三挡电动总成及其速比确定方法与流程

本发明属于汽车传动技术领域，特别是涉及一种三挡电动总成及其速比确定方法。

背景技术：

行星齿轮机构具有传动比大、体积小、工作平稳及承载能力大等特点。通过使用行星齿轮机构，能够在有限的空间内实现了不同的速比要求。例如，使用行星齿轮结构，可以得到空间紧凑及结构简单的三挡变速器。

现有的一种电动三挡速行星变速箱，该变速箱包括箱体及可转动的安装在箱体上的输入轴。在箱体内设有行星齿轮，输入轴上同轴设置有左右各一个同步器；左同步器的左从动盘与输入轴同轴固接，左同步器的主动盘与行星齿轮的齿圈同轴联接；右同步器的右从动盘与输入轴同轴固接，右同步器的左从动盘与箱体固接，右同步器的主动盘与行星齿轮的太阳轮同轴联接；箱体上置有用于控制两个同步器换挡的换挡执行机构，通过同步器换挡实现三个速比。

行星传动的特性决定了三个速比之间有如下对应关系：

一挡速比：此时，齿圈固定，太阳轮主动，行星架输出，速比为：i＝1+z齿圈/z太阳轮；

二挡速比：此时，太阳轮固定，齿圈主动，行星架输出时，速比为：i＝1+z太阳轮/z齿圈；

三挡速比：此时，太阳轮和齿圈结合为一体作为主动件，行星架输出，行星齿轮机构作为一个整体运转，速比为i＝1。

由上可见，一旦太阳轮、齿圈的齿数z太阳轮和z齿圈选定后，三个挡位的速比即固定不变，无法灵活调整。然而为了使车辆能够达到较高的最高车速和较大的爬坡度，并使电机长时间工作在高效率区，需要合理设置三个挡位的速比，使得低挡位速比大，高挡位速比小。另外，为了保证换挡舒适性，还要使得三个挡位之间的级差合适。

图8所示为某款电机的外特性曲线，如图8所示，电机在低转速时扭矩大，随着转速提升到一定范围后，扭矩和功率随转速提升下降很快。若电机在此区间工作，会出现整车动力性下降的问题，造成加速性能差，爬坡能力不足。

一般传统燃油车的变速器速比分配方式是按照高挡位之间级差稍微小于低挡位之间级差，级差呈减小的趋势。将传统的传统燃油车的变速器速比分配方式套用在新能源车的三挡电动总成时，不能解决整车动力性下降的问题。

技术实现要素：

本发明所要解决的技术问题是：针对现有的变速器速比分配方式导致整车加速性能差，爬坡能力不足的问题，提供一种三挡电动总成及其速比确定方法。

为解决上述技术问题，一方面，本发明实施例提供一种三挡电动总成，包括电机、差速器及三挡变速器，所述三挡变速器连接在所述电机与所述差速器之间，以在所述电机与所述差速器之间产生一挡位速比、二挡速比及三挡速比，所述二挡速比和三挡速比之间的速比级差大于所述一挡速比与二挡速比之间的速比级差。

可选地，所述一挡速比范围为不小于17.7，所述二挡速比范围为大于7.92，所述三挡速比范围为不大于3.55。

可选地，所述一挡速比为17.89，所述二挡速比为8.34，所述三挡速比为3.49。

可选地，所述二挡速比和三挡速比之间的速比级差为2.39，所述一挡速比与二挡速比之间的速比级差为2.15。

可选地，所述三挡变速器包括箱体、输入轴、第一副轴、第二副轴、行星齿轮机构、一挡主动齿轮、一挡从动齿轮、二挡主动齿轮、二挡从动齿轮、三挡主动齿轮、三挡主动齿轮、第一差速器主动齿轮、第二差速器主动齿轮、第一同步器及第二同步器；

