具有較高強度韌性和耐磨性；同時因齒輪復雜的形狀，還要求材料工藝性 好，現在變速器齒輪常用材料為鍛鋼。從機械工業上來說，電動汽車變速器的齒輪材 料與多數機械用齒輪相似，其材料的熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也 基本一致。本變速器的齒輪就選擇用低碳鋼制作，加工時采用剃赤和磨赤精，采用滲 碳淬火熱處理工藝對齒輪表面進行處理，要求齒輪精度為國標中規定的6級。3. 2.5變速器軸承的設計汽車變速器在使用時需滿足換擋順暢、輸岀功率高、結構緊湊、質量輕、低噪 聲等各種要求，在設計汽車變速器時要根據變速器的設計要求，考

35、慮結構限制和承 受的載荷特點等因素來選擇合適的軸承。選用軸承時一般受到結構的限制，特別是變速器的第二軸前端需支承在第一軸常 嚙合齒輪的內腔中，這樣可根據內腔尺寸選擇采用圓柱滾子軸承或滾針軸承安裝在內 腔中。相比較變速器第一軸前端由于支承在飛輪的內腔中，一般多采用球軸承來承 受徑向力。3. 2.6電動汽車變速器的操縱機構變速器的操縱機構一般是用來保證駕駛員能隨時撥動齒輪進行換檔，或使之從工 作檔退到空檔，從而改變變速器的工作狀態。其主要部分位于變速器蓋內，包括換檔 機構，鎖定機構，互鎖機構。現代汽車用變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換 擋安全方便，換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合，能防止自動脫擋

36、或自動掛擋，防止誤 掛倒擋。電動汽車一般常用機械式變速器操縱機構，主要由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉 軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等部件組成，并依靠駕駛員手力完成選扌肖、換擋或退到 空擋工作。第4章變速器各主要參數的設計計算及校核4.1主要參數設計4. 1. 1傳動比范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉動比的比值。最高檔通 常是直接擋，傳動比為10;有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.70.8。本設計 選用育接檔，傳動比為1,即減速比為1。(4-1)t > 1 g(/cosa +sina )rmax 卩maxmax可得經傳動系輸岀最小轉矩為443. 3178n*m0由(4

37、-2)7 = 30*4.388*1.2憶 >443.3178a得到“ 2. 4905 o所以，新設計變速器兩個檔位傳動比分別為1和2. 4905取1和2. 5o4.1.2中心距的計算中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。 兩軸式變速器的中心距a (mm)可根據對已有變速器的統計而得出的經驗公式初定：a=ka 眞(4-3)式中-中心距系數。對轎車，ka二8. 99.3；對貨車，ka二8. 69.6；對多 檔主變速器，ka二9. 511；在此取ka二9.3。式中tim*.變速器處于一檔時的輸出扭矩：tz = 7；qj1 = 107x2.5x0.93=248.

38、775n .皿故可得出初始屮心距a=58. 5mm,取60mmo4. 1.3外型尺寸變速箱的橫向外型尺寸，根據齒輪直徑以及換擋機構的布置初步確定。影響變 速 箱殼體軸向尺寸的因素有擋數、換擋機構形式以及齒輪形式。另外根據變速箱在 電動 汽車中的安裝空間來設計。4. 1.4齒輪參數4.1.4.1 模數齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素有很多，如齒輪的強度、質量、 噪聲和工藝要求等。根據變速器用齒輪模數的范圍（見表4-1、表4-2）及計算得本 設計所用變速箱齒輪模數如下：斜齒輪：mn = 0.47fcmax = 0.47v107 = 2.23根據汽車設計選擇第一系列的 模數所以取mn =

39、 2.5直齒輪：m = 3表4-1汽車變速器齒輪的法向模數mmtable 4-1 automobile transmission gearbox gear normal module mm車型乘用車的發動機排量v/l貨車的最大總質量加/t1.0>v>1.61.6>v>2. 56. 0<ma<14. 0ma>14.0模數ma/nun2. 252. 752. 753. 003. 504. 504. 506. 00表42汽車變速器常用的齒輪模數mmtable 4-2 automobile iransmission gearbox commonly used

