第一章 绪论
1.1课题的目的意义：
1.1.1 纯电动汽车的背景
当前，我国电动汽车发展已经进入关键时期，既面临重大的发展机遇，也面临着严峻的挑战。我国电动汽车发展中还存在很多需要解决的问题，如核心技术还不具备竞争力，企业投入不足，政府的统筹协调能力还没有充分发挥等。总体上看来，我国电动汽车产业，起步不晚，发展不慢，但是由于传统汽车及相关产业基础相对薄弱、投入不足，差距仍然存在，中高端技术竞争压力越来越大，因此，必须加大攻坚力度，推动我国汽车产业向创新驱动转型，提高核心技术竞争力，确保我国汽车行业的可持续发展。
纯电动汽车使用电动机作为传动系统的动力源，缓解了能源紧缺的压力，实现了人们长期以来对汽车零尾气排放的期盼，传动系统作为汽车的核心组成部分，其技术创新是纯电动汽车发展的必经之路。
1.1.2 纯电动汽车的意义
近年来，关于纯电动汽车的研究主要集中在能量存储系统、电驱动系统和控制策略的开发研究三方面。
能量存储系统相当于纯电动汽车的发动机，是纯电动汽车电动机所需电能的提供者。目前，铅酸蓄电池是使用最为广泛的，但其充电速度较慢，使用寿命短，节能环保差。随着电动汽车技术的发展，其他电池正在渐渐取代着铅酸蓄电池。目前发展的新电源有纳硫电池、锂电池、镍镉电池、飞轮电池、燃料电池等，尽管这些新电源投入应用，但是短时间内还是无法解决纯电动汽车电源充电缓慢，电量存储低续航里程短的问题。
纯电动汽车整车控制策略的开发研究一直在紧锣密鼓的进行着，整车控制系统是纯电动汽车实现整车控制和管理的关键，是实现和提高整车控制功能和性能水平的一个重要技术保证。其核心技术主要体现在整车控制软件的架构设计、转矩控制策略以及对整车和各系统得能量管理上。尽管控制策略的开发研究一直没有间断，但是，系统开发较为复杂，进度较慢。
1.2近年来国内外研究现状：
1.2.1国内发展现状：
我国正式对电动汽车的研制始于1981年，当时全球对电动汽车的宣传和需求并不强烈，对电动汽车的研究也相当零散，投入很少。近年来，我国电动汽车的研究、开发进入了有组织。有领导的全面发展阶段，国家在电动汽车研制开发方面也采取了积极有效的宏观引导措施。
我国高度重视电动汽车技术的发展。“十五”期间，启动了“863”计划电动汽车重大科技专项，确立了“三纵三横”（三纵：混合动力汽车、纯电动汽车、燃料电池汽车；三横：电池、电动机、电控）的研究布局，取得了一大批电动汽车技术创新成果。“十一五”以来，中国提出“节能和新能源汽车”战略，政府高度关注新能源汽车的研发和产业化。
2006-2007年，中国新能源汽车产业取得了重大的发展，中国自助研制的纯电动、混合动力和燃料电池三类新能源汽车整车产品相继问世。2008年7月11日，科技部和北京市举行了奥运新能源汽车示范运行交车仪式。交车仪式上，各类车型共计595辆交付使用，为官员、运动员、教练员、媒体记者以及社会观众等提供服务。2010年上海世博会期间，也有超过1000辆新能源汽车在世博场馆和周边运行。
合肥工业大学张海宁首先基于整车基本参数，分析了动力性要求，确定电机的选型。然后传统纯电动汽车传动系统的布置形式，用两档变速器代替了固定速比减速器，设计了一种新的传动布置方案，在最后根据整车的动力性指标对传动系速比上限和下限进行了分析计算。
大连交通大学李律鸣在FMPMG 的理论分析基础上，设计了一种永磁厂条只是永磁齿轮代替传统变速箱的新型传动系统，运用汽车相关知识进行了传动系统设计，参考国内外最新纯电动汽车参数配置，提出了模型参数设计过程，利用Ansoft 有限元仿真软件建立模型，并进行静态和动态仿真。利用Ansoft 逐一分析了FMPMG 各结构参数和转矩的关系，针对所设计方案进行参数优化。
姬芬竹等人考虑到电动机低速恒扭矩和高速恒功率的特性，分析了电动汽车的传动比与档位确定原则，同时提出了采用固定速比的电动汽车传动方案，通过重新设计并优化分配固定速比和主减速器速比，从而获得更好的电动汽车动力性能。王峰等人提出了双电机行星齿轮系电动汽车动力传动装置，省去了离合器，
增加了车辆变速范围，减轻了汽车质量和提高汽车动力性。对其电机和传动装置的参数进行合理选择和匹配计算，在Matlab/Simulink环境下进行了整车动力性能的仿真，对传动系统的参数进行了优化。
重庆大学陈宗波提出了双驱电动汽车，对双驱电动汽车动力传动系统进行参数匹配与仿真研究。根据几种工作模式以及一些参数确定原则，最终确定两个电机的参数。通过对传动系速比进行优化，使电动汽车常态工况运行的速度区域落在电动汽车的高效区所对应的转速范围内，同时证明了经过改变速比，可以使电动机的工作点移向电动机经常工作的最佳效率区域内，合理的传动系速比可以改善整车的经济性。长安大学张珍提出了主电机辅以轮毂电动机的传动系统结构形式。论文中分三种运行工况对该传动系统进行了分析，第一种是正常工况，只有主电机工作；第二种工况是大负荷超负荷工况，主电机跟辅助电机同时工作，保护主电机，提高传动系统的效率；第三种工况是制动和下坡工况，主电机和辅助电机作为发电机同时工作，进行能量回收。这种主电机和轮边电机的有机结合，充分提高驱动效率的同时极大地提高了能量回收率。
1.2.2 国外研究现状：
2008年以来，以美国、欧盟、日本为代表的国家和地区相继发布实施了新的电动汽车发展战略，更加明确了产业的发展方向，进一步加大了研发投入与政府扶持力度。日本，以产业竞争力为第一目标，全面发展混合动力、纯电动、燃料电池三种电动汽车，研发和产业化均走在世界前列。美国，以能源安全为主要目标，强调插电式电动汽车发展。欧盟，以二氧化碳排放法规为主要驱动力，重视发展纯电动汽车。
世界上第一辆电动汽车是在1834年的美国诞生。美国在新能源汽车技术研发和政策上一直走在世界前列。2012年汽车产业报告，美国新能源汽车销售总量居世界首位。美国电动汽车联盟提出的电动汽车发展目标和行动计划，目标希望到2018年全美初步形成良好的电动汽车生态网络。
2012年日本新能源汽车销量位居世界第二。日本新能源汽车产业化成果在全球范围内是最好的。以丰田普锐斯为代表的日本混合动力汽车，在世界低污染汽车开发销售领域已经占据了领头地位。丰田和本田汽车公司已成为当今世界燃
料电池汽车市场上的重要企业。为推广新能源汽车以及环保汽车，日本从2009年4月1日起实施“绿色税制”，他的适用对象包括纯电动汽车、混合动力汽车、清洁柴油汽车、天然气汽车以及获得认定的低排放且燃油消耗量低的车辆。
法国是石油资源缺少的国家，汽油昂贵，油价约为美国的四倍，每年从国外进口大量的石油。在政府积极发展新能源汽车政策的带动下，各个汽车厂商也纷纷加大投资力度，雷诺-日产联盟、标致-雪铁龙和日本三菱汽车公司合作，相继推出了多款环保电动汽车。
德国在新能源汽车方面也做出了重要贡献。宝马也是氢动力发动机车型研究的先行者。在2009年德国政府批准的500亿欧元的经济刺激计划中，很大一部分资金用于电动汽车研发、“电动汽车充电站”网络建设和可再生能源的开发。
21世纪以来，国外各大汽车厂商纷纷制订了新的新能源汽车发展规划。在这个“新能源环保竞技场”上，包括通用、奔驰、大众、宝马、日产、本田、丰田、克莱斯勒、福特等先行者，更是争先恐后的扮演了新能源汽车开发的主角。
本田公司推出了百分之百纯电力驱动汽车，包括在1997年推出的EV+电动汽车和2009年推出的FCX Clarity燃料电池汽车。奔着减少二氧化碳排放和提高代替能源使用效率的目标，本田公司利用在电力驱动系统和能源管理技术方面的专业知识，设计师设计的小型电动汽车的电力驱动系统具有卓越的能源转换效率和极佳的动态性能。
2013年，本田公司为电动汽车设计了一套新的动力系统。为了获得比原有的电动汽车更好的市场竞争力，这个动力系统兼具有高功率和低损耗的特点，具备世界上最先进的能源转化效率和比同类电动汽车更卓越的动态性能。为了实现高的能源转换效率，这种动力系统还配备了新开发的电动伺服制动系统进行协同控制；为了实现高动态性能，电动马达装配了新形状的转子，动力控制单元也装配了具有高导热散热性能的部件。因为配备了三重并行模块组和一个制冷系统，电池系统虽结构紧凑，但支持大功率输出。这个创新的动力系统带来了优良的结果，汽车一次行驶里程数可以达到82英里，能源转化力达到世界先进水平29千瓦时/100英里，同时，它的加速性能相当于2.0排量的汽车的性能。
由Ford 和GE 公司联合开发的ETX 轿车，把两档变速器、驱动电机和差速器设计成一个整体。德国的达姆施塔特技术大学把高速感应电机和两档变速器组成的驱动系统，证明了该系统可以极大改善纯电动汽车的性能。
英国桑德兰大学通过仿真模拟对比了安装两档变速器和固定速比减速器的
纯电动汽车，表明安装了两档变速器的纯电动汽车不仅可以减少能量消耗，还可以减少整个驱动链的尺寸和重量。美国印第安纳波利斯大学针对一款5档手动变速器的纯电动公交车，研究了在换档过程中的电机控制问题，该方案适合直接耦合集成动力系统的电动汽车。
韩国汉阳大学的Wootaik Lee等人研究表明：合理地选择电动汽车的动力驱动系统的零部件及其有关参数，使其达到最优匹配，将对整车性能产生较大影响。
法国西布列塔尼大学A.haddoun 等人通过建模与仿真分析，比较了三种不同控制策略在计算整车动力性的条件下对纯电动汽车能耗经济性的影响，结果表明，基于空间矢量建模的直接转矩控制策略具有最好的控制效果。日本横滨大学的Kawamura 主要针对动力电机的转矩特性进行了研究，着重论述了电动汽车用动力电机的启动特性和过载特性。英国谢菲尔德大学M.J.West 对比分析了多能源控制总成的设计方法，并对混合动力驱动系统中的能量流动进行深入分析，提出了混合动力汽车的能量管理方法。
德国瓦尔塔汽车工业公司的Eberhard Meissner 等对未来电动汽车动力系统的能量管理和电池监测的发展趋势进行了预测，将能量管理定义为能量回馈、能量流动、能量存储和能量消耗的综合控制，同时给出了能量管理、电池管理和电池状态监测之间的层次关系，将电池管理和电池监测归结于能量管理的范畴，延长了电池的使用寿命。
美国田纳西大学Chiasson.J 分析了电动汽车用各类型动力电池的充放电特性，提出了一种新的SOC 估算方法，并建立SOC 计算模型。通用汽车公司设计的EVI 电动汽车电池管理系统除了对单体电池电压、充放电电流进行检测，还具有六路温度检测、高压保险丝熔断保护、高压回流式继电器、电量显示和低压报警等功能。美国伊利诺伊大学的Sanghun Choi等提出了基于RCC 的能量回收最大化的再生制动控制方法，采用该方法回收的制动能量比传统再生制动控制方法提高了20%。德克萨斯A&M大学的Yimin Gao 等提出三种制动力分配控制策略，即：并联再生制动控制策略、理想再生制动控制策略和最大能量回收控制策略，并对所提出的再生制动控制策略进行了仿真分析。
1.3 本文研究的主要内容及研究思路
在能量存储系统和其他技术取得有效突破之前，对纯电动汽车传动系统的设
计与分析是提高电动汽车性能的重要手段之一。
另一方面，鉴于纯电动汽车主要性能指标是由最高车速、加速能力、爬坡能力和续航里程等来表征的，这些指标的高低直接与其动力传动系统优劣密切相关，因此，创新设计一类基于直驱AMT 的传动系统，必定可以提高动力传动系统的性能。
本课题的来源是山东省重点研发项目——基于直驱技术的高效变速器关键技术研究与系统开发。本课题是针对纯电动汽车纯电动力输出的工作特性，创新设计一类基于直驱AMT 的传动系统。
研究思路：
1. 根据汽车理论以及相关论文，完成驱动电机的选型工作
2. 根据材料力学知识，校核关键部位强度
3. 对纯电动汽车传动系统的结构进行设计，应用CATIA 软件建立总体方案的三维模型，应用CAD 软件可以绘制二维工程图
第二章 方案设计
2.1 设计目标
针对纯电动汽车纯电动力输出的工作特性，创新设计一类基于直驱式AMT 的传动系统。方案设计要遵循以下几个原则：
①保证纯电动汽车动力性的情况下，降低百公里能耗；
②电能的利用率尽可能最大化；
③关键部件强度要满足使用要求；
④设计结果要具有可实现性。
2.2 传动系统设计方案的比较分析与评估
2.2.1方案一：单电机传动系统传动方案
图2.1 单电机传动系统
图2.1注释：1-主减速器；2-变速箱；3-电源；4-电机控制器
现在最普遍的纯电动汽车单电机动力传动系统传动方案，其结构形式类似于内燃机汽车，它由一台电动机、变速器、电源以及电机控制器等组成。因为结构
形式类似于内燃机汽车，所以结构稳定，便于在原有汽车制造平台上进行生产制造。但是单电机传动系统由于对电动机的功率需求较大，因此电机尺寸较大、质量偏重等，这方面原因很大程度上限制了纯电动汽车的发展。
纯电动汽车在行驶时，存在很多种不同阶段，比如起步阶段、加速阶段、上坡阶段、匀速行驶阶段、下坡阶段、减速阶段、刹车制动阶段等，单电机传动系统很难进行电机和电动汽车动力性的匹配：
①如果电动汽车需要功率恒定，单电机无法同时满足电动汽车最高车速和动力性能的要求。
②要提高电动汽车整车的动力性能，只能通过提升电机功率，但是电机的比功率不变的，因此提高功率伴随着电机尺寸的变大，质量的上升，而且会使电压提高或者电流增大，乘车的安全性能下降，从而导致制造难度以及制造成本都上升。