所述行星齿轮机构包括太阳轮、行星架及齿圈，所述太阳轮与所述行星架的行星轮外啮合传动，所述行星架上的行星轮与所述齿圈内啮合传动，所述太阳轮固定连接在所述输入轴的一端，所述输入轴的另一端与所述电机的输出轴连接，所述差速器上设置有同时与所述第一差速器主动齿轮及第二差速器主动齿轮啮合的差速器从动齿轮，所述齿圈固定在所述箱体上，所述行星架转动连接支撑于所述箱体上；

所述一挡主动齿轮及二挡主动齿轮固定连接在所述行星架上，所述一挡从动齿轮及二挡从动齿轮空套在所述第一副轴上，所述第一差速器主动齿轮固定连接在所述第一副轴上，所述三挡主动齿轮固定连接在所述输入轴上，所述三挡从动齿轮固定连接在所述第二副轴上，所述第二差速器主动齿轮空套在所述第二副轴上，所述一挡主动齿轮与一挡从动齿轮啮合，所述二挡主动齿轮和二挡从动齿轮啮合，所述三挡主动齿轮与三挡从动齿轮啮合；

所述第一同步器用于控制所述第一副轴与所述一挡从动齿轮及二挡从动齿轮的脱开与接合，所述第二同步器用于控制所述第二副轴与所述第二差速器主动齿轮的脱开与接合。

可选地，所述输入轴远离所述太阳轮的一侧转动支承在所述箱体上以实现该侧的径向限位，所述输入轴接近所述太阳轮的一侧不设径向限位。

可选地，所述输入轴、第一副轴及第二副轴相互平行，且所述第一副轴及第二副轴分别位于所述输入轴的两侧。

可选地，所述一挡主动齿轮、二挡主动齿轮及三挡主动齿轮沿所述输入轴的轴向向远离所述行星齿轮机构的方向依次排布；

所述一挡从动齿轮、二挡从动齿轮及第一差速器主动齿轮沿所述第一副轴的轴向向远离所述行星齿轮机构的方向依次排布；

所述第二差速器主动齿轮及三挡从动齿轮沿所述第二副轴的轴向向远离所述行星齿轮机构的方向依次排布。

可选地，所述第一同步器设置在所述第一副轴上且位于所述一挡从动齿轮及二挡从动齿轮之间；

所述第二同步器设置在所述第二副轴上且位于所述第二差速器主动齿轮远离所述三挡从动齿轮的一侧。

可选地，所述三挡变速器包括箱体、输入轴、第一副轴、第二副轴、行星齿轮机构、一挡主动齿轮、一挡从动齿轮、二挡主动齿轮、二挡从动齿轮、三挡主动齿轮、三挡主动齿轮、第一差速器主动齿轮、第二差速器主动齿轮、第一同步器及第二同步器；

所述行星齿轮机构包括太阳轮、行星架及齿圈，所述太阳轮与行星轮的行星轮外啮合传动，所述行星架上的行星轮与所述齿圈内啮合传动，所述太阳轮固定连接在所述输入轴的一端，所述输入轴的另一端与所述电机的输出轴连接，所述差速器上设置有同时与所述第一差速器主动齿轮及第二差速器主动齿轮啮合的差速器从动齿轮，所述齿圈固定在所述箱体上，所述行星架转动连接支撑于所述箱体上；

所述一挡主动齿轮及二挡主动齿轮空套在所述行星架上，所述一挡从动齿轮及二挡从动齿轮固定连接在所述第一副轴上，所述第一差速器主动齿轮固定连接在所述第一副轴上，所述三挡主动齿轮固定连接在所述输入轴上，所述三挡从动齿轮固定连接在所述第二副轴上，所述第二差速器主动齿轮空套在所述第二副轴上，所述一挡主动齿轮与一挡从动齿轮啮合，所述二挡主动齿轮和二挡从动齿轮啮合，所述三挡主动齿轮与三挡从动齿轮啮合；

