电动汽车的行星传动箱设计毕业设计论文(编辑修改稿)

电动汽车的行星传动箱设计毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

加速能力及最大爬坡度则是对应的电机的瞬时工作区域，就是峰值工作状态。 额定功率的确定 汽车在行驶过程中，应满足以下关系式 [19]： 3 6 0 0/*)(1 uFFFFp wfji   （ ） 式（ ）称为汽车行驶动力平衡方程，其中： iF 坡度阻力（ N）， gnsmFi * ； fF 滚动阻力（ N）， gfmFf * ； wF 风阻（ N）， 2* * uACF Dw  ； P功率， kw； M整 车质量， kg； G重力加速度， 2/ sm F摩擦系数；  爬坡度； DC 爬坡度； A迎风面积， 2m ； U车速， km/h；  旋转质量换算系数； r 车轮半径 ,m；  传动系统效率。 根据上文可知，电机的额定功率可根据最高车速进行计算，在计算过程中，可不考虑加速阻力以及坡道阻力，因此，式（ ）可变为： 3 6 0 0**)* *(3 6 0 0/*)(1 m a x2m a xm a x  uuACm g fuFFP DwfN  （ ） 将有关参数代入上式计算得出： kmPN  根据最大爬坡度计算电机的功率，即汽车行驶于坡度为 20%的道路上时，车速至少可以达到 hkm/20 ,，此时，式（ ）可表示为： 9 3 6 0 0/*)(1 uFFFP iwfN   = 3 6 0 0*)s i s*( 2  umguACm g f D  （ ） 将相关参数代入上式计算可得： kmPN 。 由上文可取 10NP。 峰值功率的确定 电机的最大功率可根据额定功率来计算，其计算公式为： *max NPP  （ ） 式中  为过载系数，取 3。 因此，电机的峰值功率 0 由于本 传动箱是 由两个动力源输入 的 ，因此， 传动箱 的输入功率由调速电机与主电机两部分组成，其计算得的额定功率与峰值功率应当是两个电机额定功率与峰值功率的总和。 所以 对主电机与辅助电机的功率选择如 表 4 所示 ： 表 4 电机功率 这次毕业设计 选择 了一种 交流变频牵引电机， 这种 电 动 机在电动汽车上应用 非常广泛 ，它具有使用效率高、转矩大、调速范围宽、使用寿命长等特点。 其主要技术参数如下： 额定电压： V72 ； 额 定 功率： km5 ； 额定扭矩： mN*18 ； 最大启动扭矩：mN* ； 转速范围： rpm60000 ； 传动箱的设计计算 传动箱的设计计算 从 CVTP 的结构简图可以看出，这次设计的传动箱主要是由一个行星齿轮机构和一调速电机动力传递机构组成，所以，本论文主要对这两个机构进行设计计算。 行星传动箱部分的计 算 对于行星齿轮的设计，主要根据以下几个步骤进 行 [20][21]： 确定特征参数 → 行星轮个数选择 → 配齿计算 → 齿轮参数的设计计算 → 齿顶高、径向间隙系数 → 齿轮的几何尺寸。 主电机 辅助电机 额定功率 PN （ kw） 峰值功率 Pmax （ kw） 额定功 率 PN （ kw） 峰值功率 Pmax （ kw） 5 15 5 15 10 确定特征参数 pK 的选择和整车动力性能有着密切关系的，因此，我们需要综合最高车速和最大跑坡度两方面进行计算匹配。 (1)、按最大爬坡度确定 pK 汽车在爬坡时，所需的最大扭矩为：  s o s 2m a x mguACmg fT D  把各相关参数代入计算可得： T 从上文可知，电机的最大启动扭矩为 ，结合式 可得： PK。 （ 2） 、按最高车速确定 PK 因为本传动箱是一种速度复合型的机构，且选择的是两个一样的电机，所以，在计算时，可按每个电机分担一半的车速进行计算。 