初稿NDDZ電動快遞車動力傳動系統(tǒng)

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1、全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366目錄目錄目錄-1摘要-21 緒論 -31.1 研究目的及意義 -31.2 國內外研究現(xiàn)狀 -31.3 本文研究研究內容 -72 總體設計-82.1 設計任務分析 -82.2 擬定傳動系統(tǒng)方案 -92.3 擬定電動快遞車動力系統(tǒng)結構及基本參數(shù) -123 電動快遞車動力系統(tǒng)詳細設計-143.1 電動機的選擇 -143.2 傳動比分配 -173.3 變速箱的設計 -203.4 軸的設計 -223.5 主減速器錐齒輪的設計 -243.6 十字軸萬向節(jié)的強度校核 -24總結-26參考文獻-27全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366摘要摘要隨著能源短缺及環(huán)境問題的

2、日益突出，全球汽車工業(yè)正處于一個轉型階段，即傳統(tǒng)的內燃機汽車逐漸朝著新能源電動快遞車方面轉型，這對于我國汽車工業(yè)的發(fā)展是一個全新的契機，大力發(fā)展新能源電動快遞車，掌握其重要技術，就能讓我國汽車企業(yè)在未來的全球競爭中占得先機，在汽車行業(yè)占據(jù)領先地位。電動快遞車指全部或部分用電能驅動電動機作為動力系統(tǒng)的汽車，它具有高效、節(jié)能、低噪聲、零排放等顯著優(yōu)點，在環(huán)保和節(jié)能方面具有不可比擬的優(yōu)勢。目前世界各國政府及汽車企業(yè)均大力投入研發(fā)電動快遞車技術。目前，電動快遞車的類型主要有：燃料電池電動快遞車、混合動力電動快遞車和純電動快遞車 3 種類型。純電動快遞車技術由于研發(fā)起步早，發(fā)展時間長，曾被全球汽車企業(yè)廣

3、泛看好，至 1970 年以來，純電動快遞車技術已逐漸完善，其制造成本也相應降低。在政府的大力扶持下，目前電動汽車發(fā)展迅速，越來越多的人開始選擇接受電動快遞車這種環(huán)保的出行方式。同時也被許多汽車廠家認為是未來汽車發(fā)展的方向，而且都投入了大筆資金進行研發(fā)。不過，由于充電問題的現(xiàn)實阻礙，一直以來還沒有得到充分推廣。電動快遞車動力傳動系統(tǒng)的零部件包括電機、變速器、傳動軸、差速器、半軸和車輪。電機可以從靜止狀態(tài)開始運轉，并且能在較寬速度范圍內進行有效的工作。這種能力使得它可以省去離合器，而在傳統(tǒng)內燃機汽車上則需要使用離合器。單一的傳動比可以滿足電機轉速與車輪速度的匹配。電動快遞車可以設計成不需要齒輪的形

4、式，但是減速器的使用使電機可以在一定車速下高速運轉，這種高轉速低轉矩的需求特性可以縮小電機的尺寸。重要詞：重要詞：電動車；快遞車；動力傳動；全套圖紙聯(lián)系 QQ：18341863661 1 緒論緒論1.11.1 研究目的及意義研究目的及意義目前，我國電動快遞車發(fā)展已經(jīng)進入重要時期，既面臨重大的發(fā)展機遇，也面臨著嚴峻的挑戰(zhàn)。我國電動快遞車發(fā)展中還存在很多需要解決的問題，如核心技術還不具備競爭力，企業(yè)投入不足，政府的統(tǒng)籌協(xié)調能力還沒有充分發(fā)揮等?？傮w上看來，我國電動快遞車產業(yè)，起步較早，發(fā)展較快，但是由于傳統(tǒng)汽車及相關產業(yè)基礎相對薄弱、投入不足，差距仍然存在，中高端技術競爭壓力越來越大，因此，必須加

5、大攻堅力度，推動我國汽車產業(yè)向創(chuàng)新驅動轉型，提高核心技術競爭力，確保我國汽車行業(yè)的可持續(xù)發(fā)展。電動快遞車使用電動機作為傳動系統(tǒng)的動力源，緩解了能源緊缺的壓力，實現(xiàn)了人們長期以來對汽車零尾氣排放的期盼，傳動系統(tǒng)作為汽車的核心組成部分，其技術創(chuàng)新是電動快遞車發(fā)展的重要途經(jīng)。目前，關于電動快遞車的研究主要集中在能量存儲系統(tǒng)、電驅動系統(tǒng)和控制策略的開發(fā)研究三方面。能量存儲系統(tǒng)相當于電動快遞車的發(fā)動機，是電動快遞車電動機所需電能的提供者。目前，鉛酸蓄電池是使用最為廣泛的，但其充電速度較慢，使用壽命短，節(jié)能環(huán)保差。隨著電動快遞車技術的發(fā)展，其他電池正在漸漸取代著鉛酸蓄電池。目前發(fā)展的新電源有納硫電池、鋰電

6、池、鎳鎘電池、飛輪電池、燃料電池等，盡管這些新電源投入應用，但是短時間內還是無法解決電動快遞車電源充電緩慢，電量存儲低續(xù)航里程短的問題。電動快遞車整車控制策略的開發(fā)研究一直在緊鑼密鼓的進行著，整車控制系統(tǒng)是電動快遞車實現(xiàn)整車控制和管理的重要，是實現(xiàn)和提高整車控制功能和性能水平的一個重要技術確保。其核心技術主要體現(xiàn)在整車控制軟件的架構設計、轉矩控制策略以及對整車和各系統(tǒng)得能量管理上。盡管控制策略的開發(fā)研究一直沒有間斷，但是，系統(tǒng)開發(fā)較為復雜，進度較慢。1.21.2 國內外研究現(xiàn)狀國內外研究現(xiàn)狀我國正式對電動快遞車的研制始于 1981 年，當時全球對電動快遞車的宣傳和需求并不強烈，對電動快遞車的研

7、究也相當零散，投入很少。目前，我國電動快遞車的研究、開發(fā)進入了有組織。有領導的全面發(fā)展階段，國家在電動快遞車研制開發(fā)方面也采取了積極有效的宏觀引導措施。全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366我國高度重視電動快遞車技術的發(fā)展。 “十五”期間，啟動了“863”計劃電動快遞車重大科技專項，確立了“三縱三橫” （三縱：混合動力汽車、電動快遞車、燃料電池汽車；三橫：電池、電動機、電控）的研究布局，取得了一大批電動快遞車技術創(chuàng)新成果。 “十一五”以來，中國提出“節(jié)能和電動快遞車”戰(zhàn)略，政府高度關注電動快遞車的研發(fā)和產業(yè)化。20062007 年，中國電動快遞車產業(yè)取得了重大的發(fā)展，中國自助研制的電動、混合