所述第一同步器用于控制所述行星架与所述一挡主动齿轮及二挡主动齿轮的脱开与接合，所述第二同步器用于控制所述第二副轴与所述第二差速器主动齿轮的脱开与接合。

可选地，所述第一同步器设置在所述行星架上且位于所述一挡从动齿轮及二挡从动齿轮之间；

所述第二同步器设置在所述第二副轴上且位于所述第二差速器主动齿轮远离所述三挡从动齿轮的一侧。

可选地，所述三挡变速器包括箱体、输入轴、第一副轴、第二副轴、行星齿轮机构、一挡主动齿轮、一挡从动齿轮、二挡主动齿轮、二挡从动齿轮、二挡主动齿轮、三挡主动齿轮、第一差速器主动齿轮、第二差速器主动齿轮、第一同步器及第二同步器；

所述行星齿轮机构包括太阳轮、行星架及齿圈，所述太阳轮与行星轮外啮合传动，所述行星架上的行星轮与所述齿圈内啮合传动，所述太阳轮固定连接在所述输入轴的一端，所述输入轴的另一端与所述电机的输出轴连接，所述差速器上设置有同时与所述第一差速器主动齿轮及第二差速器主动齿轮啮合的差速器从动齿轮，所述齿圈固定在所述箱体上，所述行星架转动连接支撑于所述箱体上；

所述一挡主动齿轮及二挡主动齿轮固定连接在所述行星架上，所述一挡从动齿轮及二挡从动齿轮空套在所述第一副轴上，所述第一差速器主动齿轮固定连接在所述第一副轴上，所述三挡主动齿轮固定连接在所述输入轴上，所述三挡从动齿轮空套在所述第二副轴上，所述第二差速器主动齿轮固定连接在所述第二副轴上，所述一挡主动齿轮与一挡从动齿轮啮合，所述二挡主动齿轮和二挡从动齿轮啮合，所述三挡主动齿轮与三挡从动齿轮啮合；

所述第一同步器用于控制所述第一副轴与所述一挡从动齿轮及二挡从动齿轮的脱开与接合，所述第二同步器用于控制所述第二副轴与所述三挡从动齿轮的脱开与接合。

可选地，所述第一同步器设置在所述第一副轴上且位于所述一挡从动齿轮及二挡从动齿轮之间；

所述第二同步器设置在所述第二副轴上且位于所述第二差速器主动齿轮与所述三挡从动齿轮之间。

可选地，所述三挡变速器包括箱体、输入轴、第一副轴、第二副轴、行星齿轮机构、一挡主动齿轮、一挡从动齿轮、二挡主动齿轮、二挡从动齿轮、二挡主动齿轮、三挡主动齿轮、第一差速器主动齿轮、第二差速器主动齿轮、第一同步器及第二同步器；

所述行星齿轮机构包括太阳轮、行星架及齿圈，所述太阳轮与行星轮外啮合传动，所述行星架上的行星轮与所述齿圈内啮合传动，所述太阳轮固定连接在所述输入轴的一端，所述输入轴的另一端与所述电机的输出轴连接，所述差速器上设置有同时与所述第一差速器主动齿轮及第二差速器主动齿轮啮合的差速器从动齿轮，所述齿圈固定在所述箱体上，所述行星架转动连接支撑于所述箱体上；

所述一挡主动齿轮及二挡主动齿轮空套在所述行星架上，所述一挡从动齿轮及二挡从动齿轮固定连接在所述第一副轴上，所述第一差速器主动齿轮固定连接在所述第一副轴上，所述三挡主动齿轮固定连接在所述输入轴上，所述三挡从动齿轮空套在所述第二副轴上，所述第二差速器主动齿轮固定连接在所述第二副轴上，所述一挡主动齿轮与一挡从动齿轮啮合，所述二挡主动齿轮和二挡从动齿轮啮合，所述三挡主动齿轮与三挡从动齿轮啮合；

