动力耦合变速方案设计毕业论文.doc

北京理工大学本科生毕业设计（论文）动力耦合变速方案设计毕业论文目录第1章 引 言11.1 研究目的及意义11.2 研究背景31.2.1 电动客车概况31.2.2 国外现状41.2.3 国内现状61.3 驱动系统双电机结构81.3.1 一般电动客车动力布置81.3.2 主辅电机集成驱动系统91.4 本文研究的主要内容10第2章 动力耦合变速方案112.1 丰田THS集成驱动系统介绍112.2 方案初选13（1）方案一。132.3 方案选定15第三章 电机参数匹配173.1 设计要求173.2 永磁同步电动机在汽车上的应用173.3 电机参数匹配计算173.4电机参数确定213.4.1 电机最高转速及额定转速的选择213.4.2 最终电机选择213.4.3 动力性能仿真21第四章 变速耦合机构尺寸设计2541齿轮参数的确定254.1.1输出轴齿轮设计254.1.2 行星齿轮与太阳轮尺寸设计274.1.3 行星齿轮与太阳轮的轴向定位3142 轴的设计334.2.1 输出轴结构设计334.2.2 太阳轮输入轴结构设计344.2.3 齿圈输入轴设计3443 制动装置的设计354.3.1 抱带式制动器的几何参数计算364.3.2 外抱带式制动器结构3844 箱体的设计394.4.1 箱体尺寸参数10394.4.2 箱体结构设计40第5章 零件强度校核4351齿轮强度校核435.1.1 输出轴齿轮强度校核435.1.2 行星齿轮系统强度校核4452 轴强度校核465.2.1 输出轴校核465.2.2 太阳齿轮输入轴校核495.2.3 齿圈输入轴校核5053 轴承强度校核515.3.1角轴承校核51第6章 总结5361 最终效果图5362 总结与感想55致 谢56参考文献5761第1章 引 言1.1 研究目的及意义节能和环保是现代社会发展的两大主题。目前，全球汽车保有量已超过9亿量，未来7年内全球汽车保有量仍将继续增长近20，汽车在迅速成为人们主要交通方式的同时，也给环境和能源带来了极大压力。据报道，目前世界污染最严重的10个城市有7个在中国，根据国家环保中心预测，2010年汽车尾气排放将占大气污染的64。而到了现在，我国二氧化碳排放总量已位居世界第二，2025年前后我国的二氧化碳排放总量可能超过美国。与此同时根据国际上通行的能源预测数据，石油和天然气将在4060年内枯竭，煤炭也只能用到2220年。据专家预测，2015年前后可能发生第三次世界石油危机，现有的能源资源已经很难在长期内满足人类的需求，节能环保必然成为人类社会发展的趋势。交通运输对环境的影响同益突出，汽车的能源消费占世界能源总消费的近四分之一，随着发展中国家经济水平的提高，汽车的保有数量在急剧增加，由此而引起的能源与环境问题就显得更加严重。因石油危机的影响，发达国家领先进行节能技术的开发，将产业部门的能源消费停留在GNP的一般水平。但是，以汽车为主的运输部门因其急速普及，能源的消费比其他部门打，占总能源消费的24%，予计算从全世界汽车排出的二氧化碳为64亿标准碳吨，由二氧化碳引起的大气污染及地球温暖化已对人类的生活环境产生深刻的影响。在当今世界面临能源与环境的双重危机之时，要求汽车工业提高汽车的能源使用效率，减少污染物质的排出量。1哥本哈根联合国气候变化大会于2009年12月7日到18日在丹麦首都哥本哈根召开。192个国家的环境部长和其他官员们在哥本哈根召开联合国气候会议，商讨京都议定书一期承诺到期后的后续方案，就未来应对气候变化的全球行动签署新的协议。在这次大会上各国宣布了各自的减排目标，中国宣布到2020年碳排放下降4045%减排目标，美国为2020年温室气体比2005年减排17%，日本为温室气体排放量减少25%，印度为2020年排放比2005年少24%，德国为2020年温室气体的排放量比1990年减少40%，俄罗斯宣称完全有实力达到减排40%目标，澳大利亚为2020年温室气体排放削减25%，巴西为排放量在预期基础上减少36.1%至38.9%，非洲寻求650亿美元环境赔偿，岛国联盟呼吁发达国家提高减排至45%。这是继京都议定书后又一具有划时代意义的全球气候协议书，毫无疑问，对地球今后的气候变化走向产生决定性的影响。虽然在这次大会上世界各国没有形成法律文本约束下的协议，但世界各主要国家都表达了自己的积极态度。尽管各方对长期可持续的二氧化碳(与能源部门相关的)年均排放量水平的看法各不相同，但是正在出现了一个共识，即在2020要想把全球平均气温上升超过2 的概率限制在50%之内，大气层中温室气体的浓度要稳定在450ppm氧化碳当量左右（即450情景）。