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1、纯电动汽车两档变速器设计与分析摘要近年来，随着环境污染问题和能源危机变得越来越受重视，发展新能源成为很多国家发展的主流方向，电动汽车作为未来潜力巨大的一种主流交通工具，具有很大的发展前景。变速箱作为电动汽车动力传动系统的核心组成部分，其性能的好坏及轻量化对汽车的动力性和经济性产生重要影响。由此可见，对于电动汽车来说，只有对其变速箱进行深入的研究并设计，才能推动电动汽车的发展。本文针对某车企生产的一款纯电动汽车，进行了两档自动变速箱设计和轻量化研究。根据两档自动变速器的具体要求和设计原则，结合国家对电动汽车性能指标的基本要求，在综合分析后对其传动系统参数进行匹配，主要参数涉及到主减速器参数和电机
2、参数等。根据变速器设计的具体参数和设计原则对变速器的具体结构进行了详细的设计，主要包括双联行星机构设计、主减速器整体设计、轴承选型和壳体局部设计。优化改进后的变速箱能满足基本的性能要求，还在一定程度上改进其结构强度和一阶固有频率使其趋于完善，同时变速箱壳体质量由8.238kg减至7.529kg,减轻8.6%,达到了轻量化的目的。关键词：电动汽车；两档变速器；结构设计第1章绪论1.1 研究的背景随着汽车行业改革进程的加快，纯电动企业的产生和发展逐步形成一种发展趋势，市场占有率在不断的增加，其主要原因是由于纯电动汽车贯彻和落实国家制定的环保和绿色出行的理念，不仅能源消耗较小，而且不会产生任何污染和
3、噪声等。但在研发的过程中同样存在一些缺陷，其中，最主要的是续航里程问题，电池蓄电量的限制导致连续行驶时间短，这也是纯电动汽车动力传动系统部件参数设计工作当前急需攻克的难题，只有确保设计的合理性才能延长纯电动汽车现需行驶时间，也是解决该问题的重要手段。通过对动力系统的深入分析，其核心部件为变速器，因此，变速器设计工作的合理有效是整个系统的关键。纯电动汽车的两档变速器设计与分析是电动汽车技术领域的重要研究课题。传统内燃机车辆通常使用多档变速器来适应不同速度和扭矩要求，而电动汽车由于电动机的特性通常具有宽速度范围的扭矩输出，因此传统意义上的多档变速器在电动汽车中并不是必需的。然而，设计一种高效的、符
4、合电动汽车特性的两档变速器仍然具有重要意义。通过设计一种合理的两档变速器系统，可以在提高电动汽车在不同速度范围内的效率和性能的同时，进一步优化车辆的能耗、续航里程和驾驶体验。止匕外,通过深入分析和研究两档变速器的工作原理、传动机构设计、控制策略等方面，可以为纯电动汽车的动力系统优化和技术发展提供重要的理论支撑和实践指导，推动电动汽车技术的进步和应用。因此，纯电动汽车两档变速器设计与分析的研究具有重要的科学意义和应用前景。当前的纯电动汽车市场中，体积相对较小的小型纯电动汽车的动力传动系统所使用的减速器通常为固定速比，其优势主要在于结构简易、造价低，相反，由于电机的效率低导致其缺乏一定的动力性。将
5、多档减速器应用于速比的控制环节，通过档位的调节，能够使电机始终在高效区域作业，变速档位的设置是受驱动电机的全负荷特性曲线和汽车驱动理想特性场轮廓的影响，由于二者相似度较高，因此将档位设定为3个及以下，一方面能够放宽驱动电机性能的限制，另一方面实现了变速装置的轻量化，在体积和质量上均有所降低。传统汽车在设计自动变速器的过程中，有四种常用的变速器，分别是CVT（无级自动变速器）、AMT（电控机械式自动变速器）、DCT（和双离合自动变速器）及AT（液力机械式自动变速器）3O因此，在设计纯电动汽车变速器环节，可以参考传统汽车变速器类型进行总结和设计，并充分的与纯电动汽车表现出来的特征相结合，使变速器朝
