高尔夫球场专用电瓶车结构及外观设计文档格式.docx
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钠硫电池的比能量较高，能够提供较长的续驶里程。
但它要求的工作环境较苛刻．且其沽性物质具有强腐化性并易爆炸。
就整体来看．成熟电池的寿命都相对较短。
除满足规范所规定的基本照，明要求外，住宅小区地下停车库局部的照明可作适当的调整以满足特殊的需要（主车道上方），适当的照明布置可以起到引导作用，因此在设计上应重视这一因素。
1.2.3蓄电池使用寿命问题：
现有电动汽车所使用的电池都不能在储存足够能量的前提下保持合理的尺寸和质量。
如果电动汽车自身装备质量大．就会影响加速性能和最大车速的提高。
例如，现有电动汽车电池的外体积一般要达到550L．当把这么大体积的电池用于家庭轿车上时，就必然要挤占轿车的行李厢空间。
1.2.4电动汽车价格昂贵：
主要是电池技术复杂，成本太高，另外也由于采用一系列新材料、新技术，致使电动汽车的造价居高不下。
电动汽车蓄电池的价格约为100美元／kW·
h，甚至有的高达350美元／kW·
h，成本太高，用户难以承受。
1.2.5间接污染严重：
电动汽车本身虽无排放污染，但其间接污染也是不容忽视的。
如铅酸电池中的铅，从开采、冶炼到生产的排污，都会对环境造成污染。
再如所用电能，相当大一部分来自火力发电，煤炭燃料也会造成大气污染。
1.3设计的主要内容
1.3.1设计要求以及总体构想：
⑴额定乘员（人）
2人
⑵外形尺寸
234×
1200×
1810mm
⑶续驶里程（满载）
60km
⑷最大行驶速度
20-30km/h
⑸最大爬坡度
20°
⑹最小转弯半径
3m
尺
寸
参
数
项目
基本类型
产品规格
ZC型两座
产品类型
高尔夫球场专用
总长（单位：
mm）
2340
总宽（单位：
1200
总高（单位：
1810
轴距（单位：
1670
前轮距（单位：
1070
后轮距（单位：
质
量
整车装备质量（单位：
kg）
780
满载总质量（单位：
kg）
1300
载客数（含驾驶员）（单位：
人）
2
性
能
最高车速（满载）（单位：
km/h）
25
最大爬坡度（满载）（单位：
%）
20
驻车能力（满载）（单位：
最高车速制动距离（单位：
m）
4
充电续驶里程（单位：
km）
60
2设计内容计算及理论依据
2.1电机的选择：
高密度、高效率、宽调速的车辆牵引电机及其控制系统既是电动汽车的心脏又是电动汽车研制的关键技术之一，已被列为863电动汽车重大专项的共性关键技术课题。
20世纪80年代前，几乎所有的车辆牵引电机均为直流电机，这是因为直流牵引电机具有起步加速牵引力大，控制系统较简单等优点。
直流电机的缺点是有机械换向器，当在高速大负载下运行时，换向器表面会产生火花，所以电机的运转不能太高。
由于直流电机的换向器需保养，又不适合高速运转，除小型车外，目前一般已不采用。
近十年来，主要发展交流异步电机和无刷永磁电机系统。
与原有的直流牵引电机系统相比，具有明显优势，其突出优点是体积小，质量轻（其比质量为0.5-1.0kg/Kw）、效率高、基本免维护、调速范围广。
2.1.1异步电机驱动系统：
异步电机其特点是结构简单、坚固耐用、成本低廉、运行可靠，低转矩脉动，低噪声，不需要位置传感器，转速极限高。
异步电机矢量控制调速技术比较成熟，使得异步电机驱动系统具有明显的优势，因此被较早应用于电动汽车的驱动系统，目前仍然是电动汽车驱动系统的主流产品（尤其在美国），但已被其它新型无刷永磁牵引电机驱动系统逐步取代。
最大缺点是驱动电路复杂，成本高；
相对永磁电机而言，异步电机效率和功率密度偏低。
2.1.2无刷永磁同步电机驱动系统：
无刷永磁同步电机可采用圆柱形径向磁场结构或盘式轴向磁场结构，由于具有较高的功率密度和效率以及宽广的调速范围，发展前景十分广阔，在电动车辆牵引电机中是强有力的竞争者，已在国内外多种电动车辆中获得应用。
内置式永磁同步电机也称为混合式永磁磁阻电机。
该电机在永磁转矩的基础上迭加了磁阻转矩，磁阻转矩的存在有助于提高电机的过载能力和功率密度，而且易于弱磁调速，扩大恒功率范围运行。
内置式永磁同步电机驱动系统的设计理论正在不断完善和继续深入，该机结构灵活，设计自由度大，有望得到高性能，适合用作电动汽车高效、高密度、宽调速牵引驱动。
表面凸出式永磁同步电机也称为永磁转矩电机，相对内置式永磁同步电机而言，其弱磁调速范围小，功率密度低。
该结构电机动态响应快，并可望得到低转矩脉动，适合用作汽车的电子伺服驱动，如汽车电子动力方向盘的伺服电机。
无位置传感器永磁同步电机驱动系统也是当前永磁同步电机驱动系统研究的一个热点，将成为永磁同步电机驱动系统的发展趋势之一，具有潜在的竞争优势。
永磁同步电机驱动系统低速时常采用矢量控制，高速时用弱磁控制。
2.1.3电机的选择：
要选择合适的电机，首先要知道电动车所需要的功率。
电机的功率计算所需的公式
（1），汽车的总重量是估算的，下面进行验证。
（1）
：
机械效率（一般取0.92）
汽车总重（N）
良好路面上汽车行驶阻力系数（0.015）
汽车车速（Km/h）
空气阻力系数（这里取0.5）
汽车迎风面积
电动汽车总重量，估算总质量为1300kg，即12740N
最高车速为设计要求的25km/h
迎风面积A=车宽
车高
其中车宽为1200mm
车高为1810mm
则A=1200
1810=2172000
=2.17
带入上述数据由
（1）计算得：
=1.70KW
从这可以知道电机的功率至少为1.70KW，但是所选择的电机功率肯定要大一些所选用的是无刷永磁同步电机，选择的电机的一些参数如下：
型号：
ZY-CD-2.5
额定功率2.5kW
峰值功率4.5kW
额定电压48V
额定电流60A
最大转矩150Nm
额定转速1100r/min
最高转速2000r/min
绝缘等级F
防护等级IP54
冷却方式自然风冷
重量50kg
2.2电池的选择
根据设计要求和已知条件，电动车的续行驶里程为60km，最高车速为25km/h。
电机功率为2.5KW.，则电动车能够续行驶的时间为：
电动车电池的容量应为:
从上面的计算可知，所选电池的容量至少为125Ah，现选择的是200Ah的铅酸蓄电池，该电池的具体参数如下：
额定电压：
24V
额定容量：
200Ah
外型尺寸（mm）：
长×
宽×
高=520×
240×
220
总高（mm）：
255
重量：
73Kg
每个电池的电压为24V，电机的额定电压为48V，故需要2个这样的蓄电池来驱动电机。
2.3万向传动轴选择
万向传动轴由万向节和传动轴组成，有时还加装中间支承。
它主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。
为了保证动力在范围内变动时，能可靠地传递动力，传动的损失率最低，布置方案更加的合理，所以本次设计在转向传递和电机与驱动轴之间的动力传输应用到万向传动轴。
万向节按扭转方向是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节。
刚性万向节是靠零件的铰链式连接传递动力的，可分成不等速万向节（如十字轴式）、准等速万向节（如双联式、凸块式、三销轴式等）和等速万向节（如球叉式、球笼式等）。
挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。
不等速万向节是指万向节连接的两轴夹角大于零时，输出轴和输入轴之间以变化的瞬时角速度比传递运动，但平均角速度比为1的万向节。
准等速万向节是指在设计角度下工作时以等于1的瞬时角速度比传递运动，而在其它角度下工作时瞬时角速度比近似等于1的万向节。
输出轴和输入轴以等于1的瞬时角速度比传递运动的万向节，称之为等速万向节。
由于车底盘后驱动桥弹性悬架的变形，因此电动机与驱动桥输入轴的轴线相对位置经常变化，所以采用不等速万向传动轴即十字轴万向传动轴。
十字轴万向轴包括十字轴万向节和传动轴组成，典型的十字轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。
十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。
它的高性价比非常适合出现在我的设计里。
2.4传动系布置和驱动桥的选择
2.4.1传动系布置分类：
发动机后置后轮驱动：
对于发动机后置后轮驱动轿车，电动机、主减速器布置成一体，使结构紧凑以外，还有下述优点：
因为电动机后置，车前部高度有条件降低，改善了驾驶员视野；
整车装备质量小；
传动轴占空间较小，故厢内地板比较平整，只需用较低的凸包高度来容纳操纵机构的件和加强地板刚度，乘客座椅能够布置在舒适区内；
在坡道上行驶时，由于驱动轮上附着力增加，爬坡能力提高；
电动机布置在轴距外时，车轴距短，机动性能好。
主要缺点：
后桥负荷重，使汽车具有过多转向的倾向；
前轮附着力小，高速行驶时转向不稳定，影响操纵稳定性。
2.4.2驱动桥选择：
驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。
驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。
车桥（也称车轴）通过悬架和车架（或承载式车身）相连，两端安装汽车车轮。
其功能是传递车架（或承载式车身）与车轮之间各方向作用力。
本设计的电动车，前轮和后轮均采用非独立式悬架，后轴采用的是钢板弹簧的非独立悬架，故选用的后桥是整体式的。
但为了保证汽车有良好的操纵性，前轴是采用麦弗逊式悬架，前桥为转向桥，后桥为驱动桥。
2.4.3主减速器的选择：
2.4.3.1主减速器结构分析：
主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速器形式不同而不同。
主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。
图2-1主减速齿轮传动形式
a）螺旋锥齿轮传动
b）双曲面齿轮传动
c）圆柱齿轮传动
d）蜗杆传动
本次设计选择螺旋锥齿轮传动，螺旋锥齿轮传动（图2-1a）的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。
另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。
但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。
为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体。
2.4.3.2减速器的减速形式：
主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。
因本次设计电动车结构相对简单，所以减速器选用单级主减速器。
单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。
但是其主传动比扎不能太大，一般io≤7，进一步提高io将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。
图2-2单级主减速器
1万向节
2轴
3主动齿轮
4半轴
5从动齿轮
6差速器
7驱动桥壳
2.4.3.3主减速器主、从动锥齿轮支承方案：
主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种，本次设计采用悬臂式。
图2-3主减速齿轮的支撑形式
a）主动锥齿轮悬臂式
b）主动锥齿轮跨置式
c）从动锥齿轮
悬臂式支承结构（图2-3a）的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。
为了减小悬臂长度a和增加两支承间的距离凸b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。
为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70％还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。