要实现这个目标，全球与能源相关的二氧化碳排放量在2020年之前达到峰值309亿吨，随后在2030年下降到264亿吨，这比2001年的水平低了24亿吨，比现有能源消费模式下预测的2030年的水平低了138亿吨。450情景中要求的到2020年(仅10年之隔)的与能源相关的二氧化碳排放削减量是惊人的，其2020年的排放量是307亿吨，比参考情景中的排放量少38亿吨。在非经合组织国家，目前正在考虑的国家政策和运输及工业部门的方案能产生16亿吨的减排量。450情景中终端用能效率是2030年二氧化碳减排的最大贡献者，这种减排超过了减排总量的一半还多。在建筑、工业和运输上的能效投资通常会有一个短暂的回报期和负的净减排成本，因为在资本存量的生命周期内，燃料费用的节省资金通常会超过能效措施所需的额外投资费用。即使对未来燃料费用的节省资金进行了贴现，结果亦然。电力行业的脱碳技术也在减少排放方面起了很大作用。在450情景下，发电业对减排的贡献超过三分之二(其中40%源于电力需求的下降)。如图1.4所示，发电行业燃料结构以及技术结构有了很大的转变：与现有能源消费模式下预测的2030年情景相比，煤电会减半，同时核电和可再生能源会做出更大的贡献。美国和中国加起来占到全球电力行业减排量的大概一半。和参考情景相比，发电行业(和工业)中二氧化碳捕集和封存(CCS)占了2030年总减排量的10%。汽车排放引起的大气污染及地球温室效应对人类的生活和认知产生深刻的变化，因此，如何提高能源利用效率、减少对环境的污染，已经成为汽车系统设计与系统控制的首要课题。20世纪90年代以来，世界各国对节约能源和改善环保的呼声日益高涨，越来越严格的排放限制和油耗法规正激励着更安全、清洁和高效的汽车的发展。目前，人们基本上已经有一个共识，就是纯电动汽车、混合动力汽车和燃料电池汽车等新能源汽车是解决这些问题最有效的途径。而其中电动汽车更占据着一些无可比拟的优点：首先，无污染，噪声小。电动汽车无内燃机汽车工作时产生的废气，不产生排气污染，对环境保护和空气的洁净是十分有益的，几乎是“零污染”。众所周知，内燃机汽车废气中的CO、HC及NOX、微粒、臭气等污染物形成酸雨酸雾及光化学烟雾。电动汽车无内燃机产生的噪声，电动机的噪声也较内燃机小。噪声对人的听觉、神经、心血管、消化、内分泌、免疫系统也是有危害的；其次，结构简单，使用维修方便。电动汽车较内燃机汽车结构简单，运转、传动部件少，维修保养工作量小。当采用交流感应电动机时，电机无需保养维护，更重要的是电动汽车易操纵；然后，能量转换效率高，同时可回收制动、下坡时的能量，提高能量的利用效率。电动汽车的研究表明，其能源效率已超过汽油机汽车。特别是在城市运行，汽车走走停停，行驶速度不高，电动汽车更加适宜。电动汽车停止时不消耗电量，在制动过程中，电动机可自动转化为发电机，实现制动减速时能量的再利用。有些研究表明，同样的原油经过粗炼，送至电厂发电，经充入电池，再由电池驱动汽车，其能量利用效率比经过精炼变为汽油，再经汽油机驱动汽车高，因此有利于节约能源和减少二氧化碳的排量；最后，可在夜间利用电网的廉价“谷电”进行充电，起到平抑电网的峰谷差的作用。电动汽车的应用可有效地减少对石油资源的依赖，可将有限的石油用于更重要的方面。向蓄电池充电的电力可以由煤炭、天然气、水力、核能、太阳能、风力、潮汐等能源转化。除此之外，如果夜间向蓄电池充电，还可以避开用电高峰，有利于电网均衡负荷，减少费用。因此，发展纯电动汽车是解决上述问题的最有效的途径之一。21.2 研究背景1.2.1 电动客车概况电动汽车是指全部或部分由电能驱动电机作为动力系统的机动车辆，包括纯电动汽车EV(Electric Vehicle)、混合动力电动汽车HEV(Hybrid vehicle)和燃料电池汽车FCEV(Fuel Cell Electric Vehicle)等类型。随着全球能源短缺和环境污染问题的日益加剧，世界各国都充分认识到节能和环保对人类生存的重要意义。近几十年来，三分汽车天下的美、日和欧洲国家的80多家公司(其中有美国的福特、通用和克莱斯勒公司，日本的丰田、日产、本田公司，法国的雷诺、标致、雪铁龙公司，意大利的菲亚特公司以及瑞士的荷拉奇和埃苏拉公司等)不惜投人巨额资金，研究开发新一代电动汽车。国际上涌现的电动汽车热，为中国汽车工业实现技术跨越发展提供了空前的机遇。因为电动汽车与传统的汽油汽车相比，它不单纯是发动机的简单替换，其设计、加工、材料以及电气、控制系统都要作出相应地改变，使整车参数合理匹配，这意味着以汽车工业为国民经济支柱产业的世界发达国家的工业体系将面临着重大的调整。选择发展电动汽车不仅仅是保护环境和节约能源的问题，更会对改变中国汽车工业的落伍状况、寻求国民经济新的增长点、增强国家实力等方面起到极大的推动作用，具有重大的战略意义和现实意义。