电动汽车用两挡机械自动变速器的制作方法

本发明涉及汽车传动系统领域，具体是电动汽车用两挡机械自动变速器。
背景技术：
：随着燃油资源的日渐枯竭，汽车也在逐渐从燃油汽车转为电动汽车，现有技术中由于驱动电机具有低转速恒转矩、高转速恒功率和工作范围宽等特性，因此国内众多主机厂在传统汽车基础上开发固定速比的电动汽车，固定速比的电动汽车其性能基本上能够满足行驶要求。但实际上，由于路况的复杂，固定传动比的电动汽车在低速启动或爬坡时，在配合电机的低转速恒转矩的输出模式下，因电机的转矩恒定且汽车为固定传动比，使得输出的转矩不可调，该不可调的输出转矩使得汽车在陡峭的坡上行驶时出现动力不足(即输出转矩不足)的情况，一方面，电动汽车输出动力不足，造成电动汽车爬坡或低速启动困难；另一方面，在爬坡时，也会因为电机发热、电能消耗快，进而造成电动汽车的续航里程缩短的问题。若换用转矩输出大的驱动电机来增大转矩，则驱动电机成本高昂，又会使得电动汽车性价比降低。目前，现有技术中已经有解决爬坡或低速启动时转矩不足的方案，例如公开号为cn105020349a的中国发明专利，公开了“一种电动汽车用两挡机械自动变速器”，该发明包括同步器6和位于同步器6左右两边的低速挡齿轮组7和高速挡齿轮组4(见附图1)，通过同步器6来选择高速档或低速档，但因这种结构的同步器6位于传递转矩较大的输出轴5上，所以对同步器6的强度要求较高，不利于轻量化和延长变速器的使用寿命,且换挡性能不佳；此外，低速挡齿轮组7和高速挡齿轮组4的输出从动轮均位于输出轴5的末端，使得输出轴两端选用相同的轴承时，两端轴承的受力始终是不相同，因而轴承的寿命将大大降低；此外，如果要根据电动汽车的实际需求增大传动比，则外啮合的齿轮组的体积会更大，现有的壳体无法满足要求，还得重新设计壳体以满足需求，因而适用场合较窄，变速器的可扩展性差。技术实现要素：本发明意在提供电动汽车用两挡机械自动变速器，以解决现有技术中固定传动比的电动汽车出现的爬坡或低速启动时动力不足的问题、两档机械自动变速器出现的换挡性能差和输出轴上的轴承受力不均以及变速器的可扩展性差的问题。为了达到上述目的，本发明的基础方案如下：电动汽车用两挡机械自动变速器，包括壳体以及用于动力传递的输入轴和输出轴，所述壳体内包括双排双级行星齿轮组、第一制动器和第二制动器，所述双排双级行星齿轮组包括前排行星齿轮组和后排行星齿轮组，所述前排行星齿轮组包括前排太阳轮、前排行星轮和齿圈，所述后排行星齿轮组包括后排太阳轮、后排行星轮和行星架，所述后排行星轮和前排行星轮均与行星架连接，所述后排行星轮与前排行星轮啮合，所述后排行星轮与后排太阳轮啮合；所述第一制动器用于对行星架进行制动，所述输入轴带动后排太阳轮转动；所述第二制动器用于对前排行星齿轮组进行制动，所述前排行星齿轮组带动输出轴转动。本方案的工作原理：空挡时，控制第一制动器和第二制动器均脱离(即不制动)，使得双排双级行星齿轮组没有制动元件，进而双排双级行星齿轮组的传动比为0，因而由前排行星齿轮组带动的输出轴也无动力输出，所以电动汽车处于空挡状态。一档时，控制第一制动器接合(即制动行星架)，第二制动器脱离，双排双级行星齿轮组对输入轴的动力进行传递，通过前排行星齿轮组将动力传递给输出轴。二档时，控制第一制动器脱离，第二制动器接合，相对于一档，改变了双排双级行星齿轮组的制动元件，因而双排双级行星齿轮的传动比发生变化，进而使得通过前排行星齿轮组传递给输出轴的动力也发生了变化，使得电动汽车又增加了一个档位。