喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 目 錄 設計任務書 1 緒 論 2 1 變速器基本設計方案 3 1.1 車輛參數(shù) 3 1.2 傳動機構(gòu)布置方案 3 1.3 驅(qū)動電機匹配 4 2 變速器傳動比參數(shù)選擇 5 2.1 一檔傳動比選擇 5 2.2 二擋傳動比選擇 5 3 變速器齒輪設計計算 5 3.1 一擋齒輪設計計算 5 3.2 二擋齒輪設計計算 7 3.3 主減速器齒輪設計計算 7 3.4 各齒輪參數(shù) 9 4 變速器傳動軸設計計算 9 4.1 輸入軸設計計算 9 4.2 輸出軸設計計算 11 5 軸承的校核計算 14 5.1 輸入軸的軸承校核 14 5.2 輸出軸的軸承校核 14 6 設計總結(jié) 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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)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(gòu)，結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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 ≤10 1.2 傳動機構(gòu)布置方案 圖 1純電動汽車傳動機構(gòu)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） 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） 其中，αmax=arctani=11.31o，ui=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） 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） 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 5800 2 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） 得：i1 ≥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） 根據(jù)一般路面條件，取φ=0.6，得：i1 ≤12.85。 綜上：1.72≤ i1 ≤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） 得：1.02≤ i2。 同時，在10%的滑移率下，i2應滿足最高車速的要求： （2-4） 得：i2 ≤6.72。 綜上：1.02≤ i2 ≤6.72。 由于一般乘用車的imax=12~18[6]，imax=igi0，且為使換擋平順，，所以本文選擇i1=3.67，i2=2.45。 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，SF=2.0[7]。由 （3-1） 得：[σH1]= [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， 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。 因齒形系數(shù)，，則YFa1=2.88，YFa3=2.23，YSa1=1.57，YSa3=1.76。 因，故應對齒輪1進行彎曲強度計算。 法向模數(shù)： （3-2） 求得mn=2.65，取mn=3。 中心距：=147.02mm，取a=150mm。 則：， 齒輪1分度圓直徑=61.91mm，齒寬=37.15mm， 取b3=40mm，b1=45mm。 （3）驗算齒面接觸強度 （3-3） 取ZE=189.8，Zβ=， 則：σH=868.88Mpa<[σH]，安全。 （4）齒輪的圓周速度 ，因此選7級精度是合適的。 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，SF=2.0。同理可得：[σH2]= [σH4]=1000Mpa，[σF2]= [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， 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； 則z2=26，z4=63，實際傳動比i2=2.42，，mn=3mm。 =84.72mm，齒寬=50.83mm， 取b4=50mm，b2=55mm。 （3）驗算齒面接觸強度 （3-5） 取ZE=189.8，Zβ=， 則：σH=592.09Mpa<[σH]，安全。 （4）齒輪的圓周速度 ，因此選6級精度是合適的。 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，SF=2.0。同理可得：[σH5]= [σH6]=1000Mpa，[σF5]= [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， 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。 因齒形系數(shù)，，則YFa5=2.78，YFa6=2.23，YSa5=1.59，YSa6=1.83。 因，故應對齒輪1進行彎曲強度計算。 法向模數(shù)： （3-6） 求得mn=3.90，取mn=4。 中心距：=251.15mm，取a=255mm。 則：， 齒輪5分度圓直徑=86.44mm，齒寬=51.86mm， 取b6=55mm，b5=60mm。 （3）驗算齒面接觸強度 （3-7） 取ZE=189.8，Zβ=， 則：σH=974.21Mpa<[σH]，安全。 （4）齒輪的圓周速度 ，因此選8級精度是合適的。 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 一擋 z1 3 45 145 右 7 z3 40 左 二擋 z2 3 55 145 右 6 z4 50 左 主減速器 z5 4 60 255 左 8 z6 55 右 4 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） P1=Pmax×η軸承=101.44KW，ne=3500r/min，取C=95， 得：dmin=29.18mm。 考慮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。 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： Fa Fr Ft A B 53 204 C Fa Fr FHA FHB Ft FVA FVB 46.5 圖 2輸入軸受力簡圖 輸入軸的轉(zhuǎn)矩T1=162352.67N·mm，則圓周力，徑向力，軸向力。 在垂直面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得： （4-2） 求得：FVA=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） 求得：FHA=4264.04N ，F(xiàn)HB =978.80N。 作輸入軸的彎矩圖如下： 當量彎矩圖 水平面彎矩圖 垂直面彎矩圖 扭矩圖 合成彎矩圖 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，MHmax=200653.73N·mm。 則當量彎矩Me為： （4-3） 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） 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） P2=P1×η軸承×η齒輪=99.42KW，n2==951.09r/min，取C=95， 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： Fa5 Fr5 Ft5 D E 53 153.5 F Fa5 Fr5 FHD FHE Ft5 FVD FVE 53.5 H Fa3 Ft3 Fr3 Fa3 Fr3 Ft3 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。 在垂直面內(nèi)，列力和力矩的平衡方程可得： （4-6） 求得：FVD=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） 求得：FHD=7222.56N ，F(xiàn)HE =11805.77N。 作輸入軸的彎矩圖如下： 合成彎矩圖 當量彎矩圖 扭矩圖 水平面彎矩圖 垂直面彎矩圖 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，MHmax=643414.47N·mm。 則當量彎矩Me為： （4-8） 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） 求得σe=14.62Mpa<[σ-1b]=90Mpa，故滿足要求。 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段的軸承B的徑向力，輸入軸的軸向力。 軸承的內(nèi)部軸向力： （5-1） 取，則。 得，。 又，故軸承A被壓緊，軸承B放松。 則：=2716.08N，，又，，所以：，；，YB=0。 （2）計算當量動載荷 當量動載荷P： （5-2） 得：PA=5442.60N，PB=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） 取fp=1.2，ft=1，Lh=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。 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段的軸承B的徑向力，輸入軸的軸向力。 軸承的內(nèi)部軸向力： （5-4） 取，則。 得，。 又，故軸承D被壓緊，軸承E放松。 則：=10514.45N，，又，，所以：，；，YE=0。 （2）計算當量動載荷 當量動載荷P： （5-5） 得：PD=13670.62N，PE=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） 取fp=1.2，ft=1，Lh=9000h，ε=，則，故滿足要求。 6 設計總結(jié) 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(gòu)造[M].（第3版）.北京:機械工業(yè)出版社，2009. 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