为此，中国政府有关部门在地方政府和众多企、事业单位的积极参与和支持下，制定并实施了一系列发展电动汽车的计划和行动。国家电动汽车重大科技产业工程项目已于1996年启动，项目研究进展顺利，总体概念车设计已基本完成，控制器和特种专用电动机也达到当代国际先进水平，特别是主驱动电机重量轻、功率大、转速快、质量好，各项指标符合IEC国际标准。其中，包括最有希望成为电动汽车动力的燃料电池在内的几种电池的研究开发工作也正在分别进行。2001年科技部斥巨资近10亿元启动了863计划电动汽车专项。目前，中国部分城市及地区(武汉、北京、天津、上海、长春、广东等)以及三大汽车集团都在进行有关电动汽车项目的开发及课题研究，全国承担该项目的企、事业单位约有200多家。在电动汽车家族中，目前技术相对成熟、市场前景较好的是混合动力轿车和燃料电池、混合动力及纯电动客车。国家863计划中已经明确中国电动汽车发展要遵循燃料电池汽车第一位，混合动力汽车第二位，兼顾纯电动汽车的基本原则。为此，笔者对国内外电动客车的研究开发现状及发展情况做一个综合性介绍。1.2.2 国外现状由于电动客车非常适合城市公交运输，对缓解交通堵塞、保护环境、节约能源有着非常明显的积极作用，且易于被公众接受，所以，国外许多大公司都积极开发电动客车技术。1997年，韩国亚洲汽车公司(AMC)研发了韩国第一辆并联式柴油一电动混合动力城市客车。美国纽约从1998年起，使用了由Orion客车公司生产的BAE串联式混合动力城市客车。2003年，美国俄勒冈州的波特兰市，TriMet公司开始将标准长度的串联式混合动力客车投人运营。同年，美国西雅图市购买了235辆装备有通用公司Allison Transmission开发的EPSystem并联式混合动力系统柴油发动机的混合动力电动客车，并于2004年6月9日投入运营。2003年12月，英国Eneco公司成功地研制出一辆串联式混合动力城市客车，并破纪录地完成了从SusSex到Preston的480 km不间断行驶。日野公司早在1994年就推出了混合动力的HIMR大客车、载货车和专用车，到2001年已销售250辆。日产柴油机公司采用天然气压缩的柴油机与电机组合的混合动力系统，主要用于中型货车城市运行。IVECO推出12 m的混合动力大客车，已在顺利的试运行。2000年三菱公司推出了“AERO NOSTEP HEV”即城市用低地板大客车。在美国大约有40个不同的城市已经使用或计划使用混合动力客车及技术。大约有50辆混合动力客车正在欧洲各国投入试验(包括德国、意大利、瑞士和丹麦)。表1-1给出当前世界各地混合动力城市客车的应用情况。表1-1 世界各国已投入试验和使用的混合动力电动城市客车时间国家与地区驱动形式车辆类别已投入运营台数1997韩国并联式混合动力城市客车试验车1998美国 纽约串联式混合动力城市客车112002美国 纽约串联式混合动力城市客车1252002美国 明尼阿波利斯并联式混合动力城市客车52003-2004美国 纽约串联式混合动力城市客车2002003美国 波特兰串联式混合动力城市客车1502003英国串联式混合动力城市客车试验车2004美国 西雅图并联式混合动力城市客车235据Auto Mfg&Production(汽车制造与生产)期刊报道，预计世界汽车市场上2010年混合动力车辆将达100万辆，2015年混合动力车辆将在世界汽车市场份额中占15，2020年占25。粗略估计，如果2020年全球汽车产量为1亿辆的话，那么，混合动力车将达2500万辆。2003年，欧盟发布了氢发展构想报告和行动计划，表示要在3年内开展“欧洲清洁城市运输项目计划”。这一计划的具体内容，是在欧洲的10个城市进行30辆氢燃料电池公交车的行驶试验，并把6辆车送到澳大利亚的佩斯进行试验。36辆试验车3年的累计行程约达100万km，共运送旅客500多万人次。这批氢燃料电池公交车分别在不同的典型环境中进行了实地使用。比如斯德哥尔摩冬天的温度只有零下20；马德里和巴塞罗那夏季炎热，温度经常冲破43；在雷克亚未克，它们要经受高盐度的大西洋空气的考验；伦敦、阿姆斯特丹和卢森堡虽然空气温和，但是地形各异，交通密度也不同：波尔图公交的特点是停站多、道路坡度大，这里的平均时速只有9 km；而在澳大利亚的佩斯，车站少、车速高，25 h的线路经常只有10 min的停车时间。经过3年漫长的考验，试运行的36辆氢燃料电池公交车终于得到欧盟的认可。2005年5月11日，欧盟委员会正式宣布，自2003年起在欧洲10个城市展开的“欧洲清洁城市运输项目计划”圆满结束，并同时宣布，将在全欧盟范围内进一步推广普及氢燃料电池公交车。31.2.3 国内现状电动客车因其空间大、载客量大、适合城市公共交通而深受中国政府、企业和社会的普遍关注。