相比于现有技术的有益效果：第一，通过第一制动器和第二制动器与双级双排行星齿轮组的配合，实现对电动汽车的两档调整，使得两个挡位传动比的分配更加灵活，相比于现有技术的固定传动比的电动汽车，两档减速器能适应不同路况下汽车对转矩的需求，减少了电机发热、电能消耗快的情况发生，达到了延长电动汽车续航里程的目的，同时也提高了电动汽车的性价比。第二，本方案还能根据具体场合更改输入输出的方式，实现传动比的调节以满足不同场合的需求，从而可以获得较大的传动比范围，适用性广，利于推广；此外，采用双级双排行星齿轮组，在进行产品的改型设计时，无需调整齿轮的中心距，无需对壳体进行大的修改，可继承性好、扩展性好，进而降低产品成本和开发周期。第三，本方案通过改变第一制动器和第二制动器的状态(接合或脱离)组合，即可达到电动汽车对于一档和二档的需求，相比于现有技术中采用两档机械自动变速器的电动汽车，一方面，第一制动器和第二制动器均没有作用在输出轴上，因而对于第一制动器和第二制动器的强度要求相对较低；另一方面，因双排双级行星齿轮组的所有元件无论在哪个档位下均处于啮合状态，所以电动汽车换挡过程中，汽车的动力无需中断，改善了汽车的动力性，同时换挡平稳，有效地避免了汽车在换挡过程中的冲击，换挡性能好，有利于变速器寿命的延长，此外也提高了电动汽车的舒适性。第四，本方案中通过第一制动器和第二制动器控制电动汽车档位的变化，相比于现有技术中的两档机械自动变速器的电动汽车，本申请的第一制动器和第二制动器均未与输出轴存在直接连接，且输出轴上不存在不同档位下的连接方式的切换，因而输出轴两端的轴承受力相同，相对的提高了轴承的寿命。进一步，所述壳体内还包括第一齿轮组，所述第一齿轮组包括第一主动齿轮和第一从动齿轮，所述第一主动齿轮由前排行星齿轮组带动，所述第一从动齿轮与输出轴固定连接。有益效果:增加第一齿轮组有利于增加传动比，且第一传动齿轮组结合双排双级行星齿轮组使用，在不影响双排双级行星齿轮组的元件之间互相啮合的情况下，能够传递的转矩更大，使得应用更加广泛。进一步，所述第二制动器用于制动前排太阳轮，所述齿圈与第一主动齿轮固定连接。有益效果:前排太阳轮制动时，齿圈作为双排双级行星齿轮组的输出，根据行星齿轮系的传动原则，此时的传动比小，输出的转矩小，转速相对更高，有利于电动汽车的高速行驶下对低转矩高速度的需求。进一步，所述后排太阳轮与输入轴固定连接。有益效果:输入轴直接将转矩传递给后排太阳轮，减少了转矩传递过程中的能量损失。进一步，所述第二制动器用于制动齿圈，所述前排太阳轮与第一主动齿轮固定连接，所述壳体内还包括第二齿轮组，所述第二齿轮组包括第二主动齿轮和第二从动齿轮，所述第二主动齿轮与输入轴固定连接，所述第二从动齿轮与后排太阳轮固定连接。有益效果:将第二制动器用于制动齿圈，前排太阳轮作为双排双级行星齿轮组的输出，为达到与第二制动器制动前排太阳轮时的方案具有相同的传动比，所以增加第二齿轮组，以满足传动比的要求，进而达到不同结构均能实现汽车所需要的高转矩的目的。进一步，所述输入轴上固定连接有用于驱动输入轴转动的驱动电机。有益效果：直接采用现有技术中的驱动电机为输入轴提供输入动力，不需要重新设计，节省了设计和实验成本。进一步，所述齿圈和后排太阳轮的齿数比区间为(2.5，3.5)，所述齿圈和前排太阳轮的齿数比区间为[1.5，2.5]。有益效果:通过对双排双级行星齿轮组中的元件的齿数比区间进行选择，达到电动汽车所需要的传动比。进一步，所述第一齿轮组的第一从动齿轮与第一主动齿轮的齿数比区间为[3，4]。有益效果:在第二制动器用于制动前排太阳轮时，为使得本方案的电动汽车用两挡机械自动变速器的体积大小能够用在现有汽车上，进而通过对双排双级行星齿轮组和第一齿轮组的齿数比的选择，使得电动汽车用两挡机械自动变速器在一档的传动比的绝对值范围为(7，14)，在二档时的传动比的绝对值范围为(4，7)，通过改变两个太阳轮和齿圈齿数的方式，可以灵活设计两个挡位传动比的分配，满足电动汽车用两挡机械自动变速器在大范围内的传动比需求。