純電動客車雙電機直驅(qū)調(diào)速系統(tǒng)設計摘要為了緩解全球能源危機和生態(tài)環(huán)境進一步惡化的窘境，在汽車領域中，世界各國優(yōu)先發(fā)展新能源汽車和純電動汽車。按照我國“十三五”中長期發(fā)展規(guī)劃和“中國智造2025”短期目標，純電動汽車將成為未來汽車發(fā)展的主導方向。本文針對現(xiàn)有純電動客車的驅(qū)動傳動系統(tǒng)存在驅(qū)動電機比功率低、傳動鏈長、工作效率低、結(jié)構(gòu)空間大、輕量化程度低等缺陷，提出一種雙電機聯(lián)合驅(qū)動的純電動客車的驅(qū)動調(diào)速機構(gòu)和一種12/26極的開關磁通永磁同步主驅(qū)動電機的拓撲結(jié)構(gòu)，并對該雙電機聯(lián)合驅(qū)動的純電動客車的傳動原理、結(jié)構(gòu)組成、參數(shù)匹配和控制策略等問題進行了研究。由純電動客車的驅(qū)動調(diào)速機構(gòu)結(jié)構(gòu)參數(shù)，建立了各傳動組件三維模型，并完成了純電動客車雙電機直驅(qū)型驅(qū)動結(jié)構(gòu)虛擬裝配，得到了各傳動部件之間不存在干涉、裝配合理及驅(qū)動系統(tǒng)整體結(jié)構(gòu)滿足空間設計要求。關鍵詞：純電動客車，雙電機驅(qū)動，電機直驅(qū)

目錄19473摘要 4TOC\o"1-3"\h\u19473第1章前言 54435第2章雙電機直驅(qū)型客車的驅(qū)動系統(tǒng)設計 613862.1雙電機直驅(qū)型客車的驅(qū)動系統(tǒng)簡介 671682.1.1雙電機直驅(qū)型客車的驅(qū)動系統(tǒng)組成及原理 611202.1.2雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)工作模式 7309192.1.3驅(qū)動系統(tǒng)不同工作模式功率流分析 8156662.2純電動客車的雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)的基本參數(shù) 10195792.2.1整車的動力性能計算 1011992.2.2傳動系參數(shù)匹配 15304242.2.3動力總成參數(shù)匹配 1710560第3章雙電機直驅(qū)調(diào)速系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設計 22112163.1UG簡介 22310923.2驅(qū)動電機建模 22267453.3行星輪系建模 2391673.4差速器建模 24210213.5同步器建模 26246703.6齒輪建模 28169883.7傳動軸建模 29247423.8殼體建模 3019593.9驅(qū)動系統(tǒng)總裝配 3028726第4章結(jié)論 3213376參考文獻 3327565致謝 35

第1章前言步入21世紀，從我國新能源汽車的“三縱三橫”發(fā)展規(guī)劃到如今的“一帶一路”交通運輸體系戰(zhàn)略部署來看，新能源汽車發(fā)展將成為未來汽車工業(yè)發(fā)展的重頭戲，而純電動車發(fā)展在新能源汽車領域中占據(jù)重要地位，由此本文提出的純電動客車雙電機直驅(qū)調(diào)速系統(tǒng)設計具有戰(zhàn)略意義；隨著我國城鎮(zhèn)化建設步伐加快，城市交通擁堵、排放污染嚴重、能源消耗量上升等問題日益尖銳，引發(fā)這些問題的主導因素是目前我國大部分主要城市仍以傳統(tǒng)客車作為主要交通工具，而此類客車長期處于排放高和能耗高的不良工作狀態(tài)，這與當下“節(jié)能環(huán)保，低碳城市”的城市發(fā)展理念相背離[，由此本文提出的純電動客車雙電機直驅(qū)調(diào)速系統(tǒng)設計具有現(xiàn)實意義；目前城市電動客車主要以單電機配合變速箱、內(nèi)燃機配合驅(qū)動電機兩種驅(qū)動方式為主，這兩類驅(qū)動結(jié)構(gòu)既不能保證低排放又不能實現(xiàn)低能耗，因此未來將逐步退出市場，與此同時，隨著電子技術和加工制造技術水平的提高，雙電機驅(qū)動甚至多電機驅(qū)動方式在純電動客車的應用被提出，但目前對該結(jié)構(gòu)的研究主要集中在雙電機或多電機控制系統(tǒng)及控制策略的研究，而對其各組成部件結(jié)構(gòu)設計、參數(shù)匹配、雙驅(qū)動電機的研究甚少，因此本文提出的純電動客車雙電機直驅(qū)調(diào)速系統(tǒng)設計具有理論研究意義。

第2章雙電機直驅(qū)型客車的驅(qū)動系統(tǒng)設計本章主要針對雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)結(jié)構(gòu)方案進行分析。通過對雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分析，簡述驅(qū)動系統(tǒng)四種工作模式下電機功率流流動。2.1雙電機直驅(qū)型客車的驅(qū)動系統(tǒng)簡介2.1.1雙電機直驅(qū)型客車的驅(qū)動系統(tǒng)組成及原理圖2-1雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)結(jié)構(gòu)本文研究的雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖如2-1所示。主電機1和次電機2的轉(zhuǎn)子軸均為腔體結(jié)構(gòu)，左、右半軸分別穿過主電機1和次電機2轉(zhuǎn)子腔體，并通過花鍵與差速器錐齒輪連接，差速器5殼體通過軸承支撐于主、次電機轉(zhuǎn)子軸；太陽輪通過鍵與主電機1轉(zhuǎn)子軸連接，行星輪通過行星架與差速器客體連接，齒圈6的外圈加工有與轉(zhuǎn)速耦合齒輪8嚙合的轉(zhuǎn)速耦合齒；轉(zhuǎn)速耦合齒輪8以及轉(zhuǎn)矩耦合齒輪10空套在傳動軸12，傳動齒輪11與傳動軸12通過花鍵連接，轉(zhuǎn)矩耦合齒輪10通過齒輪副與差速器客體連接，傳動軸12通過軸承支撐于固定在主次電機法蘭的客體上。