有关数据表明，到2010年中国城市客车保有量将达到35万-40万辆。可见，电动客车在中国有着极大的应用市场。从20世纪末开始，不少企、事业单位对电动客车进行了研究和开发。1996年中国研制成功了纯电动大客车“远望号”；2001年大连化物所、电工所和东风公司合作，清华大学与北京飞驰绿能电源技术公司合作，分别研制成功了燃料电池轻型客车；2002年第一辆燃料电池大客车在清华大学进行了整车试验；同时第一辆混合动力大客车在东风电动车公司研制成功；2003年11月，4辆东风混合动力大客车在武汉投入试运营；2004年6月，由北京理工大学等单位研制的纯电动客车通过相关认证试验；2006年3月，苏州金龙推出了时速达75 kmh的燃料电池公交车；2006年6月，3辆造价180万美元的“奔驰”燃料电池大客车在北京384路空载试运行，中国是全球运行这种客车的唯一发展中国家；2005年11月，深圳首批投放7辆由五洲龙汽车有限公司研制的混合动力客车进行公交试营运；2006年2月，由万向集团研制的纯电动客车在西湖环线公交线路平稳运行了15万km。图1-1 奥运电动客车中国燃料电池公共汽车商用化示范项目启动会于2003年3月27日在京召开，标志着这一由中国政府、全球环境基金(GEF)、联合国开发计划署(I聊)共同支持，科技部和北京市、上海市共同组织实施的项目进入实施阶段。该示范项目总投资3236万美元，其中GEF投入1158万美元，UNDP投入40万美元，科技部、北京市和上海市共投入1458万美元，企业等其他投入约580万美元。中国燃料电池公共汽车商用化示范项目为时5年，根据北京和上海的地域和资源特点各分别提出燃料电池公共汽车系统技术指标，采用全球招标方式购置12辆燃料电池公共汽车，并建立相应加氢设施，在北京和上海(各6辆)示范运行，预计运行160万km。上述“奔驰”燃料电池大客车在北京384路空载试运行就是该项目的一部分。此外，长春一汽集团、武汉理工大学、哈尔滨中强集团、北京理工大学、上海汽车集团、华南理工大学、郑州宇通集团、合肥安凯公司等单位也都投入到了混合动力客车的研发大潮中。虽然电动客车取得了较大的发展，但是在技术层面应解决的问题有：（1）续驶里程有限。目前，市场上使用的电动汽车一次充电后的续驶里程一般为100-240 km，且这个数字通常还需要保持适当的行驶速度以及具有良好的电池调节系统才能得到保证。而绝大多数商用电动汽车在城市行驶环境下的续驶里程一般只有50-80 km。与传统内燃机汽车相比，电动汽车较短的续驶里程已成为其“致命”的弱点。（2）电池寿命短。尽管电池品种繁多，各有千秋，但其装备电动汽车后，普遍存在续驶里程短、加速动力差且寿命短等问题。镍镉电池虽然成本高、可回收性差，但其加速动力足、寿命较长。钠硫电池的能量励力比值较高，能够提供较长的续驶里程和较大的加速动力，但它要求的工作环境较苛刻，且其活性物质具有强腐化性并易爆炸。金属空气电池虽然具有明显的安全、干净、低成本等特点，但目前还只是发展的初期阶段。因此，就总体上看，目前还没有非常理想的电池。（3）电池尺寸、重量大。现有电动汽车所使用的电池，都不能在储存足够能量的前提下保持合理的尺寸和重量。（4）价格昂贵。主要是电池技术复杂，成本太高。另外，由于采用了一系列新材料、新技术，致使电动汽车的造价居高不下。（5）间接污染严重。电动汽车本身虽无排放污染，但其间接污染也不能忽视的。如铅酸电池中的铅，从开采、冶炼到生产的排污，都会对环境造成污染。而所用电能，相当大一部分来自火力发电，煤炭燃料也会造成大气污染。1.3 驱动系统双电机结构1.3.1 一般电动客车动力布置通常电动大客车都是采用一个大功率驱动电机加变速箱加一个固定比减速器的方式来完成动力输出的。此种方案结构简单，容易实现，运行起来也比较可靠。不过首要存在的问题就是一般大客车上的驱动电机都是永磁同步电机，因为其高功率密度、高效率等优点同益成为混合动力驱动系统首选方式，但目前客车车用大功率(150kw)高转矩的永磁同步电机的设计和制造技术在国内尚不成熟。而且也存在车辆正常运行时电机功率大量富余、电机及驱动系统的体积和重量大等问题。其次，系统可靠性和传动效率受变速机构技术成熟度的制约。 如： AMT会因档位变动引起换挡过程中动力中断，车辆失速快、冲击大，同时，由于AMT控制策略或与电机配合的问题，可能出现掉档、换挡失败及其它机械故障等问题！ 因此，在驱动电机及变速机构的技术没有新突破的情况下，研究一种可靠性高，机械结构简单，控制容易的双电机机电集成驱动系统具有很好的应用前景。 1.3.2 主辅电机集成驱动系统主辅电机集成驱动是指汽车由一个主驱动电机和一个辅助电机共同驱动，其中主驱动电机采用固定减速比全程参与整车驱动，辅助电机经大速比减速机构输出大转矩与主驱动电机共同驱动以满足整车低速爬坡和加速的动力需求。 