8、動力和燃料電池三類電動快遞車整車產品相繼問世。2008 年 7 月 11日，科技部和北京市舉行了奧運電動快遞車示范運行交車儀式。交車儀式上，各類車型共計 595 輛交付使用，為官員、運動員、教練員、媒體記者以及社會觀眾等提供服務。2010 年上海世博會期間，也有超過 1000 輛電動快遞車在世博場館和周邊運行。合肥工業(yè)大學首先基于整車基本參數(shù)，分析了動力性要求，確定電機的選型。然后傳統(tǒng)電動快遞車傳動系統(tǒng)的布置形式，用兩檔變速器代替了固定速比減速器，設計了一種新的傳動布置方案，在最后根據(jù)整車的動力性指標對傳動系速比上限和下限進行了分析計算。大連交通大學李律鳴在 FMPMG 的理論分析基礎上，設計

9、了一種永磁廠條只是永磁齒輪代替?zhèn)鹘y(tǒng)變速箱的新型傳動系統(tǒng)，運用汽車相關知識進行了傳動系統(tǒng)設計，參考國內外最新電動快遞車參數(shù)配置，提出了模型參數(shù)設計過程，利用 Ansoft 有限元仿真軟件建立模型，并進行靜態(tài)和動態(tài)仿真。利用 Ansoft 逐一分析了 FMPMG 各結構參數(shù)和轉矩的關系，針對所設計方案進行參數(shù)優(yōu)化。姬芬竹等人考慮到電動機低速恒轉矩和高速恒功率的特性，分析了電動快遞車的傳動比與檔位確定原則，同時提出了使用固定速比的電動快遞車傳動方案，通過重新設計并優(yōu)化分配固定速比和主減速器速比，從而獲得更好的電動快遞車動力性能。王峰等人提出了雙電機行星齒輪系電動快遞車動力傳動裝置，省去了離合器，增加

10、了車輛變速范圍，減輕了汽車質量和提高汽車動力性。對其電機和傳動裝置的參數(shù)進行合理選擇和匹配計算，在 Matlab/Simulink 環(huán)境下進行了整車動力性能的仿真，對傳動系統(tǒng)的參數(shù)進行了優(yōu)化。重慶大學陳宗波提出了雙驅電動快遞車，對雙驅電動快遞車動力傳動系統(tǒng)進行參數(shù)匹配與仿真研究。根據(jù)幾種工作模式以及一些參數(shù)確定原則，最終確定兩個電機的參數(shù)。通過對傳動系速比進行優(yōu)化，使電動快遞車常態(tài)工況運行的速度區(qū)域落在電動快遞車的高效區(qū)所對應的轉速范圍內，同時證明了經(jīng)過改全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366變速比，可以使電動機的工作點移向電動機經(jīng)常工作的最佳效率區(qū)域內，合理的傳動系速比可以改善整車的性價比

11、。長安大學張珍提出了主電機輔以輪轂電動機的傳動系統(tǒng)結構形式。論文中分三種運行工況對該傳動系統(tǒng)進行了分析，第一種是通常工況，只有主電機工作；第二種工況是大負荷超負荷工況，主電機跟輔助電機同時工作，保護主電機，提高傳動系統(tǒng)的效率；第三種工況是制動和下坡工況，主電機和輔助電機作為發(fā)電機同時工作，進行能量回收。這種主電機和輪邊電機的有機結合，充分提高驅動效率的同時極大地提高了能量回收率。2008 年以來，以美國、歐盟、日本為代表的國家和地區(qū)相繼發(fā)布實施了新的電動快遞車發(fā)展戰(zhàn)略，更加明確了產業(yè)的發(fā)展方向，進一步加大了研發(fā)投入與政府扶持力度。日本，以產業(yè)競爭力為第一目標，全面發(fā)展混合動力、電動、燃料電池三

12、種電動快遞車，研發(fā)和產業(yè)化均走在世界前列。美國，以能源安全為主要目標，強調插電式電動快遞車發(fā)展。歐盟，以二氧化碳排放法規(guī)為主要驅動力，重視發(fā)展電動快遞車。世界上第一輛電動快遞車是在 1834 年的美國誕生。美國在電動快遞車技術研發(fā)和政策上一直走在世界前列。2012 年汽車產業(yè)報告，美國電動快遞車銷售總量居世界首位。美國電動快遞車聯(lián)盟提出的電動快遞車發(fā)展目標和行動計劃，目標希望到 2018 年全美初步形成良好的電動快遞車生態(tài)網(wǎng)絡。2012 年日本電動快遞車銷量位居世界第二。日本電動快遞車產業(yè)化成果在全球范圍內是最好的。以豐田普銳斯為代表的日本混合動力汽車，在世界低污染汽車開發(fā)銷售領域已經(jīng)占據(jù)了領

13、頭地位。豐田和本田汽車公司已成為當今世界燃料電池汽車市場上的重要企業(yè)。為推廣電動快遞車以及環(huán)保汽車，日本從2009 年 4 月 1 日起實施“綠色稅制” ，他的適用對象包括電動快遞車、混合動力汽車、清潔柴油汽車、天然氣汽車以及獲得認定的低排放且燃油消耗量低的車輛。法國是石油資源缺少的國家，汽油昂貴，油價約為美國的四倍，每年從國外進口大量的石油。在政府積極發(fā)展電動快遞車政策的帶動下，各個汽車廠商也紛紛加大投資力度，雷諾日產聯(lián)盟、標致雪鐵龍和日本三菱汽車公司合作，相繼推出了多款環(huán)保電動快遞車。德國在電動快遞車方面也做出了重要貢獻。寶馬也是氫動力發(fā)動機車型研究的先行者。在 2009 年德國政府批準的

14、 500 億歐元的經(jīng)濟刺激計劃中，很大一全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366部分資金用于電動快遞車研發(fā)、 “電動快遞車充電站”網(wǎng)絡建設和可再生能源的開發(fā)。21 世紀以來，國外各大汽車廠商紛紛制訂了新的電動快遞車發(fā)展規(guī)劃。在這個“電動環(huán)保競技場”上，包括通用、奔馳、大眾、寶馬、日產、本田、豐田、克萊斯勒、福特等先行者，更是爭先恐后的扮演了電動快遞車開發(fā)的主角。本田公司推出了百分之百純電力驅動汽車，包括在 1997 年推出的 EV+電動快遞車和 2009 年推出的 FCXClarity 燃料電池汽車。奔著減少二氧化碳排放和提高代替能源使用效率的目標，本田公司利用在電力驅動系統(tǒng)和能源管理技術方面