對于該驅(qū)動系統(tǒng)單級行星輪系實現(xiàn)兩個電機動力耦合或解耦，主電機1將動力通過行星輪系太陽輪傳遞到行星架，行星架通過差速器將動力輸出給汽車半軸，次電機2借助傳動齒輪6和11將動力輸入傳動軸12，利用與傳動軸12通過花鍵連接的同步器9完成主電機1和次電機2的轉(zhuǎn)矩耦合和轉(zhuǎn)速耦合。2.1.2雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)工作模式雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)通過控制電機的工作狀態(tài)以及同步器的工作位置實現(xiàn)兩電機動力耦合或解耦，并且該系統(tǒng)可完成多種工作狀態(tài)，分別為主電機1單獨工作、次電機2單獨工作、主次電機轉(zhuǎn)矩耦合驅(qū)動和主次電機轉(zhuǎn)速耦合驅(qū)動。（1）主電機1獨自工作(狀態(tài)1)：驅(qū)動系統(tǒng)處于該工作狀態(tài)時，同步器9中結(jié)合套在中間位置（以圖2-1所示左中右為參考），制動器B處于止動狀態(tài)，轉(zhuǎn)速耦合齒輪8與行星輪系齒圈外圈嚙合，使行星輪系齒圈6通過齒輪副制動，此時次電機2不工作，主電機1將動力通過行星輪系降速增扭后輸入半軸。（2）次電機2獨自工作(狀態(tài)2)：此工作狀態(tài)下，通過控制同步器9中結(jié)合套左、右移動（以圖2-1中左中右為參考），實現(xiàn)轉(zhuǎn)矩耦合齒輪10通過齒輪副與差速器客體連接以及轉(zhuǎn)速耦合齒輪8與齒圈6連接。當同步器9中結(jié)合套向左移動時，制動器B脫離，主電機1處于制動工作狀態(tài)，使行星輪系中太陽輪制動，次電機2通過傳動齒輪副將動力傳遞給傳動軸12后，通過轉(zhuǎn)速耦合齒輪8到行星輪系齒圈6后經(jīng)行星架輸入車輛半軸；當同步器9中結(jié)合套向右移動時，制動器B脫離，主電機1不工作，次電機2通過傳動齒輪副將動力傳遞到傳動軸12后，經(jīng)轉(zhuǎn)矩耦合齒輪10傳遞到差速器殼體輸入半軸。表2-1驅(qū)動系統(tǒng)不同工作狀態(tài)工作狀態(tài)主電機1次電機2制動器B同步器狀態(tài)1●○★↓狀態(tài)2○▼●●☆☆→←狀態(tài)3●●☆←狀態(tài)4●●☆→（3）雙電機轉(zhuǎn)速耦合工作(狀態(tài)3)：該工作狀態(tài)下，同步器9中結(jié)合套向左移動（以圖2-1中左中右為參考），次電機2通過傳動齒輪副將動力傳遞給傳動軸12，經(jīng)轉(zhuǎn)速耦合齒輪8輸入行星輪系齒圈6，主電機1動力直接輸入行星輪系太陽輪，此時主電機1和次電機2動力通過行星輪系完成轉(zhuǎn)速耦合后經(jīng)行星架輸入半軸。（4）雙電機轉(zhuǎn)矩耦合工作(狀態(tài)4)：該工作模式下，同步器9中結(jié)合套向右移動（以圖2-1中左中右為參考），轉(zhuǎn)矩耦合齒輪10通過齒輪副與差速器客體連接，此時制動器B處于結(jié)合狀態(tài)，經(jīng)轉(zhuǎn)速耦合齒輪8使齒圈鎖止，主電機1動力經(jīng)太陽輪通過行星架傳遞到差速器殼體，次電機2通過傳動齒輪副將動力傳遞給傳動軸12，利用轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副將動力傳遞到差速器殼體，主電機1和次電機2動力最終通過差速器殼體完成轉(zhuǎn)矩耦合輸入半軸。2.1.3驅(qū)動系統(tǒng)不同工作模式功率流分析（1）單電機獨自驅(qū)動模式分析由圖2-2分析，電機M1獨自驅(qū)動時，鎖止機構(gòu)B處于鎖止狀態(tài)，此時齒圈被鎖止固定，轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副處于空轉(zhuǎn)狀態(tài)。驅(qū)動系統(tǒng)功率流動為電機M1→太陽輪→行星架→差速器→驅(qū)動軸，驅(qū)動系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)滿足以下關系：圖2-2電機M1驅(qū)動模式功率流圖2-3電機M2驅(qū)動模式1功率流如圖2-3所示，電機M2處于高轉(zhuǎn)速工作模式，電機M1制動工作，使太陽輪鎖止固定，同時同步器向左滑動，使轉(zhuǎn)速耦合齒輪副結(jié)合，此工作模式下驅(qū)動系統(tǒng)功率流為電機M2→傳動齒輪副→轉(zhuǎn)速耦合齒輪副→齒圈→行星架→驅(qū)動軸，驅(qū)動系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速滿足以下關系：如圖2-4所示，電機M2處于低轉(zhuǎn)速工作模式，電機M1制動工作，使太陽輪鎖止固定，同時同步器向右滑動，使轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副結(jié)合，此工作模式下驅(qū)動系統(tǒng)功率流為電機M2→傳動齒輪副→轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副→差速器殼體→驅(qū)動軸，驅(qū)動系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速滿足以下關系：no=ilnM2To=ilTM2圖2-4電機M2驅(qū)動模式2功率流圖2-5雙電機轉(zhuǎn)矩耦合功率流（2）轉(zhuǎn)矩聯(lián)合驅(qū)動模式如圖2-5所示，當驅(qū)動系統(tǒng)處于轉(zhuǎn)矩聯(lián)合驅(qū)動模式時，鎖止機構(gòu)B處于鎖止狀態(tài)，行星