电机的工作特性决定了电动机只有额定转速附近运行时才能有较高的效率，如果电动机可以一直在高效率区域运行，那么电动汽车的经济性能会大大升高。但是，由于纯电动汽车运行时工况比较复杂，单电机传动系统很难使电动机长时间的运行在电动机高效区域。纯电动汽车一般为了增加续航都会进行能量的回收，既在制动阶段以及下坡阶段将电动汽车的动能通过对电机倒拖转化为电能，储存在蓄电池中。理论上，要实现电能的全部回收，电机的瞬间电流会比较大，甚至远远超过电机的承受范围，因此一般情况下只能回收到20%的能量。而单电机传动系统运行在电机高效率区域外时效率很低，制动以及下坡阶段对能量的回收效率也很低，进一步降低了电动汽车的续航里程。
单电机传动系统虽然制造技术成熟，但是在对电动汽车续航里程要求越来越高的今天，单电机传动系统必然会被封存在电动汽车传动系统发展的历史长河中。
2.2.2 方案二：主电机+轮毂电机传动方案
此传动系统由一个主电机以及两个轮毂电机、一个电机控制器、变速箱、主减速器组成。方案布置图如图2.1所示：
图2.2方案一传动系统图示
图2.2注释: 1-主电动机；2-电机控制器；3-蓄电池；4-轮毂电动机；5-变速器；6-驱动桥
此传动方案是由主电机驱动前轮使电动汽车向前行驶，后轮的两个轮毂电机主要为电动汽车提供后备功率以及纯电动汽车在减速或者下坡时回收能量。电动汽车大负荷运行时，轮毂电机可以保护主电机，并且提供后备功率；减速以及下坡工况下，三个电机同时进行能量回收，提高能量利用率。
此方案评估分析：采用前轴驱动，后两轮轮毂电机辅助驱动的形式，一方面提高了电动汽车的后备功率，使驱动系统结构简单，但是同时也增加了轮毂的转动惯量使电动汽车的操控性能下降。另外轮毂电动机工作环境相对比较恶劣，容易受到温度、水、灰尘等多方面影响，因此密封方面有非常高的要求，还要考虑电机的散热问题。
2.2.3 方案三：双电机双轴驱动纯电动汽车
双电机双轴驱动电动汽车驱动系统是指纯电动汽车的前后桥都采用电机加驱动桥的形式组成一个驱动系统。电动机、减速器以及驱动桥组成一个整体，三部分的轴之前成平行关系，使驱动系统结构更加的紧凑。
双电机双轴驱动纯电动
汽车结构简图如图2.3所示。
图2.3双电机双轴驱动电动汽车结构简图
该传动系统采用两台小功率的电动机分别对前轴和后轴进行驱动。采用两个小功率的电动机比采用单个功率值为两个小功率电机功率之和的电动机驱动车辆，可以在相同的车辆负荷下，提高单个小电动机的负荷率，进而提升电动车的工作效率，减少电动汽车的电能消耗，提升了电动汽车整车的续航里程。采用双轴驱动的形式，可以充分利用整辆电动汽车的重力产生附着力，提高电动汽车的整车附着利用率，能充分发挥电动汽车整车的驱动潜力，提升车辆的动力性。前后双轴同时进行再生制动，缩短电动汽车的制动距离，提高能量的回收率。
双电机双轴驱动可以提升电动汽车的能量利用率，增加电动汽车的续航里程，使经济性上升。双电机双轴可以提高电动汽车整车动力性，使电动汽车操控性能上升，增强驾驶质感。
2.4 本章小结
综上分析对比，确定了双轴双电机的驱动系统方案，但与方案三不同的是后轴为主电机驱动轴，动力从电动机发出后，经过直驱式两档AMT 变速箱，然后到减速器及驱动轴再到后车轮；前轴为辅助电机，直接通过电机控制器控制，经减速装置和驱动轴驱动前轮。
本文设计研究的纯电动汽车传动系统简图如图2.4所示。
图2.4 纯电动汽车传动系统简图
此种驱动方案具有以下优点：
①在电机总功率和不变的情况下，提升了单个电机负载，使电机的效率上升，使电机可以尽可能的工作在电机高效工作区域。
②直驱式两档式AMT 变速箱可以提高主电机的工作平顺性，充分发挥电机性能。
③双轴驱动可以充分利用电动汽车整车产生的重力附着力，提高了整车的附着利用率，使电动汽车充分发挥自己的驱动潜力，提升了电动汽车的整车动力性能。
第三章 纯电动汽车整车参数匹配设计
首先确定纯电动汽车的整车参数和动力性能设计要求后，然后对动力传动系统进行匹配计算，对驱动电机、动力电池、布置方式进行选型和设计。电动汽车整车性能是否能满足设计要求取决于驱动系统的动力参数匹配是否合理。纯电动汽车整车参数匹配的任务是在满足动力性能要求的基础上合理的选择驱动系统各部件的参数，以期最大可能的提高整车行驶经济性。
3.1 纯电动汽车传动系统结构
本文设计的基于直驱AMT 的传动系统结构如图2.1所示，此电动汽车传动系统主要由两个电机，一个电机控制器，电池组和直驱AMT 变速箱组成。其中主电机负责后轮驱动，辅助电机负责能量回收，以及为电动汽车提供后备功率。主副电机电机均采用小功率电机，正常行驶工况下，由主电机向后轮供电，驱动后轮使电动汽车向前行驶；当电动汽车起步及加速运行时，电池组分别向主电机和辅助电机供电，通过电动机控制器控制2个电机同时运行向车辆提供所需功率。电动汽车在制动、下坡等需要减速的情况下，主辅电机均参与能量的回收，从而实现四个车轮同时进行能量回收。
图2.1 纯电动汽车动力传动系统简图
永磁同步电机具有高效率、高密度、结构简单且可靠性能高的特点，所以驱动电机选用永磁同步电机。变速器采用两档直驱式AMT 自动变速箱，充分发挥纯电动汽车纯电动力输出的工作特性，使纯电动汽车的动力输出更加平顺。
3.2 整车参数及设计要求
本论文以一款纯电动汽车的整车参数及技术要求进行整车参数匹配设计，具体参数见下表2.1所示。
表2.1 纯电动汽车主要技术参数
3.3 驱动电机匹配选型
纯电动汽车驱动电机通过电机控制器将动力电池的电能转化为驱动汽车行驶的机械能，是纯电动汽车行驶的动力源。
电动汽车驱动电机的选型必须满足整车动力性能设计指标，需要确定的参数有：额定功率、峰值功率、额定转速以及最高工作转速。
图2.2 驱动电机输出特性
研究表明电机具有如图2.2所示的低速等转矩和高速恒功率的机械特性，因此，驱动电机的工作区域就分为恒转矩区域和恒功率区域，以额定转速为分界点，以下是恒转矩区域，以下是恒功率区域。驱动电机的峰值工作特性使电机具有一定的过载能力，完全可以保证纯电动汽车起步、爬坡及加速等短时极限行驶工况，但是驱动电机不可以长时间工作在峰值功率附近，长时间在峰值功率附近运行会导致电机出现故障，也会对电机的使用寿命造成很大影响。
（1）驱动电机的额定功率
驱动电机长时间工作于某工况的能力由额定功率来衡量。设计电动汽车运行工况时，为了能够使电动汽车以最高车速长时间行驶，往往需要以电动汽车最高车速确定驱动电机的额定功率。
正常情况下，电动汽车的最高车速对应电动汽车最高档，该双驱动电机传动系统在最高车速时，只有主电机工作，因此用电动汽车的最高车速计算主电机的额定功率。
根据《汽车理论》所学知识，由汽车的功率平衡方程，可以求得满足汽车长时间以最高车速行驶的额定功率：
2
C d AU max 1
P N =(m gf +) U max
3600η21. 15
1000. 35⨯1. 98⨯1002=(1531⨯9. 8⨯0. 014+) 3600⨯0. 9121. 15=16. 4KW
式中，P N 为电机额定功率，KW ；η为传动效率，取0.91；m 为整车质量，kg ；f 为滚动阻力系数；A 为电动汽车迎风面积，m 2;C d 风阻系数；U max 为最高车速。g 为重力加速度，取9.8kg ·m ·s -2。
（2）驱动电机的峰值功率
驱动电机的峰值功率越高电动汽车的后备功率越大。为了满足整车爬坡、急加速等大功率短时工况需求，根据爬坡及加速等动力性能要求计算驱动电机峰值功率。
①根据最大爬坡度的需求进行分析，电动汽车以V N =30km/h的速度在最大
坡度i max =30%的坡上行驶。此时所需求的功率为：
P i max =P 1+P 2
C D AV N 2V N
=(mgf cos αmax +mg sin αmax +)
21. 153600η
=(1531⨯9. 8⨯0. 014⨯cos(arctan0. 3) +1531⨯9. 8⨯sin(arctan0. 3) 0. 35⨯1. 98⨯30230+) ⨯
21. 153600⨯0. 91=41. 6KW
②根据百公里加速时间t 0-50km/h的需求进行分析，电动汽车加速过程中需要较大的后备功率，其瞬时车速可以根据经验公式得：
⎛t ⎫v =v m t ⎪⎪
⎝m ⎭
x
式中，v m 为电动汽车的末速度；t m 为电动汽车的加速时间；x 为拟合系数，一般取0.5左右。
汽车在从零加速到50km/h的过程中，不仅要克服加速阻力、空气阻力。其中，空气阻力会随电动汽车速度成二次方增长，因此，选取加速末尾时刻进行设计计算：
x
⎡⎛t m -∆t ⎫⎤v m C D AV δm v m
⎪⎢1- ⎥) P t =(m gf ++ ⎪21. 153. 6∆t ⎢⎝t m ⎭⎥3600η
⎣⎦0. 35⨯1. 98⨯502
=(1531⨯9. 8⨯0. 014++
21. 152
⎡1. 04⨯1531⨯5050⎛10-0. 2⎫⎤
⎪⎥) ⨯⎢1-
3. 6⨯0. 2⎢⎣⎝10⎭⎥⎦3600⨯0. 91=71. 3KW
2m
根据上述计算，为了满足电动汽车动力性的要求，必须保证驱动电机的额定功率大于P N ，峰值功率大于max{Pimax ，P t }。单电机的功率也不适宜太大，功率
过大会造成电机实际质量的增加，一方面，这样不符合现在汽车轻量化设计的理念，另一方面会增加整车的制造成本，不能达到预期的经济收益。而且电机功率过大，会使电动汽车无法充分利用电机的高效区，在电动汽车的行进过程中，会更大的更迅速的消耗蓄电池的电量导致电动汽车续航里程下降。
（3）驱动电机的额定转速以及最高工作转速
目前，电动汽车的行驶工况一般为市区工况，大部分市区道路限速60km/h，因此，常规车速假设为U N =60km/h，以此数值计算电机的额定功率：
n N
i g i 0U N 0. 377r
式中，n N 表示电机的额定转速，r/min；i g 表示传动比；i 0表示主减速比；U N 表示常规车速，km/h；r 表示车轮滚动半径，m 。
电机的制作工艺、制作成本以及传动系统各个部件的设计和成本都取决于电动机的最高工作转速。电动机一般分为普通电机和高速电机。普通电机的转速在6000r/min以下，电动客车上的应用较多。高速电机的转速在6000r/min以上，应用范围广，更适合电动轿车使用。因此，本文设计的纯电动汽车传动系统采用6000r/min以上的高速永磁同步电机。
电机扩大恒功率区系数β是驱动电动机的最高转速比上额定转速的值。试验表明，β值一般取2~4之间。
（4）驱动电机匹配结果
根据上述匹配计算和分析，总结现有产品规格，本系统选用的永磁同步电机具体参数如下。
3.4 传动比匹配 3.4.1 档位数的确定
车辆的使用条件和性能要求决定了电动汽车传动系统的档位数，从理论上来讲，增加档位数可使电动汽车驱动电机尽可能的工作在高效区，使电动汽车的能耗降低，增加续航里程。同时，可以使整车的加速爬坡的动力性能得到提升。虽然增加电动汽车的档位数可以提高整车的动力性和经济性。但是，增加档位数会使变速器的机械结构更加复杂，控制难度更高，进一步增加了制造的成本。
本传动系统采用两档自动变速器技术方案，该方案能够使电动汽车驱动电机有更好的机械输出特性。一档时，传动比大，电动机低速大扭矩的特性使电动汽车能够更好的完成起步、爬坡、急加速工况需求；二档时，传动比小，电动机高速时输出的大功率可以保证电动汽车的最高车速需求。同时，变速箱传动逼得设计尽可能的使驱动电机日常工作点在电机的高效区内，满足电动汽车动力性的同时，保证能耗最低。
3.4.2 各档位传动比范围的确定
在确定变速箱不同档位传动比时，首先根据不同档位传动比要满足的电动汽车行驶工况，并利用所学动力学方程，确定不同档位传动比的合理设计范围。
本论文用i g1和i g2分别表示AMT 变速箱一档和二档的传动比，i F 表示主减速器传动比，用i 1=ig1*iF 表示一档时传动系统的总传动比，用i 2=ig2*i F 表示二档时传动系统的总传动比。查阅资料，单级齿轮的最大传动比不应该大于4，因此，主减速器传动比i F 选定为3.8, 下面分别对i 1和i 2进行匹配计算。
①计算i 1范围
大传动比i 1必须满足电动汽车最大爬坡度的要求，并且电动汽车运行时驱动转矩不可以大于地面附着力的极限值。
A ）i 1需要满足的电动汽车最大爬坡度
i 1T max ηC D AV N 2
≥mgf cos αmax +mg sin αmax +R 21. 15
通过上式计算可得：i 1≥7.34
B ）i 1需要保证电动汽车运行时驱动转矩不可以大于地面附着力的极限值
i 1T max η
≤G ΦR
上式中，Ø表示路面附着系数，取值范围是：干燥的水泥路面，Ø=0.7~1.0，潮湿水泥路面，Ø=0.4~0.6，刚开始下雨时路面：Ø=0.3~0.4，在这里取Ø=0.8。
经过计算可得：i 1≤13.90
综上所述，i 1取值的合理范围是：7.34~13.90
②计算i 2范围
小传动比i 2需要满足电动汽车最高车速以及电动汽车在以最高车速行驶过程中驱动力不小于行驶阻力。
A ）i 2必须满足电动汽车的最高车速
因为i 2需要满足电动汽车的最高车速，所以下面的式子成立，
n max v max
≥i 2R
上式中，n max 驱动电机的最高转速，取8500r/min，R 表示车轮的滚动半径，m.