15、的專業(yè)知識，設計師設計的小型電動快遞車的電力驅動系統(tǒng)具有卓越的能源轉換效率和極佳的動態(tài)性能。2013 年，本田公司為電動快遞車設計了一套新的動力系統(tǒng)。為了獲得比原有的電動快遞車更好的市場競爭力，這個動力系統(tǒng)兼具有高功率和低損耗的特點，具備世界上最先進的能源轉化效率和比同類電動快遞車更卓越的動態(tài)性能。為了實現(xiàn)高的能源轉換效率，這種動力系統(tǒng)還配備了新開發(fā)的電動伺服制動系統(tǒng)進行協(xié)同控制；為了實現(xiàn)高動態(tài)性能，電動馬達裝配了新形狀的轉子，動力控制單元也裝配了具有高導熱散熱性能的部件。因為配備了三重并行模塊組和一個制冷系統(tǒng)，電池系統(tǒng)雖結構緊湊，但支持大功率輸出。這個創(chuàng)新的動力系統(tǒng)帶來了優(yōu)良的結果，汽車一次

16、行駛里程數(shù)可以達到 82 英里，能源轉化力達到世界先進水平 29 千瓦時/100 英里，同時，它的加速性能相當于 2.0 排量的汽車的性能。由 Ford 和 GE 公司聯(lián)合開發(fā)的 ETX 轎車，把兩檔變速器、電動機和差速器設計成一個整體。德國的達姆施塔特技術大學把高速感應電機和兩檔變速器組成的驅動系統(tǒng)，證明了該系統(tǒng)可以極大改善電動快遞車的性能。英國桑德蘭大學通過仿真模擬對比了安裝兩檔變速器和固定速比減速器的電動快遞車，表明安裝了兩檔變速器的電動快遞車不僅可以減少能量消耗，還可以減少整個驅動鏈的尺寸和重量。美國印第安納波利斯大學針對一款 5 檔手動變速器的電動公交車，研究了在換檔過程中的電機控制

17、問題，該方案適合直接耦合集成動力系統(tǒng)的電動快遞車。韓國漢陽大學的 WootaikLee 等人研究表明：合理地選擇電動快遞車的動力驅動系統(tǒng)的零部件及其有關參數(shù)，使其達到最優(yōu)匹配，將對整車性能產生較大全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366影響。法國西布列塔尼大學 A.haddoun 等人通過建模與仿真分析，比較了三種不同控制策略在計算整車動力性的條件下對電動快遞車能耗性價比的影響，結果表明，基于空間矢量建模的直接轉矩控制策略具有最好的控制效果。日本橫濱大學的 Kawamura 主要針對動力電機的轉矩特性進行了研究，著重論述了電動快遞車用動力電機的啟動特性和過載特性。英國謝菲爾德大學 M.J.We

18、st 對比分析了多能源控制總成的設計方法，并對混合動力驅動系統(tǒng)中的能量流動進行深入分析，提出了混合動力汽車的能量管理方法。德國瓦爾塔汽車工業(yè)公司的 EberhardMeissner 等對未來電動快遞車動力系統(tǒng)的能量管理和電池監(jiān)測的發(fā)展趨勢進行了預測，將能量管理定義為能量回饋、能量流動、能量存儲和能量消耗的綜合控制，同時給出了能量管理、電池管理和電池狀態(tài)監(jiān)測之間的層次關系，將電池管理和電池監(jiān)測歸結于能量管理的范疇，延長了電池的使用壽命。美國田納西大學 Chiasson.J 分析了電動快遞車用各類型動力電池的充放電特性，提出了一種新的 SOC 估算方法，并建立 SOC 計算模型。通用汽車公司設計的

19、 EVI 電動快遞車電池管理系統(tǒng)除了對單體電池電壓、充放電電流進行檢測，還具有六路溫度檢測、高壓保險絲熔斷保護、高壓回流式繼電器、電量顯示和低壓報警等功能。美國伊利諾伊大學的 SanghunChoi 等提出了基于 RCC 的能量回收最大化的再生制動控制方法，使用該方法回收的制動能量比傳統(tǒng)再生制動控制方法提高了 20%。德克薩斯 A&M 大學的 YiminGao 等提出三種制動力分配控制策略，即：并聯(lián)再生制動控制策略、理想再生制動控制策略和最大能量回收控制策略，并對所提出的再生制動控制策略進行了仿真分析。1.31.3 本文研究研究內容本文研究研究內容在能量存儲系統(tǒng)和其他技術取得有效突破之

20、前，對電動快遞車傳動系統(tǒng)的設計與分析是提高電動快遞車性能的重要手段之一。另一方面，鑒于電動快遞車主要性能指標是由最高車速、加速能力、爬坡能力和續(xù)航里程等來表征的，這些指標的高低直接與其動力傳動系統(tǒng)優(yōu)劣密切相關，因此，創(chuàng)新設計一類基于直驅 AMT 的傳動系統(tǒng)，必定可以提高動力傳動系統(tǒng)的性能。本文的來源是山東省重點研發(fā)項目基于直驅技術的高效變速器重要技術研究與系統(tǒng)開發(fā)。本文是針對電動快遞車電動力輸出的工作特性，創(chuàng)新設計全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366一類基于直驅 AMT 的傳動系統(tǒng)。研究方法：1.根據(jù)汽車理論以及相關論文，完成電動機的選型工作2.根據(jù)材料力學知識，校核重要部位強度3.對電動

21、快遞車傳動系統(tǒng)的結構進行設計，應用 CATIA 軟件建立總體方案的三維模型，應用 CAD 軟件可以繪制二維工程圖全套圖紙聯(lián)系 QQ：18341863662 2 總體設計總體設計2.12.1 設計任務分析設計任務分析針對電動快遞車電動力輸出的工作特性，創(chuàng)新設計一類基于直驅式 AMT 的傳動系統(tǒng)。方案設計要遵循以下幾個原則：確保電動快遞車動力性的情況下，降低百公里能耗；電能的利用率盡可能最大化；重要部件強度要滿足使用要求；設計結果要具有可實現(xiàn)性。1、整車性能技術指標A 運輸類電動專用車、貨車動力電池系統(tǒng)總質量占整車整備質量比例不超過 25%，作業(yè)類電動專用車、貨車不超過 20%。B 噸百公里電耗不

22、超過 10kWh；M1、N1 類使用工況法，其他暫使用 40km/h等速法，其中作業(yè)類專用車檢測時上裝部分不工作。（1）最高車速：90km/h；（2）最大爬坡度：20%；（3）加速性能 050 Km/h：15s；（4）60km/h 續(xù)駛里程200km（等速法） ；工況法續(xù)航里程180km；電動快遞車選用長安傳統(tǒng)載貨汽車底盤（SC1031GDD43）為改裝主體。電動快遞車是在長安底盤改裝成電動可承載式底盤的基礎上，加裝載貨物廂體而形成的一款電動快遞車，該車配置 5MT 手動變數(shù)箱、永磁同步電動機及控制器、整車控制器、三元鋰離子鋰電池、高壓配電和 BMS 管理系統(tǒng)、智能車載充電器、直流快充充電系統(tǒng)

