飞轮储能系统毕业设计

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1、绪论制动能量回收是现代电动汽车与混合动力车重要技术之一，也是它们的重要特点。在一 般内燃机汽车上，当车辆减速、制动时，车辆的运动能量通过制动系统而转变为热能，并向 大气中释放。而在电动汽车与混合动力车上，这种被浪费掉的运动能量已可通过制动能量回 收技术转变为电能并储存于蓄电池中，并进一步转化为驱动能量。例如，当车辆起步或加速 时，需要增大驱动力时，电机驱动力成为发动机的辅助动力，使电能获得有效应用。随着石油价格的飞速增长，混合动力汽车，特别是对于城市道路交通，显得更为重要。 另外，值得说明的是，世界石油存储量正在迅速减少，保守预测，石油资源将在3040年后 枯竭。通常意义上，采用热机的混合动力

2、架起了目前传统技术与未来混合动力燃料电池汽车 技术之间过渡的桥梁。目前，鉴于价格昂贵，制氢、储氢、加氢站等基础设施投入巨大，使 用燃料电池发动机取代内燃发动机的时机还不成熟。在城市交通中，空气污染的治理问题显 得尤为重要。混合动力技术为降低传统汽车的污染排放量提供了可能，特别是CO勺排放， 具体可通过尽可能地使用发动机的高效率点、维持发动机处于优化的工作区等措施以降低发 动机油耗。变惯量飞轮电池是一种高科技机电一体化产品，它在国防工业、汽车工业、电力 工业、电信业等领域具有广阔的前景。国际飞轮储能技术现状：飞轮储能系统主要由转子、电动 /发电机、电力转换器和真空室四部分1组成。80年代初，瑞士

3、 Oerlikon工程公司研制了第一辆完全由飞轮供能的公共汽车。飞轮直径 1. 63m,重1. 5t,在氢气环境里以3000rpm运行以降低风损。该车可载乘客70名，行程大约 0. 8km，在每一停靠站停车时，飞轮需要允电2min。1992年美国飞轮系统公司(American nywheel systems Inc.简称AFS)开发了一种用于汽车的 机电电池，每个“电池”长18cm，直径23cm。电池的核心是一个以2XlO5rpm旋转的碳纤维 飞轮转子，将12个“电池”放在lMPAcT轿车上，续航里程达480km。机电电池共重273kg，若 采用铅酸电池，则共重396kg。机电电池所储的能量为

4、铅酸电池的2. 5倍，使用寿命为铅酸 电池的8倍，且它的“比功率”(即爆发力)极高，是铅酸电池的25倍，可在8秒钟内使该车由 静止加速至100km / h。KERS是动能回收系统(Kinetic Energy Recovery Systems)的英文缩写。它是FIA在 F1赛车上使用的一项新技术。KERS系统是国外动能回收系统中技术已经比较成熟，其基础 原理是：通过技术手段将车身制动能量存储起来，并在赛车加速过程中将其作为辅助动力释放利用!国内飞轮储能的技术现状：我国在飞轮储能方面研究刚刚起步，1995年始清华大学和中科院电工所等单位开始进 行初步研究。实验室自筹部分资金，改建成用于飞轮研究的

5、专用实验室。鉴于国内在超导磁 悬浮、电磁悬浮方面技术差距，且附件多，成本高，尤其磁悬浮电涡流功率损耗较大，我们 提出了永磁悬浮与机械轴承混合支承储能飞轮结构方案。现阶段主要研究目标是基础固定的 飞轮储能模块（如电力调峰，不间断供电、电磁炮等）。行驶工况通过对应时间点的加速度、速度值，运用相关公式就可以确定车辆运动中需要的机 械能量。无论车辆采用何种动力，当需要复现这种行驶工况时，使用一种共同的环境如 温度、风速、滚动系数等一些可以控制的条件时，采用定容取样系统（CVS ）和数据分 析系统，可以对车辆的动力性、经济性以及车辆排放性能等指标进行比较判断。因此我 们希望找到一种方法来确定对应时间点的

6、加速度、速度值。这样，便出现了车辆行驶工 况图的概念。车辆在道路上的行驶状况可用一些参数（如加速、减速、匀速和怠速等）来反映， 这些参数的集合则构成了车辆的运动特征。通过对这种运动特征的调查和解析，绘制出 能够代表车辆运动状况，时间的步长通常为1秒，表达形式为速度一时间的曲线，即 为车辆行驶工况图。1发动机的选择1.1发动机的最大动率竺V76140max3）10.91560 X 9.8 X 0.0165 x 1 + 0.01(175 - 50)3600x 175 +0.32(1.710 x 1.427)76140x1753=91.73kw91.73*1.2=110kw故可选用东风康明斯ISBe