则：i 2≤8.49
B ）i 2满足电动汽车在以最高车速行驶时驱动力不小于行驶阻力
i 2T n max ηR
2
C D AV max
≥mgf +
21. 15
上式中，T nmax =电机额定功率/电机最高工作转速
则：i 2≥5.44
综上所述，i 2合理的取值范围是：5.44~8.49
3.5 本章小结
首先确定了本论文设计的基于直驱式AMT 的传动系统结构形式和设计原理，之后根据该电动选用的整车参数以及它的各项性能指标，完成了驱动电机的选型，对该传动系统的传动比范围进行了确定，通过分析和查阅相关数据，该AMT 变速箱一档传动比选用i g1=3.09，二档的传动比选用i g2=1.83,主减速器传动比选用i F =3.8。
第四章 基于CATIA 的设计方案建模
本次设计的基于直驱AMT 变速箱的纯电动汽车的传动系统主要包括电动机、AMT 变速箱、万向传动装置、驱动桥等。下面首先对主要部分的参数进行确定，然后在CATIA 中完成各部分三维模型的绘制。
4.1 AMT变速箱模型
4.1.1 中心距A
采用直驱AMT 变速箱，采用的是中间轴式结构，第二轴和中间轴的距离是变速器的中心距A ，中心距是变速箱的一个基本参数，一方面，它的数值对变速器的外形尺寸、体积、重量等都产生很大的影响。另一方面，它也影响着传动齿轮的接触强度。中心距越大，齿轮的接触应力就越小，齿轮的寿命就越长。中心距不能过小，如果中心距过小，会导致变速箱的长度增加，因此导致轴的刚度下降，另一方面受一档小齿轮齿数不能过小的限制，中心距也应该选大一些。
1. 中间轴式变速器中心距Ａ的确定
初步确定中心距A 时，可以用下面的经验公式计算
A =K A e max i g 1ηg
上式中，A 表示变速器中心距，mm ；K A 表示中心距系数，乘用车：K A =8.9~9.3；T emax 表示电动机的最大转矩（N·m ）；i g1表示变速器一档是的传动比；ηg 表示变速器传动效率，这里取96%。
根据前文所选电机参数，以及传动比求得：
A =85
4.1.2 各档齿轮齿数的分配
根据汽车设计所学知识，查表后初步选定齿轮模数取3。然后根据变速器的档位数、传动比和传动方案进行各档齿轮齿数比的分配。需要注意的是，各档齿轮齿数比应该尽量不要取整数，以最大可能的保证齿面磨损均匀。下图为两档变速器传动方案。
1
输入轴
3
5
输出轴
2
图3.1 两档AMT 变速器传动方案
1. 一档传动比的确定 一档传动比为
i g 1
z 5z 2=
z 6z 1
首先求z 1和z 2的齿数，再求z 5和z 6传动比。 齿数和
2A cos βz h =
m n
计算后取z h 为整数，z h =57。在确定齿数和后，进行大小齿数的分配。查阅资料，因一档传动比为3.08，因此中间轴上一档齿轮的齿数可在z 6=15~17之间选用，取z 6=16，则z 5=41。则β值取为22。
2. 中心距的修改
在计算齿数和的过程中，由于取整的原因，中心距的大小发生了变化，此时，A=85.5。接下来以修改后的中心距Ａ作为各档齿轮齿数分配的依据。
3. 常啮合齿轮齿数的确定 根据之前计算可知：
z 6z 2
=i 1z 1z 5
z 1+z 2=57
则z 1=26，z 2=31。 4. 二档齿轮齿数的确定
z 3+z 4=57
i g 2=
求得：z 3=35，z 4=22。4.
z 2z 3
z 1z 4
4.1.3 齿轮接触应力校核
一档齿轮接触应力校核：
已知：T g =241.16⨯103Nmm ；α=20︒；β=22︒；m n =3；E =2.1⨯105MP a ；
5.
d 1=2A ⨯
Z 616Z 541
=2⨯85⨯=47. 72mm ；=2⨯85⨯=122. 28mm ；d 2=2A ⨯ Z h 57Z h 57
3K c m n 7⨯32T g 2⨯241. 16⨯10b ==22. 65mm ；F 1===1972. 2N ;
cos βcos 22︒d 1122. 28⨯2
F =
p b =
r z sin α19.535⨯sin 20︒F 11972.2
==7. 8; ==2127. 1N ; p z =22
cos βcos 22︒cos βcos 22︒
r b sin α50.465⨯sin 20︒
==20. 08; 22
cos βcos 22︒
由牛顿第三定律可知，作用在主动齿轮和从动齿轮的两作用力是一样的，故只需要计算一个接触应力即可：
FE ⎛11⎫2127.1⨯2. 1⨯105⎛11⎫
⎪σj =0. +=⨯+a ⎪=1467.4MP ⎪b p z p b 22. 657. 820. 08⎝⎭⎝⎭
经过计算结果与现有数据对比两个档位的齿轮接触应力均满足设计要求，合格。
根据上述计算参数，参考标准件对照表，绘制齿轮的三维模型如下：
齿轮z1： 齿轮z2： 齿轮z3：
齿轮z4 齿轮z5 齿轮z6
图3.2 变速器各齿轮
4.1.4 初步确定轴的直径
该变速箱采用中间轴式布置结构，而且上述算出中心距A=85.5，因此，中间轴以及第二轴的中间部分直径为d ≈0.45A 。对于中间轴d/L=0.16~0.18，对于第二轴，d/L≈0.18~0.21，其中d 表示轴的最大直径，L 表示轴的支承间距。
D K e max
第一轴花键部分的直径D 可以按照下列式子进行初选：
其中，K 为经验系数，K=4.0~4.6；T emax 表示电动机的最大转矩。 有上述公式及经验计算可得： 中间轴中部直径为d 2=38。 第一轴花键部分直径为D=30。
参考相关论文，初步取壳体的总长度为324mm ，中间轴支承距离取316mm ，则根据相关数据第二轴支承距离为268mm 。
4.1.5 轴强度的校核
AMT 变速箱在工作时，由于齿轮啮合以及动力的传动，变速箱的轴受到转矩和弯矩。这就需要变速箱轴的刚度和强度必须满足要求，如果轴的刚度不能满足要求将导致轴发生弯曲变形，进而，导致齿轮不能正确的啮合，对于行车安全以及驾乘感受造成很大的影响。
1. 校验轴的刚度
变速箱轴在垂直平面内发生的挠度以及水平面内产生的转角对齿轮的工作产生的影响最大。挠度会改变齿轮的中心距Ａ，使齿轮不能正确的啮合；轴产生的转角会导致齿轮之间相互歪斜，使延齿长的压力分布不均匀。
上文初步确定了各轴的直径，长度等尺寸，现在对轴的强度和刚度进行验算。想要求变速箱输入轴的支点反作用力，必须从中间轴的支点反力入手，先求出钟建中的支点反力。这里需要注意的是随着档位的不同，齿轮受的圆周力、径向力和轴向力都会发生变化，而且档位不同力到支点的长度也会发生变化，所以应该对各个档位都进行验算。在进行验算时，可以把轴看做是铰接支撑的梁。作用在输入轴上的转矩应取T emax 。
《材料力学》里面有关于计算轴的挠度和转角的公式，在进行计算的时候，只计算轴上有齿轮的位置的挠度和转角。输入轴常啮合齿轮副，离支撑点的距离较近，负荷小，一般情况下挠度较小，因此可以不计算。轴在垂直面内的挠度是f c ，在水平面内的挠度为f s ，转角位δ，用下面的公式进行计算
F 1ab (b -a ) δ=
3EIL
F a b f c =
3FIL
22
F a b f s =
3EIL
22
式中，F 1表示轮齿宽中间平面上的径向力，N ；F 2表示齿轮齿宽中间平面上的圆周力，N ；E 是弹性模量，E=2.1*105MPa ；I 为惯性矩，mm 4，对于实心轴，I=πd 4/64;d表示轴的直径，mm ；花键处均按直径计算；a 、b 为齿轮上的作用力距离A 、B 支座的距离，mm ；L 表示支座间的距离，mm 。
因此次设计的主要目的是设计基于AMT 的纯电动汽车传动系统，所以不在这里对变速箱各轴的具体参数进行计算校核。
2. 校验轴的强度
变速箱的轴主要作用是进行力的传递，在这里按许用切应力进行简单的计算校核。
T 9. 55⨯106P /n
τT ==≤[τT ]3
W T 0. 2d
式中，W T 表示轴的抗扭截面系数，mm 3；P 为轴的传递效率，kW;n 为轴的转速，r/min；C 跟轴选用的材料有关。
9. 55⨯10P P d ≥=C 0. 2[τT ]n n
6
n 取峰值转速时，变速箱轴的转速，C 取125。则
d 8. 8mm
当轴上有键槽时，应该加大轴的直径，单键直径增加3%，双键直径增加7%。
4.1.6 轴的三维模型 1输入轴模型
根据计算，运用CATIA 建立的中间轴三维模型，如下图所示:
图3.3 变速箱输入轴
2中间轴模型
根据计算，运用CATIA 建立的中间轴三维模型，如下图所示:
图3.4 变速箱中间轴
3输出轴模型
变速箱第二轴为输出轴，上面有同步器等换挡机构，阶梯轴各部分宽度与中间轴相匹配，在计算的基础上，绘制第二轴三维模型如图所示：
图3.5 变速箱输出轴
4.2 驱动桥齿轮
4.2.1 主减速器锥齿轮
主减速器锥齿轮的主要参数包含主动锥齿轮齿数Z 1、从动锥齿轮齿数Z 2、从动齿轮大端分度圆的直径D 2、端面模数m s 、中点螺旋角β、法向压力角α等。
选择主动锥齿轮和从动锥齿轮的齿数时必须考虑以下的条件： ①为了使齿轮磨合均匀，两个齿轮的齿数之间尽量避免存在公约数； ②主动锥齿轮和从动锥齿轮的齿数和应该大于40，尽可能的得到理想的齿面重合度以及较高的轮齿弯曲强度；
③为了使两个齿轮啮合好、噪音小并且具有较高的疲劳强度，对于乘用车，主动锥齿轮齿数一般大于9
④主减速比较大时，主动锥齿轮的齿数应该尽量小一些，以此来尽可能的获得满意的整车最小离地间隙。
根据上述主减速比，查阅相关资料，绘制出主减速器齿轮如图所示：
图3.6 主减速齿轮和输入齿轮
4.2.2对称锥齿轮式差速器
汽车上大部分的差速器都使用对称锥齿轮式差速器，对称锥齿轮式差速器结构比较简单、重量较轻的优点，所以被广泛使用。对称锥齿轮式差速器又分为普通锥齿轮式差速器、强制锁止式差速器以及摩擦片式差速器。
本设计采用普通锥齿轮式差速器。它结构简单、工作状态安全可靠，一般使用条件的汽车驱动桥大部分都会采用这种普通锥齿轮式差速器。
差速器四个齿轮相同如下图所示：
图3.7 差速器齿轮
4.3 十字轴万向节的强度校核
在设计十字轴万向节时，应保证十字轴颈有足够的抗弯强度。设诸滚针对十字轴颈作用力的合力为F ，则：
T
F =
2r cos α
式中T —传动轴计算扭矩，取按两种情况计算的转矩（按发动机最大扭矩、变速器一档和按满载驱动轮附着系数为0.8计算）的较小者；
r —合力作用线与十字轴中心间的距离；
α—万向节的最大夹角；
4.3.1 十字轴颈根部的弯曲应力计算
十字轴颈根部的弯曲应力为：
32d 1Fs σ=44
π(d 1-d 2)
式中：d 1—十字轴轴颈直径；
d 2—十字轴油道孔直径；
s —力作用点到轴颈根部的距离。 弯曲应力应不大于250～350N /mm 2。
4.3.2 十字轴轴颈的剪应力计算
十字轴轴颈的剪应力：
4F
τ=
π(d 14-d 24)
剪应力应不大于80～120N /mm 2。
4.3.3 滚针轴承的接触应力计算方法
滚针轴承的接触应力：
11F n
σj =272(+)
d 1d L
式中：d —滚针直径（mm ）； L —滚针工作长度（mm ）；
； d 1—如前所述（mm ）
F n —在力F 作用下一个滚针所受的最大载荷（N ）
4. 6F
F n
iZ
式中：i —滚针列数； Z —每列中的滚针数。
当滚针和十字轴轴颈表面硬度在HRC58以上时，许用接触应力为3000～3200N /mm 2。
4.4 本章小结
