純電動(dòng)汽車兩檔變速器設(shè)計(jì)-動(dòng)力系統(tǒng)及變速器設(shè)計(jì)【含3張CAD圖紙+文檔全套】

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100km/h加速時(shí)間10s設(shè)計(jì)任務(wù)要求1）完成方案設(shè)計(jì)及工作原理的分析2）總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖及主要部件零件圖3）重要零件的強(qiáng)度校核4）設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)二、設(shè)計(jì)方法與參考步驟工作原理的分析根據(jù)設(shè)計(jì)要求及變速器的特性等，分析純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)的工作原理及具體的變速方式。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(dòng)比選擇，滿足最高車速的要求。3）最大傳動(dòng)比選擇，滿足最大爬坡度和附著條件的要求。純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)變速器的設(shè)計(jì)確定傳動(dòng)比的參數(shù)設(shè)計(jì)后，對(duì)變速器的各齒輪軸的參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，主要確定各齒輪齒數(shù)以及軸的尺寸等。重要零件的強(qiáng)度校核包括各齒輪的強(qiáng)度、軸的強(qiáng)度等?？偝蓤D和零件圖繪制變速器的總成圖和部分零件圖。撰寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)包括：設(shè)計(jì)要求、設(shè)計(jì)方案選擇、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)等的技術(shù)說(shuō)明三、課程設(shè)計(jì)時(shí)間安排課程設(shè)計(jì)時(shí)間共計(jì)2周，具體時(shí)間安排如下表：序號(hào)內(nèi)容時(shí)間1工作原理的分析1天2方案選擇1天3變速器的設(shè)計(jì)4天4總成圖和零件圖繪制2天5撰寫(xiě)說(shuō)明書(shū)1天6答辯1天四、課程設(shè)計(jì)的成績(jī)?cè)u(píng)定課程設(shè)計(jì)成績(jī)的綜合評(píng)定主要由以下幾個(gè)方面組成1課程設(shè)計(jì)過(guò)程，包括日常管理和具體的設(shè)計(jì)能力；2課程設(shè)計(jì)報(bào)告的質(zhì)量，包括文章結(jié)構(gòu)、技術(shù)內(nèi)容、繪圖及文筆等；3課程設(shè)計(jì)答辯的情況，包括自述情況及回答問(wèn)題情況。 指導(dǎo)教師： 目 錄設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1緒 論21 變速器基本設(shè)計(jì)方案31.1 車輛參數(shù)31.2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案31.3 驅(qū)動(dòng)電機(jī)匹配42 變速器傳動(dòng)比參數(shù)選擇52.1 一檔傳動(dòng)比選擇52.2 二擋傳動(dòng)比選擇53 變速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算53.1 一擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算53.2 二擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算73.3 主減速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算73.4 各齒輪參數(shù)94 變速器傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算94.1 輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算94.2 輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算115 軸承的校核計(jì)算145.1 輸入軸的軸承校核145.2 輸出軸的軸承校核146 設(shè)計(jì)總結(jié)15參考文獻(xiàn)16設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1 設(shè)計(jì)內(nèi)容1.1 基本功能所設(shè)計(jì)純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)及變速器能滿足車輛動(dòng)力性，經(jīng)濟(jì)性的要求。1.2 設(shè)計(jì)要求車輛參數(shù)：整車質(zhì)量m(kg):1550；滾動(dòng)阻力系數(shù)f：0.0135；迎風(fēng)阻力系數(shù)CD：0.35； 機(jī)械效率：0.86；主減速器傳動(dòng)比i0：4.889；車輪滾動(dòng)半徑r(m)：0.273 ；軸距L（mm）：2500；迎風(fēng)面積A（m2）：3.17； 旋轉(zhuǎn)質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù)：1.23車輛性能參數(shù)：最高車速80km/h 最大爬坡度20% 續(xù)駛里程80km 100km/h加速時(shí)間10s。