【两级传动系统行星轮的电动汽车设计方案分析案例5400字】

两级传动系统行星轮的电动汽车设计方案分析案例目录TOC\o"1-3"\h\u21700两级传动系统行星轮的电动汽车设计方案分析案例 126421.1两级传动装置的结构原理与零件布置 1153341.1.1一挡的传动路线与原理 29911.1.2二挡的传动路线与原理 3234291.2相关参数的设计与计算 3135251.3齿轮设计计算 61.1两级传动装置的结构原理与零件布置图1.1是简化的两级传动装置传动系统的原理图。正如原理图所示，传动装置的输入段是链接输入端的行星轮支架，而输出端也是链接行星轮支架。可以通过，同轴太阳轮或者是齿圈传动动力。根据原理如图1.1所示，整个系统是由轴连接的两个太阳轮，和同轴的齿圈，和两种规格的行星轮组，和固定行星轮支架，有输入端和输出端，及制动器。整个装置的动力传递方式为：输入行星轮支架与电机相连。其中输入端行星轮支架连接行星轮电机这侧行星轮[8-9]；中间通过轴连接两个不同齿数的太阳轮，输出端行星轮架连接行星轮差速器这侧行星轮；最终输出端与差速器相连。由行星轮和带动齿圈或者带动太阳轮进行力的输出，但是由于齿轮数的不同实现了不同速比。内齿圈和太阳轮都是分别控制根据速比进行制动。制动效果是自动变速器的摩擦片制动，使用液压控制，在制动片上提供制动压力，通过摩擦片进行制动。对内齿圈和太阳轮进行分别制动进行挡位的切换，在换挡过程中控制电机转速或者是制动液压缸的结合点，那一瞬间实现平稳的变速，实现平稳换挡，乘坐人员舒适。二级变速器目的就是为了需要动力时由足够的动力，需要节能时也能由不错的能耗降低。挡位切换让电动机始终能在最优的转矩区间内工作。当工作效率高，进入了适用的巡航转速，能耗消耗则会降低。增加了续航里程，通畅的电动机转速也会增加使用寿命。通过紧凑的设计，合理的液压控制模块制动变速器部件，可以实现最初的设计构想和机械效能高的要求。图1.1二级变速器的工作原理图1.1.1一挡的传动路线与原理一档正常起步平路行驶或者爬坡路面，车轮所需要的大扭力上去，需要低速高扭，此时选择一挡。通过摩擦片将内齿圈制动，太阳轮不制动，动力传输线图1.1.1所示，电动机低转速扭矩大图1.1.不难看出达到最大扭矩，扭矩大配合大的齿比，扭力可以放大一到两倍。输入支架带动行星轮，行星轮带动太阳旋转；输出端同轴太阳轮带动输出行星轮和支架动力输出。通过齿比的变换，实现了减速增扭，最终，由输入端行星架将动力通过简单的减速增扭，把转矩传递给差速器，差速器在减速一次提供足够的力矩将车轮转起来，从而实现电动汽车的变速。图1.1.1一档的传动路线图1.1.2二挡的传动路线与原理速度优先，选择第二挡，如图1.1.2所示，摩擦片由制动片提供制动压力，固定太阳轮，内齿圈摩擦片释放液压油使其松动，不在提供制动的压力，输入电机的转动扭力，而扭力通过行星轮支架带动行星轮转动，行星轮带动内齿圈，内齿圈同轴转动，最终使得扭矩转换成高转速，实现增速减扭矩，实现超速的传动比。实现了降低电动机的转速，并且也能保证速度的需求满足。[10]图1.1.2二档传递路线图1.2相关参数的设计与计算为了控制变量，优化后的数据进行比较，车辆选择采用与党磊磊学者论文内车辆相同，型号为北汽纯电动汽车C40B作为整车参数设计计算。具体参数表1.1，电动机参数图1.1.表1.1北汽C40B参数车辆参数单位数值车重KG1780车轮半径m0.32阻力系数0.28迎风面积m²1.2传动系统效能0.85电池参数Ah(v)26(360)电机参数（最大）Kw(Nm)75(250)图1.2北汽C40B电动机扭力曲线图1.传动比设计(1)最大传动比设定纯电动汽车传动比上限应该满足最大车速即可及：公式2-1.i公式中：nmax电动机理论最快的输出转速；r轮胎半径；Vmax车辆设计理论极速。设计的最高车辆能跑的理论极速为180，转速7000.通过计算可以得出；（2）最小传动比设定纯电汽车最大传动比应该符合最大爬坡度性能，即公式2-2；i公式中：αm最大爬坡度；爬坡度为30.Tmax最大转矩求出可以确定了整个变速系统的最大最小传动比，低速传动比为12，在高速挡位传动比为4.6。