CLYY01-034@黄海客车制动能量回收系统设计
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机械毕业设计车辆工程全套
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CLYY01-034@黄海客车制动能量回收系统设计,机械毕业设计车辆工程全套
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本科学生毕业 设计 黄海客车制动能量回收系统设计 系部名称 ： 汽车与交通工程学院 专业班级 ： 车辆工程 B07-10 班 学生姓名 ： 姜保罗 指导教师 ： 纪峻岭 职 称 ： 副教授 黑 龙 江 工 程 学 院 二 一一 年六月 nts The Graduation Design for Bachelors Degree The Design of HuangHai Brake Energy Recoverg System Candidate： Jiang BaoLuo Specialty： Vehicle Engineering Class： B07-10 Supervisor： Associate Professor.Ji Junling Heilongjiang Institute of Technology 2011-06Harbin nts nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 本文研究了一种新型电控液驱汽车的总体方案与液压系统设计。新型电控液驱汽车能够显著提髙车辆经济性、排放性和主动安全性等多方面的性能，是对常规汽车有较大变革的、 机电液一体化的髙新技术产品。随着对车辆节能环保性能的重视程度的日益提高，具有良好 节能环保性能的新型电控液驱汽车显然具有很大的市场需求与良好的发展前景。 本文所作的研究工作主要包括： 1.电控液驱客车底盘布置方案设计、分析与优化。 2.液压系统的设计与相关部件的设计与计算。 3.对新型电控液驱汽车的动力性进行了分析。通过增加变速器改善了起动 转矩不足的问题。 4.对新型电控液驱汽车的燃油经济性进行了分析。根据国家标准中规定的燃料消耗量试验方法，对变量泵的客车进行燃油经济性的计算和对比研究，分析了其节能原理。 5.将新型 电控液驱汽车和节能机理相似的混合动力车进行研究。 通过 设计 ， 完成了新型电控液驱客车的总体方案与液压系统设计 。 关键词 ； 电控； 液压驱动 ； 客车 ； 设计 ； 能量回收 ； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 II ABSTRACT In this paper a new technical scheme of vehicle with electronic control and hydrostatic drive is researched and its hydraulic system is designed.The new vehicle can greatly improve the fuel economy and active safety,reduce emission and so on.It is an innovational product with high techniques.As the increasing requirement . The research work of this paper primarily includes;The arrangement of thechassis is analyzed and optimized;The hydraulic system is designed.The acceleration performance of the new vehicle is simulated and the starting torque is improved byinserting a transmission;The fuel economy of the new vehicle is simnulated.According to the testing methods of the fueling consumption of our nation,thefueling consumption of the new vehicle installing the constant displacement pump or the variable displacement pump is calculated independently,and the cause og its fuel saving is analuzed.The basic performance between the new vehicle and the hybrid electric is studiedThrough research. Thought the design.Finshed the new technical scheme of vehicle hydrostatic drive is researched and its hydraulic system is designed. Keywords:HydrauliDriving;PassengerCar;Designing;PerformanceSimulation; EnergyReceive； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 绪论 . 4 1.1 课题研究现状 . 4 1.2 研究的主要目的 . 5 第 2 章 新型电控液驱汽车工作原理及分析 . 