2 設(shè)計(jì)方法與參考步驟2.1 工作原理的分析根據(jù)設(shè)計(jì)要求及變速器的特性等，分析純電動(dòng)汽車動(dòng)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(dòng)比選擇，滿足最高車速的要求。3）最大傳動(dòng)比選擇，滿足最大爬坡度和附著條件的要求。2.3 純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)變速器的設(shè)計(jì)確定傳動(dòng)比的參數(shù)設(shè)計(jì)后，對(duì)變速器的各齒輪軸的參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，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(qiáng)度校核包括各齒輪的強(qiáng)度、軸的強(qiáng)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(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)包括：設(shè)計(jì)要求、設(shè)計(jì)方案選擇、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)等的技術(shù)說(shuō)明3 設(shè)計(jì)任務(wù)裝配圖一張(A3圖紙)；零件工作圖12張（A4圖紙）；設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)一份（A4紙，不少于10頁(yè)）。緒 論純電動(dòng)汽車具有能耗小、零污染、噪聲小等優(yōu)勢(shì)，正逐步成為未來(lái)汽車的一個(gè)方向1。由于電池容量有限，續(xù)航里程不足，故對(duì)純電動(dòng)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)部件參數(shù)的合理設(shè)計(jì)是提高純電動(dòng)汽車?yán)m(xù)駛里程的有效手段之一2。動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中最重要的就是變速器，故變速器的合理設(shè)計(jì)就顯得至關(guān)重要。目前小型純電動(dòng)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)中多采用固定速比的減速器，這種方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造成本較低，但電機(jī)效率低，汽車動(dòng)力性差。多檔減速器可以通過(guò)控制速比使電機(jī)工作于高效區(qū)域，由于驅(qū)動(dòng)電機(jī)的全負(fù)荷特性曲線與汽車驅(qū)動(dòng)理想特性場(chǎng)的輪廓相近，因此實(shí)際變速器的擋位數(shù)設(shè)置一般不應(yīng)超過(guò)3個(gè)擋位，這樣不僅可以降低對(duì)驅(qū)動(dòng)電機(jī)性能的要求，而且避免了變速裝置體積和質(zhì)量過(guò)大，符合汽車輕量化的要求。目前傳統(tǒng)汽車上使用的自動(dòng)變速器主要包括液力機(jī)械式自動(dòng)變速器（AT）、無(wú)級(jí)自動(dòng)變速器（CVT）、電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT）和雙離合自動(dòng)變速器（DCT）3。因此在考慮與純電動(dòng)汽車匹配的變速器時(shí)，可以從以上變速器中學(xué)習(xí)獨(dú)有的特點(diǎn)，并于純電動(dòng)汽車的特點(diǎn)相結(jié)合，設(shè)計(jì)出較適合的變速器。液力機(jī)械式自動(dòng)變速器（AT）裝配有復(fù)雜的行星齒輪機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)復(fù)雜、效率較低、制造工藝高，并不符合純電動(dòng)汽車節(jié)能高效的目標(biāo)。無(wú)級(jí)自動(dòng)變速器（CVT）可以提高整車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性，但金屬帶易磨損且造價(jià)昂貴，消費(fèi)者不易接受。電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT）起步迅速而平穩(wěn)、換檔快捷且沖擊小，且傳動(dòng)效率高、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、制造和維護(hù)成本低，它被公認(rèn)為是一種較有前途的自動(dòng)變速方式，但換檔過(guò)程有動(dòng)力中斷，舒適性較差。雙離合自動(dòng)變速器（DCT）具有AMT的特點(diǎn)，且可以消除其中斷動(dòng)力換檔的缺點(diǎn)，但雙離合器總成制造困難，控制復(fù)雜，成本高。綜合以上各變速器的特點(diǎn)，又考慮到純電動(dòng)汽車所要求的節(jié)能高效、輕量化、動(dòng)力性好、成本低等特點(diǎn)，故選用電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT）作為設(shè)計(jì)參考，本文所設(shè)計(jì)的純電動(dòng)汽車變速器為機(jī)械式兩檔變速器，采用同步器的手動(dòng)換擋方式。1 變速器基本設(shè)計(jì)方案本文所設(shè)計(jì)的純電動(dòng)汽車機(jī)械式自動(dòng)變速器有兩個(gè)檔位，當(dāng)車輛在一檔行駛時(shí)，可以確保電動(dòng)機(jī)輸出穩(wěn)定的高轉(zhuǎn)矩，提高電動(dòng)汽車的起步和爬坡能力，當(dāng)在二檔行駛時(shí)，可以確保電機(jī)恒功率的輸出特性，提高電動(dòng)汽車的加速性能4。