如图1-2所示。此外，与传统汽车不同的是,电机在低速时可以提供满载转矩。这样就使电动汽车具有出色的起步加速性能。并且可以实现能量再生回收制动，当然,传统的摩擦制动还是必要的, 这样就需要考虑如何将两套制动装置合理利用、合理控制的问题。制动时, 由电子控制的再生制动系统和摩擦制动系统同时作用,制动性能将明显提高。所以这种双电机动力结构，在满足客车高功率、加减速等瞬态工况频繁需求的基础上，既可实现一般电动汽车再生制动，又通过动力系统一定程度上的冗余设计，可实现当某个驱动系统出现系统级故障而被迫退出正常工作状态后，通过整车控制器(VMS)的协调控制，单独调节其它驱动系统以确保车辆能够跛行回家。并且通过这种设计可实现与混合动力轿车动力系统零部的互换，降低开发成本、维护成本，为加快混合动力汽车产业化提供条件。图1-21.4 本文研究的主要内容本文是基于双电机输入的要求，设计一种双侧输入、单侧输出的两档耦合变速机构(如图1-2中红色部分)。首先根据原始参数，通过计算并匹配合适的电机。然后参考不同形式的减速器、变速器，对比若干合适方案，并选定课题所需变速箱设计型式。接着针对变速箱的工作需求，设计和选择关键零部件，并进行方案论证。最后对系统运动干涉、寿命循环等进行了校核。第2章 动力耦合变速方案2.1 丰田THS集成驱动系统介绍丰田公司于1997 年开始销售混合动力的Prius ,它是世界第一款商业用途的大批量生产的混合动力汽车。丰田混合动力车的动力中枢是混合动力系统(THS Toyota Hybrid System) ,它使汽油机和电力两种动力系统通过串联与并联相结合的形式进行工作,达到低排放的效果。在2003 年4 月的纽约国际车展上,丰田推出了采用THS 系统的新一代Prius ,使混合动力汽车的发展又向前迈了很大一步。THS是一种串并联混合动力系统,它的动力分配装置把动力分成两路,一路是汽油机的动力直接传到车轮,另一路(电路) 是发动机将能量转变成电能,带动电动机或给电池充电。THS 系统的汽车驱动力是由直接的发动机驱动力和电动机的驱动力组合在一起的。车速越慢,由电动机发出的最大驱动力越大。由于提高了发电机转速,THS 系统可在车速较低的情况下,充分利用发动机的最大功率。另外,由于采用高电压、大功率输出的电动机,成功地提高了动力性能,增大了最大驱动力。由于没有变速器,直接采用了发动机驱动力和电动机驱动力的组合,这样使驱动力全方位地响应驾驶员的要求,从低速到高速,从低功率的巡航行驶到满负荷加速。此外,在加速时,从只有电动机驱动到发动机启动的时间减少了40 % ,大大改善了加速响应,为消除发动机启动造成的冲击,发电机精确地控制曲轴的停止位置。为保证在受到大负荷时,汽车的驱动力不受影响,如打开空调时,进行精确的驱动力调整控制,以达到平稳连续行驶性能。混合动力传动系统（如图2-1所示）由动力分配装置、发电机、电动机和减速器等组成。发动机的动力由动力分配装置分为两部分,一个动力输出轴与电动机和车轮连接,另一个输出轴与发电机相连。这样,发动机从两条路线传递,即机械路线和电路。也可安装电控无级变速器,可连续地改变发动机转速以及电动机和发电机转速。图2-1THS - H 采用低摩擦球轴承传动装置,摩擦损失减小30 %。动力分配装置采用行星齿轮机构。行星齿轮架的转轴直接与发动机连接,通过行星齿轮把动力传给外齿圈和内太阳轮。齿圈的转轴直接与电动机连接,把驱动力传给车轮,太阳轮直接与发电机连接4。见图2-2。图2-22.2 方案初选（1）方案一使用单向超越离合器使主驱动电机在高速时辅助电机脱离。适合于电动大客车、环卫车等。如图2-3图2-3此方案的优点是结构简单，制造容易。不过其缺点也非常明显，那就是双向超越离合器不成熟，因此该方案不能实现正、反方向力的传递。而且机构布置不紧凑，体积大，不易于在车上布置。（2）方案二辅助电机经过一个行星减速机构减速，再由一对齿轮与中驱动电机进行动力耦合。如图2-4。图2-4此方案可以使动力较好的输出，可以满足设计需要，且具有一个变速功能，但是如此布置辅助电机的利用率会非常的低，大部分时间都是由主驱动电机驱动，而辅助电极处于空转的状态，而且整个机构跨度较大，不够紧凑。（3）方案三辅助电机与主驱动电机经过一个行星齿轮系统进行动力耦合，如图2-5。图2-5此方案工作可靠，能够将电机输出的动力转矩均匀的传给减速器。但是这样会使行星轮转速过高，所以需要提前减速，多一对减速齿轮，体积相对大。齿圈既与电机耦合，又行星轮输出，这将使齿圈的制造难度加大。而且齿圈锁死与解锁的执行与控制也是一个不易解决的难题。 