7、150 30型发动机，其参数为:额定功率/转速 110kw/2500（r*min-1）最大扭矩/转速550N*m/1500 （r*min-1）1.2轮胎的选择发动机前置前轮驱动，查表可知轴荷分配为：前轴占57%后轴占43%。G = mg x 57%1 a=1560x9.8x57%=8714.16NG = mg x 43%2 a=1560 x9.8x43%=6573.84N故轮胎选用米其林235/65 R18轮胎直径为76.27mm2离合器主要参数计算2.1从动盘数的选择出租车总质量较小，发动机的最大转矩一般不大，选择单片干式摩擦离合器。单片离合器 结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便

8、，从动部分转动惯量小，在使用时能保 证分离彻底。2.2离合器主要参数的选择后备系数0=1.5摩擦离合器的静摩擦力矩Tc：T = B Tce max=1.5x550=825Nm摩擦片外径D (mm)可根据发动机的最大转矩Temax (Nm)按如下经验公式选用：=14.6 x ：550=342mmVD = & r=2500r/minx342/2mm=44.18m/s 65m/s又 0.53 -d 0.7故选 d=188mm2.2离合器基本参数的优化目标函数：离合器参数优化设计追求的目标，是在保证离合器性能的条件下使其结构尺寸尽可能 小，即目标函数为：兀f （x） = min（D2 一 d 2）约束

9、条件：（1）摩擦片外径D （mm）的选取应使最大圆周速度VD不超过65-70m/s，即兀Vn = nD x 103 65 70m/ sD 60 e max式中，VD为摩擦片最大圆周速度；n 为发动机最高转速（r/min）。Demax（2）摩擦片的内、外径比C应在0.530.70范围内，即0.53 c 0.70（3）为了保证离合器可靠地传递发动机的转矩，并防止传动系过载，不同车型的0值应在 一定的范围内，最大范围为1.24.0,即1.2 0 4.0（4）为了保证扭转减振器的安装，摩擦片内径d必须大于减振器弹簧位置直径2R0约50mm, 即d2R 0 + 50mm式中R 0为减震弹簧的位置半径，一

10、般取R = （0.60 0.75）d/2取 R0 = 06d/2 = 0.6 x 188/2 = 564d2R + 50 = 162.8（5）为反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值, 即式中，T0为单位摩擦面积传递的转矩(Nmm2)； T 为其允许值(Nmm2)。0c 0丁4 x卩T/=e max -c0 兀Z ( D 2 一 d 2)4 x 1.5 x 550-3.14x2(3422 -1882)x 10-6=6.43 x 10 -3 (N m / mm 2)T 0 匕 =0.40( N m / mm 2)(6) 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤

11、，对于不同的车型，单位压力P0根据 所用的摩擦材料在一定范围内选取，P0的最大范围值0.101.50MPa，即0.10MPa p 1.50MPa0(7) 为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，离合 器每一次接合单位摩擦面积滑磨功应小于其许用值，即4Ww 二 w兀 Z (D 2 d 2)式中，w为单位摩擦面积滑磨功(J/mm2)，乘用车w=0.40J/mm2； W为汽车起步时离合器接 合一次所产生的总滑磨功(J)，可根据下式计算兀2 n 2 m r 2 x 二e ( a r )1800 i02 i 2 0 g式中，m为汽车总质量(kg)； r为轮胎滚动半径(m)；

12、 i为汽车起步时所用变速器档位的传 arg动比；i0为主减速器传动比；n为发动机转速，计算时乘用车取2000r/min。0e-1800 (i02 i 2)0 g3.142 x 20002 (1500x0.3821800( 4.02 x 2.42=51494 (J)4w 二兀 Z (D2 d2)4x514943.14 x 2 x (3422 1882)=0.40 (J/mm2) w二 0.40( J / mm2)3变速器主要参数的设计计算3.1变速器传动机构布置方案：采用两轴式变速器、四档传动，其传动方案如下:3.2变速器主要参数的选择中心距A：初选中心距时可根据下述经验公式计算:式中，A为变速