40、gear modulus mm第一系列1.001.251. 52.02.53.0第二系列1.752. 252. 754. 1.4. 2齒形壓力角a、螺旋角p和齒寬b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表4-3選取。表43汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角table 4-3 automobile transmission gearbox gear tooth profile, angle of pressure and angle of spiral齒形壓力角a螺旋角p轎車高齒并修形的齒形14.5° , 15°16° , 16.5°25°

41、45°一般貨車gb1356-78規定的標準齒形20°20° 30°重型車同上低檔、倒檔齒輪22.5° , 25°小螺旋角壓力角較小時，重合度大，傳動平穩，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和 表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承 載力，取大些。在本設計屮變速器齒輪壓力角a取15。，嚙合套或同步器取30° ；斜 齒輪螺旋角b取20°。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角吋應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為 此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸 向

42、力經軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度b的大小肓接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但 試驗表明，在齒寬增大到一定數值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力 降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器 的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬：肓齒 1二(4. 58. 0)m, mm b二8x3二24mm斜齒 b= (6. 08. 5) m, min b=7 x 2. 5=17. 5min第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降 低，以提高傳動的平穩性和齒輪壽命。4. 1. 5齒輪齒數的確定在初選了中心距

43、、齒輪的模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數、傳動 比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數。下面結合本設計來說明分配各檔齒數的方法。figure 4-1 transmission gearbox diagram of mechanism4. 1. 5. 1確定一檔齒輪的齒數一檔傳動比ui =zjz(4-4)為了確定z1和z2的齒數，先求其齒數和：= 2a/m(4-5)其中 a =59mmx m =3；故有z廠39.33z, = 2.5 = z2 /z1 . z, +z9 =39.3 . z. =11.2. z? =28.1取z,=ll; z2=28o上面根據初選的a及hi計算出的ze可能不是整

44、數，將其調整為整數后，看出中 心距有了變化，這時應從空三及齒輪變位系數反過來計算中心距a,再以這個修正后的 中心距作為以后計算的依據。這里z修正為39,反推出a二60mm。4. 1.5. 2確定其他檔位的齒數二檔傳動比的計算a = mn(z +z2)/2cosbz3 + z4 = 2 a cos b jmn = 2 x 59 x cos 20° 2.5 = 44.35(4-6)(4-7)h = z4 /z3 = 1z3 = z4 = 224. 1.5. 3齒輪變位系數的選擇一般在設計變速器時為了改善齒輪傳動的性能，采用變位齒輪。目的是為了避免 齒輪產牛配湊齒輪中心距和防止齒輪根切，變

45、位系數的選擇還影響齒輪的強度，對變 速器齒輪工作時的耐磨性、平穩性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲也有影響。因此對 齒輪的變位設計是整個變速器設計中的一個非常重要的環節。常見的變位齒輪主要有分為角度變位和高度變位。兩種變位方式相比，高度變 位優點是可增加小齒輪的齒根強度，缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難 降低噪聲。而角度變位既具有高度變位的優點，也避免了高度變位的缺點。設計變速器時，對安裝在中間軸和第二軸幾對齒輪的，為保證各檔傳動比的需要, 要選擇的不同的相互嚙合齒輪副齒數。對相同齒輪屮心距就采取對齒輪進行變位。一 般由于角度變位能獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，對斜齒輪傳動，還可通過選

46、 擇合適的螺旋角來達到屮心距相同的要求。因此本次設計采用角度變位，大、小齒輪 都用正變位。由于工作時變速器齒輪要承受循環負荷，有時述承受沖擊負荷。因此高檔齒輪的 主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證齒輪抗膠合劑耐磨損和輪齒的最大接觸 強度來選擇變位系數。一般情況下選擇變位系數需保證以下條件：加工時不根切、不 頂切、有必要的齒頂厚、重合度、嚙合時不干涉，按等滑動比的原則選取。一般總 變位系數w1.2,小齒輪變位系數x1 = 0.30.5較佳。按下面半經驗半公式方法進行 變位系數分配。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，這樣加工的兩齒 輪的齒輪漸開線會離基圓較遠，能減小接觸應力，增大