本章首先对传动系统设计要求等进行了简单介绍，然后通过汽车设计的相关知识，对变速箱，驱动桥等相关的数据进行了设计计算，运用力学的有关知识对齿轮、轴、以及十字轴万向节等进行了强度校核，详细的介绍了强度校核的有关知识。最后在三维设计软件CATIA 中完成了对变速箱、驱动桥的零部件的建模过程。
第五章 基于CATIA 的设计方案装配
上文在CATIA 中完成了对传动系统零部件的三维建模，下面在CATIA 的装配设计模块中，介绍各个部件的装配方法，完成对各个部件的装配，在此基础上，完成对整车结构的三维建模。
5.1 变速箱零部件的装配
5.1.1 变速箱齿轮和轴的装配
装配在一起的齿轮和轴是同心关系，轴线重合。下面以齿轮z2和中间轴为例，说明变速箱齿轮和轴的装配方法：
① 首先找到约束命令，如下图所示：
图5.1 约束命令列表
选择第一个相合约束，分别点击齿轮z2和中间轴的轴线，点击更新命令。 软件会按照相合约束的命令进行相对位置的更新，如下图所示：
图5.2 齿轮轴
因为齿轮z2和中间轴是键联接，所以通过添加键，使用约束命令的第二个接触约束。进一步限定齿轮和轴的相对位置，如下图所示：
图5.3 装配完的齿轮轴
这样就完成了一个齿轮在轴上的装配。
参照上面的步骤完成其他齿轮在轴上的装配。
图5.4 中间轴
其他齿轮和轴的装配方法类似，而输出轴上又添加了轴承，轴承的装配方法和上述所讲方法是一致的。用上述方法将其他两个轴上的齿轮和轴装配完毕如下图所示：
图5.5 变速箱输入轴
图5.6 变速箱第二轴
5.1.2 变速箱轴与轴之间的装配方法
变速箱的轴之间最基本的关系是平行关系，这里使用约束命令里的第三个命令，偏移约束。上文计算出的中心距便是轴的偏移距离。因为中间轴式变速箱，所以输入轴和输出轴轴线应该在同一直线上，这样可以使变速箱结构简单紧凑，使变速箱在实际安装以及使用过程更加的方便。
图5.7 变速箱齿轮装配
5.1.3 直线驱动装置以及变速箱整体的装配
完成各个齿轮和轴的装配以后，将电磁直线执行器与变速箱壳等装配在一起，装配结果如下图所示：
图5.8 变速箱图
5.2 驱动桥零部件的装配
驱动桥包含主减速器和差速器。下面我们就主减速器和差速器在CATIA 中分别进行装配。
5.2.1 主减速的装配
主减速器由驱动齿轮和主减速器齿轮组成。下面利用主减速器壳对主减速器进行装配。
Step1 【开始】→【机械设计】→【装配设计】，进入装配设计平台； Step2 选中树形图上的【Product 1】，然后使用【现有组件】命令引入主减速器各部件；
Step3 使用【角度约束】命令在输入齿轮和主减速器齿轮轴线之间创建约束；
Step4 使用【接触约束】命令让输入齿轮和主减速器齿轮的相关面产生接触约束，使用【更新】命令进行更新；
Step5 同上使用【曲面约束】、【接触约束】、【更新】等命令完成差速器的装配。
图5.9 主减速器部件
5.2.1 差速器的装配
Step1 【开始】→【机械设计】→【装配设计】，进入装配设计平台；
Step2 选中树形图上的【Product 1】，然后使用【现有组件】命令引入差速器各部件；
Step3 使用【相合约束】命令在半轴齿轮和半轴的轴线之间创建约束； Step4 使用【接触约束】命令让半轴齿轮和行星齿轮的相关面产生接触约束，使用【更新】命令进行更新；
Step5 同上使用【曲面约束】、【接触约束】、【更新】等命令完成差速器的装配。
如下图所示：
图5.10 差速器部件
5.2.3 驱动桥整体的装配
Step1 【开始】→【机械设计】→【装配设计】，进入装配设计平台；
Step2 选中树形图上的【Product 1】
，然后使用【现有组件】命令引入主减
速器部件和差速器部件；
Step3 使用【相合约束】命令在差速器齿轮轴和主减速器之间创建约束； Step4 使用【接触约束】命令让差速器部件和驱动桥壳装配，使用【更新】命令进行更新，完成驱动桥的装配，如图
图5.11 驱动桥总装配图
5.3 传动轴的装配
电动汽车上的万向节传动常由万向节和传动轴组成，主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递动力。万向节传动应保证所连接两轴的相对位置在预计范围内变化时，能可靠的传递动力；保证所连接两轴尽可能同步（等转速）运转；允许相邻两轴存在一定的角度；允许存在一定轴向的移动。
十字轴万向节包括万向节叉、十字轴、轴承盖、油嘴、安全阀、油封、滚针、套筒等。十字轴万向节的结构比较固定，运行起来也比较稳定，所以在这里建模的时候不再详细进行建模，只画出万向节叉、十字轴来表示整个万向传动节。因此传动轴的三维建模过程相对比较简单，运用到的还是约束命令，
下面详细介绍一下装配过程：
Step1 【开始】→【机械设计】→【装配设计】，进入装配设计平台；
Step2 选中树形图上的【Product 1】，然后使用【现有组件】命令引入传动轴各部件；
Step3 使用【相合约束】命令在十字轴和万向节叉的叉臂孔轴线之间创建约束；
图5.12 十字轴和万向节叉
Step4 使用Step3的方法将传动轴上的万向节叉和十字轴创建约束
图5.13 万向节传动轴一侧
Step5 同上使用【相合约束】、【更新】等命令完成万向传动轴的装配。
图5.14 万向节传动轴
5.4 整车结构三维建模
传动系统前驱动轴由电机通过传动轴直接与主减速器相连，动力通过差速器传递到半轴带动前部两个车轮运动。
Step1 【开始】→【机械设计】→【装配设计】，进入装配设计平台； Step2 选中树形图上的【Product 1】，然后使用【现有组件】命令引入之前装配好的各部件；
Step3 使用【相合约束】命令分别在电机轴线和传动轴万向节叉轴线、传动轴万向节叉轴线和主减速器输入齿轮轴轴线之间创建约束；
Step4 使用【更新】命令进行更新，完成前驱动轴的装配。
图5.15 传动系统前驱动轴
Step5 方法同Step3，使用【相合约束】命令分别在电机轴线和变速箱输入轴轴线、变速箱输出轴轴线和传动轴万向节叉轴线、传动轴万向节叉轴线和主减速器输入齿轮轴轴线之间创建约束；
Step6 使用【更新】命令进行更新，完成后驱动轴的装配。
图5.16 整个传动系统三维装配图
5.5 本章小结
本章详细讲解了在CATIA 如何进行传动系统各个部件的三维建模，在此基础上，详细介绍了各个部分部件的装配方法，完成了各个零部件的装配。在本章中对CATIA 的装配环节做了一定的介绍。最后完成了对CATIA 整车传动系统的装配任务。
第六章 结论
本文根据纯电动汽车的纯点动力输出的工作特性，提出了基于直驱式AMT 变速箱的双电机双轴传动系统方案。此动力系统可以更好地满足纯电动汽车动力性和最高车速的要求。针对该双电机双轴驱动的动力系统，作者主要进行了如下的研究工作。
（1）对纯电动汽车的传动系统进行了介绍，并阐述了单电机单轴驱动，双电机双轴驱动的工作原理，通过对几种不同的传动系统的优缺点对比分析，确定了双电机双轴驱动的传动系统传动方案。
（2）分析了本文设计的传动系统布置形式，对然后对动力传动系统进行匹配计算，对驱动电机、动力电池、布置方式进行选型和设计。在满足动力性能要求的基础上合理的选择驱动系统各部件的参数，以期最大可能的提高整车行驶经济性。
（3）首先对传动系统设计要求等进行了简单介绍，然后通过汽车设计的相关知识，对变速箱，驱动桥等相关的数据进行了设计计算，运用力学的有关知识对齿轮、轴、以及十字轴万向节等进行了强度校核，详细的介绍了强度校核的有关知识。最后在三维设计软件CATIA 中完成了对变速箱、驱动桥的零部件的建模过程。
（4）介绍了CATIA 装配方法，在CATIA 中完成了对整车传动系统的装配过程。
第七章 课题研究展望
本文的研究课题是山东省重点研发计划项目（基于直驱技术的高效变速器关键技术研究与系统开发），然而双电机双轴驱动传动系统要真真正正的应用在纯电动汽车上仍然有大量的实际工作要做。结合自己对本课题的研究体会，作者认为需要完善的地方有：
（1）本文采用双电机单电池系统，可进一步采用双电机双电池系统。既主电机采用能量型电池来提高纯电动汽车的续航里程，辅电机采用功率型电池增大回馈功率，这样就可以提高系统的能量利用效率。
（2）本文主要对双电机双轴驱动的动力系统进行三维建模，下面可以进一步对控制策略和性能仿真进行研究，多方面的处理和分析纯电动汽车的双电机双轴驱动传动系统。
（3）本文提出的双电机双轴驱动电动汽车采用直驱式AMT 变速箱，下面期待对这种结合进行仿真分析，使该双电机双轴驱动传动系统在纯电动汽车上的应用的实现更进一步。
第一章 绪论
1.1课题的目的意义：
1.1.1 纯电动汽车的背景
当前，我国电动汽车发展已经进入关键时期，既面临重大的发展机遇，也面临着严峻的挑战。我国电动汽车发展中还存在很多需要解决的问题，如核心技术还不具备竞争力，企业投入不足，政府的统筹协调能力还没有充分发挥等。总体上看来，我国电动汽车产业，起步不晚，发展不慢，但是由于传统汽车及相关产业基础相对薄弱、投入不足，差距仍然存在，中高端技术竞争压力越来越大，因此，必须加大攻坚力度，推动我国汽车产业向创新驱动转型，提高核心技术竞争力，确保我国汽车行业的可持续发展。
纯电动汽车使用电动机作为传动系统的动力源，缓解了能源紧缺的压力，实现了人们长期以来对汽车零尾气排放的期盼，传动系统作为汽车的核心组成部分，其技术创新是纯电动汽车发展的必经之路。
1.1.2 纯电动汽车的意义
近年来，关于纯电动汽车的研究主要集中在能量存储系统、电驱动系统和控制策略的开发研究三方面。
能量存储系统相当于纯电动汽车的发动机，是纯电动汽车电动机所需电能的提供者。目前，铅酸蓄电池是使用最为广泛的，但其充电速度较慢，使用寿命短，节能环保差。随着电动汽车技术的发展，其他电池正在渐渐取代着铅酸蓄电池。目前发展的新电源有纳硫电池、锂电池、镍镉电池、飞轮电池、燃料电池等，尽管这些新电源投入应用，但是短时间内还是无法解决纯电动汽车电源充电缓慢，电量存储低续航里程短的问题。
纯电动汽车整车控制策略的开发研究一直在紧锣密鼓的进行着，整车控制系统是纯电动汽车实现整车控制和管理的关键，是实现和提高整车控制功能和性能水平的一个重要技术保证。其核心技术主要体现在整车控制软件的架构设计、转矩控制策略以及对整车和各系统得能量管理上。尽管控制策略的开发研究一直没有间断，但是，系统开发较为复杂，进度较慢。
1.2近年来国内外研究现状：
1.2.1国内发展现状：
我国正式对电动汽车的研制始于1981年，当时全球对电动汽车的宣传和需求并不强烈，对电动汽车的研究也相当零散，投入很少。近年来，我国电动汽车的研究、开发进入了有组织。有领导的全面发展阶段，国家在电动汽车研制开发方面也采取了积极有效的宏观引导措施。
我国高度重视电动汽车技术的发展。“十五”期间，启动了“863”计划电动汽车重大科技专项，确立了“三纵三横”（三纵：混合动力汽车、纯电动汽车、燃料电池汽车；三横：电池、电动机、电控）的研究布局，取得了一大批电动汽车技术创新成果。“十一五”以来，中国提出“节能和新能源汽车”战略，政府高度关注新能源汽车的研发和产业化。
2006-2007年，中国新能源汽车产业取得了重大的发展，中国自助研制的纯电动、混合动力和燃料电池三类新能源汽车整车产品相继问世。2008年7月11日，科技部和北京市举行了奥运新能源汽车示范运行交车仪式。交车仪式上，各类车型共计595辆交付使用，为官员、运动员、教练员、媒体记者以及社会观众等提供服务。2010年上海世博会期间，也有超过1000辆新能源汽车在世博场馆和周边运行。
合肥工业大学张海宁首先基于整车基本参数，分析了动力性要求，确定电机的选型。然后传统纯电动汽车传动系统的布置形式，用两档变速器代替了固定速比减速器，设计了一种新的传动布置方案，在最后根据整车的动力性指标对传动系速比上限和下限进行了分析计算。