6、着更加完善的方向进行设计。1.2 研究的目的由行星齿轮机构组成的AT（液力机械式自动变速器）的特点是效率不高，且构造较为复杂，同时对生产工艺要求高，达不到纯电动汽车的标准，即效率高并且节约能源。CVT（无级自动变速器）的特点是能够提升车辆的经济及动力性，缺点是金属带不耐磨，并且价格极高，不易于购买者接受。AMT（电控机械式自动变速器）的特点是换挡迅速和起步快、运行平稳以及产生的冲击不大、生产以及保养的成本不高、工作可靠以及构造简单等等，其工作原理得到广泛认可，被认定为最具潜力的变速形式，缺点是舒适性不高，同时换挡过程中容易出现卡顿。DCT（双离合自动变速器）具备电控机械式自动变速器的优点，并且
7、能够避免中断动力换档的情况出现，但是该变速器在生产过程中的难度较大，工艺复杂，较为昂贵。综上所述，依据纯电动汽车的各项指标，如成本低和动力性好、轻量化和节能高效等等，所以在设计上，AMT（电控机械式自动变速器）比选定为参考依据，机械式两档变速器是文章的重点设计对象，其换挡方式为手动，并应用了同步器。第2章变速器基本设计方案要对传动比以及档位数量进行科学的设计，目的是和电动机的各项参数做最佳的匹配，以此让车辆的动力性得到保障：（1）确保车辆的经济及动力性；（2）为了中断电动机的动力输出，需要设计空挡；（3）要使车辆可以后退，需要设计倒档；（4）设计取力器，使车辆的动力能够对外输出；（5）换挡迅速
8、，省力，方便；（6）工作可靠。确保换挡冲击和乱挡、跳档等问题不在车辆行驶时出现;（7）变速器应当有高的工作效率；（8）变速器的工作噪声低；不仅如此，有几个标准如维修方便和成本低、质量小及外廓尺寸等等是变速器必须满足的。符合车辆对经济及动力性的要求，与之相关的就是传动比和变速器的档位数。呈现负相关性的是传动比与车辆运行的路况复杂程度和比功率的大小。最近几年，在操纵方式上趋于自动操纵。由操纵及传动机构共同组成了变速器。其中后者主要包含传动轴及传动齿等。两轴式变速器广泛应用于轿车，三轴式变速器广泛用于货车。锁环式同步器是主要应用的。文章主要设计的是有两个档位的机械式自动变速器，如果汽车在行使时使用一
9、档，那么电动机输出高转矩的稳定性将得到保障，提升车辆的爬坡以及起步能力，如果车辆在行使时使用二档，那么电动机的恒功率输出就能得到保障，提升行使所需的加速能力。2.2 变速器基本设计方案国家标准GB/28382-2012对电动汽车的行驶性能作出了一些基本规定,主要包括：爬坡能力、可靠性原则、安全性原则、续驶里程和加速性能等方面。因为研究对象是小型电动汽车，大多在城市当中使用。城市工况启停次数多,对电动车的启动性能要求高，同时，汽车的加速性能也是一个很重要爬坡性能也是衡量汽车行驶性能的一个重要指标，要求汽车加速时间比较短。国家标准对电动车的最高车速要求为不低于85kmh0同时也规定通过4%坡度的最
10、高车速应不低于60kmh,最大爬坡度不低于20%。具体技术要求见表2.1所示。整车参数见下表。表2.1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i4.889滚动阻力系数f0.0135轴距1./mm2500机械效率n0.86车轮滚动半径r/m0.372迎风阻力系数CD0.35迎风面积Am23.17旋转质量换算系数61.23性能参数见下表。表2.2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i0.2100kmh加速时间/s102.3 传动机构布置方案针对变速器而言，可采取两种方法对其传
