纯电动汽车两档变速器设计-动力系统及变速器设计【含3张CAD图纸+文档全套】
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纯电动汽车动力系统及变速器的设计 一、设计内容1.基本功能所设计纯电动汽车动力系统及变速器能满足车辆动力性,经济性的要求。2.设计要求技术要求:设计参数(两组方案)1)第一组:车辆参数:整车质量m(kg):1550;滚动阻力系数f:0.0135迎风阻力系数CD:0.35; 机械效率:0.86主减速器传动比i0:4.889; 车轮滚动半径r(m):0.273 轴距L(mm):2500;迎风面积A(m2):3.17; 旋转质量转换系数:1.23车辆性能参数:最高车速80km/h 最大爬坡度20% 续驶里程80km 100km/h加速时间10s2)第二组:车辆参数:整车质量m(kg):1200;滚动阻力系数f:0.011迎风阻力系数CD:0.43; 机械效率:0.94主减速器传动比i0:3.52; 车轮滚动半径r(m):0.292 轴距L(mm):2430;迎风面积A(m2):2.53; 旋转质量转换系数:1.23车辆性能参数:最高车速100km/h 最大爬坡度20% 续驶里程160km 100km/h加速时间10s设计任务要求1)完成方案设计及工作原理的分析2)总体结构设计图及主要部件零件图3)重要零件的强度校核4)设计说明书二、设计方法与参考步骤工作原理的分析根据设计要求及变速器的特性等,分析纯电动汽车动力系统的工作原理及具体的变速方式。方案选择1)结构方案选择,采用什么形式的变速器。2)最小传动比选择,满足最高车速的要求。3)最大传动比选择,满足最大爬坡度和附着条件的要求。纯电动汽车动力系统变速器的设计确定传动比的参数设计后,对变速器的各齿轮轴的参数进行设计,主要确定各齿轮齿数以及轴的尺寸等。重要零件的强度校核包括各齿轮的强度、轴的强度等。总成图和零件图绘制变速器的总成图和部分零件图。撰写设计说明书包括:设计要求、设计方案选择、结构设计等的技术说明三、课程设计时间安排课程设计时间共计2周,具体时间安排如下表:序号内容时间1工作原理的分析1天2方案选择1天3变速器的设计4天4总成图和零件图绘制2天5撰写说明书1天6答辩1天四、课程设计的成绩评定课程设计成绩的综合评定主要由以下几个方面组成1课程设计过程,包括日常管理和具体的设计能力;2课程设计报告的质量,包括文章结构、技术内容、绘图及文笔等;3课程设计答辩的情况,包括自述情况及回答问题情况。 指导教师: 目 录设计任务书1绪 论21 变速器基本设计方案31.1 车辆参数31.2 传动机构布置方案31.3 驱动电机匹配42 变速器传动比参数选择52.1 一档传动比选择52.2 二挡传动比选择53 变速器齿轮设计计算53.1 一挡齿轮设计计算53.2 二挡齿轮设计计算73.3 主减速器齿轮设计计算73.4 各齿轮参数94 变速器传动轴设计计算94.1 输入轴设计计算94.2 输出轴设计计算115 轴承的校核计算145.1 输入轴的轴承校核145.2 输出轴的轴承校核146 设计总结15参考文献16设计任务书1 设计内容1.1 基本功能所设计纯电动汽车动力系统及变速器能满足车辆动力性,经济性的要求。1.2 设计要求车辆参数:整车质量m(kg):1550;滚动阻力系数f:0.0135;迎风阻力系数CD:0.35; 机械效率:0.86;主减速器传动比i0:4.889;车轮滚动半径r(m):0.273 ;轴距L(mm):2500;迎风面积A(m2):3.17; 旋转质量转换系数:1.23车辆性能参数:最高车速80km/h 最大爬坡度20% 续驶里程80km 100km/h加速时间10s。2 设计方法与参考步骤2.1 工作原理的分析根据设计要求及变速器的特性等,分析纯电动汽车动力系统的工作原理及具体的变速方式。2.2 方案选择1)结构方案选择,采用什么形式的变速器。2)最小传动比选择,满足最高车速的要求。