1.1 車輛參數(shù)整車參數(shù)見(jiàn)下表。表 1純電動(dòng)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/Kg1550主減速器傳動(dòng)比i04.889滾動(dòng)阻力系數(shù)f0.0135軸距L/mm2500機(jī)械效率0.86車輪滾動(dòng)半徑r/m0.372迎風(fēng)阻力系數(shù)CD0.35迎風(fēng)面積A/m23.17旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)1.23性能參數(shù)見(jiàn)下表。表 2純電動(dòng)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/h80續(xù)駛里程/km80最大爬坡度i0.2100km/h加速時(shí)間/s101.2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案圖 1純電動(dòng)汽車傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案圖圖中，1：一擋主動(dòng)齒輪；3：一擋從動(dòng)齒輪；2：二擋主動(dòng)齒輪；4：二擋從動(dòng)齒輪；5：主減速器主動(dòng)齒輪；6：主減速器從動(dòng)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(dòng)電機(jī)匹配（1）驅(qū)動(dòng)電機(jī)額定功率驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定功率要滿足電動(dòng)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(dòng)電機(jī)峰值功率驅(qū)動(dòng)電機(jī)峰值功率依據(jù)汽車低速最大爬坡度、百公里加速時(shí)間來(lái)匹配，當(dāng)汽車以穩(wěn)定車速爬坡時(shí)，驅(qū)動(dòng)電機(jī)輸出的最大功率為：（1-2）其中，max=arctani=11.31o，ui=20km/h，得P1=20.67KW；當(dāng)汽車以靜止開(kāi)始加速度100km/h時(shí)，驅(qū)動(dòng)電機(jī)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(dòng)電機(jī)的峰值功率Pmax=102.46 KW。（3）驅(qū)動(dòng)電機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩與峰值轉(zhuǎn)矩（1-4）取ne=3500r/min，得Te=38.12Nm。同理，取nmax=5800 r/min，得Tmax=168.71 Nm。綜上，驅(qū)動(dòng)電機(jī)的參數(shù)見(jiàn)下表。電機(jī)參數(shù)參數(shù)值電機(jī)參數(shù)參數(shù)值額定功率Pe/KW13.97峰值轉(zhuǎn)矩Tmax/ Nm168.71峰值功率Pmax/KW102.46額定轉(zhuǎn)速ne/r/min3500額定轉(zhuǎn)矩Te/ Nm38.12峰值轉(zhuǎn)速nmax/r/min58002 變速器傳動(dòng)比參數(shù)選擇2.1 一檔傳動(dòng)比選擇依據(jù)整車低速爬坡時(shí)車輪獲得的驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于所受到的行駛阻力，可知一檔傳動(dòng)比的下限為：（2-1）得：i1 1.72。同時(shí)，一擋下最大驅(qū)動(dòng)力不大于地面對(duì)驅(qū)動(dòng)輪的最大附著力，可得一檔傳動(dòng)比的上限為：（2-2）根據(jù)一般路面條件，取=0.6，得：i1 12.85。綜上：1.72 i1 12.85。2.2 二擋傳動(dòng)比選擇電機(jī)最高轉(zhuǎn)速下，對(duì)應(yīng)的最大轉(zhuǎn)矩Tmax產(chǎn)生的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于最高車速下的行駛阻力，故二擋傳動(dòng)比i2的下限為：（2-3）得：1.02 i2。同時(shí)，在10%的滑移率下，i2應(yīng)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=12186，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(shè)計(jì)計(jì)算3.1 一擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪1和齒輪3均選用20CrMnTi，并經(jīng)過(guò)表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的接觸疲勞強(qiáng)度Hlim=1500Mpa，彎曲疲勞強(qiáng)度FE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)滿足高可靠度的要求，故取安全系數(shù)SH=1.5，SF=2.07。由（3-1）得：H1= H3=1000Mpa，F(xiàn)1= F3=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪按7級(jí)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齒輪軸承=165352.67Nmm，初選螺旋角=20o。