23、、冷卻系統(tǒng)、真空助力制動系統(tǒng)、助力轉向系統(tǒng)、車載冷暖空調以及遠程監(jiān)控系統(tǒng)等。電動機使用電機前置通過法蘭固定于變速箱，變速箱固定于整車中部，控制器及車載充電器布置在車身前中部，動力鋰離子電池、高壓配電系統(tǒng)及電池管理系統(tǒng)布置在車體中前兩側部位，車載空調布置在車體前部，遠程監(jiān)控終端固定于駕駛室中控臺內部，使用 5MT 手動變數(shù)箱/2 檔 AT 自動變速箱。全套圖紙聯(lián)系 QQ：18341863662.22.2 擬定傳動系統(tǒng)方案擬定傳動系統(tǒng)方案1）方案一：單電機傳動系統(tǒng)傳動方案12M43圖 2.1 單電機傳動系統(tǒng)圖 2.1 注釋：1主減速器；2變速箱；3電源；4電機控制器現(xiàn)在最普遍的電動快遞車單電機動力

24、傳動系統(tǒng)傳動方案，其結構形式類似于內燃機汽車，它由一臺電動機、變速器、電源以及電機控制器等組成。因為結構形式類似于內燃機汽車，所以結構穩(wěn)定，便于在原有汽車制造平臺上進行生產制造。但是單電機傳動系統(tǒng)由于對電動機的功率需求較大，因此電機尺寸較大、質量偏重等，這方面原因很大程度上限制了電動快遞車的發(fā)展。電動快遞車在行駛時，存在很多種不同階段，比如起步階段、加速階段、上坡階段、勻速行駛階段、下坡階段、減速階段、剎車制動階段等，單電機傳動系統(tǒng)很難進行電機和電動快遞車動力性的匹配：如果電動快遞車需要功率恒定，單電機無法同時滿足電動快遞車最高車速和動力性能的要求。要提高電動快遞車整車的動力性能，只能通過提高

25、電機功率，但是電機的比功率不變的，因此提高功率伴隨著電機尺寸的變大，質量的上升，而且會使電壓提高或者電流增大，乘車的安全性能下降，從而導致制造難度以及制造成本都上升。電機的工作特性決定了電動機只有額定轉速附近運行時才能有較高的效率，如果電動機可以一直在高效率區(qū)域運行，那么電動快遞車的性價比能會大大升高。但是，由于電動快遞車運行時工況比較復雜，單電機傳動系統(tǒng)很難使電動全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366機長期的運行在電動機高效區(qū)域。電動快遞車一般為了增加續(xù)航都會進行能量的回收，既在制動階段以及下坡階段將電動快遞車的動能通過對電機倒拖轉化為電能，儲存在蓄電池中。理論上，要實現(xiàn)電能的全部回收，電

26、機的瞬間電流會比較大，甚至遠遠超過電機的承受范圍，因此一般情況下只能回收到 20%的能量。而單電機傳動系統(tǒng)運行在電機高效率區(qū)域外時效率很低，制動以及下坡階段對能量的回收效率也很低，進一步降低了電動快遞車的續(xù)航里程。單電機傳動系統(tǒng)雖然制造技術成熟，但是在對電動快遞車續(xù)航里程要求越來越高的今天，單電機傳動系統(tǒng)必然會被封存在電動快遞車傳動系統(tǒng)發(fā)展的歷史長河中。2）方案二：主電機+輪轂電機傳動方案此傳動系統(tǒng)由一個主電機以及兩個輪轂電機、一個電機控制器、變速箱、主減速器組成。方案布置圖如圖 2.1 所示：圖 2.2 方案一傳動系統(tǒng)圖示圖 2.2 注釋:1主電動機；2電機控制器；3蓄電池；4輪轂電動機；5

27、變速器；6驅動橋此傳動方案是由主電機驅動前輪使電動快遞車向前行駛，后輪的兩個輪轂電機主要為電動快遞車提供后備功率以及電動快遞車在減速或者下坡時回收能量。電動快遞車大負荷運行時，輪轂電機可以保護主電機，并且提供后備功率；減速以及下坡工況下，三個電機同時進行能量回收，提高能量利用率。此方案評估分析：使用前軸驅動，后兩輪輪轂電機輔助驅動的形式，一方面提高了電動快遞車的后備功率，使驅動系統(tǒng)結構簡單，但是同時也增加了輪全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366轂的轉動慣量使電動快遞車的操控性能下降。另外輪轂電動機工作環(huán)境相對比較惡劣，容易受到溫度、水、灰塵等多方面影響，因此密封方面有非常高的要求，還要考慮

28、電機的散熱問題。3）方案三：雙電機雙軸驅動電動快遞車雙電機雙軸驅動電動快遞車驅動系統(tǒng)是指電動快遞車的前后橋都使用電機加驅動橋的形式組成一個驅動系統(tǒng)。電動機、減速器以及驅動橋組成一個整體，三部分的軸之前成平行關系，使驅動系統(tǒng)結構更加的緊湊。雙電機雙軸驅動電動快遞車結構簡圖如圖 2.3 所示。圖 2.3 雙電機雙軸驅動電動快遞車結構簡圖該傳動系統(tǒng)使用兩臺小功率的電動機分別對前軸和后軸進行驅動。使用兩個小功率的電動機比使用單個功率值為兩個小功率電機功率之和的電動機驅動車輛，可以在相同的車輛負荷下，提高單個小電動機的負荷率，進而提高電動車的工作效率，減少電動快遞車的電能消耗，提高了電動快遞車整車的續(xù)航

29、里程。使用雙軸驅動的形式，可以充分利用整輛電動快遞車的重力產生附著力，提高電動快遞車的整車附著利用率，能充分發(fā)揮電動快遞車整車的驅動潛力，提高車輛的動力性。前后雙軸同時進行再生制動，縮短電動快遞車的制動距離，提高能量的回收率。雙電機雙軸驅動可以提高電動快遞車的能量利用率，增加電動快遞車的續(xù)航里程，使性價比上升。雙電機雙軸可以提高電動快遞車整車動力性，使電動快遞車操控性能上升，增強駕駛質感。經(jīng)過分析對比，確定了雙軸雙電機的驅動系統(tǒng)方案，但與方案三不同的是后軸為主電機驅動軸，動力從電動機發(fā)出后，經(jīng)過直驅式兩檔 AMT 變速箱，然后到減速器及驅動軸再到后車輪；前軸為輔助電機，直接通過電機控制器控制，