3)最大传动比选择,满足最大爬坡度和附着条件的要求。2.3 纯电动汽车动力系统变速器的设计确定传动比的参数设计后,对变速器的各齿轮轴的参数进行设计,主要确定各齿轮齿数以及轴的尺寸等。2.4 重要零件的强度校核包括各齿轮的强度、轴的强度等。2.5 总成图和零件图绘制变速器的总成图和部分零件图。2.6 撰写设计说明书包括:设计要求、设计方案选择、结构设计等的技术说明3 设计任务装配图一张(A3图纸);零件工作图12张(A4图纸);设计计算说明书一份(A4纸,不少于10页)。绪 论纯电动汽车具有能耗小、零污染、噪声小等优势,正逐步成为未来汽车的一个方向1。由于电池容量有限,续航里程不足,故对纯电动汽车动力传动系统部件参数的合理设计是提高纯电动汽车续驶里程的有效手段之一2。动力传动系统中最重要的就是变速器,故变速器的合理设计就显得至关重要。目前小型纯电动汽车动力传动系统中多采用固定速比的减速器,这种方式结构简单、制造成本较低,但电机效率低,汽车动力性差。多档减速器可以通过控制速比使电机工作于高效区域,由于驱动电机的全负荷特性曲线与汽车驱动理想特性场的轮廓相近,因此实际变速器的挡位数设置一般不应超过3个挡位,这样不仅可以降低对驱动电机性能的要求,而且避免了变速装置体积和质量过大,符合汽车轻量化的要求。目前传统汽车上使用的自动变速器主要包括液力机械式自动变速器(AT)、无级自动变速器(CVT)、电控机械式自动变速器(AMT)和双离合自动变速器(DCT)3。因此在考虑与纯电动汽车匹配的变速器时,可以从以上变速器中学习独有的特点,并于纯电动汽车的特点相结合,设计出较适合的变速器。液力机械式自动变速器(AT)装配有复杂的行星齿轮机构,结构复杂、效率较低、制造工艺高,并不符合纯电动汽车节能高效的目标。无级自动变速器(CVT)可以提高整车的动力性和经济性,但金属带易磨损且造价昂贵,消费者不易接受。电控机械式自动变速器(AMT)起步迅速而平稳、换档快捷且冲击小,且传动效率高、结构简单、工作可靠、制造和维护成本低,它被公认为是一种较有前途的自动变速方式,但换档过程有动力中断,舒适性较差。双离合自动变速器(DCT)具有AMT的特点,且可以消除其中断动力换档的缺点,但双离合器总成制造困难,控制复杂,成本高。综合以上各变速器的特点,又考虑到纯电动汽车所要求的节能高效、轻量化、动力性好、成本低等特点,故选用电控机械式自动变速器(AMT)作为设计参考,本文所设计的纯电动汽车变速器为机械式两档变速器,采用同步器的手动换挡方式。1 变速器基本设计方案本文所设计的纯电动汽车机械式自动变速器有两个档位,当车辆在一档行驶时,可以确保电动机输出稳定的高转矩,提高电动汽车的起步和爬坡能力,当在二档行驶时,可以确保电机恒功率的输出特性,提高电动汽车的加速性能4。1.1 车辆参数整车参数见下表。表 1纯电动汽车整车参数表基本参数参数值基本参数参数值整车质量m/Kg1550主减速器传动比i04.889滚动阻力系数f0.0135轴距L/mm2500机械效率0.86车轮滚动半径r/m0.372迎风阻力系数CD0.35迎风面积A/m23.17旋转质量换算系数1.23性能参数见下表。表 2纯电动汽车性能参数表基本性能参数参数值基本性能参数参数值最高车速uamax/km/h80续驶里程/km80最大爬坡度i0.2100km/h加速时间/s101.2 传动机构布置方案图 1纯电动汽车传动机构布置方案图图中,1:一挡主动齿轮;3:一挡从动齿轮;2:二挡主动齿轮;4:二挡从动齿轮;5:主减速器主动齿轮;6:主减速器从动齿轮。I:变速器输入轴;II:变速器输出轴;III:主减速器输出轴,T:同步器。1.3 驱动电机匹配(1)驱动电机额定功率驱动电机的额定功率要满足电动汽车的最高行驶车速,故:(1-1)代入数据得Pe=13.97KW。(2)驱动电机峰值功率驱动电机峰值功率依据汽车低速最大爬坡度、百公里加速时间来匹配,当汽车以稳定车速爬坡时,驱动电机输出的最大功率为:(1-2)其中,max=arctani=11.31o,ui=20km/h,得P1=20.67KW;当汽车以静止开始加速度100km/h时,驱动电机输出的最大功率为5:(1-3)t为10S,得P2=102.46KW。