取z1=19，則z2= z1i1=69.73，取z2=70，則實(shí)際傳動(dòng)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(yīng)對(duì)齒輪1進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)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(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度（3-3）取ZE=189.8，Z=，則：H=868.88MpaH，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選7級(jí)精度是合適的。3.2 二擋齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪2和齒輪4均選用20CrMnTi，并經(jīng)過(guò)表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的接觸疲勞強(qiáng)度Hlim=1500Mpa，彎曲疲勞強(qiáng)度FE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)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：H2= H4=1000Mpa，F(xiàn)2= F4=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪按6級(jí)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齒輪軸承=165352.67Nmm，由a13=a24=145mm，得：z1+z3=z2+z4，且i2=2.45；則z2=26，z4=63，實(shí)際傳動(dòng)比i2=2.42，mn=3mm。=84.72mm，齒寬=50.83mm，取b4=50mm，b2=55mm。（3）驗(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度（3-5）取ZE=189.8，Z=，則：H=592.09MpaH，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選6級(jí)精度是合適的。3.3 主減速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選擇材料及確定許用應(yīng)力齒輪5和齒輪6均選用20CrMnTi，并經(jīng)過(guò)表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的接觸疲勞強(qiáng)度Hlim=1500Mpa，彎曲疲勞強(qiáng)度FE=850Mpa。因變速器的使用應(yīng)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：H5= H6=1000Mpa，F(xiàn)5= F6=425Mpa。（2）按齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪按8級(jí)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=T1i1齒輪軸承=596388.72Nmm，初選螺旋角=20o。取z5=20，則z6= z5i0=97.78，取z6=98，則實(shí)際傳動(dòng)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(yīng)對(duì)齒輪1進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)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(yàn)算齒面接觸強(qiáng)度（3-7）取ZE=189.8，Z=，則：H=974.21MpaH，安全。（4）齒輪的圓周速度，因此選8級(jí)精度是合適的。3.4 各齒輪參數(shù)變速器各齒輪參數(shù)見(jiàn)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(jí)一擋z1345145右7z340左二擋z2355145右6z450左主減速器z5460255左8z655右4 變速器傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算4.1 輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）材料選用及熱處理選擇輸入軸選用20CrMnTi，并經(jīng)過(guò)表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的強(qiáng)度極限B=1080Mpa，屈服極限S=835Mpa。（2）估算軸的最小直徑（4-1）P1=Pmax軸承=101.44KW，ne=3500r/min，取C=95，得：dmin=29.18mm?？紤]到輸入軸最小直徑段需要與電動(dòng)機(jī)通過(guò)C型平鍵連接，對(duì)軸的強(qiáng)度有削弱，故=30.64mm。故選取C型鍵型號(hào)為：bhL=10836。輸入軸各段長(zhǎng)度的軸徑詳見(jiàn)零件圖。（3）軸的強(qiáng)度校核一檔傳動(dòng)比大，扭矩大，故選用一擋傳動(dòng)齒輪計(jì)算軸的強(qiáng)度。輸入軸一擋主動(dòng)齒輪受力圖如下：FaFrFtAB53204CFaFrFHAFHBFtFVAFVB46.5圖 2輸入軸受力簡(jiǎn)圖輸入軸的轉(zhuǎn)矩T1=162352.67Nmm，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(dāng)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(yīng)力均位于C處，MVmax=92167.40Nmm，MHmax=200653.73Nmm。