6 2.1 新型电控液驱汽车的工作原理 . 6 2.2 与混合动力车的比较 . 6 2.2.1 节能，环保性能比较分析 . 6 2.2.2 动力性分析 . 8 2.2.3 结论 . 9 2.3 新型电控液驱客车特点 . 10 2.4 本章小结 . 10 第 3 章 电控液驱汽车制动能量回收系统方案设计 . 12 3.1 主方案的选择 . 12 3.2 本章小结 . 13 第 4 章 液压系统的主要部件设计 . 15 4.1 液压系统压力的确定 . 16 4.2 液压马达的选择 . 16 4.2.1 根据最高车速要求 . 16 4.3 液压泵的选择及零部件的设计 . 18 4.3.1 液压泵的选择 . 18 4.3.2 法兰和弹性联轴器的设计 . 19 4.4 液压油的选择 . 19 4.5 管件的选择 . 19 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 4.6 液压蓄能器的选择 . 20 4.6.1 蓄能器类型的选择 . 20 4.6.2 蓄能器参数确定 . 20 4.7 油箱的设计 . 21 4.7.1 液压油箱有效容积的确定 . 21 4.7.2 液压油箱的外形尺寸设计 . 22 4.8 液压缸的设计 . 24 4.8.1 液压缸的工作压力确定 . 24 4.8.2 液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 的确定 . 24 4.8.3 液压缸壁厚和外径的计算 . 24 4.8.4 液压缸工作行程的确定 . 24 4.8.5 缸盖厚度的确定 . 25 4.8.6 最小导向长度的确定 . 25 4.8.7 缸体长度的确定 . 25 4.8.8 液压缸强度校核 . 25 4.9 液压阀的选择 . 25 4.9 本章小结 . 26 第 5 章 电控液驱客车的动力性分析 . 27 5.1 行驶阻力特性分析 . 27 5.2 动力性分析 . 27 5.2.1 加速过程的性能分析 . 27 5.2.2 制动过程的性能分析 . 30 5.2.3 最大爬坡度分析 . 32 5.3 方案分析 . 33 5.4 本章小结 . 33 第 6 章 电控液驱客车的经济性分析 . 34 6.1 采用变量泵的燃油经济性分析 . 35 6.1.1 加速工况燃油消耗量计算 . 35 6.1.2 等速工况燃油消耗量计算 . 37 6.1.3 减速工况燃油消耗量计算 . 37 6.1.4 怠速工况燃油消耗量计算 . 38 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 6.1.5 四工况循环百公里燃油消耗量计算 . 39 6.2 本章小结 . 39 结 论 . 40 参考文献 . 41 致 谢 . 42 附录 A 外文文献 43 附录 B 外文文献的中文译文 49 nts 4 第 1 章 绪 论 1.1 课题研究现状 液压传动由于其本身所具有的高功率重量比，体积小且能进行无级调速等特点，使得液压传动具有在汽车、工程机械、拖拉机及军事车辆等中运用的潜力。 在国外， 70 年代由于能源危机的出现 ,以节能为目的的研究工作相继开，通过对二次调节系统施以不同的控制策略，可使车辆的燃油经济性提高，节省燃油可达 30%。瑞典对二次调节系统在牵引机车和叉车上的应用进行了理论研究，得出结论：在这两个领域，二次调节系统比飞轮储能复合传动系统更有效。美国烕斯康星大学也对蓄能器储能复合传动进行了研究， 并于 1985年在德国礼公司的公共汽车上得到实现。通过推算，得出结论：将公共汽车的传 动系统改成二次调节系统后，三年内车辆节省的开支就可以回收改装成本，而且 同时还有降低发动机废气排放的好处。最近几年加拿大、日本一些学者仍在继 续进行此方面的研究，并将成果申请了专利。 在国内，对该方面的硏究还不多，主要是哈尔滨工业大学和东北农业大学。 哈尔滨工业大学主要是对液压系统进行了理论分析和计算机仿真方面的研究。 上海交通大学对二次调节系统也进行了理论上的研究 ,但是尚无样车的试验研究。 东北农业大学提出了一种电 控液压复合驱动系统，并对其进行了理论研究。 与二次调节系统节能原理相似的是混合动力驱动系统。目前，从事该方面研究的人也越来越多。具有代表性的是 1997年丰田公司在 车上使用的混合动 力驱动系统则。该系统在减小排放， 提髙燃油经济性方面是比 较明显， 目前已 有数种车型投放市场井将得到更广泛的应用。但是 ,由于作为该系统的重要组成元件之一的蓄电池的造价较高，使用寿命也较低。 而对于二次调节系统，随着液压元件性能的提高和价格的降低，电子技术的飞越，将有越来越多的国内外学者从事该领域的研究，并在未来将电控液驱汽 车 推向市场，实现商品化，使电控液驱汽车真正进入百姓生活。 1.2 研究的目的和意义 压传动由于其本身所具有的高功率重量比，体积小且能进行无级调速等特点，使得液压传动具有在汽车、工程机械、拖拉机及军事车辆等中运用的潜力 。 在国外， 70年代由于能源危机的出现，以节能为目的的研究工作相继开，通过对二次调节系统施 以不地球是人类生存和发展的家园，地球上的资源是有限的。自从 1973 年石油危机以来，人们倍加意识到能源的有限性。与此同时，地球环境也遭受多种产业及交通工具nts 5 污染的威胁，汽车工业及汽车对环境的污染是其中的一个重 要方面。 而交通事故造成很多人员的伤亡及巨大经济损失， 已是社会的公害则。因此发展节能、环保、安全型汽车是汽车行业的主要研究方向。 汽车在制动时，其动能通过制动器的摩擦片和制动鼓的摩擦作用产生热能而 被浪费掉，不能加以利用。本课题综合考虑了上述多种因素设计了新型电控液驱汽车。它能很好满足汽车节能、环保、安全等方面的要求。通过电控液驱客车 的设计研究， 可以掌握电控液驱汽车的关键技术，促进定压网络液压马达控制系 统（二次调节系统）理论的发展，并使二次调节系统尽快应用于车辆中。