【《混合动力电动汽车驱动系统结构设计计算案例》7500字】

第页共47页混合动力电动汽车驱动系统结构设计计算案例1.1混合动力电动汽车主要技术参数及动力性要求在开始设计之前，先要上网查阅资料得到我们设计时所需要的参数数据，如下表所示。技术参数数值整车整车质量（kg）865±20满载质量（kg）1190车轮半径（m）0.265滚动阻力系数0.012空气阻力系数0.38发动机额定功率（kW）63/6000rpm最大扭矩（Nm）110/3500—4500rpm最高转速(rpm)6300与SC7130汽车的功率性能相比较，本文对混合动力汽车的功率要求提出如下建议：(1)最高车速≥80km／h；(2)加速时间≤26s(50km/h)；(3)最大爬坡度≥35％。1.2混合动力电动汽车驱动系统的参数计算我们在设计时，应该首先确定电机和发电机的功率参数,由汽车行驶时的功率变化动态来决定这两者的分配(由控制战略来实现)。1.2.1发动机参数当汽车在低矮的陡坡上平稳匀速行驶时，发动机本身就能提供能量，不需要蓄电池提供动能让汽车行驶。如果用蓄电池提供能量，很可能造成蓄电池过热放电，这将大大影响蓄电池的寿命和各方面的正常运行。汽车在高速循环行驶和制动过程中所需要的平均功率由发动机输出它所能提供的最大和稳定的功率，高速循环行驶和反反复复起动停止需要的平均功率应小于或等于整车发动机所提供的汽车行驶的最大平均功率。因此，发动机的最大功率应以上述两点为标准进行设计和计算。(1)在混动型汽车发动机的独自增压驱动下使它能够完全满足普通高速公路上电动汽车的额定行驶速度和功率控制要求:汽车在水平高速公路上匀速行驶时，其功率为：(1)其中，—车轮到发动机的传动效率，取0.9;—汽车行驶速度，—重力加速度，9.81—滚动阻力系数—空气的密度，1.2257—空气阻力系数—受风面积，代入所需参数并进行计算,可以得出当汽车在水平路面或高速公路上行驶时,速度可以达80km/h时所需的功率大约为41.31kw,取整,得发动机功率为44kW。(2)能够满足传统循环工况下车辆的平均运转功率要求:在一个循环工况中，平均行驶功率可由下式计算得到（2）令1.01为车辆旋转质量转换系数。平均运行功率根据制动力再生的程度而变化。两个极端情况是完全恢复和零恢复。如果车辆的制动能量得到充分的回收，平均驾驶功率可按公式2计算；如果制动能量回收的瞬时功率为零，平均瞬时驾驶功率必须远远大于以前的状态，瞬时功率小于0的改为0。可用下面的公式来计算发动机节气门的平均功率:（3）其中是循环的总运行时间，是发动机全开时每个转子的输出功率，发动机的最大功率为44kw，使用SC7130轿车专用的发动机，发动机的外部特性降低了一定比例。图1和图2显示了上述车辆以及ftp75道路循环和NEDC循环的功率图。通过比较这些可能的最大平均输出功率和计算出的平均驱动功率，可以看出，选择各种发动机功率是为了满足这些驾驶周期的驱动要求。因此，发动机功率被设定为满足道路车辆类驾驶的要求，即44kw。图1FTP75高速公路工况下的上述功率图图2NEDC循环工况1.2.2传动系参数峰值的功率是电机提供产生，它具有低速时扭矩大的特点。选取了一个单一速比的传动机构在电机和驱动轮之间，这使得汽车在加速和爬坡时能够获得足够的扭矩。驱动轮和发动机是由一个多比率传动机构来进行驱动的。这种多比率传动机构可以有效提高发动机的储备功率，改善车辆的动力性能。该机制还使发动机有更多机会处于最佳的经济运行范围，使燃油经济性得到大大提高。发动机的巨大储备功率允许对电池进行快速充电。然而，多速比传动机构比单速比传动机构更大、更重、更复杂，其控制也更复杂。因此，在设计时应更仔细地考虑参数的选择和机构的设计。本文的设计系统选用从发动机系统到负载轮的多速比齿轮控制机制和从电机系统到驱动轮的单速比传动机制。变速器变速箱系统的传动比参数主要由自动变速器和变速器主轴及减速器的传动比系数组成。最大爬坡速度比需要对比车辆的最高爬坡行驶坡度，最小爬坡速度比需要分析车辆的最高爬坡行驶转向速度来决定。1.2.3传动比的选择最小传动比选择在这一点上的传动比是系统能够产生的最小传动比。它可以根据发动机单独驱动时的最大速度的功率平衡点来选择。说白了，当发动机工作在最大功率平衡点时，对应的最大速度是80公里/小时。在这一点上，它有以下的对应关系：（4）所以（5）带入数据计算得：最大传动比选择齿轮传动头齿轮主减速比乘以齿轮主减速比之间数值就是最大的齿轮传动减速比。