輪系齒圈被鎖止固定，同時同步器處于向右移動，轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副處于結(jié)合位置，此時驅(qū)動系統(tǒng)功率流為電機M1→太陽輪→行星架→差速器；電機M2→傳動齒輪副→轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副→差速器，兩電機功率流通過差速器匯流后傳動到驅(qū)動軸，該模式下驅(qū)動系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速滿足以下關系：（3）轉(zhuǎn)速聯(lián)合驅(qū)動模式圖2-6雙電機轉(zhuǎn)速耦合功率流由圖2-6分析，當驅(qū)動系統(tǒng)處于轉(zhuǎn)速聯(lián)合驅(qū)動模式時，鎖止機構(gòu)B處于脫離狀態(tài)，同時同步器處于向左移動，轉(zhuǎn)速耦合齒輪副處于結(jié)合位置，此時驅(qū)動系統(tǒng)功率流為電機M1→太陽輪→行星架；電機M2→傳動齒輪副→轉(zhuǎn)速耦合齒輪副→行星架，兩電機功率流通過行星架匯流后經(jīng)差速器傳動到驅(qū)動軸，該模式下驅(qū)動系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速滿足以下關系：2.2純電動客車的雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)的基本參數(shù)純電動客車雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)主要為車輛在不同工況時提供所需功率，其基本參數(shù)匹配主要以純電動客車動力性能參數(shù)為指導，因此其基本參數(shù)包括：整車的動力參數(shù)、傳動系參數(shù)、動力總成參數(shù)等。2.2.1整車的動力性能計算參照現(xiàn)有大型客車相關設計要求及客車的基本參數(shù)和性能參數(shù)，針對純電動客車的新結(jié)構(gòu)提出的純電動客車的動力參數(shù)如表2-2所示，純電動客車動力性能的目標指標參數(shù)如表2-3所示。表2-2純電動客車的目標參數(shù)性能指標變量名稱單位參數(shù)值滿載質(zhì)量Makg8100整備質(zhì)量Mokg5400預訂載客人數(shù)N個37迎風面積A㎡6.984空氣阻力系數(shù)CD_0.56滾動阻力系數(shù)f_0.013機械傳動效率ηo_90%重力加速度/gm/s29.8表2-3純電動客車動力性能的目標參數(shù)性能指標變量名稱單位參數(shù)值最大爬坡度i%30%/25km/h最高車速umaxKm/h1100-70km/h的加速時間Ts201）質(zhì)量計算純電動客車總質(zhì)量主要由整備質(zhì)量、乘員和駕駛員質(zhì)量以及乘員的行李質(zhì)量三部分組成,其總質(zhì)量計算滿足式，本文行李系數(shù)a=10。計算得到純電動客車總質(zhì)量為aM=8175（kg）。式中Ma—表示純電動客車總質(zhì)量；mo—表示純電動客車整備質(zhì)量；n—表示包括駕駛員在內(nèi)的載客數(shù)；a—表示行李系數(shù)2）功率計算對于純電動客車而言，驅(qū)動系統(tǒng)作為將電池組能量轉(zhuǎn)化為車輛行駛所需機械能的關鍵機構(gòu)，系統(tǒng)輸出功率越高，整車后備功率越好，加速及爬坡性能越優(yōu)，但這也將引起純電動客車驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大，電機工作效率降低。因此對于純電動客車驅(qū)動系統(tǒng)功率參數(shù)設計是否合理，不僅影響系統(tǒng)結(jié)構(gòu)而且也影響整車動力性和經(jīng)濟性。下面通過分析純電動客車三種典型行駛工況，計算純電動客車雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)功率參數(shù)。①純電動客車以最高車速行駛所需功率:純電動客車以最高車速行駛時，此時坡度阻力對其影響很小，忽略坡度阻力，整車所要克服的阻力主要包括空氣阻力和滾動阻力，其整車所受阻力功率滿足式:式中，Pr-max-—表示整車以最高車速行駛時所受阻力功率，單位KW；圖2-7最高車速與功率關系曲線將純電動客車目標參數(shù)帶入公式,得到如圖2-7所示純電動客車最高行駛車速與所受阻力功率的關系曲線。②純電動客車爬坡時所需功率：純電動客車以25Km/h速度行駛在坡度為30%路況時，此時空氣阻力對其影響很小，忽略空氣阻力，整車所要克服的阻力主要包括空氣阻力和滾動阻力，其整車所受阻力功率滿足式:式中Pi-max—表示整車爬坡時所受阻力功率，單位KW；Um—表示爬坡速度，單位Km/h；ɑmax—表示車輛最大爬坡角度，單位°；將表2-2純電動客車目標參數(shù)中相關參數(shù)帶入公式,得到如圖2-8所示純電動客車不同爬坡度下所對應的阻力功率曲線。圖2-8最大爬坡度與功率關系曲線③純電動客車加速行駛時所需功率：純電動客車加速行駛時，整車所要克服的阻力主要包括空氣阻力、滾動阻力和加速阻力，其整車所受阻力功率滿足式:依據(jù)經(jīng)驗，對于純電動客車加速行駛時，整車瞬時車速滿足上式：式中u(v)—表示加速行駛時末速度，單位km/h；x—表示擬合系數(shù)，本文取0.5；純電動客車加速行駛時，整車所受最大阻力功率出現(xiàn)在整車加速行駛達到末速度時刻，在此時整車所受最大阻力功率滿足下式：式中Pα-mxa-—表示整車加速達到末速度時所受阻力功率，單位kW；d—表示整車旋轉(zhuǎn)部件旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；uv—表示整車加速末速度，單位Km/h依據(jù)表2-2純電動客車目標參數(shù)中相關參數(shù)，得到如圖2-9所示純電動客車加速度、加速時間、阻力功率之間關系曲線。