增程式动力系统结构设计

欢迎下载本文档参考使用，如果有疑问或者需要CAD图纸的请联系q1484406321整备质量/满载质量kg1400/1720L/W/H mm3500/1510/1670前后轮距mm1365/1365空气阻力系数0.30满载轴荷分配前/后45/55-40/60车轮规格205/60R15车轮滚动半径mm304动力性能要求最高车速150km/h最大爬坡度300-100km/h加速时间100km纯电动+增程器300km电动机基本参数最大功率(kW)46额定功率(kW)23过载系数2最高转速r/min8071额定转速r/min3000额定电压300v3缸51kW的汽油机作为动力辅助单元。电机最高转速确定主减速比及最高车速影响着电机转速的选取。电机的基速nb取3000 rmin，为提高电机的效率，一般希望电机工作在基速时的车速为城市道路行驶的一般车速55 kmh，根据式(3-3)初步确定的主减速比为625。结合市场上已有的车型确定其主减速比i0为6167，这时车速为565 kmh，在期望的范围内。nb=i0vb0.377r （3-3）因为增程式电动车没有变速器，所以电动机的转速与车辆实际速度是线性关系，因此由汽车行驶速度v和驱动电机转速n的关系式可知，驱动电机的最高转速为nmax=i0vamax0.377r （3-4）式中：nmax驱动电机的最高转速，r/min；i0主减速器传动比；r车轮滚动半径，304mm由公式（3-4）可以得出，电动机的最高转速要达到8071r/min，才能满足150km/h的最高车速要求。电动车的车载电动机的额定电压一般在100到400伏之间，同等功率p下，电动机的电压v越大，电流i也就随之越低，因此各种元器件、导线上面产生的耗损也就越小，因此选择车载电动机的额定电压为300V。主要重新写第五章，部分零部件强度校核内容内容是别人计算拼凑的，仅为参考。第4章 增程式动力系统结构设计4.1总体结构设计增程式电动车采用前置前驱结构设计，发动机横置以减少整车动力系统的体积，提高紧凑性，为乘客留出更多车内空间。为了简化传动结构，辅助动力单元的发动机、离合器、发电机、用于驱动汽车行驶的电动机均统一采用横置结构设计。在车前部，同轴依次设置发动机、离合器、发电机、啮合套和电动机，发动机通过离合器接入并且驱动发电机，发电机发电，通过ECU电控单元的控制储存到电池，并且也可以直接输出电流给电动机一起驱动汽车前进。发电机也可以作为电动机驱动整车行驶。当汽车高速行驶时，由于机械能电能机械能多次能量转化带来的损失，增程式电动车的燃料经济性较差，甚至低于传统汽车。为了解决这一问题，可以使小型发动机在高速行驶时直接驱动汽车，从而降低过程损耗。图4.1 总体结构示意图4.2啮合套总成设计毕业设计采用结构简单、尺寸紧凑的啮合套将发动机输出轴（经过小电机转子）与传动系接合；通过液压机构操纵啮合套拨叉，控制啮合套的啮合状态来实现不同的动力传递路线，切换增程式的工作模式，实现动力系统配置的最优化。因为辅助动力单元选配的发电机输出轴直径22毫米，与电机输出轴通过键配合，为了保证足够强度，轴的基本直径选为45毫米，固定啮合轴空间位置的轴承选用了6009轴承，该轴承尺寸如下：内径45毫米，外径75毫米，宽度16毫米。因此啮合轴的基本外径选定为45毫米，总体长度73毫米，由于啮合部分需要加粗，所以直径扩大为70毫米。图 4.2 啮合轴花键轴的配合零件较多，以此包括了与啮合套配合的花键，与6009轴承配合，与齿轮配合，以及与电动机的输出轴配合。花键段基础直径为45毫米，与轴承段的6009轴承内径保持一致，因此齿轮段的轴径选为50毫米，轴肩直径选为60毫米以保证轴向定位的需要。开孔22毫米并以平键与电动机输出轴配合。花键轴的总体长度为135毫米。图 4.3花键轴啮合套主要与啮合轴和花键轴两个零件配合：由于啮合轴的啮合部分段外径扩大为70毫米，因此与之配合的啮合套外径也为70毫米；由于啮合套与花键轴通过花键配合，因此啮合套内径为45毫米，在此基础上开花键。由于液压缸要通过啮合套拨叉来调节啮合套位置，因此在啮合套外径上面开槽预留宽度5毫米，深度5毫米，与啮合套拨叉吻合。图 4.4 啮合套为了液压缸布置方便，啮合套拨叉的长度为95毫米，厚度5毫米。图 4.5啮合套拨叉从下图可以看到啮合套总成的结构和功能特点。