11、动机构进行分类。依据轴在形式上的差异，可划分成配合行星齿进行工作的旋转轴式以及固定轴式。其中后者又可分成双中间轴式和中间轴式以及两轴式。在实际工作中固定轴式得到了全面应用。在发动机的布置形式为前置且为前轮驱动的时候大多采用两轴式变速器。在发动机的布置形式为前置且为后轮驱动的时候大多采用中间轴式变速器。在液压机械式变速器当中大多采用旋转轴式。将两轴式和中间轴式变速器做对比，前者的构造简单，同时整体尺寸不大，在布置时非常便捷。另外，由于动力的传递需要通过一对齿轮的啮合来实现，所以具有较高的传动效率，并且产生的噪声很小。将两轴式与三轴式变速器做对比，后者之所以传动效率不高，且噪声较高，主要是由于其在
12、各个档位上都增加了一对齿轮进行传动。因此，两轴式双挡变速器是文章主要的设计对象。II-T77,6如51TV图2.1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。2.4 驱动电机匹配对于电动汽车来说，其动力主要来源于驱动电机。按照结构和工作原理可划分为：同步电机、异步电机、直流电机。按照转速又可分为：低速和高速、调速和恒速电机等。有几个层面是选定驱动电机时必须要注重的：（1）过载要求。为达到短时间爬坡或者是加速的需要时，
13、3至5倍的过载是驱动电机必须具备的；（2）最高转速。在汽车需要加速行驶时，例如高速和超车，这时驱动电机所能输出的转速应当满足车辆以高于巡航车速4至5倍行驶速度的需求;(3)效率功率。一个良好的效率图是驱动电机应有的，即可覆盖大多数转速以及转矩，并且效率极高，以此保障车辆的续航里程。另外功率密度也不能过低；(4)可控性能。动态性能好和工作可控性高以及静态精度高等几个层面是对驱动电机的要求。当前，开关磁组和永磁同步、交流感应和直流无刷电机等等都是驱动电机的种类。其中永磁同步电机在其中具备的优势最多。因为它的质量轻，并且体积不大，同时构造简单，所以不影响车辆各个总成的布局，另外，该电机具备优良的可控
14、性。对自动变速器档位变换起到决定性作用的就是驱动电机的可控性。因此，选取电机类型为永磁同步电机，把这种电机类型作为电动汽乍的动力来源。2.4.1 驱动电机功率匹配峰值及额定功率指的是驱动电机的功率参数。在额定功率的范围内，驱动电机能够进行较长时间的运转。该电机在极短的时间内能够输出的最高功率，即峰值功率，因其超过标准载荷，故不可以维持较长时间。额定功率和峰值功率要满足电动汽车动力性的要求，但不能过大。驱动电机的功率过大会增加驱动电机的重量和体积，同时也不利于电机功率的高效利用，整车经济性会变差。电动车驱动电机额定功率首先应满足汽车可以在最高车速下行驶，如式(2-1)所示。(2-1)%axfn好
15、+G)436007Ik21.15式中：电机的额定功率(kW)；vmax最高行驶车速(km/h)；m汽车总质量(kg)；g重力加速度（m/s，；Q空气阻力系数；A迎风面积（r2）；/滚动阻力系数；总传动效率。驱动电机峰值功率应满足汽车在一定坡度上以稳定车速行驶。此处稳定车速取为15kmh计算得出最高车速要求驱动电机的额定功率应不低于17.8kWo式（2-2）为最大爬坡度所要求的驱动电机功率。P-衾Imgcostnax+mgSinmax+（2-2）3600I21.15）式中：PamaX一一最大爬坡度下的功率（kw）；v5稳定车速（km/h）；max坡度角。加速能力是重要的动力性能指标，汽车在水平路
16、面加速时，驱动电机提供的功率应满足滚动阻力、空气阻力、加速阻力所需要的功率之和。驱动功率与阻力功率关系如式（2-3）所示。PjmaX=P/+凡+P/=3600(的+次+原闺21.15dl)(2-3)式中：Pz滚动阻力功率（kW）；PW空气阻力功率（kW）；Pj加速阻力功率（kW）；V行驶车速（m/s）；S旋转质量换算系数。汽车由静止原地起步加速过程中，行驶速度可以由式（2-4）进行拟合。/-5v=vc-（2-4）式中：vc加速过程终止的速度（km/h）；te一一加速时间（三）。将式（2-4）两端求导后代入式（2-3）可得到050km/h加速过程所需要功率如图2.2所示。25.0O20.二5一一