所述第一同步器用于控制所述行星架与所述一挡主动齿轮及二挡主动齿轮的脱开与接合，所述第二同步器用于控制所述第二副轴与所述三挡从动齿轮的脱开与接合。

可选地，所述第一同步器设置在所述行星架上且位于所述一挡从动齿轮及二挡从动齿轮之间；

所述第二同步器设置在所述第二副轴上且位于所述第二差速器主动齿轮与所述三挡从动齿轮之间。

本发明实施例的三挡电动总成，在设置三个挡位的速比时，在一挡速比和三挡速比已经确定的情况下，按照二挡速比和三挡速比之间的速比级差(高相邻挡位之间的级差)稍微大于一挡速比和二挡速比之间的速比级差(低相邻挡位之间的级差)的原则，即级差呈增大趋势，以此来分配二挡速比，以使电机的工作区间较多的分布在大扭矩及大功率区间。该三挡电动总成能够达到很大的速比范围，电机长时间工作在高效区，使得所搭载的整车能够具有较大的爬坡能力和较高的最高车速，且换挡平顺，舒适性较佳。

另一方面，本发明实施例还提供一种三挡电动总成的速比确定方法，包括：

根据整车爬坡度要求，确定一挡速比范围；

根据整车最高车速要求，确定三挡速比范围；

根据二挡速比和三挡速比之间的速比级差大于一挡速比与二挡速比之间的速比级差的原则，确定二挡速比范围；

根据确定的一挡速比范围、二挡速比范围及三挡速比范围，依据该三挡电动总成中的齿轮其齿数互质的原则，明确该三挡电动总成的每一级传动的齿轮的齿数后，确定一挡速比、二挡速比及三挡速比的具体数值。

可选地，根据整车爬坡度要求，确定一挡速比范围包括：

设计整车最大爬坡度；

根据整车最大爬坡度，利用汽车行驶方程式，计算出一挡速比范围。

可选地，设计整车最大爬坡度为30％，利用汽车行驶方程式，计算出一挡速比范围为不小于17.7。

可选地，根据整车最高车速要求，确定三挡速比范围包括：

设计整车最高车速；

根据整车最高车速，利用公式(1)计算出三挡速比范围；

式中，i3为三挡速比，nmax为电机最大转速，umax为设计的整车最高车速，r为车轮滚动半径，i0为驱动桥减速比。

可选地，设计整车最高车速为90km/h，利用公式(1)计算出三挡速度比范围为不大于3.55。

可选地，根据二挡速比和三挡速比之间的速比级差大于一挡速比与二挡速比之间的速比级差的原则，确定二挡速比范围包括：

在一挡速比范围及二挡速比范围已确定的情况下，依照一挡速比、二挡速比及三挡速比等级差增大的趋势，依照公式(2)确定二挡速比范围；

式中，i1为一挡速比，i2为二挡速比，i3为三挡速比。

可选地，确定所述一挡速比为17.89，确定所述二挡速比为8.34，确定所述三挡速比为3.49。

可选地，所述二挡速比和三挡速比之间的速比级差为2.39，所述一挡速比与二挡速比之间的速比级差为2.15。

附图说明

图1是本发明一实施例提供的三挡电动总成的结构简图；

图2是本发明一实施例提供的三挡电动总成一挡动力传递示意图；

图3是本发明一实施例提供的三挡电动总成二挡动力传递示意图；

图4是本发明一实施例提供的三挡电动总成三挡动力传递示意图；

图5是本发明另一实施例提供的三挡电动总成的结构简图；

图6是本发明另一实施例提供的三挡电动总成的结构简图；

图7是本发明另一实施例提供的三挡电动总成的结构简图；

图8是某款电机的外特性曲线；

图9是本发明一实施例提供的三挡电动总成的速比确定方法的流程图。

说明书中的附图标记如下：

1、输入轴；2、电机；3、太阳轮；4、行星架；5、行星轮；6、齿圈；7、一挡主动齿轮；8、二挡主动齿轮；9、一挡从动齿轮；10、二挡从动齿轮；11、第一副轴；12、第一同步器；13、第一差速器主动齿轮；14、差速器从动齿轮；15、三挡主动齿轮；16、三挡从动齿轮；17、第二副轴；18、第二差速器主动齿轮；19、第二同步器。