圖2-9加速末速度、加速時間、功率之間的關系曲線(3）雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)總傳動比匹配：整車驅(qū)動系統(tǒng)的最大傳動比應該滿足車輪獲得峰值驅(qū)動力可以克服車輛爬坡行駛時的行駛阻力，即：其中，驅(qū)動系統(tǒng)提供最大轉(zhuǎn)矩與車輪得到最大驅(qū)動力對應，對應關系如下：另外，車輛驅(qū)動輪獲得驅(qū)動力還受爬坡時滑移率的影響：式中io-表示驅(qū)動系統(tǒng)總傳動比；hg-車輛離地間隙；ɑ-車輛質(zhì)心到前軸距離?-滑移率；L-前后軸之間距離比較分析車輪獲得最大驅(qū)動力和滑移率允許最大驅(qū)動力，車輪獲得驅(qū)動力取Ft-max和F?中最小值。當純電動客車以設計車速行駛在30%坡道時，得到如圖2-10所示雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)不同傳動比與車輛所受坡道阻力、驅(qū)動系統(tǒng)提供最大驅(qū)動力、滑移率允許最大驅(qū)動力之間關系，最后得到車輪獲得最大驅(qū)動力。圖2-10傳動比與車輛驅(qū)動力阻力之間的關系曲線車輛驅(qū)動輪所獲得的驅(qū)動力在滿足道路滑移率允許最大驅(qū)動力情況下，克服車輛所受阻力，因此在滿足車輛動力性指標時驅(qū)動系統(tǒng)最大傳動比為i0≧40，本文取0i=42。4）整車轉(zhuǎn)速匹配：峰值轉(zhuǎn)速與驅(qū)動系統(tǒng)的傳動比和車輛最高行駛車速有關，峰值轉(zhuǎn)速、傳動比、最高車速三者滿足關系式：純電動客車常處于以平均車速為16km/h行駛工況工作，由此得出系統(tǒng)平均轉(zhuǎn)速為1486.6rpm，同時對于電動客車所用電機一般為轉(zhuǎn)速在6000rpm以下的低速電機，其恒功率擴大區(qū)系數(shù)為2～4，因此得到驅(qū)動系統(tǒng)最高轉(zhuǎn)速為5000rpm。5）整車峰值轉(zhuǎn)矩匹配：當汽車在爬坡和加速行駛時，驅(qū)動系統(tǒng)低速大扭矩輸出，此時驅(qū)動系統(tǒng)以最大轉(zhuǎn)矩運行。（1）車輛爬坡行駛所需力矩：（2）車輛起步加速行駛所需力矩：整車驅(qū)動系統(tǒng)最大轉(zhuǎn)矩取Tmax-1和Tmax-2中的最大值。依據(jù)以上分析,對其中計算結(jié)果取整后，得到如表2-4所示純電動客車驅(qū)動系統(tǒng)動力性能參數(shù)。表2-4純電動客車動力性能參數(shù)性能指標單位參數(shù)值額定/最大功率Kw75/150額定/最高轉(zhuǎn)速rpm1500/5000額定/峰值扭矩N·m475/1000最大傳動比422.2.2傳動系參數(shù)匹配本文所設計驅(qū)動系統(tǒng)傳動機構(gòu)主要有行星輪減速機構(gòu)，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副，差速器等組成，一般對于簡單行星輪系不同結(jié)構(gòu)特性參數(shù)k取值亦不同，依據(jù)本文設計要求行星輪系特性參數(shù)k=6，主要對轉(zhuǎn)矩耦合和轉(zhuǎn)速耦合工況下驅(qū)動系統(tǒng)不同齒輪副傳動比參數(shù)進行匹配。通過分析，得出如表2-5所示純電動客車雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)行星輪系特性參數(shù)k，轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副總傳動比i1，轉(zhuǎn)速耦合齒輪副總傳動比i2。表2-5傳動系傳動比參數(shù)特性參數(shù)K傳動比i1傳動比i26.318.9261）電機參數(shù)匹配通過計算分析得出主電機M1的性能參數(shù)如表2-6所示。根據(jù)純電動客車雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)雙電機參數(shù)匹配條件，得到如表2-7所示次電機2的性能參數(shù)。表2-6主電機參數(shù)性能指標參數(shù)值性能指標參數(shù)值峰值功率（Kw）100額定功率（Kw）50最高轉(zhuǎn)速（r/min）6000額定轉(zhuǎn)速（r/min）3000最大轉(zhuǎn)矩（N·m）318.33額定轉(zhuǎn)矩（N·m）160表2-7次電機參數(shù)性能指標參數(shù)值性能指標參數(shù)值峰值功率（Kw）50額定功率（Kw）25最高轉(zhuǎn)速（r/min）3000額定轉(zhuǎn)速（r/min）1500最大轉(zhuǎn)矩（N·m）159.17額定轉(zhuǎn)矩（N·m）79.582）電池參數(shù)匹配對于純電動客車而言，動力電池作為唯一供能單元，其性能的好壞直接影響純電動客車的動力性、經(jīng)濟性以及有效行駛里程和性價比等性能[65-67]。目前市場上應用于純電動客車上的動力電池主要有鉛酸電池、鎳氫電池、鋰離子電池，其三種電池性能采參數(shù)，如表2-8。表2-8純電動客車常用電池性能參數(shù)對比名稱比能量比功率能量密度壽命系數(shù)循環(huán)次數(shù)單體電壓(Wh/kg)(Wh/kg)(Wh/L)(次/h)（V）鉛酸電池30~5090~20060~7533.336.65008002.105鎳氫電池30~110250~1200140~490100~2005001.2鋰離子電池100~2502500~340250~340266~400400~20003.7通過對比分析上述三種電池性能參數(shù)，鋰離子電池不僅擁有較高的比能量、比功率和使用壽命，而且輕量化程度高，穩(wěn)定性好等特點，符合純電動客車基本設計要求，因此本文選鋰離子電池作為雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)客車的動力電池。