大连交通大学李律鸣在FMPMG 的理论分析基础上，设计了一种永磁厂条只是永磁齿轮代替传统变速箱的新型传动系统，运用汽车相关知识进行了传动系统设计，参考国内外最新纯电动汽车参数配置，提出了模型参数设计过程，利用Ansoft 有限元仿真软件建立模型，并进行静态和动态仿真。利用Ansoft 逐一分析了FMPMG 各结构参数和转矩的关系，针对所设计方案进行参数优化。
姬芬竹等人考虑到电动机低速恒扭矩和高速恒功率的特性，分析了电动汽车的传动比与档位确定原则，同时提出了采用固定速比的电动汽车传动方案，通过重新设计并优化分配固定速比和主减速器速比，从而获得更好的电动汽车动力性能。王峰等人提出了双电机行星齿轮系电动汽车动力传动装置，省去了离合器，
增加了车辆变速范围，减轻了汽车质量和提高汽车动力性。对其电机和传动装置的参数进行合理选择和匹配计算，在Matlab/Simulink环境下进行了整车动力性能的仿真，对传动系统的参数进行了优化。
重庆大学陈宗波提出了双驱电动汽车，对双驱电动汽车动力传动系统进行参数匹配与仿真研究。根据几种工作模式以及一些参数确定原则，最终确定两个电机的参数。通过对传动系速比进行优化，使电动汽车常态工况运行的速度区域落在电动汽车的高效区所对应的转速范围内，同时证明了经过改变速比，可以使电动机的工作点移向电动机经常工作的最佳效率区域内，合理的传动系速比可以改善整车的经济性。长安大学张珍提出了主电机辅以轮毂电动机的传动系统结构形式。论文中分三种运行工况对该传动系统进行了分析，第一种是正常工况，只有主电机工作；第二种工况是大负荷超负荷工况，主电机跟辅助电机同时工作，保护主电机，提高传动系统的效率；第三种工况是制动和下坡工况，主电机和辅助电机作为发电机同时工作，进行能量回收。这种主电机和轮边电机的有机结合，充分提高驱动效率的同时极大地提高了能量回收率。
1.2.2 国外研究现状：
2008年以来，以美国、欧盟、日本为代表的国家和地区相继发布实施了新的电动汽车发展战略，更加明确了产业的发展方向，进一步加大了研发投入与政府扶持力度。日本，以产业竞争力为第一目标，全面发展混合动力、纯电动、燃料电池三种电动汽车，研发和产业化均走在世界前列。美国，以能源安全为主要目标，强调插电式电动汽车发展。欧盟，以二氧化碳排放法规为主要驱动力，重视发展纯电动汽车。
世界上第一辆电动汽车是在1834年的美国诞生。美国在新能源汽车技术研发和政策上一直走在世界前列。2012年汽车产业报告，美国新能源汽车销售总量居世界首位。美国电动汽车联盟提出的电动汽车发展目标和行动计划，目标希望到2018年全美初步形成良好的电动汽车生态网络。
2012年日本新能源汽车销量位居世界第二。日本新能源汽车产业化成果在全球范围内是最好的。以丰田普锐斯为代表的日本混合动力汽车，在世界低污染汽车开发销售领域已经占据了领头地位。丰田和本田汽车公司已成为当今世界燃
料电池汽车市场上的重要企业。为推广新能源汽车以及环保汽车，日本从2009年4月1日起实施“绿色税制”，他的适用对象包括纯电动汽车、混合动力汽车、清洁柴油汽车、天然气汽车以及获得认定的低排放且燃油消耗量低的车辆。
法国是石油资源缺少的国家，汽油昂贵，油价约为美国的四倍，每年从国外进口大量的石油。在政府积极发展新能源汽车政策的带动下，各个汽车厂商也纷纷加大投资力度，雷诺-日产联盟、标致-雪铁龙和日本三菱汽车公司合作，相继推出了多款环保电动汽车。
德国在新能源汽车方面也做出了重要贡献。宝马也是氢动力发动机车型研究的先行者。在2009年德国政府批准的500亿欧元的经济刺激计划中，很大一部分资金用于电动汽车研发、“电动汽车充电站”网络建设和可再生能源的开发。
21世纪以来，国外各大汽车厂商纷纷制订了新的新能源汽车发展规划。在这个“新能源环保竞技场”上，包括通用、奔驰、大众、宝马、日产、本田、丰田、克莱斯勒、福特等先行者，更是争先恐后的扮演了新能源汽车开发的主角。
本田公司推出了百分之百纯电力驱动汽车，包括在1997年推出的EV+电动汽车和2009年推出的FCX Clarity燃料电池汽车。奔着减少二氧化碳排放和提高代替能源使用效率的目标，本田公司利用在电力驱动系统和能源管理技术方面的专业知识，设计师设计的小型电动汽车的电力驱动系统具有卓越的能源转换效率和极佳的动态性能。
2013年，本田公司为电动汽车设计了一套新的动力系统。为了获得比原有的电动汽车更好的市场竞争力，这个动力系统兼具有高功率和低损耗的特点，具备世界上最先进的能源转化效率和比同类电动汽车更卓越的动态性能。为了实现高的能源转换效率，这种动力系统还配备了新开发的电动伺服制动系统进行协同控制；为了实现高动态性能，电动马达装配了新形状的转子，动力控制单元也装配了具有高导热散热性能的部件。因为配备了三重并行模块组和一个制冷系统，电池系统虽结构紧凑，但支持大功率输出。这个创新的动力系统带来了优良的结果，汽车一次行驶里程数可以达到82英里，能源转化力达到世界先进水平29千瓦时/100英里，同时，它的加速性能相当于2.0排量的汽车的性能。
由Ford 和GE 公司联合开发的ETX 轿车，把两档变速器、驱动电机和差速器设计成一个整体。德国的达姆施塔特技术大学把高速感应电机和两档变速器组成的驱动系统，证明了该系统可以极大改善纯电动汽车的性能。
英国桑德兰大学通过仿真模拟对比了安装两档变速器和固定速比减速器的
纯电动汽车，表明安装了两档变速器的纯电动汽车不仅可以减少能量消耗，还可以减少整个驱动链的尺寸和重量。美国印第安纳波利斯大学针对一款5档手动变速器的纯电动公交车，研究了在换档过程中的电机控制问题，该方案适合直接耦合集成动力系统的电动汽车。
韩国汉阳大学的Wootaik Lee等人研究表明：合理地选择电动汽车的动力驱动系统的零部件及其有关参数，使其达到最优匹配，将对整车性能产生较大影响。
法国西布列塔尼大学A.haddoun 等人通过建模与仿真分析，比较了三种不同控制策略在计算整车动力性的条件下对纯电动汽车能耗经济性的影响，结果表明，基于空间矢量建模的直接转矩控制策略具有最好的控制效果。日本横滨大学的Kawamura 主要针对动力电机的转矩特性进行了研究，着重论述了电动汽车用动力电机的启动特性和过载特性。英国谢菲尔德大学M.J.West 对比分析了多能源控制总成的设计方法，并对混合动力驱动系统中的能量流动进行深入分析，提出了混合动力汽车的能量管理方法。
德国瓦尔塔汽车工业公司的Eberhard Meissner 等对未来电动汽车动力系统的能量管理和电池监测的发展趋势进行了预测，将能量管理定义为能量回馈、能量流动、能量存储和能量消耗的综合控制，同时给出了能量管理、电池管理和电池状态监测之间的层次关系，将电池管理和电池监测归结于能量管理的范畴，延长了电池的使用寿命。
美国田纳西大学Chiasson.J 分析了电动汽车用各类型动力电池的充放电特性，提出了一种新的SOC 估算方法，并建立SOC 计算模型。通用汽车公司设计的EVI 电动汽车电池管理系统除了对单体电池电压、充放电电流进行检测，还具有六路温度检测、高压保险丝熔断保护、高压回流式继电器、电量显示和低压报警等功能。美国伊利诺伊大学的Sanghun Choi等提出了基于RCC 的能量回收最大化的再生制动控制方法，采用该方法回收的制动能量比传统再生制动控制方法提高了20%。德克萨斯A&M大学的Yimin Gao 等提出三种制动力分配控制策略，即：并联再生制动控制策略、理想再生制动控制策略和最大能量回收控制策略，并对所提出的再生制动控制策略进行了仿真分析。
1.3 本文研究的主要内容及研究思路
在能量存储系统和其他技术取得有效突破之前，对纯电动汽车传动系统的设
计与分析是提高电动汽车性能的重要手段之一。
另一方面，鉴于纯电动汽车主要性能指标是由最高车速、加速能力、爬坡能力和续航里程等来表征的，这些指标的高低直接与其动力传动系统优劣密切相关，因此，创新设计一类基于直驱AMT 的传动系统，必定可以提高动力传动系统的性能。
本课题的来源是山东省重点研发项目——基于直驱技术的高效变速器关键技术研究与系统开发。本课题是针对纯电动汽车纯电动力输出的工作特性，创新设计一类基于直驱AMT 的传动系统。
研究思路：
1. 根据汽车理论以及相关论文，完成驱动电机的选型工作
2. 根据材料力学知识，校核关键部位强度
3. 对纯电动汽车传动系统的结构进行设计，应用CATIA 软件建立总体方案的三维模型，应用CAD 软件可以绘制二维工程图
第二章 方案设计
2.1 设计目标
针对纯电动汽车纯电动力输出的工作特性，创新设计一类基于直驱式AMT 的传动系统。方案设计要遵循以下几个原则：
①保证纯电动汽车动力性的情况下，降低百公里能耗；
②电能的利用率尽可能最大化；
③关键部件强度要满足使用要求；
④设计结果要具有可实现性。
2.2 传动系统设计方案的比较分析与评估
2.2.1方案一：单电机传动系统传动方案
图2.1 单电机传动系统
图2.1注释：1-主减速器；2-变速箱；3-电源；4-电机控制器
现在最普遍的纯电动汽车单电机动力传动系统传动方案，其结构形式类似于内燃机汽车，它由一台电动机、变速器、电源以及电机控制器等组成。因为结构
形式类似于内燃机汽车，所以结构稳定，便于在原有汽车制造平台上进行生产制造。但是单电机传动系统由于对电动机的功率需求较大，因此电机尺寸较大、质量偏重等，这方面原因很大程度上限制了纯电动汽车的发展。
纯电动汽车在行驶时，存在很多种不同阶段，比如起步阶段、加速阶段、上坡阶段、匀速行驶阶段、下坡阶段、减速阶段、刹车制动阶段等，单电机传动系统很难进行电机和电动汽车动力性的匹配：
①如果电动汽车需要功率恒定，单电机无法同时满足电动汽车最高车速和动力性能的要求。
②要提高电动汽车整车的动力性能，只能通过提升电机功率，但是电机的比功率不变的，因此提高功率伴随着电机尺寸的变大，质量的上升，而且会使电压提高或者电流增大，乘车的安全性能下降，从而导致制造难度以及制造成本都上升。
电机的工作特性决定了电动机只有额定转速附近运行时才能有较高的效率，如果电动机可以一直在高效率区域运行，那么电动汽车的经济性能会大大升高。但是，由于纯电动汽车运行时工况比较复杂，单电机传动系统很难使电动机长时间的运行在电动机高效区域。纯电动汽车一般为了增加续航都会进行能量的回收，既在制动阶段以及下坡阶段将电动汽车的动能通过对电机倒拖转化为电能，储存在蓄电池中。理论上，要实现电能的全部回收，电机的瞬间电流会比较大，甚至远远超过电机的承受范围，因此一般情况下只能回收到20%的能量。而单电机传动系统运行在电机高效率区域外时效率很低，制动以及下坡阶段对能量的回收效率也很低，进一步降低了电动汽车的续航里程。
单电机传动系统虽然制造技术成熟，但是在对电动汽车续航里程要求越来越高的今天，单电机传动系统必然会被封存在电动汽车传动系统发展的历史长河中。
2.2.2 方案二：主电机+轮毂电机传动方案
此传动系统由一个主电机以及两个轮毂电机、一个电机控制器、变速箱、主减速器组成。方案布置图如图2.1所示：
图2.2方案一传动系统图示
图2.2注释: 1-主电动机；2-电机控制器；3-蓄电池；4-轮毂电动机；5-变速器；6-驱动桥
此传动方案是由主电机驱动前轮使电动汽车向前行驶，后轮的两个轮毂电机主要为电动汽车提供后备功率以及纯电动汽车在减速或者下坡时回收能量。电动汽车大负荷运行时，轮毂电机可以保护主电机，并且提供后备功率；减速以及下坡工况下，三个电机同时进行能量回收，提高能量利用率。
此方案评估分析：采用前轴驱动，后两轮轮毂电机辅助驱动的形式，一方面提高了电动汽车的后备功率，使驱动系统结构简单，但是同时也增加了轮毂的转动惯量使电动汽车的操控性能下降。另外轮毂电动机工作环境相对比较恶劣，容易受到温度、水、灰尘等多方面影响，因此密封方面有非常高的要求，还要考虑电机的散热问题。