2.3 方案选定经过以上的方案的比较、分析，借鉴丰田THS的混合动力传动系统，最终确定如下方案，如图2-6。图2-6在低速时,齿圈锁死，电机A经较大速比减速增扭后驱动车辆；当车速较高即在20km/h左右时，齿圈解锁，电机A和电机B通过行星齿轮转速耦合后驱动车辆。此种方案借鉴了丰田THS的驱动系统，虽然看似简单，但是可以满足设计的要求，而且能使转速转矩均匀耦合，而且运行可靠。最关键的是此机构布置紧凑，合理，适合安装在车上 ，利用电机同步可以实现无冲击模式切换，动力输出平顺。此种多级齿轮的动力输出形式，对电机跳动也有一定缓冲作用。第三章 电机参数匹配3.1 设计要求已知纯电动大客车设计要求及条件如下：最高车速 Umax80km/h；0-50km加速时间 t20%；续驶里程300km；整车满载质量m=18吨；迎风面积A=2540mm*3300mm=8.382m2；后桥主减速比6.166；轮胎 275/70 R22.5型子午线无内胎轮胎r=0.47825m。3.2 永磁同步电动机在汽车上的应用永磁电动机可分为永磁直流有刷电动机与永磁无刷电动机。永磁式直流有刷电动机是将永磁放于不转动的定子上而于转子安置线圈, 因此须经由碳刷与换向片将电流传递至转子上, 可经由机械接触使电动机随时处于最大转矩, 但碳刷、换向片间的磨损与转子线圈散热不易等原因, 限制了电动机高速、大电流的应用, 此类电动机在车辆应用多集中于3000 rpm 与数百瓦的输出功率以下的装置。永磁无刷电动机则将永磁放在转子上并使用其它感测组件的协助来实现碳刷、换向片的功能, 其优点为散热问题容易处理且无碳刷磨损等问题, 可以摆脱高速与大功率化的限制, 唯一需注意的是如何选配适合的换相感测组件与其安装位置, 因为该类电动机需要匹配专用的驱动电路与换相检测组件。目前该技术在混合汽车上的应用越来越多, 例如丰田与Honda 混合汽车采用此类电动机, 瞬间输出功率达到数十千瓦与最高转速需求在5000 rpm 以上。53.3 电机参数匹配计算电机系统主要由电机及其控制器、机械传动装置和驱动轮组成。与发动机特性不同，电机的机械特性是低速恒转矩和高速恒功率，低速时，电机输出转矩大，正好满足汽车起步或爬坡工况车速较低时需要较大转矩的要求；高速时，电机输出恒功率，满足汽车的最高车速行驶要求；与汽车的行驶特性非常相符。由此，可用固定档的齿轮传动装置来替代多速变速箱，简化了机械传动装置结构。电机是电动大客车的驱动部件，故电机参数应由整车参数及其性能要求决定。相对于发动机而言，电机具有一定的过载能力。在选择电机功率时，要综合考虑电机的额定功率和最大功率。在设计中一般根据最高车速确定电机的额定功率，整车的加速、爬坡性能则与峰值功率密切相关。电机功率越大，整车的加速和爬坡性能越好，但电机功率增大将导致电机的体积和质量迅速增加，而且会使电机不能经常工作在额定功率附近，使电机的效率和功率因数下降，因此电机功率的合理选择也十分重要。汽车行驶时，驱动力和行驶阻力（包括滚动阻力、空气阻力、坡度阻力和加速阻力）相互平衡，即电机的功率和汽车行驶阻力功率也总是平衡的，其功率平衡方程式如下： (3.1)式中，重力加速度取9.8，传动效率，路面滚动阻力系数，汽车风阻系数，汽车行驶迎风面积，最高车速，爬坡车速，爬坡角度的值如表3-1所示。表3-1（m2）（km/h） （km/h）()0.90.0150.328.382801011.4根据表3-1的参数，对满足整车性能的电机功率需求计算如下：1） 满足最高车速的功率：Pe(Mgf+CDAumax 221.15)umax3600 （3.2）=（18000*9.8*0.015+0.8*8.382*80*80/21.15）*80/3600/0.9=（2646+2029）*80/3600/0.9=4675*80/3600/0.9=115KW根据方案的选择，两电机在动力耦合后功率应大于或等于115kw。2） 车辆此时所需牵引力：由T=(Mgf+CDAumax 221.15)*Ri0ig （3.4）i10，则主驱动电机减速器减速比的范围为1.62ig1.83。选择主驱动电机减速器减速比为1.8。3） 行星架减速比k的选择：设传动系的传动比为，传动比应满足汽车行驶最高车速的要求，根据汽车理论的知识可知： （3.5）式中，-车速；-车轮滚动半径；-电机的最高转速。由于电机的外特性与发动机的不同，串联混合动力轿车的最高车速同时还受到电机最大功率的限制。确定最小传动比，应考虑三个方面的因素：最大爬坡度、百公里加速时间和地面附着率。根据汽车理论知识可知： (3.6)式中，-汽车驱动力；-车轮滚动半径；-电机转矩，-传动效率。可见，传动比越大，汽车的驱动力越大，整车的爬坡性和加速性能就越好。