具体实施方式

为了使本发明所解决的技术问题、技术方案及有益效果更加清楚明白，以下接合附图及实施例，对本发明进行进一步的详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

如图1所示，本发明一实施例提供的三挡电动总成，包括电机2、差速器(图中未示出)及三挡变速器。

本实施例中，所述三挡变速器包括箱体(图中未示出)、输入轴1、第一副轴11、第二副轴17、行星齿轮机构、一挡主动齿轮7、一挡从动齿轮9、二挡主动齿轮8、二挡从动齿轮10、三挡主动齿轮15、三挡从动齿轮16、第一差速器主动齿轮13、第二差速器主动齿轮18、第一同步器12及第二同步器19。

本实施例中，行星齿轮机构均为内外啮合的单星排。具体为，所述行星齿轮机构包括太阳轮3、行星架4及齿圈6，行星架4中包含大于三个的行星轮5，太阳轮3与行星架4上的行星轮5外啮合传动，行星轮5与齿圈6内啮合传动。所述太阳轮3固定连接在所述输入轴1的一端，所述齿圈6固定在所述箱体上，所述行星架4可通过轴承转动连接支撑于所述箱体上。所述输入轴1的另一端与所述电机2的输出轴连接，所述差速器上设置有同时与所述第一差速器主动齿轮13及第二差速器主动齿轮18啮合的差速器从动齿轮14。

优选地，所述输入轴1远离所述太阳轮3的一侧通过轴承转动支承在所述箱体上以实现该侧的径向限位，所述输入轴1接近所述太阳轮3的一侧不设径向限位。这样，工作时输入轴1将产生弹性变形，太阳轮3可浮动，通过这样的设计来实现载荷的均衡，使三挡电动总成具有良好的减振性。

如图1所示，所述一挡主动齿轮7及二挡主动齿轮8固定连接在所述行星架4上，所述一挡从动齿轮9及二挡从动齿轮10通过滚针轴承空套在所述第一副轴11上，所述第一差速器主动齿轮13固定连接在所述第一副轴11上，所述三挡主动齿轮15固定连接在所述输入轴1上，所述三挡从动齿轮16固定连接在所述第二副轴17上，所述第二差速器主动齿轮18通过滚针轴承空套在所述第二副轴17上，所述一挡主动齿轮7与一挡从动齿轮9啮合，所述二挡主动齿轮8和二挡从动齿轮10啮合，所述三挡主动齿轮15与三挡从动齿轮16啮合。

本实施例中，所述第一同步器12用于控制所述第一副轴11与所述一挡从动齿轮9及二挡从动齿轮10的脱开与接合，所述第二同步器19用于控制所述第二副轴17与所述第二差速器主动齿轮18的脱开与接合。

本实施例中，所述太阳轮3与所述输入轴1可以通过花键固定连接，也可以做成一体结构。

本实施例中，所述输入轴1、第一副轴11及第二副轴17相互平行，且所述第一副轴11及第二副轴17分别位于所述输入轴1的两侧。

本实施例中，所述一挡主动齿轮7、二挡主动齿轮8及三挡主动齿轮15沿所述输入轴1的轴向向远离所述行星齿轮机构的方向依次排布。所述一挡从动齿轮9、二挡从动齿轮10及第一差速器主动齿轮13沿所述第一副轴11的轴向向远离所述行星齿轮机构的方向依次排布。所述第二差速器主动齿轮18及三挡从动齿轮16沿所述第二副轴17的轴向向远离所述行星齿轮机构的方向依次排布。