30、全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366經(jīng)減速裝置和驅動軸驅動前輪。本文設計研究的電動快遞車傳動系統(tǒng)簡圖如圖 2.4 所示。圖 2.4 電動快遞車傳動系統(tǒng)簡圖此種驅動方案具有以下優(yōu)點：在電機總功率和不變的情況下，提高了單個電機負載，使電機的效率上升，使電機可以盡可能的工作在電機高效工作區(qū)域。直驅式兩檔式 AMT 變速箱可以提高主電機的工作平順性，充分發(fā)揮電機性能。雙軸驅動可以充分利用電動快遞車整車產生的重力附著力，提高了整車的附著利用率，使電動快遞車充分發(fā)揮自己的驅動潛力，提高了電動快遞車的整車動力性能。2.32.3 擬定電動快遞車動力系統(tǒng)結構及基本參數(shù)擬定電動快遞車動力系統(tǒng)結構及基本參數(shù)本文

31、設計的基于直驅 AMT 的傳動系統(tǒng)結構如圖 2.1 所示，此電動快遞車傳動系統(tǒng)主要由兩個電機，一個電機控制器，電池組和直驅 AMT 變速箱組成。其中主電機負責后輪驅動，輔助電機負責能量回收，以及為電動快遞車提供后備功率。主副電機電機均使用小功率電機，通常行駛工況下，由主電機向后輪供電，驅動后輪使電動快遞車向前行駛；當電動快遞車起步及加速運行時，電池組分別向主電機和輔助電機供電，通過電動機控制器控制 2 個電機同時運行向車輛提供所需功率。電動快遞車在制動、下坡等需要減速的情況下，主輔電機均參與能量的回收，從而實現(xiàn)四個車輪同時進行能量回收。差速器差速器M前進方向MAMT電源控制器全套圖紙聯(lián)系 QQ

32、：1834186366圖 2.1 電動快遞車動力傳動系統(tǒng)簡圖永磁同步電機具有高效率、高密度、結構簡單且可靠性能高的特點，所以電動機選用永磁同步電機。變速器使用兩檔直驅式 AMT 自動變速箱，充分發(fā)揮電動快遞車電動力輸出的工作特性，使電動快遞車的動力輸出更加平順。本論文以一款電動快遞車的整車參數(shù)及技術要求進行整車參數(shù)匹配設計，具體參數(shù)見下表 2.1 所示。表 2.1 電動快遞車主要技術參數(shù)基本技術參數(shù)技術指標整車質量/kg迎風面積/m3最大爬坡度/%車輪滾動半徑/m最高車速/km/h風阻系數(shù)傳動效率滾動阻力系數(shù)質量轉換系數(shù)0100km/h 加速時間/s15311.98300.3081000.35

33、0.910.0141.0410差速器差速器M前進方向MAMT電源控制器全套圖紙聯(lián)系 QQ：18341863663 3 電動快遞車動力系統(tǒng)詳細設計電動快遞車動力系統(tǒng)詳細設計3.13.1 電動機的選擇電動機的選擇首先確定電動快遞車的整車參數(shù)和動力性能設計要求后，然后對動力傳動系統(tǒng)進行匹配計算，對電動機、動力電池、布置方式進行選型和設計。電動快遞車整車性能是否能滿足設計要求取決于驅動系統(tǒng)的動力參數(shù)匹配是否合理。電動快遞車整車參數(shù)匹配的任務是在滿足動力性能要求的基礎上合理的選擇驅動系統(tǒng)各部件的參數(shù)，以期最大可能的提高整車行駛性價比。電動快遞車電動機通過電機控制器將動力電池的電能轉化為驅動汽車行駛的機械

34、能，是電動快遞車行駛的動力源。電動快遞車電動機的選型必須滿足整車動力性能設計指標，需要確定的參數(shù)有：額定功率、峰值功率、額定轉速以及最高工作轉速。圖 2.2 電動機輸出特性研究表明電機具有如圖 2.2 所示的低速等轉矩和高速恒功率的機械特性，因此，電動機的工作區(qū)域就分為恒轉矩區(qū)域和恒功率區(qū)域，以額定轉速為分界點，以下是恒轉矩區(qū)域，以下是恒功率區(qū)域。電動機的峰值工作特性使電機具有一定的過載能力，完全可以確保電動快遞車起步、爬坡及加速等短時極限行駛工況，但是電動機不可以長期工作在峰值功率附近，長期在峰值功率附近運行會導致電機出現(xiàn)故障，也會對電機的使用壽命造成很大影響。（1）電動機的額定功率電動機長

35、期工作于某工況的能力由額定功率來衡量。設計電動快遞車運行工況時，為了能夠使電動快遞車以最高車速長期行駛，往往需要以電動快遞車全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366最高車速確定電動機的額定功率。通常情況下，電動快遞車的最高車速對應電動快遞車最高檔，該雙電動機傳動系統(tǒng)在最高車速時，只有主電機工作，因此用電動快遞車的最高車速計算主電機的額定功率。根據(jù)汽車理論所學知識，由汽車的功率平衡方程，可以求得滿足汽車長期以最高車速行駛的額定功率：2maxmax21()360021.151000.35 1.98 100(1531 9.8 0.014)36000.9121.1516.4dNC AUPmgfUKW其

36、中，PN為電機額定功率，KW；為傳動效率，取 0.91；m 為整車質量，kg；f 為滾動阻力系數(shù)；A 為電動快遞車迎風面積，m2;Cd風阻系數(shù)；Umax為最高車速。g 為重力加速度，取 9.8kgms2。（2）電動機的峰值功率電動機的峰值功率越高電動快遞車的后備功率越大。為了滿足整車爬坡、急加速等大功率短時工況需求，根據(jù)爬坡及加速等動力性能要求計算電動機峰值功率。根據(jù)最大爬坡度的需求進行分析，電動快遞車以 VN=30km/h 的速度在最大坡度 imax=30%的坡上行駛。此時所需求的功率為：max122maxmax2(cossin)21.153600(1531 9.8 0.014cos(arc

37、tan0.3)1531 9.8 sin(arctan0.3)0.35 1.98 3030)21.1536000.9141.6iDNNPPPC AVVmgfmgKW根據(jù)百公里加速時間 t050km/h的需求進行分析，電動快遞車加速過程中需要較大的后備功率，其瞬時車速可以根據(jù)經(jīng)驗公式得：xmmtvvt全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366其中，vm為電動快遞車的末速度；tm為電動快遞車的加速時間；x 為擬合系數(shù)，一般取 0.5 左右。汽車在從零加速到 50km/h 的過程中，不僅要克服加速阻力、空氣阻力。其中，空氣阻力會隨電動快遞車速度成二次方增長，因此，選取加速末尾時刻進行設計計算：222(1