进一步，所述第二齿轮组的第二从动齿轮与第二主动齿轮的齿数比区间为[2，3]。有益效果:在第二制动器用于制动齿圈时，通过对双排双级行星齿轮组、第一齿轮组和第二齿轮组中齿数比的选择，使得电动汽车用两挡机械自动变速器在一档的传动比的绝对值范围依然能达到(7，14)，在二档时的传动比的绝对值范围达到(4，7)。附图说明图1为现有技术中电动汽车用两挡机械自动变速器的结构示意图；图2为本发明实施例一的结构示意图；图3为本发明实施例二的结构示意图。具体实施方式下面通过具体实施方式进一步详细说明：说明书附图中的附图标记包括：驱动电机1、壳体2、输入轴3、输出轴4、第一制动器5、第二制动器6、第一齿轮组7、前排行星齿轮组8、后排行星齿轮组9、前排太阳轮10、前排行星轮11、齿圈12、后排太阳轮13、后排行星轮14、行星架15、第一主动齿轮16、第一从动齿轮17、第二齿轮组18、第二主动齿轮19、第二从动齿轮20。实施例一实施例一基本如图2所示，电动汽车用两挡机械自动变速器，包括驱动电机1、壳体2、以及用于动力传递的输入轴3和输出轴4，壳体2内包括双排双级行星齿轮组、第一制动器5、第二制动器6和第一齿轮组7；双排双级行星齿轮组包括前排行星齿轮组8和后排行星齿轮组9，驱动电机1的电机轴与输入轴3通过花键连接，输出轴4与电动汽车的车轮通过联轴器连接。前排行星齿轮组8包括前排太阳轮10、前排行星轮11和齿圈12，后排行星齿轮组9包括后排太阳轮13、后排行星轮14和行星架15，后排行星轮14和前排行星轮11均与行星架15连接，后排行星轮14与前排行星轮11啮合，后排行星轮14与后排太阳轮13啮合，后排太阳轮13与输入轴3固定连接；第一制动器5用于对行星架15进行制动，第二制动器6用于制动前排太阳轮10。第一齿轮组7包括第一主动齿轮16和第一从动齿轮17，第一主动齿轮16与齿圈12固定连接，第一从动齿轮17与输出轴4固定连接。其中，齿圈12和后排太阳轮13的齿数比为3，齿圈12和前排太阳轮10的齿数比为2，第一齿轮组7的第一从动齿轮17与第一主动齿轮16的齿数比为3.5。具体工作过程如下：空挡时，通过电动汽车的控制单元控制第一制动器5和第二制动器6均脱离(即不制动)，使得双排双级行星齿轮组没有制动元件，进而双排双级行星齿轮组的传动比为0，齿圈12无输出，输出轴4也无动力输出，电动汽车处于空挡状态。一档时，通过电动汽车的控制单元控制第一制动器5接合，行星架15制动，第二制动器6脱离；此时驱动电机1输出的动力依次经过输入轴3、后排太阳轮13、后排行星轮14、前排行星轮11、齿圈12传递至第一齿轮组7，最后由第一齿轮组7的第一从动齿轮17将动力传递至输出轴4，输出轴4通过联轴器将输出的转矩传递至汽车轮胎上，一档时的传动比如下表1所示，在该档位下传动比绝对值较大，电动汽车输出的转矩更大，便于电动汽车的爬坡或低速启动。二档时，通过电动汽车的控制单元控制第一制动器5脱离，行星架15不制动，第二制动器6接合，前排太阳轮10制动；此时驱动电机1输出的动力的传递路径与一档相同；不同的是，前排太阳轮10在两个档位下的受力情况不同，一档时，前排太阳轮10转动但不传递转矩；二档时，前排太阳轮10制动，所以前排太阳轮10受力但是不转动；也正因为前排太阳轮10的受力和所受转矩情况的不同，造成了不同档位下双排双级行星齿轮组的传动比的不同。二档时的传动比如下表1所示，在该档位下传动比绝对值相对一档时降低很多，电动汽车输出的转矩相对小很多，便于电动汽车的高速行驶下对低转矩的需求。