47、了齒廓曲率半徑。而對于低檔 齒輪來說，因小齒輪的傳遞載荷較大，加之齒根強度較低，小齒輪容易出現齒根彎曲 斷裂的現象。對一臺變速器來說，總變位系數越小，齒輪總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。考慮到輪齒的剛度小，更容易于吸收沖擊振動，從而產生的噪聲更小。根據上述原則，為了降低噪聲，本次設計的變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。變速器變位系數公式為己=17-z/17(4-8)式屮z為要變位的齒輪齒數。齒輪1的齒數為11,會發生根切，所以需要變位。 這樣該齒輪的變為系數為d =(17-11)/17 = 0.35 o4. 2齒輪強度計算電動

48、汽車所用齒輪的強度計算與其他機械設備使用的變速器比較，有所不同。但 不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪材料的熱處 理方法、所用材料、精度等級、加工方法、支撐方式也基本一致。一般汽車變速器齒輪材料采用低碳合金鋼，加工方式為齒輪精加工或剃齒，齒輪 表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為6級或7級。因此，可以用更為簡化一些 的計算公式來計算汽車齒輪強度，也可以獲得較為準確的結果。本次設計的變速器所 選擇的齒輪材料為45鋼。對齒輪的彎曲強度計算如下4. 2. 1變速器中直齒輪彎曲應力(4-9)。w 二斤 ko kf jbty上式中：°”表示為彎曲應力(mpa)；

49、好表示為一檔齒輪1的圓周力(n)； d為 節圓直徑。(mm)心是應力集中系數，可近似取1.65； 表示摩擦力影響系數，一 般主動齒輪取11,從動齒輪取09；表示齒的寬度(伽】)，其值取24mm； 表示端面 齒距(mm)；計算為/=lm=3.14x3=9.42. y表示齒形系數，如齒形系數圖4-2圖42齒形系數圖figure 4-2 tooth profile coefficient chart當變速器處于一檔時，故由f=2tgd(4-10)珂=幾喰 0=107x2.5x1000 = 267500 麗(4-11)/ = mz =3x11 = 33 mm(4-12)f = 2tg/d, =2x26

50、75q0 33 = 16212.12 弋(4-13)o泅=16212.12x1.65x(.1 24x9.42x0.18 = 611.3 mpa o“ =162122xl.65xp.9 24x9.42x0.18 = 591.6 mpa(4-14)(4-15)當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩5杯時，一檔直齒輪的彎曲應力 在400850mpa之間。4. 2. 2變速器中斜齒輪彎曲應力二 fk° btyk 己(4-16)式中k己為重合度影響系數，取2.0；其他參數均與直齒輪注釋相同，心=1.50 選擇齒形系數y時，按當量模數在齒形系數表中可查得，y=0. 14二檔齒輪圓周力：(4-

51、17)(4-18)(4-19)(4-20)tg = cmaxzq /z3 = 1 07000 麗d3 = mn z/cosb =2.5x?2 cos20 = 58.5 mm=27；/3 = 2x107000/58.5 = 5035.3 no加=5035.3x1 幺 17.5x7.85x0.14x2 = 196.4 mpa"196.4 mpa當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應 力在180350mp&范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。4. 2. 3變速器齒輪接觸應力。廣 0.418 便乜+丄(4-21)v b ipz pj式中j齒輪

52、的接觸應力(mpa)； f表示齒面上的法向力(n),f = fi/(cosacosb); e表示為齒輪材料的彈性模量(mpa),材料為45可取£ = 190x103a/p6z . b為齒輪接觸的實際寬度(mm)； 般我們選直齒輪b二20mm、斜 齒輪b=17. 5mm； pz、p表示為主、從動齒輪節點處的曲率半徑(mm)；對直齒輪的計算公式:(4-22)(4-23)(4-24)(4-25)p. = /_ sin apb=rbsina對于斜齒輪的計算公式為：p =(；_ sina)/cos bpb =(r_ sina)/cos2 b其中，乙分別為主從動齒輪節圓半徑（訕）。將作用在變速器