本实施例中，所述第一同步器12设置在所述第一副轴11上且位于所述一挡从动齿轮9及二挡从动齿轮10之间。所述第二同步器19设置在所述第二副轴17上且位于所述第二差速器主动齿轮18远离所述三挡从动齿轮16的一侧。本实施例的三挡变速器的挡位控制方法如下：

空挡：第一同步器12和第二同步器19均处于脱离啮合状态，此时，第一副轴11与一挡从动齿轮9及二挡从动齿轮10脱开，无动力输出，变速器处于空挡状态。

一挡：第二同步器19处于脱离啮合状态，第二副轴17与第二差速器主动齿轮18脱开，第一同步器12向上挂挡，与一挡从动齿轮9接合，使得第一副轴11与一挡从动齿轮9接合，第一副轴11随着一挡从动齿轮9转动。此时，来自电机2的动力由输入轴1经过太阳轮3再到行星轮5，再到行星架4，再通过与行星架4固定连接的一挡主动齿轮7传递到一挡从动齿轮9，一挡从动齿轮9带动第一副轴11转动，动力最终从第一副轴11上的第一差速器主动齿轮13传递到差速器从动齿轮14。一挡动力传递路线如图2中的黑色粗实线箭头所示。

二挡：第二同步器19处于脱离啮合状态，第二副轴17与第二差速器主动齿轮18脱开，第一同步器12向下挂挡，与二挡从动齿轮10接合，以使得第一副轴11与二挡从动齿轮10接合。此时，来自电机2的动力由输入轴1经过太阳轮3再到行星轮5，再到行星架4，再通过与行星架4固定连接的二挡主动齿轮8传递到二挡从动齿轮10，二挡从动齿轮10带动第一副轴11转动，动力最终从第一副轴11上的第一差速器主动齿轮13传递到差速器从动齿轮14。二挡动力传递路线如图3中的黑色粗实线箭头所示。

三挡：第一同步器12处于脱离啮合状态，第一副轴11与一挡从动齿轮9及二挡从动齿轮10脱开，第二同步器19向下挂挡，与第二差速器主动齿轮18接合。此时，来自电机2的动力由输入轴1经过三挡主动齿轮15传递到三挡从动齿轮16，三挡从动齿轮16带动第二副轴17转动，再经过第二副轴17上的第二差速器主动齿轮18传递到差速器从动齿轮14。三挡动力传递路线如图4中的黑色粗实线箭头所示。

本发明实施例的三挡电动总成，在设置三个挡位的速比时，在一挡速比和三挡速比已经确定的情况下，按照二挡速比和三挡速比之间的速比级差(高相邻挡位之间的级差)稍微大于一挡速比和二挡速比之间的速比级差(低相邻挡位之间的级差)的原则，即级差呈增大趋势，以此来分配二挡速比，以使电机的工作区间较多的分布在大扭矩及大功率区间。该三挡电动总成能够达到很大的速比范围，电机长时间工作在高效区，使得所搭载的整车能够具有较大的爬坡能力和较高的最高车速，且换挡平顺，舒适性较佳。

图5所示为本发明另一实施例提供的三挡电动总成的结构简图。与图1所示实施例相比，其区别在于，所述一挡主动齿轮7及二挡主动齿轮8通过滚针轴承空套在所述行星架4上，所述一挡从动齿轮9及二挡从动齿轮10则固定连接在所述第一副轴11上，对应地，将所述第一同步器12设置在所述行星架4上且位于所述一挡主动齿轮7及二挡主动齿轮8之间。与图1所示实施例不同，此处，所述第一同步器12用于控制所述行星架4与所述一挡主动齿轮7及二挡主动齿轮8的脱开与接合。