为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。
靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。
支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。
⑷确定主减速比：
主减速比
、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。
主减边比
的大小，对主减速器的结构型式、轮廓尺寸及重量影响很大。
的选择，应在汽车的总体设计时和传动系的总速比（包括变速器、分动器或加力器、驱动桥等传动装置的速比）一起，由汽车的整车动力计算来确定。
正如传动系的总速比及其变化范围（
）为设计传动系总成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比i。
是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始参数，
值应该下式来确定：
=0.377
式中：
——车轮的滚动半径（m）；
——最大功率时的发动机转速（r/min）；
——最高车速（km/h）；
——变速器最高档速比，通常为1
由此可得，主减速器传动比：
=0.377×
=4.14
单级主减速器结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低。
广泛的应用于主减速器传动比
7的汽车上。
本车的主减速器比
=4.14，因此，本车采用单级主减速器，减速齿轮采用螺旋锥齿轮，它具有齿轮强度高，工作更平稳，增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙。
2.5转向系统选择
2.5.1转向系
转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。
机械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转。
有些汽车还装有防伤机构和转向减振器。
采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。
机械式转向器应用比较多，根据它们的结构特点不同，可分为齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器等。
2.5.2齿轮齿条式转向器
齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。
与其它形式转向器比较，齿轮齿条式转向器最主要的优点是：
结构简单、紧凑；
壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；
传动效率高达90％；
齿轮与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，可自动消除齿间间隙，这不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；
转向器占用的体积小；
没有转向摇臂和直拉杆，所以转向轮转角可以增大；
制造成本低。
图2-4齿轮齿条转向器的四种形式
根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿轮齿条式转向器有四种形式：
中间输入，两端输出（图2-4a）；
侧面输入，两端输出（图2-4b）；
侧面输入，中间输出（图2-4c）；
侧面输入，一端输出（图2-4d）。
图2-5拉杆与齿条的联接
采用侧面输入、中间输出方案时，由（图2-5）可见，与齿条固连的左、右拉杆延伸到接近汽车纵向对称平面附近。
由于拉杆长度增加，车轮上、下跳动时拉杆摆角减小，有利于减少车轮上、下跳动时转向系与悬架系的运动干涉。
拉杆与齿条用螺栓固定联接，因此，两拉杆与齿条同时向左或右移动，为此在转向器壳体上开有轴向方向的长槽，从而降低了它的强度。
采用两端输出方案时，由于转向拉杆长度受到限制，容易与悬架系统导向机构产生运动干涉。
侧面输入、一端输出的齿轮齿条式转向器，常用在乎头微型货车上。
如果齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳性降低，冲击大，工作噪声增加。
此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角，为此因与总体布置不适应而遭淘汰。
采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。
我设计的是电动车，是结构比较简单的微型车，前悬架是麦弗逊式悬架，鉴于上面所叙说的齿轮齿条式转向器的特点，所以我选择的是侧面输入、中间输出式齿轮齿条式转向器。
（图2-6）是齿轮齿条式转向器的几种转向输出方式，根据设计的电动车的机构以及车架和前悬架的特点，选择图c的转向输出方式。
图2-6输出方式
2.6制动系统的选择
2.6.1制动系统分析
制动系的功用是使车以适当的减速度降速行驶直至停车，在下坡行驶时使车保持适当的稳定车速，使车可靠地停在原地或坡道上。
制动系至少有行车制动装置和驻车制动装置。
前者用来保证第一项功能和在不长的坡道上行驶时保证第二项功能，而后者则用来保证第三项功能。
除此之外，有些车还设有应急制动和辅助制动装置。
应急制动装置利用机械力源（如强力压缩弹簧）进行制动。
在某些采用动力制动或伺服制动的汽车上，一旦发生蓄压装置压力过低等故障时，可用应急制动装置实现汽车制动。
同时，在人力控制下它还能兼作驻车制动用。
辅助制动装置可实现汽车下长坡时持续地减速或保持稳定的车速，并减轻或者解除行车制动装置的负荷。
行车制动装置和驻车制动装置，都由制动器和制动驱动机构两部分组成。
汽车制动器
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