图 4.6啮合套总成图 4.7 啮合套总成的特殊齿形配合图 4.8驱动啮合套拨叉的液压缸4.3确定各轴尺寸采用一级减速齿轮作为主减速器。因为轴受力情况一般为应变力，为了减少应力集中，从而提高轴的疲劳强度，需要减少轴径的变化，同时过渡圆角半径不能过小，以避免应力集中。要求制造工艺性好，拆装调整方便。轴1选择7209C角接触轴承，内径d=45mm。由此可得，轴直径最小为45mm，配合齿轮段直径为50mm，轴肩直径60mm。其他尺寸：轴两端倒角尺寸取1.5x45，轴肩处过渡圆角1mm齿轮与轴为过渡配合（H7/n6），且A型平键，槽宽b=18mm，键高h=11mm，槽深t=7mm，键槽长度L=70mm轴端键槽采用B型平键，键槽宽度b=12mm，槽深t=5mm，键高h=8mm，键槽长度L=60mm。图 4.9 轴1设计图4.5箱体结构设计为了保证啮合套总成以及液压缸的布置空间，因此将箱体宽度，也就是两个电机的间距定为360毫米，为了保证长度281毫米的轴1布置，上下箱体的前半段收窄，同时也节约了占用空间。壳体长度根据齿轮中心距294毫米确定，以保证不干涉为原则进行延长，以容纳所有零部件。箱体前半段，以轴1的固定作为目标。固定轴1的7209c角接触轴承，外径D=85mm，因此上壳体和下壳体共同固定轴的部分直径85毫米，箱体外侧布置轴承盖以固定轴承，考虑到动力输出，一段轴承盖开口。因为轴1伸出段的直径37毫米，因此轴承盖开孔直径39毫米以保证间隙。增程式电动车动力系统的箱体使用高强度铸铁，进行退火处理，具有足够的刚度。所有相关螺栓应布局合理，留出扳手空间。在剖分截面的凸缘开有若干个圆锥定位销。在增程式动力传动系统箱体顶部，布置窥视孔，窥视孔上面有盖子，以防止外界杂物进入和润滑油飞出，尺寸设计参考设计手册。减速箱底部油池设置了放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞密封。箱体上装螺塞处应当设置凸台，并且加封油垫片。放油孔的位置不能高于油池底面，以避免排油不净的问题。油孔采用M22螺塞。在机箱的上壳体布置吊环或者吊钩用于方便安装箱体。箱体采用毛毡密封，可以存储润滑油，并且遮挡灰尘；轴旋转时，毛毡又可以刮下润滑油进行反复自行润滑。图 4.10上壳体图 4.11下壳体图 4.12包括液压缸在内的啮合套总成在下壳体的布置情况图 4.11总装配图4.6本章小结本章节根据汽车动力性能的要求，设计了动力系统的核心零部件，包括啮合轴、啮合套、花键套、啮合套拨叉、上壳体、下壳体等。第5章 关键零部件校核分析本章主要是根据传动要求对增程式混合动力系统的核心零部件进行校核。主要包括齿轮强度设计与校核、主减速器轴的强度设计与校核、轴承强度设计与校核。5.1轴强度校核按照扭转强度估算轴的需求直径本次毕业设计选用45号调制钢，硬度为217-255HBSD1=所以取轴直径d至少为45mm由计算可知，两个轴承之间的距离应当不小于150mm，齿轮居中布置。（1） 确定各轴段的直径，（采用轴承6009），轴肩高度，取，（2） 确定各轴段的长度1）的长度为轴承7209C的宽度(查表：18.2mm)和轴套长度(20mm) 2）的长度应比齿宽小12mm，所以 3）的长度为轴肩的宽度，所以 4）的长度与相同，所以 （3） 确定其他尺寸1）轴两端倒角尺寸可取为，轴肩处过渡圆角半径取为，齿轮与其两边轴段之间的过渡圆角半径可取为2）齿轮与轴为过渡配合（H7/k6），且采用A型平键连接实现轴向固定。该轴段上键槽宽度，槽深，键槽长度。1 按弯扭合成法校核轴的强度（1） 建立力学模型（2） 计算弯矩，并画出弯矩图1） 根据齿轮的受力计算公式，该齿轮所受力的大小为2） 水平面内受力简图弯矩图3） 竖直平面内受力简图弯矩图4） 根据公式计算合成弯矩，并绘制合成弯矩图（3） 计算转矩，绘制转矩图（4） 确定危险截面，校核轴的强度。可以看出，齿轮中心截面处弯矩和转矩最大，故该截面为该轴的危险截面。因此，根据弯扭合成法，该轴的结构满足强度要求。5.2齿轮强度设计主减速器一般采用斜齿轮，具有结构紧凑、体积小、重量轻、传动效率高、噪音小、传递扭矩大等优点。材质选用合金钢，表面渗碳硬化处理，寿命较长。传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配根据一级减速器的输入转速nm和输出转速nw，可得传动装置的总传动比为i=nmnw （5-1）合理分配各级传动比对于传动装置的设计非常重要。