由分析計算得出，本文所研究純電動客車驅(qū)動系統(tǒng)能量供給單元動力電池組參數(shù)如表（2-9）。表2-9純電動客動力電池組參數(shù)參數(shù)名稱名稱參數(shù)名稱數(shù)值動力電池容量300Ah單個電池電壓3.7V電池組個數(shù)136塊工作電壓503.2V單個電池質(zhì)量9kg電池總能量143.61kwh2.2.3動力總成參數(shù)匹配(一)行星輪系主要尺寸計算表2-10行星輪各齒輪尺寸計算結(jié)果名稱符號太陽輪行星輪齒圈模數(shù)m2.5齒數(shù)ZiZ3=29Z4=73Z6=175壓力角a20齒寬B52針對本文而言，行星輪系中太陽輪和行星輪選用硬齒面，內(nèi)齒圈選用軟齒面，其中太陽輪和行星輪選用材料20CrMnTi滲碳淬火處理，齒圈選用材料40Cr調(diào)制處理。(二)差速器設計①差速器齒輪材料選擇齒輪材料的選擇一般考慮以下幾個方面，第一，齒輪齒面硬度高，齒芯有一定的韌性，有較高的抗點蝕，抗磨損，抗膠合，抗塑性流動能力等。第二，在沖擊載荷和變載荷情況下有足夠的彎曲疲勞強度。第三，具有良好的熱處理和加工工藝。第四，性價比高。而對于差速器錐齒輪常用的材料有鍛鋼、鑄鋼、鑄鐵、非金屬材料，對于不同材料采用不同熱處理工藝，則所達到的性能要求亦不一樣，針對本文研究，差速器錐齒輪材料選用20CrMnTi合金鋼經(jīng)滲碳淬火的熱處理工藝，其齒面硬度、彎曲疲勞極限、接觸疲勞強度分別為56～62HRC，σFlim=450MPa，σHlim=1500MPa。②差速器結(jié)構(gòu)尺寸設計本文所選用差速器為對稱式錐齒輪輪間差速器，通過分析，差速器各齒輪設計參數(shù)如表2-11所示。表2-11差速器錐齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)類型公式計算結(jié)果行星輪齒數(shù)Z112半軸齒輪齒數(shù)Z224模數(shù)m5.5壓力角a250節(jié)錐角y1=arctanz1/z226.570y2=arctanz2/z163.430基錐角δ1=arcsin(sin(y1)cos(a))23.910δ2=arcsin(sin(y2)cos(a))54.160節(jié)錐矩R=d1/(2sin(y1))=d2/(2sin(y2))73.79齒寬面B=R/324.59齒根角ωf1=arctan(Hf1/R)3.430ωf2=arctan(Hf2/R)4.980頂錐角ζa1=y1+ωf231.550ζa2=y2+ωf166.860根錐角ζf1=y1-ωf123.140ζf2=y2-ωf258.450齒頂圓直徑dα1=d1+2Hα1cos(y1)75.70dα1=d2+2hcos(y2)135.03齒寬中點分度圓直徑dm1=d1(1-0.5φ)56.1dm2=d2(1-0.5φ)112.2當量齒輪分度圓直徑dv1=(dm1)/u62.72dv2=(dm2)/u125.44當量齒輪模數(shù)mv=m(1-0.5φ)4.675當量齒輪齒數(shù)zv1=z1/cos(y1)13.42zv2=z2/cos(y2)26.84當量齒輪齒數(shù)比uv=zv2/zv12(三)各傳動齒輪參數(shù)計算針對本文所研究的驅(qū)動系統(tǒng)，其中包括轉(zhuǎn)速耦合齒輪副、轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副、動力傳遞齒輪副三個齒輪副完成不同工況下驅(qū)動系統(tǒng)動力傳遞。對于動力傳遞齒輪副中一個齒輪通過鍵與次電機軸連接，另一個齒輪通過花鍵與傳動軸連接；轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副中一個齒輪空套在傳動軸，另一個通過螺栓與差速器殼體固定；轉(zhuǎn)速耦合齒輪副中一個齒輪空套在傳動軸，另一齒輪是行星輪系中齒圈外圈加工的嚙合齒，三個齒輪副均為外嚙合。①齒輪材料的選擇齒輪材料受工作齒面單位壓應力、工作轉(zhuǎn)速以及齒輪精度的限制，對于汽車變速箱齒輪傳動副而言，主要工作在大扭矩、高轉(zhuǎn)速以及載荷沖擊大等環(huán)境下，因此要求傳動齒輪工作齒面硬度高，耐磨性好，齒芯部分有足夠高的強度和韌性。根據(jù)本文所研究驅(qū)動系統(tǒng)設計要求，對于上述三種齒輪副中傳動齒輪副和轉(zhuǎn)速耦合齒輪副的齒輪材料選用40Cr合金鋼，通過調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度達到217～255HBS,對于轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副齒輪材料為20CrMnTi合金鋼，經(jīng)過滲碳、淬火、回火熱處理，齒面硬度達到56～62HRC，齒輪中心部分強度達到300HBS。②齒輪主要尺寸計算通過計算，依據(jù)主要結(jié)構(gòu)參數(shù)初步計算齒輪其它尺寸參數(shù)，對各輪進行校核，得到各傳動齒輪設計參數(shù)及校核結(jié)果如表2-12所示。表2-12各齒輪副齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)名稱符號傳動齒輪副轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副轉(zhuǎn)速耦合齒輪副模數(shù)mim1=2.5m2=3m3=2.5齒數(shù)zαzc1=106zc2=212zc3=33zc4=232zc5=80zc6=238壓力角a20齒頂高hα=h*αmimi齒根高hf=mi(h*α+c*)1.25mi齒全高h=hα+hf2.25mi齒寬B54(mm)50(mm)52(mm)分度圓直徑dci=mizcidc1=m1zc1=265dc3=m2zc3=99dc5=m3zc1=200dc2=m1zc2=530dc4=m2zc4=696dc6=m3zc2=595基圓直徑dbci=cos(a)dbc1=248.99dbc3=93.02dbc5=187.92dbc2=497.99dbc4=653.96dbc6=559.06齒頂圓直徑dbci=dci+2hαdbc1=270dbc3=93.02dbc5=205dbc2=535dbc4=702dbc6=600齒根圓直徑dfci=dci-2hfdfc1=258.75dfc3=95.25dfc5=193.75dfc2=523.75dfc4=692.25dfc6=588.75(四)同步器計算同步器以結(jié)合套換擋機構(gòu)為基礎發(fā)展起來的，其除包含結(jié)合套之外，還設計有結(jié)合套與接合齒圈轉(zhuǎn)速快速一致的同步機構(gòu)，以消除結(jié)合套中換擋過程沖擊作用。