国家标准GB/T 19752-2005规定的混合动力模式下的最高车速有两种情况：行驶1 km以上的最高车速和30分钟最高车速，本文以30分钟最高车速来评价整车的动力性。通过选择不同的传动比，按照国家标准进行整车动力性能仿真，得出不同传动比下整车的最高车速、爬坡性能和加速性能。6 由图3-1可知，传动比较小时，最高车速受额定功率限制，当传动比大于5.5时，最高车速受到电机最高转速限制，逐渐变小。最高车速是在电机额定功率下实现的，同时电机还具有一定的过载能力，这样车辆在一定的时间内还可以达到更高的车速。由图3-2可知，车速为30km/h时爬坡度随着传动比的增大而直线上升。小传动比时，百公里加速时间随着传动比的增大明显减少，但大传动比时变化比较平缓，直至趋于不变。这是因为电机的峰值功率主要是由百公里加速时间所限制的。图3-1 最高车速随传动比的变化关系图3-2 爬坡性能、加速性能与传动比的关系综上所述，在满足最高车速的前提下，应尽可能选择大的传动比。最终确定行星架减速比k=3.5。3.4电机参数确定3.4.1 电机最高转速及额定转速的选择电动机的最高转速对电动机成本、制造工艺和传动系尺寸有很大的影响。转速在6000r/min以上的为高速电机，以下为普通电机。前者成本高、制造工艺复杂而且对配套使用的轴承、齿轮等有特殊要求，一般适用于电动轿车，很少在混合动力轿车上使用。因此应采用最高转速不大于6000r/min的普通电机。电动机最高转速与额定转速的比值也称为电机扩大恒功率区系数，随值的增大，电动机可在低转速区获得较大的转矩，有利于提高车辆的加速和爬坡性能。但值的过多增加会导致电动机工作电流的增大，增大了逆变器的功率损耗和尺寸。因此值一般取24，计算出电动机额定转速应该在15003000r/min之间选取。根据电机的特性特点，电机的基速越小，电机的额定转矩越大，就越能提高整车的加速性和爬坡性能，但基速的降低是以增大永磁体和降低最高转速为代价的。同时综合考虑整车布置、电机技术等原因，确定电机额定转矩为400Nm，最高转速为5500 r/min。3.4.2 最终电机选择主辅电机参数相同。电机参数：电机额定功率60Kw,峰值146kw,最大扭矩400N.m，最高转速5500rpm。需要k=3.5的行星齿轮实现转速耦合，耦合之后需要减速比1.8的减速齿轮。3.4.3 动力性能仿真图3-3最高车速仿真图3-4 主辅电机驱动0-50km/h加速时间图3-5主辅电机驱动0到98km/h加速时间图3-6 加速性能仿真图3-7 主辅电机驱动驱动力与行驶阻力仿真 图3-8主辅电机转速与转矩仿真第四章 变速耦合机构尺寸设计41齿轮参数的确定4.1.1输出轴齿轮设计由公式可知，当功率P一定，而转速n越小时，则输出转矩越大。所以当齿圈转速为0时，由行星架输出的转矩较大。则速度关系式为 （4-1）已知，可得。6设每一对齿轮副的传动效率为0.98。则行星架输出功率为=58.8kw。查表选定小齿轮（与行星架固联）和大齿轮（输出齿轮）的材料：40Cr调质，硬度270HBS。查图，得按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸7简化设计公式 （4-2）则小齿轮转矩齿数比 u=i=1.8齿宽系数 取 a=0.3载荷系数 取 K=1.6许用应力 取 SHmin=1.25 将以上数值代入式（3-2），得到a191.23mm，取a=250mm。按经验公式选取模数取模数mm计算主要几何参数初选=10 传动比误差 精确计算螺旋角 计算齿宽 取 计算当量齿数 计算重合度 =1.69 计算圆周速度4.1.2 行星齿轮与太阳轮尺寸设计已知从太阳轮输入的转速最大为nmax=5500rpm。减速比k=zqzt=3.5。式中zq为齿圈齿数，zt为太阳轮齿数。又根据本方案中太阳轮、齿圈与行星轮的几何关系，可知dq=dt+2dj,式中dq为齿圈分度圆直径，dt为太阳轮分度圆直径，dj为行星轮分度圆直径。所以可以得出另一个关系式： 即 （4-3）则行星轮与太阳轮的传动比为8首先选择直齿圆柱齿轮作为行星齿轮系统齿轮。查表选定小齿轮（与行星架固联）和大齿轮（输出齿轮）的材料：40Cr调质，硬度270HBS。查图，得按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸简化设计公式 （4-4）则小齿轮转矩齿数比 u=i12=1.25齿宽系数 取 a=0.4载荷系数 取 K=1.6许用应力 取 SHmin=1.25 将以上数值代入式（3-2），得到a108.75mm，取a=110mm。