机器速度的比较更主要是为了满足这两个要求。（6）式中，—最大爬坡度，;带入数据得，满足附着条件，即牵引力小于等于附着力（7）可得（8）式中，—最大牵引力，单位：N；—附着力，单位：N；—驱动桥质量，取，单位：kg；—附着系数，取；代入可得，由此可以得出，发动机行驶时的最大传动比应该介于26.72到33之间。由于发动机需要由发动机和电动机共同驱动，最大传动比需要满足混合驱动的附着力条件。考虑到这些因素，为了满足车辆动力性能的要求，相邻齿轮之间的传动比应该最小化。各机构的参数设计完成后，可以将得出的参数进行代入计算证明自己所做的没有错误.1.2.4变速器档位数及各档传动比的选择变速器的档位数主要从动力特性、经济特性、工作、结构的复杂性和要求等方面来选择。档位越多，发动机的功率利用率越高，不仅可以提高动力效率，还可以增加柴油机在低油耗区工作的概率，提高燃油经济性。但是，多档位自动变速器的结构，特别是操作机构可能非常复杂，因此，档位数的选择应以两方面的协调为基础。SC7130轿车在主减速器和副减速器上的速比为5。因此，可以采用五档变速器，各档的等速分配系数应按其等速系数合理分配。综合分析，对齿轮速比进行了设计，如表1.2.4所示。ⅠⅡⅢⅣⅤ1.12.16571.5131.0000.7385表1.2.4变速器各档速比1.2.5电机参数通常使用功率相对较低的发动机，因为在高速加速和爬坡时，动力不是由发动机单独提供，而是由电驱动设备和带有发动机的储能单元（电池组、储能飞轮或超级电容器）来驱动车辆高速行驶。对于一些电动辅助的平行混合动力汽车，电机起着给混合动力系统产生峰值功率的作用。发动机功率的设计要考虑发动机在几个典型循环条件下的加速性能和车辆在运行过程中所需要的峰值功率。根据给定的混合动力电动汽车的加速特性来判断电机的最大功率。(1)基于加速性能的电机功率初步估算:在这个初步估计的时候，可以假设车辆的稳定驱动力（克服滚动阻力和空气阻力）是由柴油发动机提供的，而动态驱动力（克服加速过程中的惯性阻力）是由电动机提供的。有了这一假设,电机的输出扭矩和驱动汽车的加速度就会有如下关系：(9)其中，—电机输出扭矩；—电机驱动旋转质量换算系数为1.03；—电机到驱动轮的传动比；—电机到驱动轮的传动效率为0.95；—车轮滚动半径使用图1.2.5所示的电机输出特性和给定的从初始速度0到最终速度的加速时间t-a(26s)，电机功率可以从公式10得到，如式11：图3．2.5汽车电机驱动F的驱动力-车速曲线(10)(11)其中是发动机在额定转速下的最大时间速度。上述公式表明，如果电机的加速特性是稳定的，那么在额定速度下，电机的速度和功率水平都会降低。根据公式10，计算发动机功率水平与它的基本速比x之间的关系。如果输出电机x小（相对于高），减少可以大大降低输出电机的功率水平要求。但是，如果x比较大（小于x），如x>5，效果就不明显本文选取电机功率x=5，经公式11计算，初步估算电机功率=52.13kw。(2)验算初步估计的电功率第（1）步电机功率在设计上过高，因为在高速加速时，电机是用来克服汽车的滚动阻力和空气压缩阻力的，同时也是一个备用电源，这也分享了汽车的一些备用电源。柴油机的平均备用功率在高速时表示为:(12)式中，—发动机功率，单位：kW—阻力功率，单位：kW—加速时间，单位：s；—发动机驱动开始时刻，单位：s。传递给驱动轮的发动机功率也与变速器的机械部件的齿轮数和传递的扭矩成正比。1.2.6储能元件参数储能装置的主要性能和参数有两个：功率和容量。功率选择储能元件的功率控制设计相对简单明了，主要是为了满足发电机的输入功率要求，即：(13)公式中，—电机最大功率，—电机效率。我们选择的是某种交流式发动机，它的平均效率是0.8，最大功率是44kW，最大效率是0.9，经过计算我得储能单元功率为55kW。容量（14）和（15）其中,-储能单片机元件；-引擎发动机所输出的容量；-发动机输入功率；-引擎输入功率。我们能够用下面的公式求出储能元件的能量：（16）储能元件中的能量只有一部分能够利用，百分数可以用SOC表示。我们可以用下面的公式来确定储能元件的能量:（17）式中,-两个储能元件的存放电量；-储能元件soc下界；-储能元件soc上界。1.3混合动力汽车变速器设计1.1.1档数和传动比的选择