从第三章可知，电机的最高转速为 min/5168r ，结合式 计算可得： pK。 综合以上计算，结合行星齿轮传动设计，可选择 pK 行星轮个数选择 在行星齿轮部分 中，行星轮的个数与载荷分布不均匀的系数有关，一般而言其关系如下所示 : 当 3pn 时，载荷分布的不均匀系数为 ~； 当 4pn 时，载荷分布的不均匀系数为 ~； 当 5pn 时，载荷分布的不均匀系数为 ~。 为了减小载荷分布不均匀系数，本传动箱选 3pn。 配齿计算 行星齿轮传动机构由于去结构的特殊性，因此各齿轮之间的齿数相互之间也存在一定的关系，从而保证其正常运转，其需要满足一下几个条件 [13]： （ 1） 513zz （ 2） 213 2zzz  11 （ 3） )(31 整数Cn zz p  （ 4） ap hznzz 2)/1 8 0s in ()( 21   结合行星齿轮传动设计表 4，选择 58,19,20 321  zzz ,将 321 , zzz ,代入以上四式进行验证，满足配齿条件。 齿轮参数的设计计算 因为齿轮齿数已经确定，对各齿轮参数的设计计算，大多是进行模数的设计计算的，因为齿轮模数 m的大小主要是由弯曲强度决定的承载能力决定的，因此，可以根据齿根弯曲强度进行模数的计算。 由于本 传动箱还是在初步开发的阶段，因此，齿轮的类型全部选择标准的渐开线直齿圆柱齿轮。 下面主要对其模数进行设计。 各齿轮的材料以及热处理方式等如表 5 所示： 表 5 各齿轮的材料及热处理方式 材料 热处理 )(lim MPaH )(lim MPaF 加工精度 太阳轮 20CrMnTi 渗碳淬火 1400 340 6 级 行星轮 内齿轮 40Cr 调质 780 260 7 级 在对模数进行设计的时候，是按照齿面接触强度以及齿根弯曲强度进行。 按齿面接触强度进行计算，其公式为 [21]： 3 2l i m1m i n )1(* u uKKKTKdHdHpHAd    （ ） 其中： dK 算式系数； 1T — 啮合齿轮系统中小齿轮的转矩， mN* ； AK 使用系数；HK 综合系数 ； HpK 行星轮载荷分布不均匀系数； u 齿数比 (+号用于外啮合， 用于内啮 合 )； d 小齿轮齿宽系数； limH 极限接触疲劳强度。 查得各参数的值如表 6 所示 dKd AKA HK  HpK d u 1T 768 1.5 1.8 1.4 1 2 将各参数带入式 可算得 : d ，则  zdm 12 按齿根弯曲强度进行设计，其设计公式为 :3lim2111m inFdFaFpFA z YKKKTKm   （ ） 其中： mK 算式系数； FK 综合系数； FpK 行星轮载荷分布不均匀系数； 1FaY 小齿轮齿形系数； 1z 小齿轮齿数； limF 极限弯曲疲劳强度。 各参数的值如表 7 所示 表 7 已知数据 K m YFa1 K F KFp z1 d 768 37 1 带入式（ ）算得： m 综上可取 13m 下面要对设计好的齿轮进行校核，也是从接触疲劳强度跟弯曲强度两个方面进行。 按接触疲劳强度进行校核，其校核公式为 [21]： uubd TZZZ EHH 1** *20 0020   （ ） HpHHUAHH KKKKK  *0 （ ） XWRVCNThHHp ZZZZZZS *limlim  （ ） 其中： 0H 计算接触应力的基本值； H 齿面接触应力； H 许用翅根应力； HZ 节点区域系数； EZ 弹性系数； Z 重合度系数； b 齿宽； VK 动载系数； HK 接触强度的齿向载荷分布系数； HK 计算接触强度的齿间载荷分配系数； HpK 计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数； limHS 计算接触疲劳强度的最小安全系数； NTZ 计算接触强度的寿命系数； CZ 润滑。