合理的传动比分配设计，有助于减少传动系统的尺寸，改善润滑，减轻重量等。分配传动比应该考虑以下几点：1) 各级传动比都应在常用合理范围内，以符合各种传动形式的工作特点，并使结构紧凑。2) 应注意使各级传动尺寸协调，避免各零件发生干涉。各轴输入转矩T=9550P1n1 （5-2）由第三章理论计算可以得出，增程式电动车动力耦合系统的减速比为i=5200/2090=2.49由于本次毕设给定的电机外径比较大，参考电机外直径380毫米，实际建模电机外直径320毫米，外法兰半径192.5毫米，法兰突出孔外半径15毫米，电机外壳体固定法兰盘的最大距离要满足192.5+15=207.5毫米，考虑到所选轴承外直径75毫米，为了避免干涉，齿轮中心距至少要满足207.5+75/2=245毫米考虑到为轴承固定保留足够距离，因此中心距定为294毫米考虑到齿数合理，为了避免齿数过大或者过小，因此取模数4齿轮1参数：31齿、模数4、法向压力角20、螺旋角20、分度圆直径131.958齿轮2参数：107齿、模数4、法向压力角20、螺旋角20、分度圆直径455.4681.选择齿轮材料和热处理方法小齿轮材料：40Gr调制，硬度270HBS大齿轮材料：45钢正火，硬度195HBS查 齿轮接触疲劳极限应力表和齿根弯曲疲劳极限应力表得=720MPa=550 MPa=290 MPa210 MPa2.按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸简化设计公式 （5-3）小齿轮转矩 T1=M=350N.m齿数比u=i=2.49齿宽系数取a=0.15载荷系数取K=1.4许用应力取 SHmin=1.2取 ZNZLVRZWZX=1.0因为H1H2，故应以 H1代入计算取a=280mm按经验公式选取模数mn=0.0070.02a=0.0070.02280=1.965.6mm取标准模数mn=4mm计算主要几何参数初选=10z2=uz1=1.899=178传动比误差：，精确计算螺旋角：计算齿宽取b1=b+510=42+8=50mmb2=b=42mm计算当量齿数计算重合度 计算圆周速度3.校核齿面接触疲劳强度（1） 齿面接触疲劳强度 应力循环次数 由 接触强度的寿命系数图 得： ZN1=ZN2=1 由 常用精度等级及加工方法表 以及第2组精度与圆周速度表 选择齿轮精度为：8-7-7GB 10095-1988 选择润滑油运动黏度 V50=83cst 通过查询渗碳淬火钢的润滑油膜影响系数图 查得： ZLRV=0.91 由 接触强度的尺寸系数图 查得：ZX=1 由于小齿轮齿面未硬化，齿面未磨齿，所以取ZW=1 由 最小安全系数表 查得，失效概率低于1%， SHmin=1 许用应力 （2） 齿面接触疲劳应力 切向力： Ft=2000Td1=2000350200.144=3497.5N 查 使用系数KA表 得： KA=1查 动载系数图KV得： KV=1.07查 齿间载荷分配系数K 得： K=1.25按对称布置，查 齿间载荷分布系数K得： K=1查 弹性系数ZE表 得： ZE=189.8查 节点区域系数ZH图 得： ZH=2.47查 重合度系数和螺旋角系数ZZ图 得： ZZ=0.75齿面接触应力 强度校核， （5-4）满足齿面接触疲劳强度要求4.校核齿根弯曲疲劳强度（1） 齿根弯曲疲劳许用应力 取 YST1=YST2=2 由 弯曲疲劳强度的寿命系数图 得： YN1=YN2=1 由 齿根敏感系数表 得:YrelT1=1, YrelT2=0.95 选择齿面粗糙度 Ra=6.3m 取YRrelT1=YRrelT2=0.9 由 弯曲疲劳强度的尺寸系数图 得： YX1=YX2=1 选择失效概率低于1/1000 由 最小安全系数表 得： SFmin1=SFmin2=1.25 许用应力 （2） 齿根弯曲疲劳应力 由 复合齿形系数图 得：YFa1YSa1=4.03， YFa2YSa2=3.93 由 重合度系数和螺旋角系数图 得： YY=0.63 （3） 强度校核 满足齿根弯曲疲劳强度要求5.3轴承强度校核（1）计算轴承内部的轴向力因为，无径向载荷所以S1=0（2）计算轴向载荷 T=9549Pn （5-5）式中，T为扭矩；P为轴所传递的功率（在此以等于发动机功率即1KW计算）；n为轴的转速（在此为5347rmp）；FP为压力的径向力；FZ为压力的轴向力；Fa为轴向总载荷。（3）