同步器主要有常壓式、慣性式、自行增力式等種類，對于本文驅(qū)動系統(tǒng)，同步器主要實現(xiàn)轉(zhuǎn)速耦合和轉(zhuǎn)矩耦合工作模式的切換，鎖環(huán)式慣性同步器滿足設計要求。通過分析，同步器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2-13所示。表2-13同步器結(jié)構(gòu)參數(shù)同步環(huán)外花鍵名稱符號參數(shù)接合齒齒數(shù)zw37模數(shù)mw3壓力角αw37.5o錐面角α7o鎖止角β60o錐面寬度（mm）B15同步環(huán)大端直徑（mm）D▲92.2接合齒分度圓直徑（mm）D108.47~115.25內(nèi)花鍵大徑直徑（mm）Dei=mw(zw+1.4)115.2內(nèi)花鍵小徑直徑（mm）Dii=Die+0.5107.3外花鍵大徑直徑（mm）Dee=mw(zw+0.9)113.7外花鍵小徑直徑（mm）Die=mw(zw-1.4)106.8內(nèi)外花鍵齒根圓角半徑（mm）ρ=0.3mw0.9同步環(huán)內(nèi)花鍵名稱符號參數(shù)接合齒齒數(shù)zn20模數(shù)mn3壓力角αn37.5o分度圓直徑（mm）Dn=mnαn60基圓直徑（mm）Dbn=cos(αn)Dn47.6內(nèi)花鍵大徑直徑（mm）Dnei=mn(zn+1.4)64.2內(nèi)花鍵小徑直徑（mm）Dnii=Dnie+0.556.3外花鍵大徑直徑（mm）Dnee=mn(zn+0.9)62.7外花鍵小徑直徑（mm）Dnie=mn(zn-1.4)55.8內(nèi)外花鍵齒根圓角半徑（mm）ρ=0.3mn0.9(五)傳動軸尺寸計算軸作為重要的動力傳動部件之一，主要由軸頸、軸頭、軸身三部分組成，軸頸主要用于支撐，軸頭部位安裝輪轂，軸頸與軸頭之間為軸身。本文驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸結(jié)構(gòu)如圖2-17所示，軸承安裝在圖中軸1和5段的軸頸處，軸肩2對軸承和轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速耦合齒輪軸向定位，轉(zhuǎn)速耦合齒輪空套在軸3段，同步器中花鍵轂和轉(zhuǎn)矩耦合齒輪安裝在軸4段，軸4段為漸開線花鍵槽。圖2-17傳動軸結(jié)構(gòu)圖針對本文設計驅(qū)動系統(tǒng)，傳動軸為低速軸，軸頸部位安裝支撐軸承，軸頭部分加工為漸開線花鍵齒，其中轉(zhuǎn)矩耦合齒輪、轉(zhuǎn)速耦合齒輪空套在傳動軸軸頭上，同步器中花鍵轂的內(nèi)花鍵和傳動齒輪副的其中一個齒輪通過花鍵與傳動軸軸頭花鍵齒配合連接，其主要完成轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的傳遞以及對各傳遞齒輪和同步器總成的支撐。由于該傳動軸主要通過花鍵齒完成動力傳動，由此選擇傳動軸材料為鉻鋼，其尺寸穩(wěn)定性和熱處理穩(wěn)定較強，同時具有較強的抗扭轉(zhuǎn)和抗彎曲強度，適合作為花鍵軸、空心軸等復雜結(jié)構(gòu)軸的材料。

第3章雙電機直驅(qū)調(diào)速系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設計3.1UG簡介在UG是由美國UGS(UnigraphicsSolutions)公司主導研發(fā)的一款集CAD、CAE、CAM為一體的工業(yè)設計軟件，其涉及產(chǎn)品設計與加工制造過程中，從概念設計、工程設計、優(yōu)化分析至加工制造的虛擬一體化高度集成設計。因其功能強大、操作簡單等特點，在航空、車輛、機械、電氣、化工等領域被廣泛應用，其主要功能如圖3-1所示。圖3-1UG主要功能3.2驅(qū)動電機建模依據(jù)雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)主、次電機結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，利用UG創(chuàng)建如圖3-2和圖3-3所示主、次電機三維模型。圖3-2主電機模型圖3-3次電機模型3.3行星輪系建模針對本文所研究的雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)，行星輪減速機構(gòu)為單排2K-H結(jié)構(gòu)行星輪系，其主要由太陽輪、行星輪、行星架和齒圈構(gòu)成。其中齒圈內(nèi)、外圈均加工有漸開線輪齒，行星輪與行星架為整體式，行星架一端通過軸承支撐安裝在差速器殼體上。行星輪系各輪工程設計參數(shù)在第二章動力傳動參數(shù)匹配部分得到，由此依據(jù)所得數(shù)據(jù)利用UG建模軟件創(chuàng)建各輪三維模型。1)太陽輪和行星輪參數(shù)化建模利用GC工具箱下齒輪建模模塊，輸入太陽輪和行星輪齒數(shù)、模數(shù)、壓力角、齒寬等結(jié)構(gòu)參數(shù)創(chuàng)建如圖3-4和圖3-5所示太陽輪和行星輪三維模型。