由于变速器体积要控制，又要保证齿轮的强度，查询相关书籍单组行星轮的变速器普遍传动比不高，配合两套或者三套传行星轮组合叠加才能传动比增大。因为单组行星轮不能做到大传动比，可以配合带有主减速器的差速器进行再次叠加速比。主减速器的速比为6，那么整个传动系统除于6，得出行星轮组的两个速比为低速为2，高速为0.77.1.动力传递的运动分析结合整个传动装置的结构，给出了太阳轮和内齿圈分别制动和可以自由转动行星齿轮，传动装置。运动学方程和传动系统的变化速比，可以简化求传动比。整个系统其中一套行星轮组合关系是：rrrs太阳轮R，rp行星轮R，rR齿圈R，rC行星支架R；ωR齿圈n（转速为n)，ω（rs+R在换挡位过程中，齿轮行星轮可能跟随太阳轮或者跟内齿圈转动，所以有两个自由度，需要一个两个维度广义坐标来体现运动。广义坐标是q=[θsθωω齿轮的传动比：根据公式1.7可推出为：ω内齿圈制动时，传动比ω太阳轮被制动时，传动比ω即选择A1约等于数值是2，A2约等于数值是0.77，带入简化到1.9和1.10公式中。计算得出R1和R2值，R1值为是输入的内齿圈跟太阳轮的R比约等于数值1.7，而R2是输出的内齿轮圈跟太阳轮的R比4.3.两个同时不自动时，传动比为ω上面有三个传动比，A1和A2是两档的传动比，但是会有一瞬间两个不同时制动就会出A3。体现R1和R2两个不同的传动比。用matlab出两个比值的图1.1.1图1.1.1R1和R2的比值1.3齿轮设计计算本变速器用直齿圆柱齿轮传动。传动装置为轻型轻型汽，查询书《行星齿轮传动设计》饶振纲的书选择，精度等级选择6，GB10095.1-2008。图1.3.1，图1.3.1.图1.3.1齿轮精度图1.3.2精度解释传动装置的相关材料，采用的是20CrMnTi因为适用于高速，耐冲击耐磨适合用在二级传动变速箱。太阳轮和行星轮采用相同材料，查询行星轮传动设计这本书中，书本内材料选择发现是20CrMnTi已经满足设计需求，然而齿轮的接触疲劳极限为δH=1400MPa，其中表面表面硬度58-62HRC，最后看图可以知道齿轮的材料使用的是渗碳淬火处理。由于太阳轮和行星轮的材料相同则，弯曲疲劳极限为δF=580MPa。图1.3.3图1.3.320CrMnTi材料的参数而内部的内齿圈材料为42Cr.查看行星轮传动设计这本书中可得知，内齿圈的接触疲劳极限为δH=750MPa，而热处理则是使用的是调质处理，而且其中弯曲疲劳极限为δF=550MPa.最后看图硬度为241-286HB。图1.3.4图1.3.442Cr.材料的参数由于上面的公式初略的估算得出R1和R2的数值是1.7和4.3,查阅相关书籍适合本文行星轮组合是2Z-X形式的行星轮，而2Z-X的别称就是NGW型行星轮，而NGW的行星轮有一个表，这个表就是初略配对齿数的表格的，根据NGW表格查到最合适的2Z-X齿数组合的表，进行查询找到初选的齿轮要求，选择了内齿圈的齿轮数为67，第一组行星轮齿数为15和太阳轮37.第二组行星轮齿数为25，而太阳轮为17。内齿圈比太阳轮的比，进行计算并且修正后的R1和R2分别为1.81和3.94,由于半径比值修正后所对应的的传动比也进行修正用公式是2-8和2-9修正完为1.75和0.80。这个修正也比较合理，如果不修正按照2和0.77换挡会有较大的不适，修正后也接近了汽车理论这边书的换挡比值在最高不超过1.但是对比2和0.77来说已经好了很多，最后一级二级的传动比的变化，整体的总的传动比也要修正为10.5和4.8。行星齿轮数目选择4。按照齿轮的面的接触强度校核。整套二级变速传动系统中，理论受力最大的是低转速需要转换扭力的太阳轮，所以这套二级变速传动系统中，整个第一次增扭的力全部输出在输出端的太阳轮，而且尺寸较小需要计算基准。最小齿轮满足则其他部分的设计理应也可也满足设计需求。按照以下的公式1.12计算：d1.12公式中载荷系数K1为1.2，低速档，输入轴传递的扭矩就是整个电动机最大的扭矩。T1扭矩取250×103Nm,齿宽系数为∅d=1。前面介绍了太阳轮和行星轮的接触疲劳强度分别为δH=1400MPa，而查询行星轮传动设计手册里面的材料中高中弹性影响因素ZE=189.8ω计算得到系数公式为ωs=1.81ωCin≈19600r/min，可能放大后能得到19600转.