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架起了目前

2、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CO2的排放，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0erlikon工

3、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163m，重15t，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08km，在每停靠站停车时，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。电池的核心是个以2lO5rpm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铅酸电池的25倍，使用寿命为铅酸电池的8倍，且它

4、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100kmh。 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

5、，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

6、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 = =91.73kw 91.73*1.2=110kw故可选用东风康明斯 ISBe150 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%。 =15609.857% =8714.16N

7、 =1560 9.843% =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，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=1.5摩擦离合器的静摩擦力矩Tc： =1.5550 =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 =342mm =2500r/min342/2mm =44.18m/s 65m/s 又

8、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： 约束条件：（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 式中，VD为摩擦片最大圆周速度；nemax为发动机最高转速（r/min）。（2） 摩擦片的内、外径比c应在0.530.70范围内，即 （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，不同车型的值应在一定的范围内，最大范围为1.24.0，即 （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 式中为减震弹

9、簧的位置半径，一般取取（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，Tc0为单位摩擦面积传递的转矩（Nmm2）；为其允许值（Nmm2）。 （6） 为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，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 （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 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

10、），可根据下式计算 式中，ma为汽车总质量（kg）；rr为轮胎滚动半径（m）；ig为汽车起步时所用变速器档位的传动比；i0为主减速器传动比；ne为发动机转速，计算时乘用车取2000r/min。 = =51494（J） = =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）；g为变速器传动效率，取96%。 =9 =115.4mm 试选A=

11、70mm，m=2.5，z8=15，=22.5，=51.73取；则修正后中心距确定一档齿轮的齿数：一档传动比为 则 二档用直齿轮，模数与一档相同又故三档是斜齿轮，螺旋角4与常啮合齿轮齿轮的2不同：故四档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中心距则 故选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

12、轮齿弯曲折断；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，在局部

13、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 式中，为弯曲应力（Mpa）；为圆周力（N）；为计算载荷（Nmm）；d为节圆直径；为应力集中系数，可近似取；为摩擦力影响系数，主动齿轮，从动齿轮，b为齿宽（mm）；t为断面齿距（mm），m为模数；

14、y为齿形系数。因为，齿轮节圆直径，式中z为齿数，所以将上述参数代入方程后得： 斜齿弯曲应力 式中，为弯曲应力（Mpa）；为圆周力（N）；为计算载荷（Nmm）；d为节圆直径，为法向模数（mm），z为齿数，为斜齿轮螺旋角（）；为应力集中系数，可近似取；b为齿宽（mm）；t为断面齿距（mm），m为模数；y为齿形系数；为重合度影响系数，。将上述有关参数代入方程，整理后得到斜齿轮弯曲应力为 （2） 轮齿接触应力 式中为轮齿接触应力（Mpa）；F为齿面上的法向力（N），；为圆周力（N），;为计算载荷（Nmm）；d为节圆直径（mm），为节点处压力角（）；为螺旋角（）；E为齿轮材料的弹性模量（Mpa）；b为齿

15、轮接触的实际宽度（mm）；为主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮、，斜齿轮、；为主动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的需用接触应力见下表 变速器齿轮的需用接触应力齿轮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

16、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泛。 上图为其示意图，图中0为差速器壳的角速度，1、2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分别为左右两半轴对差速器的反转矩。根据运动分析可知： 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：差速器性能以锁紧系数k来表征，

17、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：定义半轴的转矩比为，则与k之间有 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为1.111.35。4.2差速器齿轮设计（1） 行星齿轮数因为是出租车，承载不大，所以行星齿轮数n=2（2） 行星齿轮球面半径行星齿轮球面半径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定： 式中为行星齿轮球面半径系数，=2.53.0，为差速器计算转矩（Nm），为球面半径（mm）。故球面半径为：=34（mm）行星齿轮节锥距为 =33.4mm（3） 行星齿轮和半轴齿数Z1、Z2 Z1一般不少许10，半轴

18、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在1.52.0之间，故取Z1=14，Z2=21(4) 行星齿轮和半轴节锥角及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角分别为 锥齿轮大端的断面模数m为： =2.65取m=2.75故（5） 压力角 汽车差速齿轮大都采用压力角为2230、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 式中T0为差速器壳接受的转矩；n为行星齿轮数；为支承面允许挤压应力，取98MPa。=46.2则mm，行星齿轮在轴上的支承长度L mm5. 变惯量飞轮的设计输出轴上的转矩： 式中为发动机最大转矩，为变速器最大传动比；为离合器传动的效率，液压式：，机械式：；为变速器传动的效率，计算时取96%。故输出轴上的转矩： 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： 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： 同时圆柱体的转动惯量 所以，飞轮的转矩： 飞轮转动时质量集中于飞轮的外缘，试取飞轮半径，材料为东丽T300 6K碳纤维，密度，则飞轮的质量： 飞轮的转动惯量：