同时， 也为今后电控液驱汽车的研究打下 坚实的基础。新型电控液驱汽车降低燃油消耗 量和减少有害排放的效果是很明显的。这对于当前我国石化燃料不足 ， 其它代替 能源尚未完全幵发利用的现状以及缓解城市空气污染状况来说具有很深远的意义。 新型电控液驱汽车能够显著提高车辆经济性、排放性能和主动安全性等多方面的 性能，是对常规汽车有较大变革的、机电液一体化的高新技术产品。随着对车辆节能环保性能的重视与要求的与日提高，具有良好节能环保性能的新型电控液驱客车。 设计一种新型电控液驱汽车液压系统。能够相助提高车辆经济性，排放性和主动安全性等多方面的性能。确定液 压系统的总体组成，进行各个相关部件的设计与计算。 1.电控液驱客车底盘布置方案设计，分析与优化。 2.液压系统的设计与相关部件的设计与计算。 3.重点是液压元件的设计与计算。在保证性能的前提下，尽可能减小质量和体积。 4.对新型电控液驱汽车进行经济性和动力性分析 nts 6 第 2 章 新型电控液驱汽车工作原理及分析 2.1 新型电控液驱汽车的工作原理 电控液驱汽车具有节能、环保、操纵方便等优点。其液压系统的基本方案见图 2.1。 1、电控单元 2、发动机 3、溢流阀 4、单向阀 5、液压泵 6、 开 关阀 7、 液压蓄能 器 8、二次元件液压泵丨马达） 9、减速器 10、驱动车轮 图 2.1新型电控液驱汽车的基本方案 新型电控液驱汽车的工作原理：由电控单元 1控制发动机 2间歇工作于最佳经 性区域， 发动机直接驱动液压泵。给液压系统和液压蓄能器 7 提供恒定高 压油。压力油的作用下 二次元件（变量马达） 8通过减速器 9驱动车辆的驱动轮 10，实 现车辆的加速和匀速行驶。当车辆在制动过程中，二次元件在电控单元 1 的控制 下，使二次元件处于液压泵工作状态，所输出的液压油送入液压蓄能 器，将车辆 的动能以液压能的形式存储在液压蓄能器中。在起动和加速过程中 液压蓄能 器中 的压力能又通过工作于液压马达工况的二次元件转变为汽车的动 能。这样，使得 发动机工作与否和汽车的行驶工况基本无关，而只取决于液压蓄 能器的压力。发 动机可以最大限度地工作在最佳经 2.2 与混合动力车的比较 2.2.1 节能，环保性能比较分析 以混合动力汽车相同的整车有关参数及相同的发动机进行车辆的性能仿真计算。其主要技术参数见表 2.1。其中旋转质量换算系数是指由混合动力汽车改为电控液驱汽车后的数值 。 混合动力汽车的发动机万有特性图见图 2.2。 NEDC工况是欧洲使用的一种用于测试轻型车辆及轿车的燃油经济性的车辆试 验 nts 7 表 2.1 混合动力汽车的整车有关参数 参数 数值 车辆总质量（ kg） 1000 车辆迎风面积 A 2m 1.9 发动机最大功率 （ kw） 50 空气阻力系数 0.25 旋转质量换算系数 1.01 图 2.2 Insight混合动力车的发动机万有特性图 标准。图 2.3 是 NEDC 工况图。从图中可以看出， NEDC 工况分为若干个加速、 等速、减速和怠速工况。 假设车辆在水平的路面上按 NEDC 工况的要求行驶，直至行驶 100公里。 每一个 NEDE工况结束的蓄能器压力即为下一个 工况蓄能器的初始压力。车辆釆用的是变量泵。发动机所釆用的控制策略：发动机工作与否完全取决于蓄能器的压力而与车辆的行驶情况无关，当蓄能器的压力低于其最低压力，则发动机工作在燃油消耗率最低的区域，也即发动机工作在最佳经济区。 发动机提供的能量一部分用来驱动车辆行驶， 一部分存储在蓄能器中。当蓄能器 的眼里达到最大值时，发动机处于怠速状态，车辆行驶所需的能量完全由蓄能器提供。此时，蓄能器开始释放液压能，待蓄能器的压力低于其最低压力值时发动机才再次工作。若发动机工作在最佳经济区 内所提供的功率无法满足车辆行驶要求时，就逐步提高发动机与转速，直至满足车辆行驶要求为止。当车辆减速行驶或制动时，发动机也处于怠速状态，车辆所有的动能通过变量玛法储存在蓄能器中 ， 进行能量回收。 nts 8 表 2.2 是电控液驱车在不同的蓄能器体积和初始压力下的 NEDC 工况的百公里 燃油消耗量和能量回收率。其中，能量回收率是蓄能器回收的总能量和车辆按 NEDC工况 图 2.3 NEDC工况图 行驶时所能回收的总能量的比值。这里所能回收的总能量是指所有减速工况车辆所具有的动能的总和。蓄能器的体积为 40L时，其对应的 NEDC工况的能量回收率最髙，而NEDC工况的百公里燃油消耗量最低。其平均百公里燃油消耗量为 3.87 L/KM蓄能器的体积减小时，因其能量回收率降低，使得其 NEDC 工况的百公里燃油消耗量有所增大。 表 2.2 NDEC工况的百公里燃油消耗率及能量回收率 蓄能器体积 （ L） 初始压力 （ MPa） 最终压力 (MPa) 燃油消耗率 （ L/KM） 能量回收率 （ %） 40 20 30.7 3.88 56.2 40 25.75 30.7 3.87 56.2 40 31.5 30.7 3.86 56.2 25 20 31.5 3.96 47.8 25 25.75 31.5 3.95 47.8 25 31.5 31.5 3.94 47.8 16 20 31.5 4.06 37.6 16 25.75 31.5 4.05 37.6 16 31.5 31.5 4.04 37.6 2.2.2 动力性分析 1.加速性能分析： 表 2.3 是 Insingt 混合动力汽车与电控液驱汽车的加速性能比较。在车辆从 0 加速到 100km/h的过程中， Insing混合动力汽车的性能与电控液驱汽车的性能差不多。nts 9 但是在车辆从 100km/h 加 速到最高车速时， Insingt 混合动力汽车的性能显然比电控液驱汽车的性能要好一些。这主要是因为 Insingt 混合动力汽车的传动效率较高，而电控液驱汽车的功率从发动机经变量（定量泵和变量马达及主减速器传递到车轮上的效率较低，一般只有 0.8 左右。这样使得相同功率的发动机所达到的车辆的最髙车速是不一样的。 