其中行星架輸出軸直徑受工作軸承的限制，查詢機械設計手冊第三卷中軸承結(jié)構(gòu)設計，依據(jù)工作條件選擇軸承型號得到軸承結(jié)合參數(shù)，最終確定行星架輸出軸結(jié)構(gòu)參數(shù)。圖3-4太陽輪三維模型圖3-5行星輪三維模型2)齒圈參數(shù)化建模圖3-6齒圈內(nèi)圈三維模型圖3-7齒圈外本文雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)中行星輪減速機構(gòu)齒圈除與行星輪嚙合外，還與轉(zhuǎn)速耦合齒輪嚙合。利用GC工具箱下直齒圓柱齒輪建模模塊，輸入內(nèi)齒圈齒數(shù)、齒寬、模數(shù)等齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)，創(chuàng)建如圖3-6所示內(nèi)齒圈三維模型。以內(nèi)齒圈三維模型為基礎，創(chuàng)建齒圈外輪齒規(guī)律曲線，通過拉伸、陣列等命令得到如圖3-7所示齒圈三維模型。3)行星輪系虛擬裝配利用GC工具箱下齒輪嚙合命令，設置行星輪系中主、從動輪，同時設置主、從動輪之間矢量關系，最后完成行星輪系虛擬裝配，見圖3-8。圖3-8行星輪系虛擬裝配三維模型3.4差速器建模汽車差速器主要完成車輛彎道行駛保證兩車輪之間有轉(zhuǎn)速差，直線行駛兩車輪之間轉(zhuǎn)速同步。差速器主要由行星錐齒輪、半軸錐齒輪、、十字軸、差速器殼體組成，其中差速器殼體和十字軸結(jié)構(gòu)尺寸由半軸錐齒輪和行星輪錐齒輪結(jié)構(gòu)尺寸確定。依據(jù)第二章傳動系參數(shù)匹配中計算所得差速器錐齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)，創(chuàng)建錐齒輪三維模型。1)差速器行星錐齒輪三維建模利用GC工具箱下錐齒輪建模模塊，輸入差速器行星錐齒輪大端當量模數(shù)、齒數(shù)、齒寬、節(jié)錐角等結(jié)構(gòu)參數(shù)，創(chuàng)建如圖3-9所示行星錐齒輪三維模型。圖3-9行星錐齒輪三維模型圖3-10半軸錐齒輪三維模型2)差速器半軸錐齒輪三維建模利用UG提供GC工具箱中錐齒輪建模模塊，在錐齒輪參數(shù)建模對話框中輸入錐齒輪齒數(shù)、模數(shù)、節(jié)錐角、壓力角等尺寸參數(shù)，并通過規(guī)律曲線命令創(chuàng)建漸開線花鍵草圖曲線，最后利用拉伸、陣列、布爾運算等命令創(chuàng)建如圖3-10所示半軸錐齒輪三維模型。3)差速器殼體建模本文差速器殼體為斷開式，分為左殼體和右殼體，通過螺栓將差速器和十字軸封裝在殼體內(nèi)，左殼體與行星輪系行星架通過軸承連接。依據(jù)半軸錐齒輪和行星錐齒輪嚙合尺寸、半軸錐齒輪結(jié)構(gòu)尺寸、行星架傳動軸承結(jié)構(gòu)尺寸、殼體支撐軸承結(jié)構(gòu)尺寸等參數(shù)創(chuàng)建如圖3-11所示差速器殼體三維模型。圖3-11差速器殼體4)差速器虛擬裝配圖3-12差速器裝配按照設計要求選擇所需裝配子文件，通過提供的接觸約束、同心、固定、平行、距離、垂直、擬合、膠合、中心、角度10種裝配約束完成模型之間尺寸、位置、裝配間隙等結(jié)構(gòu)關系，差速器虛擬裝配中主要應用“接觸對齊”、“垂直”、“距離”、“同心”約束關系。根據(jù)實際設計要求創(chuàng)建如圖3-12所示差速器虛擬裝配模型。3.5同步器建模1)同步環(huán)創(chuàng)建汽車同步器中同步環(huán)結(jié)構(gòu)包括四部分，外花鍵齒、接合錐面、滑塊結(jié)合缺口、油膜破壞螺紋及導油槽四部分，參照第二章傳動系參數(shù)匹配所得結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)。創(chuàng)建如圖3-13所示同步器同步環(huán)。圖3-13同步環(huán)三維模圖3-14接合套三維模型2)接合套建模汽車同步器接合套主要功能是在撥叉力的作用下沿接合軸軸向移動，保證不同檔位的順利轉(zhuǎn)換。其主要包括內(nèi)花鍵齒、撥叉環(huán)、滑塊定位槽等結(jié)構(gòu)。接合套內(nèi)花鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)與同步環(huán)外化建結(jié)構(gòu)尺寸相同，滑塊定位槽和滑塊移動槽結(jié)構(gòu)尺寸依據(jù)滑塊尺寸和定位銷釘尺寸確定，最終創(chuàng)建如圖3-14所示同步環(huán)三維模型。3)花鍵轂建模同步器花鍵轂主要用于連接傳動軸到嚙合齒輪之間動力的傳遞，因此其結(jié)構(gòu)包括與接合套內(nèi)花鍵常嚙合的外花鍵，與傳動軸外化建嚙合的內(nèi)花鍵。其外花鍵模數(shù)、壓力角、齒數(shù)等參數(shù)和同步環(huán)外花鍵相同，只是在花鍵轂外花鍵沒有鎖止角。花鍵轂三維模型如圖3-15所示。圖3-15花鍵轂三維模型4)同步器虛擬裝配UG提供強大的模型虛擬裝配功能，其虛擬裝配過程與差速器虛擬裝配方法相同，其三維虛擬裝配三維模型如圖3-16所示。圖3-16同步器虛擬裝配3.6齒輪建模本文研究雙電機直驅(qū)型系統(tǒng)涉及齒輪傳動副包括轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副、轉(zhuǎn)速耦合齒輪副、傳動齒輪副，其中傳動軸上安裝有傳動齒輪副大齒輪、轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副小齒輪、與行星輪系齒圈外齒圈嚙合的轉(zhuǎn)速耦合齒輪，傳動齒輪副小齒輪與次電機軸連接。1)傳動齒輪副齒輪建模動系統(tǒng)傳動齒輪副主要將次電機輸出動力傳遞給傳動軸，傳動齒輪副小齒輪與次電機轉(zhuǎn)子軸通過花鍵連接，大齒輪通過漸開線花鍵安裝在傳動軸上。依據(jù)理論計算部分所得傳動齒輪副結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，查詢機械設計手冊中齒輪具體結(jié)構(gòu)設計相關知識，創(chuàng)建如圖3-17所示傳動齒輪副三維模型。