电动汽车变速传动装置设计
io为主减速比；io =4.714
2.2车辆加速时间的计算
t=1/3.6?v[?(ma?mb)/Ft-(ma?mb)gf-CdAua2/21.15]dua (2-3)
1v2其中 v1为加速行驶起始车速m/h，v1=0
v2为加速行驶终止车速m/h，v2=45 km/h
2.3车辆爬坡的计算
由公式计算得：
b=Ft –Cdua2／21.15/(ma+mb)g(1?f2) (2-4)
i= tanα= tan{arcsin[b ]-arctanf} = 15.5% (2-5)
2.4续驶里程的计算
s= E/e=wbmb／(ma+mb)e0=113km (2-6) 其中：E为电池组充满电时的总能量．kwh．E=16kwh;
e为电动车辆单位里程能耗．kwh/kw; wb为电池比能量．kwh/kg．w=36.7 kwh/kg; e0为电动车辆行驶的比耗．kwh/ km。
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第3章电动汽车变速器设计方案及论证
3.1电动汽车变速器的要求：
正确选择变速器的挡位数和传动比，使之与电动机参数优化匹配，以保证电动汽车具有良好动力性能： 1)保证汽车有必要的动力性和经济性；
2)设置空挡．用来切断电动机动力向驱动轮的传输； 3)设置倒挡，使汽车能倒退行驶；
4）设置动力输出装置．需要时能进行功率输出； 5）换挡迅速，省力，方便；
6)工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡及换挡冲击等现象的发生；
7)变速器应当有高的工作效率；
8)变速器的工作噪声低；
除此以外，变速器还应当达到轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便的目标。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。为满足以上使用性能要求，本变速器采用有级式变速器。变速器由变速传动机构和操纵机构构成。变速器传动机构包括欢动齿轮、传动齿轮、传动轴。实现操作需要避免、避免冲击不值得同步器，操作机构还要求有自锁和互锁装置。轿车多采用两轴式变速器，货车多采用三轴式变速器。同步器设计采用锁环式同步器。
3.2 变速器设计方案论证
1）传动机构布置方案分析
变速器传动机构有两种分类方法。根据轴的形式不同，分为固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。固定轴式又分为两轴式，中间轴式．双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。中间轴
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式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液压机械式变速嚣。与中间轴式变速嚣比较，两轴式具有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便。此外，因为其经过一对齿轮啮合传动动力，故传动效率高同时噪音低。三轴式变速嚣与两轴式相比各档多了一对齿轮传动因而传递效率低噪音大。所以选择本设计两轴式双挡变速器。 2）变速其主要参数选择 （l）挡数
增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性，挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大．同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高．由于电动汽车的发展起步晚，受技术限制所以选用两挡变速箱，倒挡由电机反转来实现。 (2)传动比范围
变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值．传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。 (3)中心距A
对两轴式变速器，输入轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距，其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而日对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。
（4）各档齿轮齿数的分配
在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后．可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。两档变速器为例，说明分配齿数的方法．尽可能使各档齿轮的齿数比应该不是整数。 3)变速器的设计与计算 (1)齿轮的损环形式
轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏，
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轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后看出现的多。 （2)齿轮强度计算
与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用田间仍是相似的。此外，机车变速器齿轮用的材抖，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳钢制作，采用剃齿与磨齿精加工，齿轮表面采用溶碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JBI79-83，6级和7级。 4）轴承的选择
变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。
汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承．变速器笫一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间常采用球轴承来承受向力。 5)变速器操纵机构
根据汽车使用条件的需要驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。
变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。
用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速轩，拨块，拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。
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第4章变速器各主要参数的设计计算及校核 4.1主要参数设计
1）传动比范围
变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值，最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速挡，传动比为0.7-0.8．本设计选用直接档，传动比为1即减速比为1；
Tmin≥G(fcosαmax+sinαmax)r/ηr （4-1）
可得出传动系输出最小转矩443.3178NM由
T=30×4.388×1.2×ig≥443.3178 (4-2) 得列ig≥2.4905．
所以，新设计变速器两个档位传动比分别为1和2.4905取1和2.5 2)中心距的计算
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距，应能保证齿轮的强度．两轴式变速器的中心距A(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：
A=KA3Tmax
式中KA为中心距系数，对轿车，KA~8.9--9,3；对货车，KA~8.6--9.6；
对多档主变速器，KA ~9.5-1 I；存此取K=9.3。 式中T1max为变速器处于一档时的输出扭矩： T1max =Temaxigrη=107*2.5*0.93=248.775Nm 故可取得初始中心距A58.5mm,取60mm. 3)外型尺寸
变速箱的横向外型尺寸，报据齿轮直径以及换挡机构的布置初步确定．影响变速箱壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式．另外根据变速箱在电动汽车中的安装空间来设计。 4)齿轮参数
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