38、)21.153.636000.35 1.98 50(1531 9.8 0.01421.151.04 1531 50100.2501)3.60.21036000.9171.3xDmmmmtmC AVmvttvPmgfttKW根據(jù)前述計算，為了滿足電動快遞車動力性的要求，必須確保電動機的額定功率大于 PN，峰值功率大于 maxPimax，Pt。單電機的功率也不適宜太大，功率過大會造成電機實際質量的增加，一方面，這樣不符合現(xiàn)在汽車輕量化設計的理念，另一方面會增加整車的制造成本，不能達到預期的經(jīng)濟收益。而且電機功率過大，會使電動快遞車無法充分利用電機的高效區(qū)，在電動快遞車的行進過程中，會更大的更迅速的

39、消耗蓄電池的電量導致電動快遞車續(xù)航里程下降。（3）電動機的額定轉速以及最高工作轉速目前，電動快遞車的行駛工況一般為市區(qū)工況，大部分市區(qū)道路限速60km/h，因此，常規(guī)車速假設為 UN=60km/h，以此數(shù)值計算電機的額定功率：00.377gNNi i Unr其中，nN表示電機的額定轉速，r/min；ig表示傳動比；i0表示主減速比；UN表示常規(guī)車速，km/h；r 表示車輪滾動半徑，m。電機的制作工藝、制作成本以及傳動系統(tǒng)各個部件的設計和成本都取決于電動機的最高工作轉速。電動機一般分為普通電機和高速電機。普通電機的轉速在 6000r/min 以下，電動客車上的應用較多。高速電機的轉速在 6000

40、r/min 以上，應用范圍廣，更適合電動轎車使用。因此，本文設計的電動快遞車傳動系統(tǒng)使用 6000r/min 以上的高速永磁同步電機。全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366電機擴大恒功率區(qū)系數(shù) 是驅動電動機的最高轉速比上額定轉速的值。試驗表明， 值一般取 24 之間。（4）電動機匹配結果根據(jù)前述匹配計算和分析，總結現(xiàn)有產品規(guī)格，本系統(tǒng)選用的永磁同步電機具體參數(shù)如下。主電機參數(shù)技術參數(shù)項參數(shù)指標額定轉速/rpm3000轉速范圍/rpm08500額定功率/kw18.5峰值功率/kw50額定轉矩/Nm123峰值轉矩/Nm280輔電機參數(shù)額定功率/kw7.5峰值功率/kw253.23.2 傳動比分配

41、傳動比分配車輛的使用條件和性能要求決定了電動快遞車傳動系統(tǒng)的檔位數(shù)，從理論上來講，增加檔位數(shù)可使電動快遞車電動機盡可能的工作在高效區(qū)，使電動快遞車的能耗降低，增加續(xù)航里程。同時，可以使整車的加速爬坡的動力性能得到提高。雖然增加電動快遞車的檔位數(shù)可以提高整車的動力性和性價比。但是，增加檔位數(shù)會使變速器的機械結構更加復雜，控制難度更高，進一步增加了制造的成本。本傳動系統(tǒng)使用兩檔自動變速器技術方案，該方案能夠使電動快遞車電動機有更好的機械輸出特性。一檔時，傳動比大，電動機低速大轉矩的特性使電動快遞車能夠更好的完成起步、爬坡、急加速工況需求；二檔時，傳動比小，電動機高速時輸出的大功率可以確保電動快遞車

42、的最高車速需求。同時，變速箱傳動逼得設計盡可能的使電動機日常工作點在電機的高效區(qū)內，滿足電動快遞車動力性的同時，確保能耗最低。在確定變速箱不同檔位傳動比時，首先根據(jù)不同檔位傳動比要滿足的電動全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366快遞車行駛工況，并利用所學動力學方程，確定不同檔位傳動比的合理設計范圍。本論文用 ig1和 ig2分別表示 AMT 變速箱一檔和二檔的傳動比，iF表示主減速器傳動比，用 i1=ig1*iF表示一檔時傳動系統(tǒng)的總傳動比，用 i2=ig2*iF表示二檔時傳動系統(tǒng)的總傳動比。查閱資料，單級齒輪的最大傳動比不應該大于 4，因此，主減速器傳動比 iF選定為 3.8,下面分別對

43、i1和 i2進行匹配計算。計算 i1范圍大傳動比 i1必須滿足電動快遞車最大爬坡度的要求，并且電動快遞車運行時驅動轉矩不可以大于地面附著力的極限值。i1 需要滿足的電動快遞車最大爬坡度21 maxmaxmaxcossin21.15DNiTC AVmgfmgR通過上式計算可得：i17.34B）i1 需要確保電動快遞車運行時驅動轉矩不可以大于地面附著力的極限值1 maxiTGR其中， 表示路面附著系數(shù)，取值范圍是：干燥的水泥路面，=0.71.0，潮濕水泥路面，=0.40.6，剛開始下雨時路面：=0.30.4，在這里取=0.8。經(jīng)過計算可得：i113.90如前所述，i1 取值的合理范圍是：7.341

44、3.90計算 i2 范圍小傳動比 i2需要滿足電動快遞車最高車速以及電動快遞車在以最高車速行駛過程中驅動力不小于行駛阻力。A）i2必須滿足電動快遞車的最高車速因為 i2需要滿足電動快遞車的最高車速，所以下面的式子成立，maxmax2nviR其中，nmax電動機的最高轉速，取 8500r/min，R 表示車輪的滾動半徑，m.則：i28.49B）i2滿足電動快遞車在以最高車速行駛時驅動力不小于行駛阻力全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366C）max22max21.15nDi TC AVmgfR其中，Tnmax=電機額定功率/電機最高工作轉速則：i25.44如前所述，i2合理的取值范圍是：5.44

45、8.49首先確定了本論文設計的基于直驅式 AMT 的傳動系統(tǒng)結構形式和設計原理，之后根據(jù)該電動選用的整車參數(shù)以及它的各項性能指標，完成了電動機的選型，對該傳動系統(tǒng)的傳動比范圍進行了確定，通過分析和查閱相關數(shù)據(jù)，該AMT 變速箱一檔傳動比選用 ig1=3.09，二檔的傳動比選用 ig2=1.83,主減速器傳動比選用 iF=3.8。3.33.3 變速箱的設計變速箱的設計本次設計的基于直驅 AMT 變速箱的電動快遞車的傳動系統(tǒng)主要包括電動機、AMT 變速箱、萬向傳動裝置、驅動橋等。下面首先對主要部分的參數(shù)進行確定，然后在 CATIA 中完成各部分三維模型的繪制。使用直驅 AMT 變速箱，使用的是中間