综上可得,驱动电机的峰值功率Pmax=102.46 KW。(3)驱动电机的额定转矩与峰值转矩(1-4)取ne=3500r/min,得Te=38.12Nm。同理,取nmax=5800 r/min,得Tmax=168.71 Nm。综上,驱动电机的参数见下表。电机参数参数值电机参数参数值额定功率Pe/KW13.97峰值转矩Tmax/ Nm168.71峰值功率Pmax/KW102.46额定转速ne/r/min3500额定转矩Te/ Nm38.12峰值转速nmax/r/min58002 变速器传动比参数选择2.1 一档传动比选择依据整车低速爬坡时车轮获得的驱动力应大于所受到的行驶阻力,可知一档传动比的下限为:(2-1)得:i1 1.72。同时,一挡下最大驱动力不大于地面对驱动轮的最大附着力,可得一档传动比的上限为:(2-2)根据一般路面条件,取=0.6,得:i1 12.85。综上:1.72 i1 12.85。2.2 二挡传动比选择电机最高转速下,对应的最大转矩Tmax产生的最大驱动力应大于最高车速下的行驶阻力,故二挡传动比i2的下限为:(2-3)得:1.02 i2。同时,在10%的滑移率下,i2应满足最高车速的要求:(2-4)得:i2 6.72。综上:1.02 i2 6.72。由于一般乘用车的imax=12186,imax=igi0,且为使换挡平顺,所以本文选择i1=3.67,i2=2.45。3 变速器齿轮设计计算3.1 一挡齿轮设计计算(1)选择材料及确定许用应力齿轮1和齿轮3均选用20CrMnTi,并经过表面渗碳、淬火和回火。20CrMnTi的接触疲劳强度Hlim=1500Mpa,弯曲疲劳强度FE=850Mpa。因变速器的使用应满足高可靠度的要求,故取安全系数SH=1.5,SF=2.07。由(3-1)得:H1= H3=1000Mpa,F1= F3=425Mpa。(2)按齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮按7级精度制造,取载荷系数K=1.3,齿宽系数=0.6,齿轮1上的转矩T1=Tmax齿轮轴承=165352.67Nmm,初选螺旋角=20o。取z1=19,则z2= z1i1=69.73,取z2=70,则实际传动比=3.69。因齿形系数,则YFa1=2.88,YFa3=2.23,YSa1=1.57,YSa3=1.76。因,故应对齿轮1进行弯曲强度计算。法向模数:(3-2)求得mn=2.65,取mn=3。中心距:=147.02mm,取a=150mm。则:,齿轮1分度圆直径=61.91mm,齿宽=37.15mm,取b3=40mm,b1=45mm。(3)验算齿面接触强度(3-3)取ZE=189.8,Z=,则:H=868.88MpaH,安全。(4)齿轮的圆周速度,因此选7级精度是合适的。3.2 二挡齿轮设计计算(1)选择材料及确定许用应力齿轮2和齿轮4均选用20CrMnTi,并经过表面渗碳、淬火和回火。20CrMnTi的接触疲劳强度Hlim=1500Mpa,弯曲疲劳强度FE=850Mpa。因变速器的使用应满足高可靠度的要求,故取安全系数SH=1.5,SF=2.0。同理可得:H2= H4=1000Mpa,F2= F4=425Mpa。(2)按齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮按6级精度制造,取载荷系数K=1.3,齿宽系数=0.6,齿轮2上的转矩T2=Tmax齿轮轴承=165352.67Nmm,由a13=a24=145mm,得:z1+z3=z2+z4,且i2=2.45;则z2=26,z4=63,实际传动比i2=2.42,mn=3mm。=84.72mm,齿宽=50.83mm,取b4=50mm,b2=55mm。