2.2.3 方案三：双电机双轴驱动纯电动汽车
双电机双轴驱动电动汽车驱动系统是指纯电动汽车的前后桥都采用电机加驱动桥的形式组成一个驱动系统。电动机、减速器以及驱动桥组成一个整体，三部分的轴之前成平行关系，使驱动系统结构更加的紧凑。
双电机双轴驱动纯电动
汽车结构简图如图2.3所示。
图2.3双电机双轴驱动电动汽车结构简图
该传动系统采用两台小功率的电动机分别对前轴和后轴进行驱动。采用两个小功率的电动机比采用单个功率值为两个小功率电机功率之和的电动机驱动车辆，可以在相同的车辆负荷下，提高单个小电动机的负荷率，进而提升电动车的工作效率，减少电动汽车的电能消耗，提升了电动汽车整车的续航里程。采用双轴驱动的形式，可以充分利用整辆电动汽车的重力产生附着力，提高电动汽车的整车附着利用率，能充分发挥电动汽车整车的驱动潜力，提升车辆的动力性。前后双轴同时进行再生制动，缩短电动汽车的制动距离，提高能量的回收率。
双电机双轴驱动可以提升电动汽车的能量利用率，增加电动汽车的续航里程，使经济性上升。双电机双轴可以提高电动汽车整车动力性，使电动汽车操控性能上升，增强驾驶质感。
2.4 本章小结
综上分析对比，确定了双轴双电机的驱动系统方案，但与方案三不同的是后轴为主电机驱动轴，动力从电动机发出后，经过直驱式两档AMT 变速箱，然后到减速器及驱动轴再到后车轮；前轴为辅助电机，直接通过电机控制器控制，经减速装置和驱动轴驱动前轮。
本文设计研究的纯电动汽车传动系统简图如图2.4所示。
图2.4 纯电动汽车传动系统简图
此种驱动方案具有以下优点：
①在电机总功率和不变的情况下，提升了单个电机负载，使电机的效率上升，使电机可以尽可能的工作在电机高效工作区域。
②直驱式两档式AMT 变速箱可以提高主电机的工作平顺性，充分发挥电机性能。
③双轴驱动可以充分利用电动汽车整车产生的重力附着力，提高了整车的附着利用率，使电动汽车充分发挥自己的驱动潜力，提升了电动汽车的整车动力性能。
第三章 纯电动汽车整车参数匹配设计
首先确定纯电动汽车的整车参数和动力性能设计要求后，然后对动力传动系统进行匹配计算，对驱动电机、动力电池、布置方式进行选型和设计。电动汽车整车性能是否能满足设计要求取决于驱动系统的动力参数匹配是否合理。纯电动汽车整车参数匹配的任务是在满足动力性能要求的基础上合理的选择驱动系统各部件的参数，以期最大可能的提高整车行驶经济性。
3.1 纯电动汽车传动系统结构
本文设计的基于直驱AMT 的传动系统结构如图2.1所示，此电动汽车传动系统主要由两个电机，一个电机控制器，电池组和直驱AMT 变速箱组成。其中主电机负责后轮驱动，辅助电机负责能量回收，以及为电动汽车提供后备功率。主副电机电机均采用小功率电机，正常行驶工况下，由主电机向后轮供电，驱动后轮使电动汽车向前行驶；当电动汽车起步及加速运行时，电池组分别向主电机和辅助电机供电，通过电动机控制器控制2个电机同时运行向车辆提供所需功率。电动汽车在制动、下坡等需要减速的情况下，主辅电机均参与能量的回收，从而实现四个车轮同时进行能量回收。
图2.1 纯电动汽车动力传动系统简图
永磁同步电机具有高效率、高密度、结构简单且可靠性能高的特点，所以驱动电机选用永磁同步电机。变速器采用两档直驱式AMT 自动变速箱，充分发挥纯电动汽车纯电动力输出的工作特性，使纯电动汽车的动力输出更加平顺。
3.2 整车参数及设计要求
本论文以一款纯电动汽车的整车参数及技术要求进行整车参数匹配设计，具体参数见下表2.1所示。
表2.1 纯电动汽车主要技术参数
3.3 驱动电机匹配选型
纯电动汽车驱动电机通过电机控制器将动力电池的电能转化为驱动汽车行驶的机械能，是纯电动汽车行驶的动力源。
电动汽车驱动电机的选型必须满足整车动力性能设计指标，需要确定的参数有：额定功率、峰值功率、额定转速以及最高工作转速。
图2.2 驱动电机输出特性
研究表明电机具有如图2.2所示的低速等转矩和高速恒功率的机械特性，因此，驱动电机的工作区域就分为恒转矩区域和恒功率区域，以额定转速为分界点，以下是恒转矩区域，以下是恒功率区域。驱动电机的峰值工作特性使电机具有一定的过载能力，完全可以保证纯电动汽车起步、爬坡及加速等短时极限行驶工况，但是驱动电机不可以长时间工作在峰值功率附近，长时间在峰值功率附近运行会导致电机出现故障，也会对电机的使用寿命造成很大影响。
（1）驱动电机的额定功率
驱动电机长时间工作于某工况的能力由额定功率来衡量。设计电动汽车运行工况时，为了能够使电动汽车以最高车速长时间行驶，往往需要以电动汽车最高车速确定驱动电机的额定功率。
正常情况下，电动汽车的最高车速对应电动汽车最高档，该双驱动电机传动系统在最高车速时，只有主电机工作，因此用电动汽车的最高车速计算主电机的额定功率。
根据《汽车理论》所学知识，由汽车的功率平衡方程，可以求得满足汽车长时间以最高车速行驶的额定功率：
2
C d AU max 1
P N =(m gf +) U max
3600η21. 15
1000. 35⨯1. 98⨯1002=(1531⨯9. 8⨯0. 014+) 3600⨯0. 9121. 15=16. 4KW
式中，P N 为电机额定功率，KW ；η为传动效率，取0.91；m 为整车质量，kg ；f 为滚动阻力系数；A 为电动汽车迎风面积，m 2;C d 风阻系数；U max 为最高车速。g 为重力加速度，取9.8kg ·m ·s -2。
（2）驱动电机的峰值功率
驱动电机的峰值功率越高电动汽车的后备功率越大。为了满足整车爬坡、急加速等大功率短时工况需求，根据爬坡及加速等动力性能要求计算驱动电机峰值功率。
①根据最大爬坡度的需求进行分析，电动汽车以V N =30km/h的速度在最大
坡度i max =30%的坡上行驶。此时所需求的功率为：
P i max =P 1+P 2
C D AV N 2V N
=(mgf cos αmax +mg sin αmax +)
21. 153600η
=(1531⨯9. 8⨯0. 014⨯cos(arctan0. 3) +1531⨯9. 8⨯sin(arctan0. 3) 0. 35⨯1. 98⨯30230+) ⨯
21. 153600⨯0. 91=41. 6KW
②根据百公里加速时间t 0-50km/h的需求进行分析，电动汽车加速过程中需要较大的后备功率，其瞬时车速可以根据经验公式得：
⎛t ⎫v =v m t ⎪⎪
⎝m ⎭
x
式中，v m 为电动汽车的末速度；t m 为电动汽车的加速时间；x 为拟合系数，一般取0.5左右。
汽车在从零加速到50km/h的过程中，不仅要克服加速阻力、空气阻力。其中，空气阻力会随电动汽车速度成二次方增长，因此，选取加速末尾时刻进行设计计算：
x
⎡⎛t m -∆t ⎫⎤v m C D AV δm v m
⎪⎢1- ⎥) P t =(m gf ++ ⎪21. 153. 6∆t ⎢⎝t m ⎭⎥3600η
⎣⎦0. 35⨯1. 98⨯502
=(1531⨯9. 8⨯0. 014++
21. 152
⎡1. 04⨯1531⨯5050⎛10-0. 2⎫⎤
⎪⎥) ⨯⎢1-
3. 6⨯0. 2⎢⎣⎝10⎭⎥⎦3600⨯0. 91=71. 3KW
2m
根据上述计算，为了满足电动汽车动力性的要求，必须保证驱动电机的额定功率大于P N ，峰值功率大于max{Pimax ，P t }。单电机的功率也不适宜太大，功率
过大会造成电机实际质量的增加，一方面，这样不符合现在汽车轻量化设计的理念，另一方面会增加整车的制造成本，不能达到预期的经济收益。而且电机功率过大，会使电动汽车无法充分利用电机的高效区，在电动汽车的行进过程中，会更大的更迅速的消耗蓄电池的电量导致电动汽车续航里程下降。
（3）驱动电机的额定转速以及最高工作转速
目前，电动汽车的行驶工况一般为市区工况，大部分市区道路限速60km/h，因此，常规车速假设为U N =60km/h，以此数值计算电机的额定功率：
n N
i g i 0U N 0. 377r
式中，n N 表示电机的额定转速，r/min；i g 表示传动比；i 0表示主减速比；U N 表示常规车速，km/h；r 表示车轮滚动半径，m 。
电机的制作工艺、制作成本以及传动系统各个部件的设计和成本都取决于电动机的最高工作转速。电动机一般分为普通电机和高速电机。普通电机的转速在6000r/min以下，电动客车上的应用较多。高速电机的转速在6000r/min以上，应用范围广，更适合电动轿车使用。因此，本文设计的纯电动汽车传动系统采用6000r/min以上的高速永磁同步电机。
电机扩大恒功率区系数β是驱动电动机的最高转速比上额定转速的值。试验表明，β值一般取2~4之间。
（4）驱动电机匹配结果
根据上述匹配计算和分析，总结现有产品规格，本系统选用的永磁同步电机具体参数如下。
3.4 传动比匹配 3.4.1 档位数的确定
车辆的使用条件和性能要求决定了电动汽车传动系统的档位数，从理论上来讲，增加档位数可使电动汽车驱动电机尽可能的工作在高效区，使电动汽车的能耗降低，增加续航里程。同时，可以使整车的加速爬坡的动力性能得到提升。虽然增加电动汽车的档位数可以提高整车的动力性和经济性。但是，增加档位数会使变速器的机械结构更加复杂，控制难度更高，进一步增加了制造的成本。
本传动系统采用两档自动变速器技术方案，该方案能够使电动汽车驱动电机有更好的机械输出特性。一档时，传动比大，电动机低速大扭矩的特性使电动汽车能够更好的完成起步、爬坡、急加速工况需求；二档时，传动比小，电动机高速时输出的大功率可以保证电动汽车的最高车速需求。同时，变速箱传动逼得设计尽可能的使驱动电机日常工作点在电机的高效区内，满足电动汽车动力性的同时，保证能耗最低。
3.4.2 各档位传动比范围的确定
在确定变速箱不同档位传动比时，首先根据不同档位传动比要满足的电动汽车行驶工况，并利用所学动力学方程，确定不同档位传动比的合理设计范围。
本论文用i g1和i g2分别表示AMT 变速箱一档和二档的传动比，i F 表示主减速器传动比，用i 1=ig1*iF 表示一档时传动系统的总传动比，用i 2=ig2*i F 表示二档时传动系统的总传动比。查阅资料，单级齿轮的最大传动比不应该大于4，因此，主减速器传动比i F 选定为3.8, 下面分别对i 1和i 2进行匹配计算。
①计算i 1范围
大传动比i 1必须满足电动汽车最大爬坡度的要求，并且电动汽车运行时驱动转矩不可以大于地面附着力的极限值。
A ）i 1需要满足的电动汽车最大爬坡度
i 1T max ηC D AV N 2
≥mgf cos αmax +mg sin αmax +R 21. 15
通过上式计算可得：i 1≥7.34
B ）i 1需要保证电动汽车运行时驱动转矩不可以大于地面附着力的极限值
i 1T max η
≤G ΦR
上式中，Ø表示路面附着系数，取值范围是：干燥的水泥路面，Ø=0.7~1.0，潮湿水泥路面，Ø=0.4~0.6，刚开始下雨时路面：Ø=0.3~0.4，在这里取Ø=0.8。
经过计算可得：i 1≤13.90
综上所述，i 1取值的合理范围是：7.34~13.90
②计算i 2范围
小传动比i 2需要满足电动汽车最高车速以及电动汽车在以最高车速行驶过程中驱动力不小于行驶阻力。
A ）i 2必须满足电动汽车的最高车速
因为i 2需要满足电动汽车的最高车速，所以下面的式子成立，
n max v max
≥i 2R
上式中，n max 驱动电机的最高转速，取8500r/min，R 表示车轮的滚动半径，m.