Insingt 混合动力汽车的最高车速 要比电控液驱汽车的最髙车速大，且在高速情况下的加速性能要好一些。 表 2.3 Insight 混合动力车与电控液驱客车的加速度比较 2.爬坡能力分析 图 2.5车辆的最大爬坡度与行驶速度关系 假设车辆以给定的车速匀速爬坡。车辆的最大爬坡度与爬坡时蓄能器的压力有关。蓄 能器的压力越大，最 大爬坡度越大。在给定蓄能器的初始压力下 ,当车辆行驶的速度小于 44km/h 时， 变量马达的转速较低，由于变量马达的最大排量限制，变量马达所能提供的功率 要小于发动机的最大功率，因此在这一速度区间内车辆的最大爬坡度受到变量马达的最大排量的限制，没有完全利用发动机的功率。这时通过增大变量马达的排 量可以在一定程度上提高最大爬坡度的数值。同时也能改善车辆在低速时的加速性能。车辆行驶的速度等于或大于 44km/h时，正好是变量马达所能提供的功率等 于比较项目 Insight混合动力车 Insight 参数下 的电控液驱车 0-100km/h 所用时间（ s） 12.5 12.9 100-150km/所用时间（ S） 17.3 30.7 0-150km/h 所用时间（ S） 29.8 43.6 最大加速度 （ )/ 2sm 4.5 3.6 5 秒所行驶的距离（ m） 44.4 44.8 0-400m 所用时间（ s） 18.7 18.6 nts 10 或大于发动机的最大功率。这时最大爬坡度就与变量马达 的最大排量无关了 ,而与发动机的最大功率有关。 2.3 新型电控液驱客车特点 釆用二次调节系统，发动机的工作情况与负荷基本无关，可以保证发动机绝大部分时间工作于最佳经济性区域，同时实现制动能量的回收，将显著提高车辆经济性。而且在提高经济性的同时，可显著减少有害排放物。由于该种车辆中存在高压恒定液压源，“电控液驱”可进一步扩展到车辆的其他子系统中，这一目标的实现不仅可以进一步提髙车辆性能，而且也对简化结构与降低制造成本有益。 例如，转向系统可实现电控液驱且各车轮独立控制与调节的动力转向；在悬架系 统中，可利用电控 液驱实现主动悬架的功能。此外，目前已在一些车型中得到应用的电控液驱冷却风扇等也可实现一体化的设计与控制。车辆的特点表明其特别适用于频繁刹车、起动的城市公交车辆、越野车辆、清扫车辆、起重车辆、矿用挖掘车辆等。 二次调节系统是一种压力耦联系统，通过调节完全可逆的斜盘式轴向柱塞泵广 马达（二次元件） 的斜盘倾角来适应外负载的变化。二次调节系统具有以下特点： 1. 二次调节系统中液压泵和二次元件的配合使用，可以使二次元件的输出轴 上转速进行无级调节，能够实现传动系的无级变速， 可使发动机在任何车辆行驶速度下都能 充分发挥其功率，从而大大改善车辆的动力性，起步平稳，操纵方便。由于系统是压力耦联系统，在系统的主要能量传输管路中没有会产生节流损失的液压元件（如减压阀、节流阀等彡，从而提髙了系统效率。二次调节系统通过控制马达排量的方向来控制马达的转向 ,通过改变马达 的排量来改变输出转矩的大小，从而得到所需的转向与转速。由于釆用了完全可逆的液压马达，所以系统可以将负载的制动能量回收储存起来并再加以重新利用。 由于系统中具有液压蓄能器 ,当负载突然加大时，蓄能器可短期提供一部 分能量，起到平衡峰值功率的作用， 从而可适当减小通常须按 峰值功率选用的发动机与液压泵，提高系统效率。 二次调节系统是在近似恒压的系统中传递能量的，系统网络中可连接多个 互不相关的负载，这使多个车轮独立驱动、制动成为可能。同时也为今后进一步实现转向、悬架等子系统的一体化控制与调节提供了前提条件。这些特点都表明了二次调节静液储能传动系统在节约能源、环境保护方面具 有极大的优势。 有极大的优势和潜力。 2.4 本章小结 本章把电控压驱动汽车与 insinght混合动力汽车在性能各方面进行粗略的比较，同时简要概括了其特点，分析得出其动力性与燃油经济性与混合电动汽车相当。但由于其元 件系列化成都与控制技术相对成熟，使得电控液驱汽车具有良好的应用前景 。 nts 11 与混合动力汽车相比，新型电控液驱汽车在车辆性能、主要部件的技术成熟 程度、 制造成本等方面均有着较强的竞争力，不存在像蓄电池（可靠性与寿命，自重以及成本等）这类仍在进行研究与短期内较难以解决的技术问题， 同时产品化后制造成本不会有大幅度的提高。由于其优越的性能（显著的节能效果及与之 相关的低污染性能， 车辆动力学特性的提高带来的高机动性、可控性以及主动安 全性）及高性价比， 而有着良好的应用前景，完全可以发展成为一类有特色、有优势、有市场的 汽车 。 nts 12 第 3 章 电控液驱汽车制动能量回收系统方案设计 3.1 主方案的选择 新型电控液驱汽车的驱动和制动可以采用多种方案来实现。每一种方案有其自己的特点和有点。可以根据不同的需要来选择其中的一种方案。下面给出三种主要的实现方案。 方案 1可以在客车的前后左右四个车轮各装一个变量马达。其基本方案见图 3. 1。1、 电控单元 2、 液压马达 3、 车轮 4、 发动机 5、 液压泵 6、 液压蓄能器 7、 液压管路 8、 车架 图 3.1 在客车四个车轮上各装一个变量马达的基本 方案图 该 种方案中四个变量马达可以同时或单独地进行工作。这主要取决于车辆的行驶工况需要，通过电控单元控制。车辆的驱动和制动由四个变量马达来实现。 由于四个变量马达可以单独地进行工作，因此，该种方案可以大大提高车辆的操纵稳定性、通过性和制动性等。如车辆在加速行驶过程，左右车轮 的地面附着系数不同的情况下（如nts 13 在冰雪路面上，车辆的一边车轮在雪地上行驶而另一边的车轮在 沥青路面上行驶，两边车轮上的地面附着系数是不同的，且相差甚大， 可以通过调节左右车轮上变量马达的排量，从而调节左 右车轮上的驱动转矩 最大 。 限度地利用地面所能 提供的附着力，使车轮不至于出现打滑现象。同样，在车辆 制动过程中，也可以通过调节变量马达的排量来调节车轮上制动转矩的大小，防止车轮抱死。