图6所示为本发明另一实施例提供的三挡电动总成的结构简图。与图1所示实施例相比，其区别在于，所述三挡从动齿轮16通过滚针轴承空套在所述第二副轴17上，所述第二差速器主动齿轮18则固定连接在所述第二副轴17上，对应地，将所述第二同步器19设置在所述三挡从动齿轮16和第二差速器主动齿轮18之间。与图1所示实施例不同，此处，所述第二同步器19用于控制所述第二副轴17与所述三挡从动齿轮16的脱开与接合。

图7所示为本发明另一实施例提供的三挡电动总成的结构简图。与图2所示实施例相比，其区别在于，所述三挡从动齿轮16通过滚针轴承空套在所述第二副轴17上，所述第二差速器主动齿轮18则固定连接在所述第二副轴17上，对应地，将所述第二同步器19设置在所述三挡从动齿轮16和第二差速器主动齿轮18之间。与图2所示实施例不同，此处，所述第二同步器19用于控制所述第二副轴17与所述三挡从动齿轮16的脱开与接合。

另外，如图9所示，本发明一实施例还提供了一种三挡电动总成的速比确定方法，包括：

101、根据整车爬坡度要求，确定一挡速比范围；

102、根据整车最高车速要求，确定三挡速比范围；

103、根据二挡速比和三挡速比之间的速比级差大于一挡速比与二挡速比之间的速比级差的原则，确定二挡速比范围；

104、根据确定的一挡速比范围、二挡速比范围及三挡速比范围，依据该三挡电动总成中的齿轮其齿数互质的原则，明确该三挡电动总成的每一级传动的齿轮的齿数后，确定一挡速比、二挡速比及三挡速比的具体数值。

在一实施例中，根据整车爬坡度要求，确定一挡速比范围包括：

设计整车最大爬坡度；

根据整车最大爬坡度，利用汽车行驶方程式，计算出一挡速比范围。

汽车行驶方程式如下所示：

式中：

r——车轮滚动半径；

m——整车质量；

g——重力加速度；

f——滚动阻力系数；

α——道路坡度；

i0——驱动桥减速比；

ηt——传动系传动效率；

tmax——电机峰值扭矩；

cd——空气阻力系数；

a——迎风面积；

ua——爬坡时车速。

例如，设计整车最大爬坡度为30％，利用上述的汽车行驶方程式，计算出一挡速比范围为不小于17.7。

在一实施例中，根据整车最高车速要求，确定三挡速比范围包括：

设计整车最高车速；

根据整车最高车速，利用公式(1)计算出三挡速比范围；公式(1)如下：

式中，i3为三挡速比，nmax为电机最大转速，umax为设计的整车最高车速，r为车轮滚动半径，i0为驱动桥减速比。

例如，设计整车最高车速为90km/h，利用公式(1)计算出三挡速度比范围为不大于3.55。

在一实施例中，根据二挡速比和三挡速比之间的速比级差大于一挡速比与二挡速比之间的速比级差的原则，确定二挡速比范围包括：

在一挡速比范围及二挡速比范围已确定的情况下，依照一挡速比、二挡速比及三挡速比等级差增大的趋势，依照公式(2)确定二挡速比范围；公式(2)如下：

式中，i1为一挡速比，i2为二挡速比，i3为三挡速比。

例如，在一挡速比范围为不小于17.7及三挡速比范围为不大于3.55的情况下，根据公式(2)可确定二挡速比范围为大于7.92。

在一优选实施例中，根据确定的一挡速比范围(不小于17.7)、二挡速比范围(不大于3.55)及三挡速比范围(大于7.92)，依据该三挡电动总成中的齿轮其齿数互质的原则，明确该三挡电动总成的每一级传动的齿轮的齿数后，确定一挡速比、二挡速比及三挡速比的具体数值分别为17.89、8.34及3.49。据此得到，所述二挡速比和三挡速比之间的速比级差为2.39，所述一挡速比与二挡速比之间的速比级差为2.15，级差呈增大趋势。

以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。