目前，汽车的档位选择一般设定为4至5档，所以本次选的就是5档。根据车辆的最大坡度，车辆的最小稳定速度，驱动轮的牵引力，主减速比和驱动轮的滚动半径，选择变速器的最小传动比，确定最终的传动比。我们不计算低速爬坡的时间阻力，所以用下面的公式来计算最大驱动力。符合I传动比：其中：—汽车总质量；—重力加速度；—主减速比；—传动效率—驱动轮的滚动半径；—发动机最大转矩；—道路最大阻力系数。由驱动轮的附着条件可知：得：式中：—路面附着系数，计算的时候取；—车辆在满载时静止于水平路面上时驱动桥给路面的载荷由上式可知，满载的质量是1800kg

得，查阅资料可知，大部分传动比的数值在0.7和0.8之内，取：。中间档的传动比q为：理论和实际有出入。由上式可得：故：（取整为1）由上述结果可知，传动比符合要求。1.1.2中心距的选择

中心距对变速器来说是很重要的，所以我们要选择更为合适的中心距来保证齿轮的强度。两轴之间的中心距是由下面公式计算可得：该公式中：取中心距其中的一个系数为，——变速器中心距（mm）；——发动机的最大输出的转矩为150；——变速器一档传动比为1.455；——变速器传动效率，取96%。因为轿车的变速器中心距在65到80mm之间，所以取。1.1.3变速器的外形尺寸乘用车变速器壳体的轴向尺寸可以参考下面的公式进行选择：初选长度为240mm。1.1.4齿轮参数(1)模数选择齿轮模数时应遵守的一般原则是：为了降低噪音应合理的降低模数，同时增加齿宽；为了使质量更小，应增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面看，每个齿轮应选择一个模数；从强度方面看，每个齿轮应具有不同模数。对于汽车来说，降低工作噪音是比较重要的，所以模数应选得小一些。法向模数为：