圖3-17傳動齒輪副三維模型2)轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副齒輪建模圖3-18轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副齒輪三維模型本文驅(qū)動系統(tǒng)轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副中小齒輪空套在傳動軸上，其齒輪一側(cè)為帶有錐形凸臺的漸開線花鍵齒，實現(xiàn)與同步器同步環(huán)配合。大齒輪通過螺栓固定在差速器殼體之間。其齒輪毛胚建模過程與行星輪系齒輪建模過程相同，只是在小齒輪一側(cè)錐形凸臺結(jié)構(gòu)尺寸與同步器同步環(huán)錐面尺寸相同，漸開線花鍵齒尺寸參數(shù)和建模過程均與同步環(huán)花鍵相同，最終創(chuàng)建如圖3-18轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副大、小齒輪三維模型。3)轉(zhuǎn)速耦合齒輪副齒輪建模驅(qū)動系統(tǒng)轉(zhuǎn)速耦合齒輪副中一個齒輪空套在傳動軸上，另一個齒輪為行星輪系齒圈外齒圈，其中空套在傳動軸上的齒輪一側(cè)設計有錐形凸臺并加工有漸開線花鍵齒，其行星輪系齒圈外齒圈建模以在行星輪系齒輪建模中實現(xiàn)，另一轉(zhuǎn)速接合齒輪建模方法與行星輪系齒輪建模方法和差速器半軸齒輪漸開線花鍵齒建模方法相同，三維模型如圖3-19所示。圖3-19轉(zhuǎn)速耦合齒輪副接合齒輪三維模型3.7傳動軸建模本文驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸兩端通過軸承支撐于殼體上，其上空套轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副接合齒輪、轉(zhuǎn)速耦合齒輪副接合齒輪，通過漸開線花鍵齒連接的同步器、傳動齒輪副大齒輪。其各軸段結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)依據(jù)第四章傳動軸設計所得，依據(jù)所得尺寸參數(shù)創(chuàng)建如圖3-20所示傳動軸三維模型。圖3-20傳動軸三維模型3.8殼體建模本文驅(qū)動系統(tǒng)殼體分為左右殼體兩部分，左殼體通過螺栓固定在主電機定子上，右殼體通過螺栓固定在次電機定子上，左、右殼體內(nèi)壁與殼體內(nèi)齒輪之間留有10～15(mm)裝配間隙，并保證殼體有足夠強度。左、右殼體除對驅(qū)動系統(tǒng)各傳動組件有密封作用之外，同時還對傳動軸起到支撐作用。依據(jù)雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)各部件裝配關系，創(chuàng)建如圖3-21所示驅(qū)動系統(tǒng)殼體三維模型。圖3-21驅(qū)動系統(tǒng)殼體三維模型3.9驅(qū)動系統(tǒng)總裝配對于雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)而言，整個機構(gòu)是由諸多零件裝配而成。利用UG裝配模塊中提供的接觸對齊、中心、固定、平行等裝配約束，按照驅(qū)動系統(tǒng)各零件在整個結(jié)構(gòu)中的位置及安裝尺寸完成驅(qū)動系統(tǒng)總裝配。雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)總裝配可以分為四個過程：①確定整個機構(gòu)裝配基準件以及裝配關系，該驅(qū)動系統(tǒng)設計要求及零件安裝過程，選擇系統(tǒng)總裝配的基零件，劃分系統(tǒng)的子裝配組件，縮減總裝配過程中零件添加過程。②確定各零部件的裝配順序，該過程是依據(jù)系統(tǒng)實際安裝要求，給第一步劃分好的子裝配組件和其它零件排安裝順序，為后面確定零件之間的約束關系建立基礎。③確定裝配基準件與其它各組件之間定位和約束關系，該過程是確定各子裝配組件和其它零件在整個系統(tǒng)中的位置及與零件之間的定位約束關系，創(chuàng)建零件之間的合理約束關系。④檢查各裝配零件之間干涉情況，該過程是檢查總裝配中各零件之間裝配關系是否合理，是否存在過約束和干涉，提高零件設計精度。本文驅(qū)動系統(tǒng)包括主次電機、轉(zhuǎn)矩耦合齒輪副、轉(zhuǎn)速耦合齒輪副、傳動齒輪副、差速器、同步器、行星輪系、傳動軸及其它一些零件，其中轉(zhuǎn)矩耦合接合齒、轉(zhuǎn)速耦合接合齒及傳動齒輪副大齒輪安裝在傳動軸上。因此，首先傳動軸上各齒輪與傳動軸先裝配為子裝配，然后與差速器、同步器、行星輪系等組件裝配，創(chuàng)建如圖3-23所示驅(qū)動系統(tǒng)虛擬裝配圖。圖3-22驅(qū)動系統(tǒng)裝配爆炸圖圖3-23驅(qū)動系統(tǒng)總裝配第4章結(jié)論本文以當前純電動客車驅(qū)動系統(tǒng)所存在的不足為切入點提出一種純電動客車雙電機直驅(qū)型調(diào)速系統(tǒng)的新結(jié)構(gòu)。目前純電動客車驅(qū)動系統(tǒng)主要采用單電機與變速箱組合的方式，該種組合方式存在整個驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸大，整車輕量化程度不高；整個動力傳動鏈長、損耗能量過多，工作效率極低；為滿足汽車性能要求，使驅(qū)動電機體積和質(zhì)量增加，導致電機功率密度減小，慣性力增大、工作精確度降低、自身能量損耗嚴重，并且不易實現(xiàn)電機的高效工作以及調(diào)速范圍過窄，這將大大限制純電動客車的發(fā)展。本文圍繞整車驅(qū)動結(jié)構(gòu)輕量化、工作效率高的目標展開研