46、軸式結構，第二軸和中間軸的距離是變速器的中心距 A，中心距是變速箱的一個基本參數(shù)，一方面，它的數(shù)值對變速器的外形尺寸、體積、重量等都產生很大的影響。另一方面，它也影響著傳動齒輪的接觸強度。中心距越大，齒輪的接觸應力就越小，齒輪的壽命就越長。中心距不能過小，如果中心距過小，會導致變速箱的長度增加，因此導致軸的剛度下降，另一方面受一檔小齒輪齒數(shù)不能過小的限制，中心距也應該選大一些。中間軸式變速器中心距的確定初步確定中心距 A 時，可以用下面的經(jīng)驗公式計算3max1AeggAKTi其中，A 表示變速器中心距，mm；KA 表示中心距系數(shù)，乘用車：KA=8.99.3；Temax 表示電動機的最大轉矩（N

47、m） ；ig1 表示變速器一檔是的傳動比；g 表示變速器傳動效率，這里取 96%。根據(jù)前文所選電機參數(shù)，以及傳動比求得：85A根據(jù)汽車設計所學知識，查表后初步選定齒輪模數(shù)取 3。然后根據(jù)變速器的檔位數(shù)、傳動比和傳動方案進行各檔齒輪齒數(shù)比的分配。需要注意的是，各檔齒輪齒數(shù)比應該盡量不要取整數(shù)，以最大可能的確保齒面磨損均勻。下圖為全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366兩檔變速器傳動方案。圖 3.1 兩檔 AMT 變速器傳動方案一檔傳動比的確定一檔傳動比為5216 1gz ziz z首先求 z1 和 z2 的齒數(shù)，再求 z5 和 z6 傳動比。齒數(shù)和2 coshnAzm計算后取 zh 為整數(shù)，zh

48、=57。在確定齒數(shù)和后，進行大小齒數(shù)的分配。查閱資料，因一檔傳動比為 3.08，因此中間軸上一檔齒輪的齒數(shù)可在 z6=1517之間選用，取 z6=16，則 z5=41。則 值取為 22。中心距的修改在計算齒數(shù)和的過程中，由于取整的原因，中心距的大小發(fā)生了變化，此時，A=85.5。接下來以修改后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。常嚙合齒輪齒數(shù)的確定根據(jù)之前計算可知：26115zzizz1257zz則 z1=26，z2=31。4.二檔齒輪齒數(shù)的確定3457zz求得：z3=35，z4=22。2321 4gz ziz z齒輪接觸應力校核123456輸入軸輸出軸全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366

49、一檔齒輪接觸應力校核：已知：；NmmTg310241.16 20 223nmaMP5102.1E；mmZZAdh28.1225741852251；mmZZAdh72. 745716852226；mmmKbnc65.2222cos37cos;NdTFg2 .9721228.1221016.24122311;1 .127222cos1972.2cos1NFF; 8 . 722cos20sin19.535cossin22zzrp;08.2022cos20sin50.465cossin22bbrp由牛頓第三定律可知，作用在主動齒輪和從動齒輪的兩作用力是一樣的，故只需要計算一個接觸應力即可：a51467

50、.4MP08.2018 . 7165.22101 . 22127.10.41811418. 0bzjppbFE經(jīng)過計算結果與現(xiàn)有數(shù)據(jù)對比兩個檔位的齒輪接觸應力均滿足設計要求，合格。根據(jù)前述計算參數(shù)，參考標準件對照表，依次確定各個齒輪的齒數(shù)和模數(shù)。3.43.4 軸的設計軸的設計該變速箱使用中間軸式布置結構，而且前述算出中心距 A=85.5，因此，中間軸以及第二軸的中間部分直徑為 d0.45A。對于中間軸 d/L=0.160.18，對于第二軸，d/L0.180.21，其中 d 表示軸的最大直徑，L 表示軸的支承間距。3maxeDK T第一軸花鍵部分的直徑 D 可以按照下列式子進行初選：其中，K 為

51、經(jīng)驗系數(shù)，K=4.04.6；Temax表示電動機的最大轉矩。有前述公式及經(jīng)驗計算可得：中間軸中部直徑為 d2=38。第一軸花鍵部分直徑為 D=30。參考相關論文，初步取殼體的總長度為 324mm，中間軸支承距離取316mm，則根據(jù)相關數(shù)據(jù)第二軸支承距離為 268mm。全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366AMT 變速箱在工作時，由于齒輪嚙合以及動力的傳動，變速箱的軸受到轉矩和彎矩。這就需要變速箱軸的剛度和強度必須滿足要求，如果軸的剛度不能滿足要求將導致軸發(fā)生彎曲變形，進而，導致齒輪不能正確的嚙合，對于行車安全以及駕乘感受造成很大的影響。校驗軸的剛度變速箱軸在垂直平面內發(fā)生的撓度以及水平面內產

52、生的轉角對齒輪的工作產生的影響最大。撓度會改變齒輪的中心距，使齒輪不能正確的嚙合；軸產生的轉角會導致齒輪之間相互歪斜，使延齒長的壓力分布不均勻。上文初步確定了各軸的直徑，長度等尺寸，現(xiàn)在對軸的強度和剛度進行驗算。想要求變速箱輸入軸的支點反作用力，必須從中間軸的支點反力入手，先求出鐘建中的支點反力。這里需要注意的是隨著檔位的不同，齒輪受的切向力、徑向力和軸向力都會發(fā)生變化，而且檔位不同力到支點的長度也會發(fā)生變化，所以應該對各個檔位都進行驗算。在進行驗算時，可以把軸看做是鉸接支撐的梁。作用在輸入軸上的轉矩應取 Temax。材料力學里面有關于計算軸的撓度和轉角的公式，在進行計算的時候，只計算軸上有齒

53、輪的位置的撓度和轉角。輸入軸常嚙合齒輪副，離支撐點的距離較近，負荷小，一般情況下?lián)隙容^小，因此可以不計算。軸在垂直面內的撓度是 fc，在水平面內的撓度為 fs，轉角位 ，用下面的公式進行計算1()3Fab baEIL2213cFa bfFIL2223sF a bfEIL其中，F(xiàn)1表示輪齒寬中間平面上的徑向力，N；F2表示齒輪齒寬中間平面上的切向力，N；E 是彈性模量，E=2.1*105MPa；I 為慣性矩，mm4，對于實心軸，I=d4/64;d 表示軸的直徑，mm；花鍵處均按直徑計算；a、b 為齒輪上的作用力距離 A、B 支座的距離，mm；L 表示支座間的距離，mm。因此次設計的主要目的是設計