則當(dāng)量彎矩Me為：（4-3）因輸入軸需要正反運(yùn)轉(zhuǎn)，取=1，得Memax=260127.34 Nmm。當(dāng)量應(yīng)力e為：（4-4）求得e=10.96Mpa-1b=90Mpa，故滿足要求。4.2 輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）材料選用及熱處理選擇輸入軸選用20CrMnTi，并經(jīng)過(guò)表面滲碳、淬火和回火。20CrMnTi的強(qiáng)度極限B=1080Mpa，屈服極限S=835Mpa。（2）估算軸的最小直徑（4-5）P2=P1軸承齒輪=99.42KW，n2=951.09r/min，取C=95，得：d=44.75mm，取dmin=45mm。輸出軸各段長(zhǎng)度的軸徑詳見(jiàn)零件圖。（3）軸的強(qiáng)度校核一擋和主減速器傳動(dòng)比大，扭矩大，故選用一擋和主減速器傳動(dòng)齒輪和計(jì)算軸的強(qiáng)度。輸出軸一擋主動(dòng)齒輪受力圖如下：Fa5Fr5Ft5DE53153.5FFa5Fr5FHDFHEFt5FVDFVE53.5HFa3Ft3Fr3Fa3Fr3Ft3圖 4輸出軸受力簡(jiǎn)圖輸入軸的轉(zhuǎn)矩T2=T1軸承齒輪=596388.72Nmm，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(dāng)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(yīng)力均位于F處，MVmax=348580.88Nmm，MHmax=643414.47Nmm。則當(dāng)量彎矩Me為：（4-8）因輸入軸需要正反運(yùn)轉(zhuǎn)，取=1，得Memax=944018.18 Nmm。當(dāng)量應(yīng)力e為：（4-9）求得e=14.62Mpa-1b=90Mpa，故滿足要求。5 軸承的校核計(jì)算5.1 輸入軸的軸承校核輸入軸的軸承型號(hào)為：30307，軸承正裝。（1）計(jì)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(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷當(dāng)量動(dòng)載荷P：（5-2）得：PA=5442.60N，PB=984.71N。故只需對(duì)軸承A進(jìn)行校核。（3）計(jì)算額定動(dòng)載荷額定動(dòng)載荷C：（5-3）取fp=1.2，ft=1，Lh=9000h（假設(shè)該車使用10年，每年平均使用300天，每天平均使用3小時(shí)），=，則，故滿足要求。5.2 輸出軸的軸承校核輸入軸的軸承型號(hào)為：30310，軸承正裝。（1）計(jì)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(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷當(dāng)量動(dòng)載荷P：（5-5）得：PD=13670.62N，PE=11960.79N。故只需對(duì)軸承D進(jìn)行校核。（3）計(jì)算額定動(dòng)載荷額定動(dòng)載荷C：（5-6）取fp=1.2，ft=1，Lh=9000h，=，則，故滿足要求。6 設(shè)計(jì)總結(jié)在本次設(shè)計(jì)中，所設(shè)計(jì)的純電動(dòng)汽車兩擋變速器，參考機(jī)械式變速器的傳動(dòng)形式，設(shè)計(jì)的一擋傳動(dòng)比為3.69，二擋傳動(dòng)比為2.45，與之匹配的電機(jī)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(shè)計(jì)了傳動(dòng)軸與軸上零件的裝配關(guān)系。經(jīng)驗(yàn)算，此變速器可以滿足純電動(dòng)汽車的使用工況要求，且軸和軸承的的強(qiáng)度均滿足要求，此設(shè)計(jì)是合理安全的。純電動(dòng)汽車電池容量有限，續(xù)航里程不足的缺點(diǎn)，可以通過(guò)對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)部件參數(shù)的合理設(shè)計(jì)來(lái)提高純電動(dòng)汽車?yán)m(xù)駛里程，設(shè)計(jì)制造出與高速電機(jī)匹配的高速變速器，這是未來(lái)純電動(dòng)汽車的發(fā)展方向之一，我們要做的還有很多。參考文獻(xiàn)1周兵,江清華,楊易.兩擋變速器純電動(dòng)汽車動(dòng)力性經(jīng)濟(jì)性雙目標(biāo)的傳動(dòng)比優(yōu)化.汽車工程,2011,(9)；792-797 2龔賢武,唐自強(qiáng).兩擋純電動(dòng)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)與仿真.鄭州大學(xué)學(xué)報(bào)：工學(xué)版,2015,0(3)；39-433陳家瑞主編.汽車構(gòu)造M.（第3版）.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2009.4余本德,張建武.小型純電動(dòng)汽車變速器傳動(dòng)比設(shè)計(jì).傳動(dòng)技術(shù),2015,0(1)；30-355馮永愷. 純電動(dòng)汽車電機(jī)變速器集成系統(tǒng)研究D.合肥工業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文. 2014. 13-146趙英勛主編.汽車運(yùn)用工程M.北京:國(guó)防工業(yè)出版社,2013.44-457楊可楨，程光蘊(yùn)，李仲生，錢(qián)瑞明主編.機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)M.（第6版）.北京：高等教育出版社，2013