13、器中心距（mm）； KA为中心距系数，乘用车取KA=8.99.3;Temax 为发动机最大转矩（Nm）； n为变速器传动效率，取96%。gA 二 KA 3TF=9 x 3550 x 4 x 96%=115.4mmi.二 4 i 二（3.4）2 二 2.5 i 二 3切二 1.6 i = 11234试选A=70mm, m=2.5, z =15，卩=22.58二 2A cos 0 =51.73取 二 52 ；则 h mhz = z - z = 52 -15 = 377 h 8修正后中心距A = 2笄2蔦)=70.35mm2 cos 22.5确定一档齿轮的齿数: 一档传动比为.z zi 二71z z

14、1 8空二 4 x15 二 1.62z 则T二iz1z二19iz 二 3321 z 737二档用直齿轮，模数与一档相同.z zi 二5-2z z1 6又 A 二 m(z5 + z6)2故 z 5 二 31, z & 二 21三档是斜齿轮，螺旋角0 4与常啮合齿轮齿轮的传不同:z . z3 二 i 1 z 3 z4 2m(z + z ) A =32 cos 04tan 0 z z、2 二3 (1 + )tan 0 z + z z4124故 z = 26, z = 27,0 = 18.753 44四档i4二1为直接档 倒挡齿选用的模数与一档相近，选m=2.5初选Z10=21中心距A = m(z +

15、 z ) = x 2.5(15 + 21) = 45mm28 io 2De82+ 0.5 + e92A贝 ID = 2 A-D -1 = 2 x 45 - 2.5 x (15 +1.01) = 49.975e 9e849.975mz2.5=19.99故选z = 20e 9故离合器各档齿轮数如下表:档位一档二档三档四档倒挡齿轮Z7Z8Z5Z6Z3Z4Z1Z2Z9Z10齿数371531212627193320213.3齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端面部 破坏以及齿面胶合。轮齿折断发生在下述几种情况下:轮齿受到足够大的冲击载荷作用,造成轮齿弯

16、曲折断； 轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。 前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细小裂缝中的润滑油 油压升高，并导致裂纹扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。 它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的低档和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角 速度差，换挡的瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面宽相对滑动速度又较高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情 况下使齿面的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，

17、在局部高温、高压的作用下齿面相互熔焊 粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹称为齿面胶合。这种破坏出现比较少。3.4轮齿强度校核与其它机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件是相似 的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承 方式也基本一致。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式 来计算汽车齿轮，同样可获得较为准确的结果。（1）轮齿弯曲强度计算直齿轮弯曲应力awFK Ka 二 _Q 匚w b t y式中，a为弯曲应力（Mpa）； F为圆周力（N）； F二2T /d ； T为计算载荷 w11gg（Nmm）； d为节圆直径；K为应力集中系数，可近

18、似取K二1.65 ； K为摩aaf擦力影响系数，主动齿轮K二1.1，从动齿轮K二0.9，b为齿宽（mm）； t为断 ff面齿距（mm）, t二兀m，m为模数；y为齿形系数。因为，齿轮节圆直径d = mz，式中z为齿数，所以将上述参数代入方程后得：2T K Ka = g_Q f兀m 3 zK yc斜齿弯曲应力awFKa =1aw b t y K式中，a为弯曲应力（Mpa）； F为圆周力（N）； F二2T /d ； T为计算载荷 w11gg（N mm）； d为节圆直径，d = m z/cosp， m为法向模数（mm），z为齿数，pnn为斜齿轮螺旋角（）; K为应力集中系数，可近似取K二1.50 ；

19、b为齿宽（mm）；aat为断面齿距（mm）, t二兀m，m为模数；y为齿形系数；K为重合度影响系数，K 二 2.0。将上述有关参数代入方程，整理后得到斜齿轮弯曲应力为2T cos PKa 二gj兀m 3 zK yKnc （2）轮齿接触应力QIFE 11c 二 0.418 FE （ + 丄）jb p p“zb式中c为轮齿接触应力（Mpa）； F为齿面上的法向力（N）, F二F?ao P）；F为圆周力（N）, F = 2T /d ； T为计算载荷（N mm）； d为节圆直径（mm）, a为节 11gg点处压力角（）； P为螺旋角（）； E为齿轮材料的弹性模量（Mpa）； b为齿轮接触的实际宽度（m

20、m）； p、p为主从动齿轮节点处的曲率半径（mm）,直齿轮p二r sin a、 z bz zp = r sin a，斜齿轮 p = （r sin a ）/cos2 P、p = （r sin a ）/cos2 P ； r、r 为主动 b bzzbbz b齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷T/2作为计算载荷时，变速器齿轮的需用接触应力e maxc见下表j变速器齿轮的需用接触应力齿轮c / Mpa j渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高档130014006507003.5轴的强度计算变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速