(3)验算齿面接触强度(3-5)取ZE=189.8,Z=,则:H=592.09MpaH,安全。(4)齿轮的圆周速度,因此选6级精度是合适的。3.3 主减速器齿轮设计计算(1)选择材料及确定许用应力齿轮5和齿轮6均选用20CrMnTi,并经过表面渗碳、淬火和回火。20CrMnTi的接触疲劳强度Hlim=1500Mpa,弯曲疲劳强度FE=850Mpa。因变速器的使用应满足高可靠度的要求,故取安全系数SH=1.5,SF=2.0。同理可得:H5= H6=1000Mpa,F5= F6=425Mpa。(2)按齿轮弯曲疲劳强度设计齿轮按8级精度制造,取载荷系数K=1.3,齿宽系数=0.6,齿轮5上的转矩T5=T1i1齿轮轴承=596388.72Nmm,初选螺旋角=20o。取z5=20,则z6= z5i0=97.78,取z6=98,则实际传动比=4.89。因齿形系数,则YFa5=2.78,YFa6=2.23,YSa5=1.59,YSa6=1.83。因,故应对齿轮1进行弯曲强度计算。法向模数:(3-6)求得mn=3.90,取mn=4。中心距:=251.15mm,取a=255mm。则:,齿轮5分度圆直径=86.44mm,齿宽=51.86mm,取b6=55mm,b5=60mm。(3)验算齿面接触强度(3-7)取ZE=189.8,Z=,则:H=974.21MpaH,安全。(4)齿轮的圆周速度,因此选8级精度是合适的。3.4 各齿轮参数变速器各齿轮参数见下表:表 3变速器各齿轮参数表档位齿轮法向模数/mm齿宽/mm中心距/mm螺旋角旋向精度等级一挡z1345145右7z340左二挡z2355145右6z450左主减速器z5460255左8z655右4 变速器传动轴设计计算4.1 输入轴设计计算(1)材料选用及热处理选择输入轴选用20CrMnTi,并经过表面渗碳、淬火和回火。20CrMnTi的强度极限B=1080Mpa,屈服极限S=835Mpa。(2)估算轴的最小直径(4-1)P1=Pmax轴承=101.44KW,ne=3500r/min,取C=95,得:dmin=29.18mm。考虑到输入轴最小直径段需要与电动机通过C型平键连接,对轴的强度有削弱,故=30.64mm。故选取C型键型号为:bhL=10836。输入轴各段长度的轴径详见零件图。(3)轴的强度校核一档传动比大,扭矩大,故选用一挡传动齿轮计算轴的强度。输入轴一挡主动齿轮受力图如下:FaFrFtAB53204CFaFrFHAFHBFtFVAFVB46.5图 2输入轴受力简图输入轴的转矩T1=162352.67Nmm,则圆周力,径向力,轴向力。在垂直面内,列力和力矩的平衡方程可得:(4-2)求得:FVA=2003.64N ,FVB =107.72N。同理,在水平面内,列力和力矩的平衡方程可得:(4-3)求得:FHA=4264.04N ,FHB =978.80N。作输入轴的弯矩图如下:当量弯矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图扭矩图合成弯矩图图 3输入轴弯矩图由弯矩图可知,垂直面内和水平面内的最大应力均位于C处,MVmax=92167.40Nmm,MHmax=200653.73Nmm。则当量弯矩Me为:(4-3)因输入轴需要正反运转,取=1,得Memax=260127.34 Nmm。当量应力e为:(4-4)求得e=10.96Mpa-1b=90Mpa,故满足要求。4.2 输出轴设计计算(1)材料选用及热处理选择输入轴选用20CrMnTi,并经过表面渗碳、淬火和回火。20CrMnTi的强度极限B=1080Mpa,屈服极限S=835Mpa。(2)估算轴的最小直径(4-5)P2=P1轴承齿轮=99.42KW,n2=951.09r/min,取C=95,得:d=44.75mm,取dmin=45mm。输出轴各段长度的轴径详见零件图。(3)轴的强度校核一挡和主减速器传动比大,扭矩大,故选用一挡和主减速器传动齿轮和计算轴的强度。