而且由于釆用了四个变量马达，由四个变量马达共同完成车辆的驱 动行驶，因此，在相对于釆用两个变量马达的车辆来说，其变量马达的排量可以降低一倍。这样可以减小变量马达的体积，方便其在客车上的安装布置，这对于 车轮上有限的空间来说是很有意义的。不过 ,由于在每个车轮上都装了一个变量 马达 ,因此车辆的造价较高，且需要专门的轮边变量马达。实现车辆底盘的整体控制也较为复杂。 方案 2 也可以只在客 车的后桥上，左右车轮各装一个变量马达。其基本技术方案见下图。 1、 电控单元 2、 发动机 3、 液压泵 4、 液压蓄能器 5、 管路 6、 车轮 7、 液压马达 8、 车架 图 3.2 在客车左右后轮上各装一个变量马达的基本方案图 两个变量马达可以同时或单独地进行工作，车辆的驱动由这两个变量马达来实现。当进行常规制动时，可以由这两个变量马达来完成。而在紧急制动时，责由前轮的常nts 14 规制动装置和后轮的两个变量马达同时来完成 。 方案 3 还有一种方案是在车辆的驱动桥上主减速器前装 一 变量马达。由这个变量马 达来实现车辆的驱动 和常规制动。当需要紧急制动时，可以由前轮的常规制动装 置来辅助完成。这是一种比较简化的方案，在原有客车底盘的基础上进行改装设计较为方便，且车辆底盘的一体化控制比釆用四个或两个变量马达的车辆的控制要简单一些。本课题所设计的新型电控液驱客车就是釆用这种方案。其总体方案 见图 3.3。它是对图 2.1的进一步细化和完善。发动机、液压泵、液压马达、液压蓄能器、液压阀等元件间的协调工作通过电控单元的合理控制来实现。课题以 DD6840S09 客车的底盘为基础进行改装设计。原客车的主要参数和预期改装设计 后客车的主要参数见表 3.1。 1、 发动机 2、 液压泵 3、 20、 25单向阀 4、 滤清器 5、 8溢流阀 6、 蓄能器 7、 液压单向阀 9、 卸荷阀 10、 液压缸 11、 14高速开关阀 15、 液压马达 16、 变速器 17、 后桥 18、 发动机转速传感器 19、 21油温传感器 22、 24 油箱 26、 车轮叫速度传感器 图 3.3 新型电控液驱客车总体方案图 这里假设改装设计后客车的整车总质量不变，客车的轮胎半径、空气阻力系数和迎风面积也不变。由于变量马达的最高转速限制，为了使改装设计后客车的 最高车速达到 82km/h， 客车的主减速器速比改为 4.86。对于电控液驱汽车来说， 发动机的工作情况基本上和汽车负荷无关， 因此，在保证改装设计后的客车和原客车有相同动力性的前提下，可以减小发动机的排量。这里发动机由原来的直列六缸柴油发动机以CA6110/125Z 改为四缸柴油发动机以 CA4DF2-14。发动机的最大功 率由 147KW 改为nts 15 103KW。 表 3.1 新型电控液驱客车主要参数 3.2 本章小结 通过对三种方案的分析，通过对经济性，动力性等方面。选择出底盘布置方案，并画出系统原理图。 原客车参数 整车总质量 (kg) 12200 主减速比 6.25 轮胎半径 (m) 0.505 空气阻力系数 0.6 质量换算系数 1.03 迎风面积 (m) 3.3945 发动机最大功 (kw)率 147 最高车速 (km/h) 90 最大爬坡度 (度 ) 16 百公里油耗 (l) 23 发动机型号 CA6110/125Z 预期改装后客车主要参数 整车总质量 (kg) 12200 主减速比 4.86 轮胎半径 (m) 0.505 空气阻力系数 0.6 质量换算系数 1.03 迎风面积 (m) 3.3945 发动机最大功率 (kw) 103 最高车速 (km/h) 82 最大爬坡度 (度 ) 16 百公里油耗 (l) 19 发动机型号 CA4DF2-14 nts 16 第 4 章 液压系统的主要部件设计 4.1 液压系统压力的确定 系统工作压力的选择范围要适中。系统工作压力低，势必加大液压的结构尺寸，而由于客车的布置空间限制，不允许过低的工作压力，同时，从材料消耗角度讲也是不经济的。反之，压力选得过高，对液压元件密封、制造精度要求 就高，必然加大了制造成本。综合考虑客车的工作条件，系统工作压力初选为 20-31.5MPa。 4.2 液压马达的选择 4.2.1 根据最高车速要求 参考原车型的性能要求，确定电控液驱客车的预期动力性能要求，即的最髙车速、最大爬坡度及测试加速性能的方法。其中用以下两种方法之试车辆的加速性能： (1)车辆从 0km/h加速到 50km/h所需的时间； (2)车辆从 0m加速到 400m所需的时间 ； 根据最高车速要求，由： KWACdUfgmPmtmm41.5995.085.0761 40828282394 5.36.0360 082012 2.08.9122 00761 40m a xU360 0m a x3(4.1) 式中：传动效率滚动阻力系数，主 减减 速器上-汽 车车 迎 风 面 -A液 压压马达 所需的功-空气阻力系数-Cd0.000 056+0.007 6=f由下式 确下汽 车车-f重力加速度-g汽 车车 的 质-mmPm可以求得为了达到预期最高车速要求，液压马达所需的理论功率。 nts 17 根据最大爬坡度要求，由： mNmtmIUACdgmfgmrTm/99.416 195.09.086.415.211515394 5.36.016s i n8.9122 0016c os008 4.08.9122 00505.015.21)s i n ()c os (02(4.2)式中：液压马达所需的转矩主减速器上的传动比汽车爬坡时的车速汽车的爬坡度Tmiu0根据加速性能要求 : mtmiamUACdfgmrTm 0215.21由： (4.3) 1. 车辆从 0km/h加速到 50km/h所用时间 t 2/07.1136.3 506.3 smtua (4.4) 1816.49N / m 95.09.086.407.11220002.115.2150503945.36.00084.08.912200505.015.2102mtmiamUACdfgmrTm(4.5) 2. 