21、器的 轴要承受转矩和弯矩，要求变速器的轴应具有足够的刚度和强度。因为刚度不足 轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作 噪声等均有不利影响。初选轴的直径4差速器设计差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速 器按其结构特征不同，分为齿轮式、凸轮式、涡轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。4.1差速器形式的选择：选用普通锥齿轮式差速器，它在汽车上广泛采用，具有结构简单，质量较小等优点故应用广上图为其示意图，图中叫为差速器壳的角速度，叫、叫分别为左、右半轴的角速度；T0 为差速器壳接受的转矩；Tr为差速器的内摩擦力矩；T1、T2分别为左右两半

22、轴对差速器的 反转矩。根据运动分析可知：+二21 2 0显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳 体不转时，左右半轴将等速反向旋转。根据力矩平衡可知：T + T 二 T120T T 二 T21r差速器性能以锁紧系数k来表征，定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳体接受的转矩 之比，由下式来确定:结合上式可知: T 二 0.5T (1 - k)10T 二 0.5T (1 + k)201 + k k 1k =; k =b 1 k k + 1b普通锥齿轮差速器的锁紧系数k一般为0.050.15，两半轴的转矩比k为1.111.35。 b4.2差速器齿轮设计(1)行星齿轮

23、数因为是出租车，承载不大，所以行星齿轮数n=2(2)行星齿轮球面半径Rb行星齿轮球面半径R反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确 b定：R 二 K 3Tbb % d式中K为行星齿轮球面半径系数，K =2.53.0, T为差速器计算转矩(N m), R为球 bbdb面半径(mm)。k 耳 T i id e max g 02n2 x 0.96 x 550 x 4 x 2.42X2二 2534.4(Nm)故球面半径R几为：bR 二 K 3Tb 八d= 2.5 x 2534.4=34 (mm)行星齿轮节锥距A为0A 二(0,98 - 0.99)R0b=33.4mm(3)行星齿轮和

24、半轴齿数Z、Z2召一般不少许10，半轴齿数Z2在1425之间选用，大部分汽车半轴齿轮行星齿轮与行星齿轮的齿数比Z Z在1.52.0之间，故取Z=14, Z2=212112(4)行星齿轮和半轴节锥角YY2及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角角 1、Y2分别为y = arctan(z / z ) = 33.6911 2y = arctan(z / z ) = 56.3122 1锥齿轮大端的断面模数m为:24.2A .m = o si吓 =一o si吓=2.65 取 m=2.75 z 1 z 21 2d = mz = 38.5 故11d = mz = 57.7522(5)压力角a汽车差速齿轮大都采用压力

25、角为22 30、齿高系数为0.8的齿形(6)行星齿轮轴直径d及支承长度L 行星齿轮轴直径d(mm)为,I T x 103 d =o1.1b nr1c d式中为差速器壳接受的转矩；n为行星齿轮数；0 c为支承面允许挤压应力，取98MPa。r u 0.5d d2d = 0.8d2 2=46.225344 x 103= 22.6mm则 rd=23.1 mm,d = o=1.10 nr 1.1 x 98x 2x 23.11c d行星齿轮在轴上的支承长度LL = l.ld25 mm5.变惯量飞轮的设计输出轴上的转矩:t =t inn输出emax g 1 g式中T为发动机最大转矩, i为变速器最大传动比；

26、耳1为离合器传动的效率，液压式:e maxg1耳=80%90%，机械式：耳=70%80% ；耳为变速器传动的效率，计算时取96%。 g故输出轴上的转矩：T = 550 x 4 x 75% x 96%输出=1056( N m)制动时通过齿轮组1和离合器2,变速箱传递到变惯量飞轮上的转矩为：T 二 T xq x ixq飞轮 输岀 2g=1056 x 95% x 7 x 96%沁 6742(Nm)刚体绕定轴转动时，刚体的角加速度与它所受的合外力矩成正比,与刚体的转动惯量成反比,即：M = Ja同时圆柱体的转动惯量mR 22所以，飞轮的转矩：T= J飞轮mR 2飞轮转动时质量集中于飞轮的外缘，试取飞轮半径D = 200mm，d = 100mm，b = 60mm, 材料为东丽T300 6K碳纤维，密度P = 1.76 g，则飞轮的质量：/cm 3m = p v=1.76 g cm3 x 3.14 x (200mm)2 一(100mm)2 x 60mm=2.487(kg)飞轮的转动惯量:J飞轮 22.487kg (0.2m)2 + (0.1m)2 = =0.015kg m2