本实施例一中传动比的计算方式如下：i总＝i行*i1，其中i总为两挡机械自动变速器的总传动比，i行为双排双级行星齿轮组的传动比，i1为第一齿轮组的传动比。因双排双级行星齿轮组的输入元件为后排太阳轮13，输出元件为齿圈12，所以双排双级行星齿轮组的传动比i行为：i行＝n13/n12。双排双级行星齿轮组内元件之间的转速关系满足以下运动方程式：前排行星齿轮组的运动方程式为：n10+α1n12-(1+α1)n15＝0，其中α1＝z12/z10＝2；后排行星齿轮组的运动方程式为：n13-α2n12-(1-α2)n15＝0，其中α2＝z12/z13＝3；其中，其中n10为前排太阳轮10的转速，n12为齿圈12的转速，n13为后排太阳轮13的转速，n15为行星架15的转速，z10为前排太阳轮10的齿数，z12为齿圈12的齿数，z13为后排太阳轮13的齿数。根据联接方程式即可将双排双级行星齿轮组的传动比i行计算出来。第一齿轮组的传动比i1计算方式如下：i1＝n16/n17＝-z17/z16，当n16和n17均不为0时，i1＝n16/n17＝-z17/z16＝-3.5。其中n16为第一主动齿轮16的转速，n17为第一从动齿轮17的转速，z16为第一主动齿轮16的齿数，z17为第一从动齿轮17的齿数。空档时，i1＝0，i行＝0。一档时，n15＝0；i行＝α2＝3，i1＝n16/n17＝-z17/z16＝-3.5。二挡时，n10＝0，联合两式得：i行＝(α1+α2)/(1+α1)＝1.67；i1＝-3.5。实施例一电动汽车用两挡机械自动变速器不同档位下的传动比如表1。表1内容双排双级行星齿轮组的传动比i行第一齿轮组的传动比i1总传动比i总空挡000一档3-3.5-10.5二档1.67-3.5-5.85实施例二实施例二基本如图3所示，实施例二与实施例一的区别有两处，第一处，改变第二制动器6制动的元件，实施例二中第二制动器6用于对齿圈12进行制动，双排双级行星齿轮组的输出为前排太阳轮10；第二处，在实施例二中增加第二齿轮组18，第二齿轮组18位于壳体2内，第二齿轮组18包括第二主动齿轮19和第二从动齿轮20，第二主动齿轮19与输入轴3固定连接，第二从动齿轮20与后排太阳轮13固定连接。其中第二齿轮组18的第二从动齿轮20与第二主动齿轮19的齿数比为2.5。具体工作过程：空挡时，通过电动汽车的控制单元控制第一制动器5和第二制动器6均脱离(即不制动)，使得双排双级行星齿轮组没有制动元件，进而双排双级行星齿轮组的传动比为0，因而后排太阳轮13无动力输出，输出轴4也无动力输出，电动汽车处于空挡状态。一档时，通过电动汽车的控制单元控制第一制动器5接合，行星架15制动，第二制动器6脱离；此时驱动电机1输出的动力依次经过输入轴3、第二主动齿轮19、第二从动齿轮20、后排太阳轮13、后排行星轮14、前排行星轮11、前排太阳轮10传递至第一齿轮组7，最后由第一齿轮组7的第一从动齿轮17将动力传递至输出轴4，输出轴4通过联轴器将输出的转矩传递至汽车轮胎上，一档时的传动比如下表2所示，在该档位下传动比绝对值较大，电动汽车输出的转矩更大，便于电动汽车的爬坡或低速启动。二档时，通过电动汽车的控制单元控制第一制动器5脱离，行星架15不制动，第二制动器6接合，齿圈12制动；此时驱动电机1输出的动力的传递路径与一档相同；不同的是，齿圈12在两个档位下的受力情况不同，一档时，齿圈12转动但不传递转矩；二档时，齿圈12制动，所以齿圈12受力但是不转动；也正因为齿圈12的受力和所受转矩情况的不同，造成了不同档位下双排双级行星齿轮组的传动比的不同。