17、17.5/15.0/05101520加速时间图2.2电机功率一加速时间关系图由图2.2可知，汽车原地起步加速至50kmh,在加速终了时刻所需功率最大，Pmlo在5080km/h加速段，假设汽车为匀加速行驶，可知所需最大功率也在加速终止时刻，记为Pm。综上所述，电动车驱动电机的峰值功率Pm应满足式（2-5）：Pm三xamax,PM（）得出电机峰值功率应不低于42kWo电机的额定功率和峰值功率满足式（2-6）：PPe=-（2-6）Y式中：Pm电机的峰值功率（kW）；PC电机的额定功率（kW）；/电机过载系数。驭动电机过载系数一般为23,此处取7=2.33,由此可得若所选电机的峰值功率为42kW以上
18、则额定功率在18kW以上，可以满足最高车速对电机额定功率的需求。232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(ACdA2(2-7)360()“蜘g+21.15代入数据得Pe=13.97KW02.3.3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：P,=Imgfcosait.+mgfsinaui+0”w2(2-8)Ir，八，、IijmuxIt-*zIiidXtc1U2f)9550(2-18)nc,nax式中：max驱动电机的最高转速(r/min)；nc驱动电机的额定转速(rmin)。
19、整理可得相邻档位的速比应满足式(2-19)Ot4三(2-19)i8nc驱动电机的最高转速与额定转速的比值即为电机的扩大功率区系数4。由上式得一档与二档传动比比值应不大于。第3章变速器传动比参数选择3.1 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：TWmgfcosamax+mgsinnax+wl2(3-1)r21.15得：1.72o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：7nujwmg(3-2)r根据一般路面条件,取0=0.6,得：/112.85o综上：1.7212.85o3.2 二档传动比选择(3-3)
20、(3-4)电机最高转速下，对应的最大转矩加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/2的下限为：1I-rr得：1.022c同时，在10%的滑移率下，应满足最高车速的要求:Z20.377得：26.72o综上：1.0226.72o由于一般乘用车的imax=1218，ma=gi,且为使换挡平顺，1.71.8,所以本文选择=3.67,/2=2.45o第4章变速器齿轮设计计算4.1 一档齿轮设计计算4.1.1 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0HHm=1500MPa,弯曲疲劳强度OFE=850MPao因
21、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。由华鼻=0.0092,故应对齿轮1进行弯曲强度计算。1.FlJ1.crF3J法向模数：mn=3pK：CJJ(4-2)VzlFiJ求得mrj=2.65,取团产3。中心距：a=W/Z|+Z=147.02mm,取=150mm。2cos则：=arcosK+z?)=225822,2a齿轮1分度圆直径4=11z)，l=61.91mm,齿宽8=为4=37.15mm,cosp取b3=4mm,b=45mmt4.1.3验算齿面接触强度%=3.54ZEZA(4-3)取ZE=I89.8,Ze=Jcos夕，则：w=868.88Mpaw,安全。4.