54、基于 AMT 的電動快遞車傳動系統(tǒng)，所以不在這里對變速箱各軸的具體參數(shù)進行計算校核。1.校驗軸的強度全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366變速箱的軸主要作用是進行力的傳遞，在這里按許用切應力進行簡單的計算校核。639.55 10/0.2TTTTP nWd其中，WT表示軸的抗扭截面系數(shù)，mm3；P 為軸的傳遞效率，kW;n 為軸的轉速，r/min；C 跟軸選用的材料有關。6339.55 100.2TPPdCnnn 取峰值轉速時，變速箱軸的轉速，C 取 125。則8.8dmm當軸上有鍵槽時，應該加大軸的直徑，單鍵直徑增加 3%，雙鍵直徑增加7%。3.53.5 主減速器錐齒輪的設計主減速器錐齒輪的

55、設計主減速器錐齒輪的主要參數(shù)包含主動錐齒輪齒數(shù) Z1、從動錐齒輪齒數(shù) Z2、從動齒輪大端分度圓的直徑 D2、端面模數(shù) ms、中點螺旋角 、法向壓力角 等。選擇主動錐齒輪和從動錐齒輪的齒數(shù)時必須考慮以下的條件：為了使齒輪磨合均勻，兩個齒輪的齒數(shù)之間盡量避免存在公約數(shù)；主動錐齒輪和從動錐齒輪的齒數(shù)和應該大于 40，盡可能的得到理想的齒面重合度以及較高的輪齒彎曲強度；為了使兩個齒輪嚙合好、噪音小并且具有較高的疲勞強度，對于乘用車，主動錐齒輪齒數(shù)一般大于 9主減速比較大時，主動錐齒輪的齒數(shù)應該盡量小一些，以此來盡可能的獲得滿意的整車最小離地間隙。汽車上大部分的差速器都使用對稱錐齒輪式差速器，對稱錐齒輪

56、式差速器結構比較簡單、重量較輕的優(yōu)點，所以被廣泛使用。對稱錐齒輪式差速器又分為普通錐齒輪式差速器、強制鎖止式差速器以及摩擦片式差速器。本設計使用普通錐齒輪式差速器。它結構簡單、工作狀態(tài)安全可靠，一般使用條件的汽車驅動橋大部分都會使用這種普通錐齒輪式差速器。3.63.6 十字軸萬向節(jié)的強度校核十字軸萬向節(jié)的強度校核在設計十字軸萬向節(jié)時，應確保十字軸頸有足夠的抗彎強度。設諸滾針對全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366十字軸頸作用力的合力為 F，則：2 cosTFr其中 T傳動軸計算轉矩，取按兩種情況計算的轉矩（按發(fā)動機最大轉矩、變速器一檔和按滿載驅動輪附著系數(shù)為 0.8 計算）的較小者；合力作用

57、線與十字軸中心間的距離；r萬向節(jié)的最大夾角；十字軸頸根部的彎曲應力為：1441232()d Fsdd其中：十字軸軸頸直徑；1d十字軸油道孔直徑；2d力作用點到軸頸根部的距離。s彎曲應力應不大于 250350。2/mmN44124()Fdd十字軸軸頸的剪應力：0120。2/mmN滾針軸承的接觸應力：111272 ()njFddL其中：d滾針直徑（mm） ；L滾針工作長度（mm） ；如前所述（mm） ；1d在力 F 作用下一個滾針所受的最大載荷（N）nF4.6nFFiZ其中：i滾針列數(shù)；Z每列中的滾針數(shù)。當滾針和十字軸軸頸表面硬度在 HRC58 以上時，許用接觸應力為30003200。2/mmN全

58、套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366總結總結本文根據(jù)電動快遞車的純點動力輸出的工作特性，提出了基于直驅式 AMT變速箱的雙電機雙軸傳動系統(tǒng)方案。此動力系統(tǒng)可以更好地滿足電動快遞車動力性和最高車速的要求。針對該雙電機雙軸驅動的動力系統(tǒng)，作者主要進行了如下的研究工作。對電動快遞車的傳動系統(tǒng)進行了介紹，并闡述了單電機單軸驅動，雙電機雙軸驅動的工作原理，通過對幾種不同的傳動系統(tǒng)的優(yōu)缺點對比分析，確定了雙電機雙軸驅動的傳動系統(tǒng)傳動方案。分析了本文設計的傳動系統(tǒng)布置形式，對然后對動力傳動系統(tǒng)進行匹配計算，對電動機、動力電池、布置方式進行選型和設計。在滿足動力性能要求的基礎上合理的選擇驅動系統(tǒng)各部件的參數(shù)

59、，以期最大可能的提高整車行駛性價比。首先對傳動系統(tǒng)設計要求等進行了簡單介紹，然后通過汽車設計的相關知識，對變速箱，驅動橋等相關的數(shù)據(jù)進行了設計計算，運用力學的有關知識對齒輪、軸、以及十字軸萬向節(jié)等進行了強度校核，詳細的介紹了強度校核的有關知識。最后在三維設計軟件 CATIA 中完成了對變速箱、驅動橋的零部件的建模過程。介紹了 CATIA 裝配方法，在 CATIA 中完成了對整車傳動系統(tǒng)的裝配過程。全套圖紙聯(lián)系 QQ：1834186366參考文獻參考文獻1余志生.汽車理論M.第 5 版，北京：機械工業(yè)出版社，20062張雷，方海峰.我國小型低速電動快遞車發(fā)展現(xiàn)狀J.電動快遞車，2010（5）：3

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61、社，200610宋永華，楊岳希，胡澤春.電動快遞車電池的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢J.電網(wǎng)技術，2011，35（4）：17.11王保華，郭東卿，羅永革等.EQ1091 載貨汽車動力系統(tǒng)參數(shù)匹配與正交優(yōu)化J.汽車工程.2008，30（7）：61361712王保華，羅永革.基于 CRUISE 的汽車建模與仿真J.湖北汽車工業(yè)學院學報.2005，19(2)：5813趙亞輝.電動快遞車：從中國駛向世界J.人民日報，2006（1）：12.14劉振軍，趙海峰，秦大同.基于 cruise 的動力傳動系統(tǒng)建模與仿真分析.重慶大學學報(自然科學版)，2005(11)：81115周明喜.中國有望領先世界進入電動快遞車時代J.產業(yè)視點，2008（4）：12.16劉學瓊.EQ1092 系列車型產品的改進和發(fā)展J.汽車科技.1995，(5)：51117武玉維.TY4250 載貨汽車動力傳動系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化匹配D.太原：太原理工大學，2010全套圖紙聯(lián)系 QQ：183418636618李偉華.汽車行駛特性仿真與動力總成匹配優(yōu)化D.上海：上海交通大學，200019王薇.汽車動力傳動系計算仿真及參數(shù)優(yōu)化設計D.長沙：湖南大學，2006