车辆从 0m-400m 所需时间 2/28.12525 400222smt sa (4.6) nts 18 mNiamUACdfgmrTmmtm/17.2 0 6 595.09.086.428.11 2 2 0 002.115.2150503 9 4 5.36.00 0 8 4.08.91 2 2 0 0505.015.2102由：(4.7) 式中 s-加速了时间 t后车辆所行驶的距离 可以求得为了达到预期加速性能要求，液压马达所需的理论转矩。 根据以上分析计算可以选出三种分别符合各自条件的马达，然后从三者当中选出排量最大的，作为客车马达。客车的主减速比为 6.25 在 以上三个约束条件 下，若要求客车的爬坡度为 16 度，则客车的排量要求达到 622.7ml/r由于随着变 量马达排量的提高，一般， 马达的最髙转速将随之下降。此时的变量马达的最高转速只有 100r/min左右。综合考虑各种因素，初选变量马达的排量为 180ml/r。 其最高转速为 2100r/min。 4.3 液压泵的选择及零部件的设计 4.3.1 液压泵的选择 发动机最高转速： 由： m in/23.2093505.0377.0 8286.4377.0m a x m a x0 rruiNe (4.8) 发动机最大转矩 ： 由： mNNPTeee /12.47023.2093 10395549554m a xm a xm a x (4.9) 根据发动机最大转矩： 由： rmlpTVp pe /5.9775.2585.012.47022 m a x (4.10) 求得液压泵理论排量。 根据发动机最大功率： 由： m in/20451.9785.01036060 m a x LpPQ pep (4.11) 可求得液压泵的理论流量： nts 19 由： m in/09.209251.97 10002041000 rVpQpNp (4.12) 初选变量泵排量为 100ml/r。最高转 速在 2700r/min左右。查手册选取 sundstrand液压泵。 4.3.2 法兰 和弹性联轴器 的设计 本设计采用法兰支架式联接。同时考虑本设计中的电动机与液压泵的联接在安装时产生同轴度误差带来的不良影响，常用带有弹性的联轴器。为了增加电动机与液压泵的联接刚性，避免产生共振，本设计把液压泵和电动机先装在刚性较好的底板上使其成为一体，然后底板加垫再装到液压油箱盖上。 根据电机输出轴直径和 柱塞 泵输入轴直径无法选用标准的联轴器，所以自行设计梅花型弹性联轴器 。 4.4 液压油的选择 汽车的工作环境恶劣 变化很大。在选择液 压油的时候，可以从以下几个方面来考虑： 1.液压系统的环境条件 液压系统在工作过程中会产生很多的热量， 使得液压油的温度升髙。因此要 求液压油要有髙的抗燃性，即有高的闪点和自燃点。为了保证汽车有良好的乘坐 舒适性 要求液压油要有消除噪声的能力（空气溶解度、消泡性 。同时要求液压浊对环境污染要小，没有毒性与气味。 2.液压系统的工作条件 液压系统工作在高压状态下 压力达 31.5Mpa，要求液压油有高的极压承载力，高压 下 的润滑性能要好。汽车的工作温度随季节和地区的变化而变化 ，因此对液压油的粘度、粘一温特性、热稳 定性和低温流动性要求较髙。 3.工作介质的质量 考虑液压油的物理化学指标，对金属和密封件的适应性，防锈和防腐蚀能力 , 抗氧化稳定性和剪切稳定性。 4.经济性要求液压油的价格低廉，使用寿命长，易维护与保养。综合考虑液压系统的工作条件及液压泵和液压马达的要求，选择 YA-32液压油 。 4.5 管件的选择 由于液压系统工作在高压状态下，因此选用耐高压钢管作为液压系统的管道。 道内油液的流量可以根据液压马达的最大流量来计算。 nts 20 管子内径可以用下列公式计算 ： mmvqd 306.732461.461.4 (4.13) 式中 d-管子的内径 q-油液的流量 v-管内油液的油量，按规定的推荐流速选取 由于管道较短，取 v=7.6m/s。液压马达最大流量 q=324L/min、计算得管子内径d=30mm，查手册取 d=32mm 钢管。 4.6 液压蓄能器的选择 4.6.1 蓄能器类型的选择 蓄能器在液压系统中的主要功能是储存能量、吸收脉动压力、吸收冲击压力 以及短时大量供油等。从能量回收和液压系统对外界突发工况 的适应能力来讲， 蓄能器的容积应尽可能的大。但是蓄能器的容积大带来的后果是结构尺寸大，重量大。因此蓄能器的容积受到了客车的布置空间及自身重量的限制。蓄能器在本 系统中要求有较强的能量储存与释放功能，以及反应灵敏，工作平稳可靠，使用 方便 寿命长等。综合比较弹簧式、气瓶式、活塞式和气囊式蓄能器的特点，选 择容积 100L 的气囊式蓄能器 NXQ-L100。其结构示意图见图 4.1。 图 4.1 NXQ型气囊式蓄能器结构图 、 4.6.2 蓄能器参数确 定 选择蓄能器的初始充气压力为 18MPa,由： nts 21 Cvpvpvp nnn 221100(4.14) 式中 ： 气体多变指数的气室容积蓄能器最高工作压力下蓄能器最高工作压力压力下的气室容积蓄能器维持的最低工作压力蓄能器维持的最低工作积蓄能器贮油前的气室容蓄能器贮油前充气压力n221100VPVPVP由于蓄能器工作过程大多术语多变过程，在贮油时，气体压缩为等温过程，放油时气体 膨胀为绝热过程，多变指数 N取 1.2，可以计算出： LV LV 7.62 6.9121 LVVV 9.2821 (4.15) 4.7 油箱的设计 液压油箱的作用是贮存液压油、充分供给液压系统一定温度范围的清洁油液，并对回油进行冷却，分离出所含的杂质和气泡。 4.7.1 液压油箱有效容积的确定 液压油箱在不同的工作条件下，影响散热的条件很多，通常按压力范围来考虑。