22、1.4齿轮的圆周速度v=11.34n5215n/?,因此选7级精度是合适的。60lO34.2二档齿轮设计计算4.2.1 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。HIim=I500MPa,弯曲疲劳强度SE=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=I5Sf=2.0o同理可得：6d=H4=1000Mpa,52卜F4=425Mpao4.2.2 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,齿宽系数为=0.6,齿轮2上的转矩T2=Tmai=165352.67N-mm,由。13=。2
23、4=145mm,得：Z1+Z3=Z2+Z4,且二=2.45；则Z2=26,Z4=63,实际传动比%=2.42,夕=225822,mn=3mmoffjZd,=84.72mm,齿宽匕=50.83mm,cos取b4=5mm,b2=55mm,423验算齿面接触强度H=3.54ZEZP(4-5)取Zf=189.8yMpa,Ze=Jcos/7,则：o*592.09MPa。用，安全。4.2.4齿轮的圆周速度V=25.12ms230m/se,60103因此选6级精度是合适的。4.3主减速器齿轮设计计算4.3.1 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。20CrM
24、nTi的接触疲劳强度。HHm=I500MPa,弯曲疲劳强度SE=850Mpa因变速器的使用应满足高可靠度的要求,故取安全系数5h=1.5,Sf=2.0o同理可得：H5=0H6=lOOOMpa,厮5拄Fe=425Mpao4.3.2 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=Ti轴承=596388.72Nmm,初选螺旋角6=20%取z5=20,WJz6=z5o=97.78,取Z6=98,则实际传动比i0=%=4.89。因齿形系数%=24.10,zv6=-=118.11,则5=2.78,%6=2.23,cospCOSrsa5=1.59,y
25、sa6=1.83o因牛鼻=0.0104华鼻=0.0095,故应对齿轮1进行弯曲强度计算。lF5i回6J法向模数：w-=三cos(4-6)求得mn=3.90,取mn=4o.、*m,(Zq+Za)中心闻巨：=251.15mm,取=255mm02cos/7则：”皿。S吟山=22627”,齿轮5分度圆直径4Z=86.44mm,齿宽b=dd5=51.86mm,cos取b6=55mm,bs=60mmo4.3.3 验算齿面接触强度t=3.54ZezW匕(4-7)Vbalu取Ze=189.8NMPa,Ze=Jcos/7,贝J:w=974.21Mpa11,安全。4.3.4 齿轮的圆周速度v=7.13w?10/7
26、7/?,因此选8级精度是合适的。601034.4各齿轮参数变速器各齿轮参数见下表：表4.1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Zl345145225822右7Z340左二挡Zl355145225822右62450左主减速器ZS460255221527左8Z655右第5章变速器传动轴设计计算5.1 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=1080Mpa,屈服极限s=835Mpao(2)估算轴的最小直径(5-1)PI=P皿X轴承=101.44KW,ne=3500rmin,取
27、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in=1105%)=30.64mmo故选取C型键型号为：bh1.=10836o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：4421)，/1(/77iTi1.1A1./J，I1图5.1输入轴受力简图输入轴的转矩7I=I62352.67/mm,则圆周力E=笠=5340.84N,径向力4tanq=2111367V,轴向力工=耳tan4=2264.08N0cos/7在垂直面内，列力和力矩的平衡方程可得：
28、EA+k=工,g+%(53+204)=工53求得：Fv=2003.64V,Fvb=107.72o同理，在水平面内，列力和力矩的平衡方程可得：Ra+Fhb=Ft,68(53+204)=耳53求得：FHQ4264.04N,Fhb=978.80o作输入轴的弯矩图如下：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=92167MNm,MHmoX=200653.73/Vmm。则当量弯矩Me为:Me=JM2+()2=(5-3)因输入轴需要正反运转，取=l,得vx=260127.34V当量应力Oe为:=JM2+(aT)2(5-4),W0.1Ji3V7求得e=10.96Mpa.ib=90Mp