二档时的传动比如下表2所示，在该档位下传动比绝对值相对一档时降低很多，电动汽车输出的转矩相对小很多，便于电动汽车的高速行驶下对低转矩的需求。本实施例二中传动比的计算方式如下：i总＝i2*i行*i1，其中i总为两挡机械自动变速器的总传动比，i2为第二齿轮组的传动比，i行为双排双级行星齿轮组的传动比，i1为第一齿轮组的传动比，其中第一齿轮组的传动比i1的计算方法与实施例一中的相同。第二齿轮组的传动比i2计算方式如下：i2＝n19/n20，当n19和n20均不为0时，i2＝n19/n20＝-z20/z19＝-2.5。其中n19为第二主动齿轮19的转速，n20为第二从动齿轮20的转速，z19为第二主动齿轮19的齿数，z20为第二从动齿轮20的齿数。因在该实施例二中，双排双级行星齿轮组的输入元件为后排太阳轮13，而输出元件为前排太阳轮10，所以i行＝n13/n10。双排双级行星齿轮组内元件之间的转速关系同样满足以下运动方程式：前排行星齿轮组的运动方程式为：n10+α1n12-(1+α1)n15＝0，其中α1＝z12/z10＝2；后排行星齿轮组的运动方程式为：n13-α2n12-(1-α2)n15＝0，其中α2＝z12/z13＝3；根据联接方程式即可将双排双级行星齿轮组的传动比i行计算出来。空档时，i1＝0，i行＝0。一档时，i2＝-2.5；n15＝0，i行＝-(α2/α1)＝-1.5；i1＝n16/n17＝-z17/z16＝-3.5。二挡时，i2＝-2.5；n10＝0，联合两式得：i行＝(1-α2)/(1+α1)＝-0.67；i1＝-3.5。实施例二的电动汽车用两挡机械自动变速器不同档位下的传动比如表2。表2由上述两个实施例可知，两个实施例均能达到两档变速，通过第一制动器5、第二制动器6与双排双级行星齿轮组的配合，实现电动汽车的两档调节，以适应不同路况下汽车对转矩的需求，减少了电机发热、电能消耗快的情况发生，达到了延长电动汽车续航里程的目的，同时也提高了电动汽车的性价比。本方案通过改变第一制动器5和第二制动器6的状态(接合或脱离)组合，即可达到电动汽车对于一档和二档的需求，且第一制动器5和第二制动器6均没有作用在输出轴4上，因而对于第一制动器5和第二制动器6的强度要求相对较低；此外，因双排双级行星齿轮组的所有元件无论在哪个档位下均处于啮合状态，所以电动汽车换挡过程中，汽车的动力无需中断，改善了汽车的动力性，同时换挡平稳，有效地避免了汽车在换挡过程中的冲击，有利于变速器寿命的延长，也提高了电动汽车的舒适性。本方案的输出轴4上不存在不同档位下的连接方式的切换，因而输出轴4两端的轴承受力相同，相对的提高了轴承的寿命。本方案中的双排双级行星齿轮组采用内外啮合的方式，因而变速器的体积更小，整体结构更加紧凑；此外双排双级行星齿轮组的元件之间啮合齿数多，能够传递更大的转矩，使得应用更加广泛。上述两个实施例只是本方案下的举例，本领域技术人员还可以根据具体场合更改输入输出的方式，实现传动比的调节以满足不同场合的需求，从而可以获得较大的传动比范围，适用性广，利于推广；此外，采用双级双排行星齿轮组，在进行产品的改型设计时，无需调整齿轮的中心距，无需对壳体进行大的修改，可继承性好、扩展性好，进而降低产品成本和开发周期。以上所述的仅是本发明的实施例，方案中公知的具体结构及特性等常识在此未作过多描述。应当指出，对于本领域的技术人员来说，在不脱离本发明结构的前提下，还可以作出若干变形和改进，这些也应该视为本发明的保护范围，这些都不会影响本发明实施的效果和专利的实用性。本申请要求的保护范围应当以其权利要求的内容为准，说明书中的具体实施方式等记载可以用于解释权利要求的内容。当前第1页12