液压油箱的有效容量 V 可概略地确定为： vVQ 3m(4.16) 表 4-1 液压油箱压力范围表 系统类型 低压系统（ 2.5p MPa ） 中压系统（ 6.3p MPa ） 中高压或大功率系统（ 6.3p MPa ） 24 57 612 根据实际设计需要，选择的 Mpap 5.31 ，所以此系统属于中高压系统( 6 .3 )p MPa ，所以取： (6 1 2 )vVQ(4.17) nts 22 式中 ： V 液压油箱有效容量； vQ液压泵额定流量。 参照 机械设计手册成大先 P20-767 锻压机械的油箱容积通常取为每分钟流量的 6-12倍。 即： 应当注意：设备停止运转后，设备中的那部分油液会因重力作用而流回液压油箱。为了防止液压油从油箱中溢出，油箱中的液压油位不能太高，一般不应超过液压油箱高度的 80%。 所以，实际油箱的体积为： 4.7.2 液压油箱的外形尺寸设计 液压油箱的有效面积确定后，需设计液压油箱的外形尺寸，一般设计尺寸比（长：宽：高）为 1： 1： 11： 2： 3。但有时为了提 高冷却效率，在安装位置不受限制时，可将液压油箱的容量予以增大，本设计中的油箱根据液压泵与电动机的联接方式的需要以及安装其它液压元件需要，选择长为 1.5m,宽为 1.1m，高为 1.0m。 4.7.3 液压油箱的结构设计 一般的开式油箱是用钢板焊接而成的，大型的油箱则是用型钢作为骨架的，再在外表焊接钢板。油箱的形状一般是正方形或长方形，为了便于清洗油箱内壁及箱内滤油器，油箱盖板一般都是可拆装的。设计油箱时应考虑的几点要求： 1. 壁板：壁板厚度一般是 34mm；容量大的油箱一般取 46mm。本设计中取油箱的壁厚 为 6mm。对于大容量的油箱，为了清洗方便，也可以在油箱侧壁开较大的窗口，并用侧盖板紧密封闭。 2. 底板与底脚：底板应比侧板稍厚一些，底板应有适当倾斜以便排净存油和清洗，液压油箱底部应做成倾斜式箱底，并将放油塞安放在最低处。油箱的底部应装设底脚，底脚高度一般为 150200mm，以利于通风散热及排出箱内油液。一般采用型钢来加工底脚。本设计中用的是槽钢加工的。 3. 顶板：顶板一般取得厚一些，为 610mm，因为本设计把泵、阀和电动机安装在油箱顶部上时，顶板厚度选最大值 10mm。顶板上的元件和部件的安装面应 该经过机械加工，以保证安装精度，同时为了减少机加工工作量，安装面应该用形状和尺寸适当的厚钢板焊接。 1 1320 m inLV 6 1 5 6 . 8 1 2 1 5 6 . 8 9 4 0 . 8 1 8 8 1 . 6m i n m i nLLV 1 1320 16500 . 8 0 . 8 m i nV LV nts 23 4. 隔板：油箱内一般设有隔板，隔板的作用是使回油区与泵的吸油区隔开，增大油液循环的路径，降低油液的循环速度，有利于降温散热、气泡析出和杂质沉淀。隔板的安装型式有多种，隔板一般沿油箱的纵向布置，其高度一般为最低液面高度的2/33/4。有时隔板可以设计成高出液压油面，使液压油从隔板侧面流过；在中部开有较大的窗口并配上适当面积的滤网，对油液进行粗滤。 5. 侧板：侧板厚度一般为 3-4mm，侧板四周顶部应该加 工成高出油箱顶板 34mm，为了使液压元件的在工作等的情况下泄漏出来的油不至于洒落在地面上或操作者的身上，同时可以防止液压油箱的顶板在潮湿的气候中腐蚀。 回油管及吸油管为了防止出现吸空和回油冲击油面形成泡沫，油泵的吸油管和回油管应布置在油箱最低液面 50100mm以下，管口与箱底距离不应小于 2倍的管径，防止吸入沉淀物。管口应切成 45 ，切口面向箱壁，与箱壁之距离为 3 倍管径。回油管的出口绝对不允许放在液面以上。本设计的管口与箱底的距离为 160mm，切口与箱壁的距 离为 250mm。 6. 回油集管的考虑：单独设置回油管当然是理想的，但不得已时则应使用回油集管。对溢流阀、顺序阀等，应注意合理设计回油集管，不要人为地施以背压。 7. 吸油管： 吸油管前一般应该设置滤油器，其精度为 100200 目的网式或线式隙式滤油器。滤油器要有足够大的容量，避免阻力太大。滤油器与箱底间的距离应不小于 20mm。吸油管应插入液压油面以下，防止吸油时卷吸空气或因流入液压油箱的液压油搅动油面，致使油中混入气泡。 8. 泄油油管的配置： 管子直径和长度要适当，管口应该在液面之上，以避免产生 背压。泄漏油管以单独配管为最好，尽量避免与回油管集流配管的方法。 9. 过滤网的配置：过滤网可以设计成液压油箱内部一分为二，使吸油管与回油管隔开，这样液压油可以经过一次过滤。过滤网通常使用 50100目左右的金属网。 10. 滤油器： 滤油器的作用及过滤精度 液压系统中的液压油经常混有杂质，如空气中的尘埃、氧化皮、铁屑、金属粉末。密封材料碎片、油漆皮和 纱纤维。这些杂质是造成液压元件故障的额重要原因，它们会造成油泵、油马达及阀类元件内运动件和密封件的磨损和划伤，阀芯卡死，小孔堵塞等故障，影响液压系统 的可靠性和使用寿命。近年来对液压油的污染控制已经开始引起人们的极大重视。 为了便于随时检查和观察箱内液体液位的情况，应该在油箱壁板的侧面安装液面指示器，指示最高、最低油位。液面指示器一般选用带有温度计的液面指示器。 油箱顶板需要装设空气滤清器，对进入油箱的空气进行过滤，防止大气中的杂质污染液压油。空气滤清器的过滤能力一般为油泵流量的两倍，其过滤精度应与液压系nts 24 统中最细的滤油器的精度相同。 油箱内部应刷浅色的耐油油漆。以防止锈蚀。 