53、第一軸上的載荷'噸作為計算載荷時，變速器齒輪傳動的許用 應力s見下表：表44變速器齒輪傳動的許用應力table4-4 transmission gearbox gear drive allowable stress齒輪p丿/mpa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪倒檔和一檔190020009501000高檔和常嚙合齒輪13001400650700通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下：一檔：1856. 74mpa二檔：1290. 45mpa對照上表4-4可知，所設計變速器齒輪傳動的許用應力基木符合要求。4. 3確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝

54、 要求而定。在草圖設計吋，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。 而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗公式初步選定：第一軸：d = （0.4 0.5）a = 0.45a = 0.45x59 = 26.55 第二軸 d = 107站好皿=1.07107 = 50.8価一軸.t/ = 0.16-0.18 = 07二軸：j/ = 0.18-0.21 = 0.2所以,一軸 i 二 d/0.17 = 26.55/0.17 = 156.2mmmm二軸 1 = d/02 = 50.8/0.2 = 254軸的校核是評定變速器是否滿足所要求的強度、剛度等條件，是否滿足使用要求

55、, 是設計過程中的重要步驟，主要是為了對設計的數據校核，達到設計的要求。變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示:圖43變速器軸的受力簡圖figure 4-3 figure 43 transmission gearbox axis stress diagram軸在垂直面內撓度為£,在水平面為力，轉角為8,則fc = fa2b2/3eil ； fs =f2a2b2g = fb-a)/3eil ,上式中許表示為輪齒齒寬在中間平面上的圓周力；的為齒輪齒寬在中間面上的 徑向力；e為彈性模量，一般e = 2.1xlo5mpa. /表示為慣性力矩，對于實心軸來 說i = h/4/64 . d表示為軸

56、的直徑，花鍵處按平均直徑；&表示為齒輪上作用力 矩與支座a、b的距離；厶表為支座間的距離。軸的撓度和轉角可按材料力學上的公式計算得出。軸的全撓度計算公式為：f這樣軸的應力為：°=“/w = 32mmw 為抗彎截面系數。軸在垂直面和水平面撓度的允許值為仆二0050. 10mm, f ?=0. 100. 15mm.齒輪所在平面的轉角不應超過0. 002rado經過計算校核后該軸滿 足要求。第5章同步器的設計汽車變速器中使用的同步器有慣性式、常壓式和慣性增力式三種。常壓式同步 器結構雖然簡單，因不能保證嚙合件在同步狀態下（即角速度和等）換擋的缺點，現已 不用。因慣性式同步器是依靠摩

57、擦作用實現同步的，在其上面設有專設機構保證接合 套與待接合的花鍵齒圈在達到同步z前不可能接觸，從而避免了齒間沖擊。所以現代 汽車上采用的同步器多為慣性式同步器。其主要功用是使接合套與待嚙合的齒圈迅速 同步，縮短換檔時間，防止在同步前嚙合而產生接合齒之間的沖擊。變速器的換擋操作，尤其是從高擋向低擋的換擋操作比較復雜，而且很容易產 生輪齒或花鍵齒間的沖擊。因為當變速器工作時，輸入軸與輸出軸會以各自的速度旋 轉，變換擋位時兩個軸上的齒輪需同步。因此，在汽車換檔時，因為兩個軸齒輪速度 不一致，強行掛入會引起齒間沖擊，會降低變速箱的使用壽命，還會造成極大的震動。 所以在沒有同步器的變速箱時，為了避免更換擋時的沖擊，換擋時采用“兩腳油門， 一腳離合器”的方法，這會讓駕駛員非常疲勞。舊式變速器的換擋時采用“兩腳離合” 的方式，是為