其中，可得出。

1档直齿轮的模数：

计算可得：(2)压力角α-齿形和压力角、β-螺旋角、b-齿宽的选择：项目车型齿形压力角α轿车高齿并修形的齿形14.5°，15°，16°，16.5°重型车GB1356-78规定的标准齿形低档、倒档齿轮22.5°，25°对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。(3)螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮的工作噪音、齿轮齿的强度和轴向力都有影响。当选择较大的螺旋角时，齿轮的啮合重叠度增加，因此工作平稳，噪音降低。试验证明，随着螺旋角的增大，齿的强度也相应增加，但当螺旋角大于30°时，弯曲强度突然下降，而接触强度则继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度来说，并不希望使用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度来说，应选择较大的螺旋角。(4)齿宽通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽斜齿，取为6.0～8.5。为了提高齿轮的使用寿命和传动稳定性，有必要随着齿轮长度的减少而增加接触应力，反之，齿宽系数的值会变大。(5)齿顶高度系数对重合度、齿部强度、工作噪音、齿轮齿的相对滑动速度、齿轮齿根切口和齿顶厚度都有影响。如果齿顶高度系数小，齿轮的重叠度就小，工作噪音就大；但是，齿轮齿的弯矩就减小，齿轮齿的弯曲应力也就减小。齿轮加工精度提高后，包括我国在内，顶高系数都取为1.00。为了增加齿轮的啮合度，降低噪音，提高齿根强度，变速器采用顶高系数超过1.00的细高齿。1.1.4各档齿轮齿数的分配和齿轮参数的计算在初步选定中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据变速器的齿轮数、传动比和传动方案来分配齿轮齿数。需要注意的是，为了使齿面磨损均匀，齿轮齿数的比例应尽量不为整数。（1）一档齿数参数的确定一档传动比为：1.455取为53。轿车取12，则。(2)对中心距A进行修正取整得，为标准中心矩。计算精确值：当量齿数理论中心距端面压力角端面啮合角变位系数之和查变位系数线图得：计算精确值：分度圆直径齿顶高式中：齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径（3）二档齿数参数的确定已知：，，，；将数据代入上两式，取整：53；齿数取整得：，。计算精确值：当量齿数理论中心距端面压力角端面啮合角变位系数之和查变位系数线图得：计算精确值：所以分度圆直径齿顶高式中：齿根高齿全高=5.605mm齿顶圆直径齿根圆直径（4）计算三档齿轮参数已知：，，，；将数据代入上两式，，取整57齿数取整得：，计算精确值：当量齿数 理论中心距端面压力角端面啮合角变位系数之和查变位系数线图得：分度圆直径齿顶高式中：齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径（5）计算四档齿轮参数已知：，，，；将数据代入上两式：，取整59；齿数取整得：，计算精确值：当量齿数：理论中心距：端面压力角：端面啮合角：变位系数之和：查变位系数线图得：分度圆直径：齿顶高：式中：齿根高：齿全高：齿顶圆直径：齿根圆直径：（6）计算五档齿轮参数已知：，，，；将数据代入上两式：，取整59齿数取整得：，。计算精确值：当量齿数理论中心距端面压力角端面啮合角变位系数之和查变位系数线图得：分度圆直径齿顶高式中：齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径（7）计算倒档齿轮参数倒挡齿轮选用的模数和一挡一样，倒挡齿轮的齿数一般在21～23之间，初选后，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距。初选，，则：为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有1mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为为了保证齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有1mm以上的间隙，取计算倒挡轴和输出轴的中心距：分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径1.1.5变速器齿轮的材料及热处理(1)齿轮材料的选择原则由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮还受到较大的冲击载荷作用，对抗弯强度要求比较高。应选用硬质齿轮组合，所有齿轮均选用渗碳后表面淬火处理，其硬度为。(2)变速器齿轮的材料及热处理渗碳齿轮在淬火、回火后要求齿轮的表面硬度为，心部硬度为。(3)轴的结构尺寸设计传动轴在工作中承受着扭矩、弯矩，因此应具有足够的强度和刚度。如果轴的刚度不足，在载荷作用下，变速器会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器时主要考虑：轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的刚度和强度等。在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，；对输出轴，。输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：（1）式中——经验系数，=4.0～4.6；——发动机最大转矩（N·m）。输入轴花键部分直径为：=21.25～24.44mm初选输入、输出轴支承之间的长度=255mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径为（2）式中d——轴的最小直径（mm）；——轴的许用剪应力（MPa）；P——发动机的最大功率（kw）；n——发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（2）式，得：mm所以，选择轴的最小直径为23mm。1.1.6轴的强度验算轴在垂直面上产生的挠度和轴处于水平面上的旋转角度是对齿轮工作影响最大的。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互偏斜，导致沿齿长方向的压力分布不均匀。在首次选定轴的尺寸后，可以对轴的刚度和强度校验。轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。运算时，只要计算齿轮所在位置轴的挠度和转角。第一轴的常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算，如下图所示：图1变速器轴的挠度和转角轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算：（1）（2）（3）式中：——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；——弹性模量（MPa），=2.1×105MPa；——惯性矩（mm4），对于实心轴，；——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、——齿轮上的作用力距离支座A、B的距离（mm）；——支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度允许值为，。齿轮所在平面的转角不能大于0.002rad。1.计算变速器上个齿轮的圆周力、切向力、轴向力输入轴：2.变速器输入轴的刚度计算（1）一档工作时的计算已知：a=24mm；b=157mm；L=181mm；d=23mm，则有mmmmmm。(2)二档工作时的计算已知：a=85mm；b=96mm；L=181mm；d=25mm，则有mmmmmm（3）三档工作时的计算已知a=111mm；b=70mm；L=181mm；d=30mm，则有=mmmmmm由于第四和第五个齿轮离支座只有20毫米左右的距离，而且与其他齿轮相比，受力相对较小，所以与第一、第二和第二齿轮相比，它们的偏移和旋转角度可以忽略不计。变速器输出轴的刚度计算（1）一档工作时的计算已知：a=20mm；b=151mm；L=171mm；d=30mm，则有mmmmmm（2）二档工作时的计算已知：a=88mm；b=83mm；L=171mm；d=26mm，则有mmmm（3）三档工作时的计