4.8 液压缸的设计 4.8.1 液压缸的工作压力确定 工作压力与系统压力一致为 31.5MPa 4.8.2 液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 的确定 单活塞杆液压缸计算如下： 2121222121 1116114DdpppdDDdpppFDcmcm (4.18) 式中： M ap7Dd32M pa-16-p2M pa5.31pp97.09.01cm径之比，工作压力活塞缸直径与液压缸内高压系统液压缸回油腔背压力，算时可取系统工作压力液压缸的工作压力，初般取液压缸的机械效率，一工作循环中最大外载荷F由上式可得： mmppDcm20.4395.0105.317.014.3 105.31167.0 164 622 12122 (4.19) 查手册 D=50mm d=0.7D=32mm 4.8.3 液压缸壁厚和外径的计算 按薄壁圆筒公式计算： mmDp y 75.91052 505.313.12 (4.20) ppy ppypp 3.1,)5.125.1( 取 查手册 mm10 则液压缸外径 mmDD 7021 4.8.4 液压缸工作行程的确定 由于在液压缸工作时要 完成如下动作 如图 4-2 nts 25 图 4-2 液压缸行程图 即可根据执行机构实际工作的最大长度而确 定。由上述动作可知工作行程为 200mm。 4.8.5 缸盖厚度的确定 一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度按强度要求可用下式进行近似计算。 mmPyDt 52.13105 95.4050433.0433.0 2 无孔时：(4.21) mmdD DPDt y 53.223250105 5095.4050433.0433.0 02 22 有孔时：(4.22) 可分别取 14mm和 23mm 4.8.6 最小导向长度的确定 mmDLH 3325020160220 应满足： (4.23) 活塞杆宽度为 B，一般取 B=（ 0.6-1.0） D缸盖滑支撑面长度 1L 。根据液压缸内径D而定。当 mm40mm300.16.080 1 ，这里各取）（时，取 DLmmD 。 4.8.7 缸体长度的确定 液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程与活塞宽度的和。缸体外部尺寸还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于缸体内径 D的 20-30倍 。 即：缸体内部长度 200+50=250mm mmD )15001000()3020( 缸体长度 即取缸体长度为 290mm 4.8.8 液压缸强度校核 （ 1）缸筒壁厚校核：一般情况下，液压 缸钢筒壁厚由结构确定，必要时进行强度校核。因为， 按壁厚进行校核。10/ D 由： 13.1 4.02 PyPyD = 58.3195.403.110595.404.0105250 (4.24) （ 2）活塞杆强度校核 nts 26 由： 10514.3 22544 Fd25 (4.25) 根据以上计算得出，所设计的液压缸符合强度标准。 4.9 液压阀的选择 本液压系统中采用了多种液压阀以实现不同的功能。主要 用到的液压阀有：单向阀，溢流阀，电磁二通阀，卸荷阀，减压阀等。在选择液压阀时要考虑：液压阀的允许通过的最大流量要大于或等于系统所要求的最大流量 ;阀的额定工作压力应大于或等于系统的最高工作压力；阀的压降在允许范围 ；尽可能减小液压阀的体积和质量。关于液压阀的具体选择要求和使用细节可以在液压工作手册和液压产品使用说明书中查询。 4.9 本章小结 根据液压系统的各项要求，设计了所需的液压元件。使液压系统能够 顺利的进行工作。通过计算，令本液压系统处于最佳工作状态。尽量的减小元件体积。 nts 27 第 5 章 电控液驱客车的动力性分析 5.1 行驶阻力特性分析 假设汽车匀速行驶，即 Ff=0，在行驶过程中受到滚动阻力 Ff，空气阻力 Fw 与坡度阻力 Fi的作用： NFFFFFgmFiuACFfgmFtiwftDwf车轮上所需的驱动力式中 s in15.21c os3(5.1) 根据客车参数，可以作出行驶阻力特性图。如图 5-1，由图可知车辆的行驶阻力随车速和坡度的升高而增大。 图 5-1 车辆行驶阻力特性图 5.2 动力性分析 5.2.1 加速过程的性能分析 在客车加速性能分析时，不考虑客车的经济性，而是分析客车所能达到的最大加nts 28 速性能。因此客车所能达到最大的加速性能与客车选用的是变量泵或定量泵 无关。 假定客车在水平的路面上从速度 0 开 始加速行驶，客车行驶所需的高压油由液压泵提供，客车以其所能达到的最大加速度加速行驶。 由： mNvpTm tmm /7.4152 5.9785.05.312 (5.2) 可求得变量马达所能提供最大转矩。 由：mNuACfgmrT Dn e e d/21.12215.215039 45.36.02.18.912 200505.015.2122 (5.3) 式中 ： )/ mNT need 力矩（服的滚动阻力和空气阻客车行驶过程中所需克 。 可以求得 客车行驶过程中所需克服的滚动阻力和空气阻力矩。 由 ： 20 /43.01220002.1505.0 21.12286.47.4159.0 smmr TiTa n e e dmm (5.4) 可以求得客车在 t 时刻加速度。在增加了 dt 时间后，客车的速度有下式求得。 6.3 tauu ttt （ 5.5） 式中 ：)/hkmtttuthkmtut时刻的速度（客车在）时刻速度（客车在 由：6.32 60 0 r itun tm（ 5.6） 可以求得 变量马达在时刻 m in )/rtt 的转速（ 由：1000 mmm Vnq （ 5.7） 可以求得变量马达在时刻 tt 的流量 （ L/min） 由：mm nqVm 1000（ 5.8） 可以 得 出变量马达的排量（ ml/r） 在 得积变化量可以由下式求时间内，蓄能器内的体t ： nts 29 由：6060 tqpqv mp （ 5.9） 在时刻 蓄能器压力：,tt 由：n tVtaccCP（ 5.10） 式中： 蓄能器体积蓄能器充气压力蓄能器体积时刻多变指数0000VPVPC
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