输出轴一挡主动齿轮受力图如下:Fa5Fr5Ft5DE53153.5FFa5Fr5FHDFHEFt5FVDFVE53.5HFa3Ft3Fr3Fa3Fr3Ft3图 4输出轴受力简图输入轴的转矩T2=T1轴承齿轮=596388.72Nmm,则圆周力,径向力,轴向力。在垂直面内,列力和力矩的平衡方程可得:(4-6)求得:FVD=1440.00N ,FVE=1919.42N。同理,在水平面内,列力和力矩的平衡方程可得:(4-7)求得:FHD=7222.56N ,FHE =11805.77N。作输入轴的弯矩图如下:合成弯矩图当量弯矩图扭矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图图 5输出轴弯矩图由弯矩图可知,垂直面内和水平面内的最大应力均位于F处,MVmax=348580.88Nmm,MHmax=643414.47Nmm。则当量弯矩Me为:(4-8)因输入轴需要正反运转,取=1,得Memax=944018.18 Nmm。当量应力e为:(4-9)求得e=14.62Mpa-1b=90Mpa,故满足要求。5 轴承的校核计算5.1 输入轴的轴承校核输入轴的轴承型号为:30307,轴承正装。(1)计算轴向力输入轴A段的轴承A的径向力,输入轴B段的轴承B的径向力,输入轴的轴向力。轴承的内部轴向力:(5-1)取,则。得,。又,故轴承A被压紧,轴承B放松。则:=2716.08N,又,所以:,;,YB=0。(2)计算当量动载荷当量动载荷P:(5-2)得:PA=5442.60N,PB=984.71N。故只需对轴承A进行校核。(3)计算额定动载荷额定动载荷C:(5-3)取fp=1.2,ft=1,Lh=9000h(假设该车使用10年,每年平均使用300天,每天平均使用3小时),=,则,故满足要求。5.2 输出轴的轴承校核输入轴的轴承型号为:30310,轴承正装。(1)计算轴向力输入轴D段的轴承D的径向力,输入轴B段的轴承B的径向力,输入轴的轴向力。轴承的内部轴向力:(5-4)取,则。得,。又,故轴承D被压紧,轴承E放松。则:=10514.45N,又,所以:,;,YE=0。(2)计算当量动载荷当量动载荷P:(5-5)得:PD=13670.62N,PE=11960.79N。故只需对轴承D进行校核。(3)计算额定动载荷额定动载荷C:(5-6)取fp=1.2,ft=1,Lh=9000h,=,则,故满足要求。6 设计总结在本次设计中,所设计的纯电动汽车两挡变速器,参考机械式变速器的传动形式,设计的一挡传动比为3.69,二挡传动比为2.45,与之匹配的电机的额定功率为13.97KW,额定转速为3500r/min,峰值功率为102.46KW,峰值转速为5800r/min,并合理地设计了传动轴与轴上零件的装配关系。经验算,此变速器可以满足纯电动汽车的使用工况要求,且轴和轴承的的强度均满足要求,此设计是合理安全的。纯电动汽车电池容量有限,续航里程不足的缺点,可以通过对动力传动系统部件参数的合理设计来提高纯电动汽车续驶里程,设计制造出与高速电机匹配的高速变速器,这是未来纯电动汽车的发展方向之一,我们要做的还有很多。参考文献1周兵,江清华,杨易.两挡变速器纯电动汽车动力性经济性双目标的传动比优化.汽车工程,2011,(9);792-797 2龚贤武,唐自强.两挡纯电动汽车动力传动系统参数设计与仿真.郑州大学学报:工学版,2015,0(3);39-433陈家瑞主编.汽车构造M.(第3版).北京:机械工业出版社,2009.4余本德,张建武.小型纯电动汽车变速器传动比设计.传动技术,2015,0(1);30-355冯永恺. 纯电动汽车电机变速器集成系统研究D.合肥工业大学硕士学位论文. 2014. 13-146赵英勋主编.汽车运用工程M.北京:国防工业出版社,2013.44-457杨可桢,程光蕴,李仲生,钱瑞明主编.机械设计基础M.(第6版).北京:高等教育出版社,2013
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