按经验公式选取模数取模数mm计算主要几何参数可得 zt=52 zj=65 由式（3-3）可得齿圈齿数zq=182计算齿宽取 行星轮和太阳轮齿宽b=50mm计算重合度=1.84 计算圆周速度综上所述，输出齿轮采用斜齿圆柱齿轮，行星轮系采用直齿圆柱齿轮。尺寸参数如上文所述，效果示意图如图4-1，4-2所示图 4-1图 4-24.1.3 行星齿轮与太阳轮的轴向定位由图4-1与图4-2可以看出，如果只是单纯的将太阳轮与行星轮两两相接配合的话，则行星轮只在靠近行星架的一方有轴向定位，而在另一方向则没有轴向定位。又因为行星齿轮、齿圈和太阳轮均为直齿圆柱齿轮，轴向力很小，换句话说其实只要是行星齿轮与行星架配合的轴承为过盈配合，一般情况下也不会有轴向移动。但是为了保险起见，可以在行星齿轮的另一端做一个十字架，防止其轴向移动，如图4-3所示。图4-3为了防止四个行星轮整体轴向移动，在与齿圈固联的齿圈盘内部加了一个推力轴承，这样不仅解决了太阳轮与星星轮的轴向定位问题，也不至于把齿圈宽度做的过宽，如图4-4、图4-5、图4-6所示。图4-4图4-5图4-642 轴的设计选择轴的材料及热处理方式。由于价格，性能，用途等方面的考虑，可选45钢，调质。查表13-1可得：B=640MPa,s=355MPa,-1=275MPa,-1=155Mpa,-1=60MPa。最小轴径估算。利用扭转强度发，可知：式中，P=60kw，n=5500rpm，查表C=126103，取C=120。故最小轴径为经圆整，取最小轴径dmin=30mm。4.2.1 输出轴结构设计考虑到轴上零件的定位、固定及拆装，拟采用阶梯轴结构，采用方案效果图如图4-3所示。图4-3确定各轴段直径：由于输出轴齿轮半径较大，所以轴头直径为80mm，轴环起到轴向定位作用，直径为96mm。因为斜齿轮会产生轴向力，因此，支撑选用角接触轴承7210AC，此轴段直径取为50mm。轴承的轴向定位通过轴身与轴径的轴肩实现，所以轴身直径选定为60mm。轴端采用花键连接各轴段长度通过整体结构确定。4.2.2 太阳轮输入轴结构设计考虑到轴的实际应用，拟采用齿轮轴形式，结构效果图如图4-4所示。图4-4确定各轴段直径:当齿顶圆直径小于轴直径的2倍时就可以把齿轮与轴做成一体。太阳轮齿顶圆直径为108mm，故选定轴身直径为60mm。支撑选用角接触轴承7210AC，此轴段直径取为50mm。各轴段长度通过整体结构确定。4.2.3 齿圈输入轴设计考虑到轴的实际应用，采用结构如图4-5所示图4-5确定各轴段直径:由于此轴需要传递较大转矩，故左侧用一个直径为100mm的轴环加固。由于齿圈为直齿齿轮，故没有轴向力，选择深沟球轴承6310，故轴径为50mm。用轴肩定位，轴身选80mm。各轴段长度通过整体结构确定。43 制动装置的设计本文中所提到的变速耦合机构需要一个制动装置来固定齿圈，以实现减速增扭得作用，即图4-6所示的红色部分。图4-6制动方式有很多种，由于齿圈的半径较大，不宜采用同步器拨叉式的制动装置。所以作者选择了外抱式带式制动器。外抱带式制动器，结构简单、紧凑，包角大，一般接近360，其制动轴不受弯矩力，占用空间小，制动所需外力小，所以非常适合此机构。4.3.1 抱带式制动器的几何参数计算已知原始参数，被制动的制动轮直径（即齿圈外径）:。9有关极限磨损量的概念。当制动带磨损到值后，制动带两端相互接触，此时，因制动带抱紧力无法再调紧，而使制动带制动失效，也即此制动带寿命终止，此时的值就称为制动带的极限磨损量，它是外抱带式制动器设计中的一个很重要的概念。的具体取值，见表4-1。表4-1查表，=5mm。确定值：设为制动带磨损值后的内径，则有，将代入前式后整理可得：确定起始角。有图4-7可知：确定松开制动带后的制动带内径。假设松开制动带后，制动带的内径与制动轮外景仍是同心圆，即图4-7自选钢带厚度，螺钉大径d=5mm,则有：框架板宽度 销座底板厚度 销座孔中心高度 制动带厚度 ，以上值具体定义见图4-8。图4-8则。4.3.2 外抱带式制动器结构通过以上计算，确定了制动器的尺寸参数。执行机构采用一副钳式装置实现（如图4-9所示）。其执行装置可以通过液压装置来实现，也可以通过机械式装置实现（如图4-10），本文不再赘述。图4-9图4-1044 箱体的设计4.4.1 箱体尺寸参数10已知输出齿轮中心距为a=250mm箱体壁厚 凸缘厚度 地角螺钉直径 标准件。箱盖与箱座连接螺栓直径 ，取M12标准件轴承端盖螺钉直径 ，取M10标准件变速箱内零件与内壁距离 箱体加强肋厚度 箱座底厚度 4.4.2 箱体结构设计根据内部零件的实际尺寸以及装配要求，箱盖的结构如图4-11和图4-12所示。图4-11图4-12箱体结构如图4-13和图4-14所示，通过地角螺栓固定在车架上。图4-13图4-14加上螺栓及轴承盖的箱体组装后如图4-15