则：i 2≤8.49
B ）i 2满足电动汽车在以最高车速行驶时驱动力不小于行驶阻力
i 2T n max ηR
2
C D AV max
≥mgf +
21. 15
上式中，T nmax =电机额定功率/电机最高工作转速
则：i 2≥5.44
综上所述，i 2合理的取值范围是：5.44~8.49
3.5 本章小结
首先确定了本论文设计的基于直驱式AMT 的传动系统结构形式和设计原理，之后根据该电动选用的整车参数以及它的各项性能指标，完成了驱动电机的选型，对该传动系统的传动比范围进行了确定，通过分析和查阅相关数据，该AMT 变速箱一档传动比选用i g1=3.09，二档的传动比选用i g2=1.83,主减速器传动比选用i F =3.8。
第四章 基于CATIA 的设计方案建模
本次设计的基于直驱AMT 变速箱的纯电动汽车的传动系统主要包括电动机、AMT 变速箱、万向传动装置、驱动桥等。下面首先对主要部分的参数进行确定，然后在CATIA 中完成各部分三维模型的绘制。
4.1 AMT变速箱模型
4.1.1 中心距A
采用直驱AMT 变速箱，采用的是中间轴式结构，第二轴和中间轴的距离是变速器的中心距A ，中心距是变速箱的一个基本参数，一方面，它的数值对变速器的外形尺寸、体积、重量等都产生很大的影响。另一方面，它也影响着传动齿轮的接触强度。中心距越大，齿轮的接触应力就越小，齿轮的寿命就越长。中心距不能过小，如果中心距过小，会导致变速箱的长度增加，因此导致轴的刚度下降，另一方面受一档小齿轮齿数不能过小的限制，中心距也应该选大一些。
1. 中间轴式变速器中心距Ａ的确定
初步确定中心距A 时，可以用下面的经验公式计算
A =K A e max i g 1ηg
上式中，A 表示变速器中心距，mm ；K A 表示中心距系数，乘用车：K A =8.9~9.3；T emax 表示电动机的最大转矩（N·m ）；i g1表示变速器一档是的传动比；ηg 表示变速器传动效率，这里取96%。
根据前文所选电机参数，以及传动比求得：
A =85
4.1.2 各档齿轮齿数的分配
根据汽车设计所学知识，查表后初步选定齿轮模数取3。然后根据变速器的档位数、传动比和传动方案进行各档齿轮齿数比的分配。需要注意的是，各档齿轮齿数比应该尽量不要取整数，以最大可能的保证齿面磨损均匀。下图为两档变速器传动方案。
1
输入轴
3
5
输出轴
2
图3.1 两档AMT 变速器传动方案
1. 一档传动比的确定 一档传动比为
i g 1
z 5z 2=
z 6z 1
首先求z 1和z 2的齿数，再求z 5和z 6传动比。 齿数和
2A cos βz h =
m n
计算后取z h 为整数，z h =57。在确定齿数和后，进行大小齿数的分配。查阅资料，因一档传动比为3.08，因此中间轴上一档齿轮的齿数可在z 6=15~17之间选用，取z 6=16，则z 5=41。则β值取为22。
2. 中心距的修改
在计算齿数和的过程中，由于取整的原因，中心距的大小发生了变化，此时，A=85.5。接下来以修改后的中心距Ａ作为各档齿轮齿数分配的依据。
3. 常啮合齿轮齿数的确定 根据之前计算可知：
z 6z 2
=i 1z 1z 5
z 1+z 2=57
则z 1=26，z 2=31。 4. 二档齿轮齿数的确定
z 3+z 4=57
i g 2=
求得：z 3=35，z 4=22。4.
z 2z 3
z 1z 4
4.1.3 齿轮接触应力校核
一档齿轮接触应力校核：
已知：T g =241.16⨯103Nmm ；α=20︒；β=22︒；m n =3；E =2.1⨯105MP a ；
5.
d 1=2A ⨯
Z 616Z 541
=2⨯85⨯=47. 72mm ；=2⨯85⨯=122. 28mm ；d 2=2A ⨯ Z h 57Z h 57
3K c m n 7⨯32T g 2⨯241. 16⨯10b ==22. 65mm ；F 1===1972. 2N ;
cos βcos 22︒d 1122. 28⨯2
F =
p b =
r z sin α19.535⨯sin 20︒F 11972.2
==7. 8; ==2127. 1N ; p z =22
cos βcos 22︒cos βcos 22︒
r b sin α50.465⨯sin 20︒
==20. 08; 22
cos βcos 22︒
由牛顿第三定律可知，作用在主动齿轮和从动齿轮的两作用力是一样的，故只需要计算一个接触应力即可：
FE ⎛11⎫2127.1⨯2. 1⨯105⎛11⎫
⎪σj =0. +=⨯+a ⎪=1467.4MP ⎪b p z p b 22. 657. 820. 08⎝⎭⎝⎭
经过计算结果与现有数据对比两个档位的齿轮接触应力均满足设计要求，合格。
根据上述计算参数，参考标准件对照表，绘制齿轮的三维模型如下：
齿轮z1： 齿轮z2： 齿轮z3：
齿轮z4 齿轮z5 齿轮z6
图3.2 变速器各齿轮
4.1.4 初步确定轴的直径
该变速箱采用中间轴式布置结构，而且上述算出中心距A=85.5，因此，中间轴以及第二轴的中间部分直径为d ≈0.45A 。对于中间轴d/L=0.16~0.18，对于第二轴，d/L≈0.18~0.21，其中d 表示轴的最大直径，L 表示轴的支承间距。
D K e max
第一轴花键部分的直径D 可以按照下列式子进行初选：
其中，K 为经验系数，K=4.0~4.6；T emax 表示电动机的最大转矩。 有上述公式及经验计算可得： 中间轴中部直径为d 2=38。 第一轴花键部分直径为D=30。
参考相关论文，初步取壳体的总长度为324mm ，中间轴支承距离取316mm ，则根据相关数据第二轴支承距离为268mm 。
4.1.5 轴强度的校核
AMT 变速箱在工作时，由于齿轮啮合以及动力的传动，变速箱的轴受到转矩和弯矩。这就需要变速箱轴的刚度和强度必须满足要求，如果轴的刚度不能满足要求将导致轴发生弯曲变形，进而，导致齿轮不能正确的啮合，对于行车安全以及驾乘感受造成很大的影响。
1. 校验轴的刚度
变速箱轴在垂直平面内发生的挠度以及水平面内产生的转角对齿轮的工作产生的影响最大。挠度会改变齿轮的中心距Ａ，使齿轮不能正确的啮合；轴产生的转角会导致齿轮之间相互歪斜，使延齿长的压力分布不均匀。
上文初步确定了各轴的直径，长度等尺寸，现在对轴的强度和刚度进行验算。想要求变速箱输入轴的支点反作用力，必须从中间轴的支点反力入手，先求出钟建中的支点反力。这里需要注意的是随着档位的不同，齿轮受的圆周力、径向力和轴向力都会发生变化，而且档位不同力到支点的长度也会发生变化，所以应该对各个档位都进行验算。在进行验算时，可以把轴看做是铰接支撑的梁。作用在输入轴上的转矩应取T emax 。
《材料力学》里面有关于计算轴的挠度和转角的公式，在进行计算的时候，只计算轴上有齿轮的位置的挠度和转角。输入轴常啮合齿轮副，离支撑点的距离较近，负荷小，一般情况下挠度较小，因此可以不计算。轴在垂直面内的挠度是f c ，在水平面内的挠度为f s ，转角位δ，用下面的公式进行计算
F 1ab (b -a ) δ=
3EIL
F a b f c =
3FIL
22
F a b f s =
3EIL
22
式中，F 1表示轮齿宽中间平面上的径向力，N ；F 2表示齿轮齿宽中间平面上的圆周力，N ；E 是弹性模量，E=2.1*105MPa ；I 为惯性矩，mm 4，对于实心轴，I=πd 4/64;d表示轴的直径，mm ；花键处均按直径计算；a 、b 为齿轮上的作用力距离A 、B 支座的距离，mm ；L 表示支座间的距离，mm 。
因此次设计的主要目的是设计基于AMT 的纯电动汽车传动系统，所以不在这里对变速箱各轴的具体参数进行计算校核。
2. 校验轴的强度
变速箱的轴主要作用是进行力的传递，在这里按许用切应力进行简单的计算校核。
T 9. 55⨯106P /n
τT ==≤[τT ]3
W T 0. 2d
式中，W T 表示轴的抗扭截面系数，mm 3；P 为轴的传递效率，kW;n 为轴的转速，r/min；C 跟轴选用的材料有关。
9. 55⨯10P P d ≥=C 0. 2[τT ]n n
6
n 取峰值转速时，变速箱轴的转速，C 取125。则
d 8. 8mm
当轴上有键槽时，应该加大轴的直径，单键直径增加3%，双键直径增加7%。
4.1.6 轴的三维模型 1输入轴模型
根据计算，运用CATIA 建立的中间轴三维模型，如下图所示:
图3.3 变速箱输入轴
2中间轴模型
根据计算，运用CATIA 建立的中间轴三维模型，如下图所示:
图3.4 变速箱中间轴
3输出轴模型
变速箱第二轴为输出轴，上面有同步器等换挡机构，阶梯轴各部分宽度与中间轴相匹配，在计算的基础上，绘制第二轴三维模型如图所示：
图3.5 变速箱输出轴
4.2 驱动桥齿轮
4.2.1 主减速器锥齿轮
主减速器锥齿轮的主要参数包含主动锥齿轮齿数Z 1、从动锥齿轮齿数Z 2、从动齿轮大端分度圆的直径D 2、端面模数m s 、中点螺旋角β、法向压力角α等。
选择主动锥齿轮和从动锥齿轮的齿数时必须考虑以下的条件： ①为了使齿轮磨合均匀，两个齿轮的齿数之间尽量避免存在公约数； ②主动锥齿轮和从动锥齿轮的齿数和应该大于40，尽可能的得到理想的齿面重合度以及较高的轮齿弯曲强度；
③为了使两个齿轮啮合好、噪音小并且具有较高的疲劳强度，对于乘用车，主动锥齿轮齿数一般大于9
④主减速比较大时，主动锥齿轮的齿数应该尽量小一些，以此来尽可能的获得满意的整车最小离地间隙。
根据上述主减速比，查阅相关资料，绘制出主减速器齿轮如图所示：
图3.6 主减速齿轮和输入齿轮
4.2.2对称锥齿轮式差速器
汽车上大部分的差速器都使用对称锥齿轮式差速器，对称锥齿轮式差速器结构比较简单、重量较轻的优点，所以被广泛使用。对称锥齿轮式差速器又分为普通锥齿轮式差速器、强制锁止式差速器以及摩擦片式差速器。
本设计采用普通锥齿轮式差速器。它结构简单、工作状态安全可靠，一般使用条件的汽车驱动桥大部分都会采用这种普通锥齿轮式差速器。
差速器四个齿轮相同如下图所示：