如果按照一般的汽车设计机械寿命是在公路行驶10W公里，平均按照80km/h计算。用10万公里跑80公里的时速，那么参考的设计寿命是大概在1250小时就到达产品出现故障的时间点了。实际用车过程中大部分在市区，然而市区使用最多的就是低档位，那估计使用低档位占比到真个车辆设计报废年限的一半以上，本文取一半的值那设计寿命是625小时。每当太阳轮转一次，每个齿轮都需要接触并旋转，那么的接触次数为4次。使用应力循环公式的出次数如下：N太阳轮应力循环次数如下。N取接触疲劳寿命系数，行星轮传动设计手册可得KHN1=0.87和KHN2=0.9，原因是由于两个都是109方，最后计算接触疲劳许用应力。其中是一般失效概率为0.01，即可选择安全系数SHσσ计算输出端的太阳了的17齿小轮的分度圆的直径dit，带入接触疲劳许用应力公式中数值σd计算圆周速度Vv计算齿宽：b先算模数：M计算齿宽和齿高比的比值bh；其中先的算出齿轮的高度为h=1.25mtb由于需要计算载荷系数；其中圆周速度是计算载荷系数根据v=54m/s.精度为6，查询机械设计手册表1.1kvkhαKFαKAKhβb/hkfβ1.21111.3236.851.25查询到的数据是，载荷系数为kv为1.2,而行星轮多以是直齿轮为主，所以查表khα和KFα都是1。机械设计手册里面有查得使用系数是KA=1，并且接触疲劳强度计算的依据齿向载荷分布系数作为计算的系数Khβ=1.323,kfβ=1.25最后一个总要系数是由Khβ和bk=按照实际得载荷系数校正所得分度圆直径得d计算模数校正m按照齿根弯曲强度计算校核，弯曲条件得公式m≥确定各个数值，太阳轮表面所能承受的弯曲疲劳极限数值为δF=580MPa，其中取弯曲疲劳寿命系数查机械设计手册可以得知KFN1=0.87和KFN2=0.9，计算弯曲疲劳许用应力也可也由机械设计手册得到取弯曲疲劳安全系数SF=1.5.σσ计算载荷系数：k=查取齿形系数YFα115齿=3.04,YFα217齿=1.97;查机械设计手册中的应力校正系数表，Ysα137齿=1.66,Ysα225齿=1.59.计算大小齿轮应力大小查询机械设计手册可得知公式为YFαYY与行星配合的太阳轮的数值大M≥考虑接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，选择模数3.75.计算几何尺寸；Dsun1=15╳3.75=56.25mm,Dsun2=25╳3.75=93.25mm,DP1=37╳3.75=138.75，DP2=17╳3.75=63.75，DR=67╳3.75=251.25，计算齿轮宽度b=Фdd1=1╳56.25=56.25mm。最后可以通过NGW计算核对软件把计算的参数输入，进行校核是否满足设计需求。首先是ETAGEARV2软件的输入和校核本文使用第一组数据太阳轮37，行星轮15，内齿圈是67.把关键参数输入，通过计算。软件模拟计算满足符合设计需求结论：第一组齿轮的设计是可以满足需求和制造的。第二组齿轮的校核设计太阳轮17齿，行星轮25齿，内齿圈67齿。在带入ETAGEARV2进行对比校核是否一致输入参数计算参量，可得知满足设计，并且均匀分别。软件模拟计算满足符合设计需求结论：第二组齿轮的设计是可以满足需求和制造的。轴的扭转强度：τ上式中查看机械设计手册可有明确的解释1.Wt1.τT3.T是轴的扭矩5.N是转速6.P是功率7.d是截面处的直径8.其中τT而轴的材料是40Cr。由上式可得轴的直径。d≥16.6╳1.10=17.43考虑到还有健的配合要加大10%，取整轴的直径为25mm。轴承的选择，由计算公式ω计算得到ωr=0ω径向载荷为F理论变速器在运转时并不会左右移动，而本文使用的是直齿轮不使用斜齿轮，那么轴向载荷为可以设为0。按最小齿轮的直径为56可装的轴的，轴径可以在30到40选择。但是不可能运动中一点冲击都么有是不现实的设计轴承有轻微的冲击，设计采用寿命大于车辆理论行驶的理论时间即可，但是做好充足的设计冗余选择了2万小时。选择轴承，因为没有轴向载荷，选择了深沟球轴承。F