29、a,故满足要求。5.2 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=1080Mpa,屈服极限。s=835MPao(2)估算轴的最小直径dCyP-(5-5)P2=P1r?轴承齿轮=99.42KW,m=%=951.09rmin,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：输入轴的转矩T2=T轴承Xq优花=596388.72/Vmm,则圆周力F1=4522
30、9.427V，径向力.=1.a吧=2067.3IN,轴向力工=Etan尸=2216.84N。cos在垂直面内，列力和力矩的平衡方程可得:%+6e=Edd(5-6)Fvd(53153.5+53.5)+%(153.5+53.5)=心53+取寸+工3寸求得:同理,Fud=1440.00/,Fvf=1919.42o在水平面内，列力和力矩的平衡方程可得:FHD+FHE=Ft3+Fl56m(53+153.5+53.5)=43(153.5+53.5)+%53.5(5-7)求得:FHD=7222.56N,FHE=II805.77N.作输入轴的弯矩图如下:皿.HHH恤尿IIIl垂直面萼矩图.水平面弯矩图.合成弯
31、矩图.扭矩图”当量:弯矩图.图5.4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,4vmx=348588g./*mrfMHmaX=643414.47Nmm则当量弯矩Me为：Me=yM2+(aT)2=(M；+M)2+(aT)2(5-8)因输入轴需要正反运转，取=l,得4em=944018.18/mm当量应力Ge为：整=击河+()(5-9)求得e=14.62Mpa,故轴承A被压紧，轴承B放松。则：工a=K+=2716.08/,FaB=F=45297N,又=0.46=e,所以：Xa=0.4,A=O.4Cota=I.31；（2）计算当量动载荷当量动载荷P：P=XFr+YFa得：Pq
32、5442.60N,P=984.710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：必(刨yllorh)ap=1.2,f=l,1.,=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），I1%，贝JC=6.28xl（）4笈，故轴承D被压紧，轴承E放松。则：%)=6+K=1O514.45M曝=6=7056.87N,又%e,夕彳=6，所以：XO=O.4,%=0.4Cota=I.02；Xf=l,Zf=Oo(2)计算当量动载荷当量动载荷P：P=XFr+YFa(6-5)得：Pd=13670.62V,Pf=11960.79o故只需对轴承D进行校核。(3)计算额定动载荷额定
33、动载荷C：=1.2,f=l,1.7=9OOOh,=%,则C=1.24x10$VG=I.3x10$,故满足要求。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3500rmin,峰值功率为102.46KW,峰值转速为5800rmin,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
34、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。参考文献林学东，汽车工程手册M,北京:人民教育出版社，2023林学东，汽车动力匹配技术M,北京:人民教育出版社，2020黄晓荣，机械设计基础M,北京:中国电力出版社2021黄晓荣，机械设计基础课程设计指导书M北京:中国电力出版社2021陈于萍，互换性与测量技术口,北京:机械工业出版社,2023赵先伸，机电一体化系统设计手册W,北京:机械工业出版社20187李富波张海萍,工程制图与计算机绘图口，北京:中国电，力出版社，2019李华，机械制造技术M,北京:机械工业出版社2023谢刚沈冰，工程力
35、学M,北京:机械工业出版社2001北京:机械工业出版社，202210朱孝录，齿轮传动设计手册岩,席军强.气动AMT集成选换档系统设计与试验研究J.液压与气动.2018,(11).11孙骏,曹龙涛.变摩擦系数对同步器性能的影响分析几农业装备与车辆工程.2016,.12徐占,李松松,项小雷,等.汽车变速器同步器磨损寿命的预测及评价几汽车技术.2021。).13李明远.纯电动汽车驱动电机选择方法及仿真研究J.潍坊学院学报.202,0(2).14申业,吴光强,罗先银.AMT换挡电机精确跟踪控制J.汽车技术.2023,.15徐万里,赵巍,张学明,等.变速箱同步器失效过程与失效机理分析J.机械工程学.2014,(14).DOkl0.3901JME.2023.14.069.16宋京伟,李克诚.同步器的优化设计和工作过程仿真J.现代机械.2024,.17李晓春,褚超美,缪国.汽车同步器换挡二次冲击的动态仿真J.汽车工程.2024,(12).18黄菊花,黄朕,程昱升.纯电动汽车无离合器机械式自动变速器(C1.AMT)同步阶段的换挡品质研究J科学技术与工程.2024,(15).19张静,廉星慧.前置前驱手动变速箱同步器系统的失效模式J.汽车工程师.2023,(10).