图3.7 差速器齿轮
4.3 十字轴万向节的强度校核
在设计十字轴万向节时，应保证十字轴颈有足够的抗弯强度。设诸滚针对十字轴颈作用力的合力为F ，则：
T
F =
2r cos α
式中T —传动轴计算扭矩，取按两种情况计算的转矩（按发动机最大扭矩、变速器一档和按满载驱动轮附着系数为0.8计算）的较小者；
r —合力作用线与十字轴中心间的距离；
α—万向节的最大夹角；
4.3.1 十字轴颈根部的弯曲应力计算
十字轴颈根部的弯曲应力为：
32d 1Fs σ=44
π(d 1-d 2)
式中：d 1—十字轴轴颈直径；
d 2—十字轴油道孔直径；
s —力作用点到轴颈根部的距离。 弯曲应力应不大于250～350N /mm 2。
4.3.2 十字轴轴颈的剪应力计算
十字轴轴颈的剪应力：
4F
τ=
π(d 14-d 24)
剪应力应不大于80～120N /mm 2。
4.3.3 滚针轴承的接触应力计算方法
滚针轴承的接触应力：
11F n
σj =272(+)
d 1d L
式中：d —滚针直径（mm ）； L —滚针工作长度（mm ）；
； d 1—如前所述（mm ）
F n —在力F 作用下一个滚针所受的最大载荷（N ）
4. 6F
F n
iZ
式中：i —滚针列数； Z —每列中的滚针数。
当滚针和十字轴轴颈表面硬度在HRC58以上时，许用接触应力为3000～3200N /mm 2。
4.4 本章小结
本章首先对传动系统设计要求等进行了简单介绍，然后通过汽车设计的相关知识，对变速箱，驱动桥等相关的数据进行了设计计算，运用力学的有关知识对齿轮、轴、以及十字轴万向节等进行了强度校核，详细的介绍了强度校核的有关知识。最后在三维设计软件CATIA 中完成了对变速箱、驱动桥的零部件的建模过程。
第五章 基于CATIA 的设计方案装配
上文在CATIA 中完成了对传动系统零部件的三维建模，下面在CATIA 的装配设计模块中，介绍各个部件的装配方法，完成对各个部件的装配，在此基础上，完成对整车结构的三维建模。
5.1 变速箱零部件的装配
5.1.1 变速箱齿轮和轴的装配
装配在一起的齿轮和轴是同心关系，轴线重合。下面以齿轮z2和中间轴为例，说明变速箱齿轮和轴的装配方法：
① 首先找到约束命令，如下图所示：
图5.1 约束命令列表
选择第一个相合约束，分别点击齿轮z2和中间轴的轴线，点击更新命令。 软件会按照相合约束的命令进行相对位置的更新，如下图所示：
图5.2 齿轮轴
因为齿轮z2和中间轴是键联接，所以通过添加键，使用约束命令的第二个接触约束。进一步限定齿轮和轴的相对位置，如下图所示：
图5.3 装配完的齿轮轴
这样就完成了一个齿轮在轴上的装配。
参照上面的步骤完成其他齿轮在轴上的装配。
图5.4 中间轴
其他齿轮和轴的装配方法类似，而输出轴上又添加了轴承，轴承的装配方法和上述所讲方法是一致的。用上述方法将其他两个轴上的齿轮和轴装配完毕如下图所示：
图5.5 变速箱输入轴
图5.6 变速箱第二轴
5.1.2 变速箱轴与轴之间的装配方法
变速箱的轴之间最基本的关系是平行关系，这里使用约束命令里的第三个命令，偏移约束。上文计算出的中心距便是轴的偏移距离。因为中间轴式变速箱，所以输入轴和输出轴轴线应该在同一直线上，这样可以使变速箱结构简单紧凑，使变速箱在实际安装以及使用过程更加的方便。
图5.7 变速箱齿轮装配
5.1.3 直线驱动装置以及变速箱整体的装配
完成各个齿轮和轴的装配以后，将电磁直线执行器与变速箱壳等装配在一起，装配结果如下图所示：
图5.8 变速箱图
5.2 驱动桥零部件的装配
驱动桥包含主减速器和差速器。下面我们就主减速器和差速器在CATIA 中分别进行装配。
5.2.1 主减速的装配
主减速器由驱动齿轮和主减速器齿轮组成。下面利用主减速器壳对主减速器进行装配。
Step1 【开始】→【机械设计】→【装配设计】，进入装配设计平台； Step2 选中树形图上的【Product 1】，然后使用【现有组件】命令引入主减速器各部件；
Step3 使用【角度约束】命令在输入齿轮和主减速器齿轮轴线之间创建约束；
Step4 使用【接触约束】命令让输入齿轮和主减速器齿轮的相关面产生接触约束，使用【更新】命令进行更新；
Step5 同上使用【曲面约束】、【接触约束】、【更新】等命令完成差速器的装配。
图5.9 主减速器部件
5.2.1 差速器的装配
Step1 【开始】→【机械设计】→【装配设计】，进入装配设计平台；
Step2 选中树形图上的【Product 1】，然后使用【现有组件】命令引入差速器各部件；
Step3 使用【相合约束】命令在半轴齿轮和半轴的轴线之间创建约束； Step4 使用【接触约束】命令让半轴齿轮和行星齿轮的相关面产生接触约束，使用【更新】命令进行更新；
Step5 同上使用【曲面约束】、【接触约束】、【更新】等命令完成差速器的装配。
如下图所示：
图5.10 差速器部件
5.2.3 驱动桥整体的装配
Step1 【开始】→【机械设计】→【装配设计】，进入装配设计平台；
Step2 选中树形图上的【Product 1】
，然后使用【现有组件】命令引入主减
速器部件和差速器部件；
Step3 使用【相合约束】命令在差速器齿轮轴和主减速器之间创建约束； Step4 使用【接触约束】命令让差速器部件和驱动桥壳装配，使用【更新】命令进行更新，完成驱动桥的装配，如图
图5.11 驱动桥总装配图
5.3 传动轴的装配
电动汽车上的万向节传动常由万向节和传动轴组成，主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递动力。万向节传动应保证所连接两轴的相对位置在预计范围内变化时，能可靠的传递动力；保证所连接两轴尽可能同步（等转速）运转；允许相邻两轴存在一定的角度；允许存在一定轴向的移动。
十字轴万向节包括万向节叉、十字轴、轴承盖、油嘴、安全阀、油封、滚针、套筒等。十字轴万向节的结构比较固定，运行起来也比较稳定，所以在这里建模的时候不再详细进行建模，只画出万向节叉、十字轴来表示整个万向传动节。因此传动轴的三维建模过程相对比较简单，运用到的还是约束命令，
下面详细介绍一下装配过程：
Step1 【开始】→【机械设计】→【装配设计】，进入装配设计平台；
Step2 选中树形图上的【Product 1】，然后使用【现有组件】命令引入传动轴各部件；
Step3 使用【相合约束】命令在十字轴和万向节叉的叉臂孔轴线之间创建约束；
图5.12 十字轴和万向节叉
Step4 使用Step3的方法将传动轴上的万向节叉和十字轴创建约束
图5.13 万向节传动轴一侧
Step5 同上使用【相合约束】、【更新】等命令完成万向传动轴的装配。
图5.14 万向节传动轴
5.4 整车结构三维建模
传动系统前驱动轴由电机通过传动轴直接与主减速器相连，动力通过差速器传递到半轴带动前部两个车轮运动。
Step1 【开始】→【机械设计】→【装配设计】，进入装配设计平台； Step2 选中树形图上的【Product 1】，然后使用【现有组件】命令引入之前装配好的各部件；
Step3 使用【相合约束】命令分别在电机轴线和传动轴万向节叉轴线、传动轴万向节叉轴线和主减速器输入齿轮轴轴线之间创建约束；
Step4 使用【更新】命令进行更新，完成前驱动轴的装配。
图5.15 传动系统前驱动轴
Step5 方法同Step3，使用【相合约束】命令分别在电机轴线和变速箱输入轴轴线、变速箱输出轴轴线和传动轴万向节叉轴线、传动轴万向节叉轴线和主减速器输入齿轮轴轴线之间创建约束；
Step6 使用【更新】命令进行更新，完成后驱动轴的装配。
图5.16 整个传动系统三维装配图
5.5 本章小结
本章详细讲解了在CATIA 如何进行传动系统各个部件的三维建模，在此基础上，详细介绍了各个部分部件的装配方法，完成了各个零部件的装配。在本章中对CATIA 的装配环节做了一定的介绍。最后完成了对CATIA 整车传动系统的装配任务。
第六章 结论
本文根据纯电动汽车的纯点动力输出的工作特性，提出了基于直驱式AMT 变速箱的双电机双轴传动系统方案。此动力系统可以更好地满足纯电动汽车动力性和最高车速的要求。针对该双电机双轴驱动的动力系统，作者主要进行了如下的研究工作。
（1）对纯电动汽车的传动系统进行了介绍，并阐述了单电机单轴驱动，双电机双轴驱动的工作原理，通过对几种不同的传动系统的优缺点对比分析，确定了双电机双轴驱动的传动系统传动方案。
（2）分析了本文设计的传动系统布置形式，对然后对动力传动系统进行匹配计算，对驱动电机、动力电池、布置方式进行选型和设计。在满足动力性能要求的基础上合理的选择驱动系统各部件的参数，以期最大可能的提高整车行驶经济性。
（3）首先对传动系统设计要求等进行了简单介绍，然后通过汽车设计的相关知识，对变速箱，驱动桥等相关的数据进行了设计计算，运用力学的有关知识对齿轮、轴、以及十字轴万向节等进行了强度校核，详细的介绍了强度校核的有关知识。最后在三维设计软件CATIA 中完成了对变速箱、驱动桥的零部件的建模过程。
（4）介绍了CATIA 装配方法，在CATIA 中完成了对整车传动系统的装配过程。
第七章 课题研究展望
本文的研究课题是山东省重点研发计划项目（基于直驱技术的高效变速器关键技术研究与系统开发），然而双电机双轴驱动传动系统要真真正正的应用在纯电动汽车上仍然有大量的实际工作要做。结合自己对本课题的研究体会，作者认为需要完善的地方有：
（1）本文采用双电机单电池系统，可进一步采用双电机双电池系统。既主电机采用能量型电池来提高纯电动汽车的续航里程，辅电机采用功率型电池增大回馈功率，这样就可以提高系统的能量利用效率。
（2）本文主要对双电机双轴驱动的动力系统进行三维建模，下面可以进一步对控制策略和性能仿真进行研究，多方面的处理和分析纯电动汽车的双电机双轴驱动传动系统。
（3）本文提出的双电机双轴驱动电动汽车采用直驱式AMT 变速箱，下面期待对这种结合进行仿真分析，使该双电机双轴驱动传动系统在纯电动汽车上的应用的实现更进一步。