新能源客車混動行星排系統總成軸承壽命的校核計算

盧威

摘 要：結合新能源客車的自身是特點及城市公交車的工況，在混動和純電動工作模式下；對一款新設計的混動行星排系統總成的軸承進行受力分析，校核計算軸承的壽命，計算結果表明，所設計的混動行星排系統總成的軸承可以滿足整車設計壽命要求。

關鍵詞：電動汽車；城市公交車；混動行星系統軸承；工況；壽命

隨著我國的環境的問題越來越嚴重，同時石油、煤炭等不可再生資源的過度使用導致能源危機，需要我們發展新能源汽車。為了滿足市場需要設計開發了混動行星排系統總成。現介紹其軸承壽命校核計算。

1 行星排系統理論受力分析

此混動行星排系統總成可以實現雙電多模式工作，純電動驅動模式： 驅動電機工作通過第二排行星齒輪，齒圈固定，單減功能，減速增扭；第一排行星齒輪隨動；發動機靜止，發電機隨動。混動驅動模式：發動機工作輸入第一排行星齒輪，產生功率分流，一部分流入發電機發電工作，另一部分和驅動電機經第二排行星齒輪一起工作作用輸出軸。純電動制動再生模式：驅動電機制動并進行能量回收；第一排行星齒輪隨動。靜止充電模式：發動機轉矩控制工作輸入第一排行星齒輪，發電機轉速控制工作充電；第二排行星齒輪不工作。此系統比較復雜，該總成架構如圖1：

1.1 后排受力分析

如受力分析示意圖2，根據一對作用力的平衡原理可知：

注意：分別為太陽輪A和齒圈B的節圓半徑，由于缺乏變位系數參數，此處將節圓半徑近似等于分度圓用于計算，即：

rA=m·zA

rB=m·zB

代入計算可得：

所以：

FtC1=FtC2（方向如1示意圖所示）

則行星輪沿其軸線平面徑向力互相抵消，不給行星架造成額外徑向力，即后排行星架無徑向載荷。

下面考慮行星輪軸向力（右旋），見圖3：

根據斜齒輪軸向力公式：

FaC=Ftc·tanβ

FaC1=Ftc1·tanβ

FaC2=Ftc2·tanβ

根據受力分析示意圖1-3可得，FaC1和FaC2大小相等，方向相反，所以行星輪軸向力互相抵消，即后排行星架無軸向載荷。

至此，TM驅動電機通過后排驅動車輛時，后排行星架無軸向載荷Fa和徑向載荷Fr作用到輸出軸，即不對輸出主軸承6313產生載荷，僅考慮前排作用力效應。

1.2 前排受力分析

根據前排工作特性，當發動機工作輸出扭矩，前排受力分析如圖4所示。

已知前排、ISG電機和ICE發動機參數，見表1：

計算前排齒圈扭矩TB

隨著我國的環境的問題越來越嚴重，同時石油、煤炭等不可再生資源的過度使用導致能源危機，需要我們發展新能源汽車。為了滿足市場需要設計開發了混動行星排系統總成。現介紹其軸承壽命校核計算。

1 行星排系統理論受力分析

此混動行星排系統總成可以實現雙電多模式工作，純電動驅動模式： 驅動電機工作通過第二排行星齒輪，齒圈固定，單減功能，減速增扭；第一排行星齒輪隨動；發動機靜止，發電機隨動。混動驅動模式：發動機工作輸入第一排行星齒輪，產生功率分流，一部分流入發電機發電工作，另一部分和驅動電機經第二排行星齒輪一起工作作用輸出軸。純電動制動再生模式：驅動電機制動并進行能量回收；第一排行星齒輪隨動。靜止充電模式：發動機轉矩控制工作輸入第一排行星齒輪，發電機轉速控制工作充電；第二排行星齒輪不工作。此系統比較復雜，該總成架構如圖1：

1.1 后排受力分析

如受力分析示意圖2，根據一對作用力的平衡原理可知：

注意：分別為太陽輪A和齒圈B的節圓半徑，由于缺乏變位系數參數，此處將節圓半徑近似等于分度圓用于計算，即：

rA=m·zA

rB=m·zB

代入計算可得：

所以：

FtC1=FtC2（方向如1示意圖所示）

則行星輪沿其軸線平面徑向力互相抵消，不給行星架造成額外徑向力，即后排行星架無徑向載荷。

下面考慮行星輪軸向力（右旋），見圖3：

根據斜齒輪軸向力公式：

FaC=Ftc·tanβ

FaC1=Ftc1·tanβ

FaC2=Ftc2·tanβ

根據受力分析示意圖1-3可得，FaC1和FaC2大小相等，方向相反，所以行星輪軸向力互相抵消，即后排行星架無軸向載荷。

至此，TM驅動電機通過后排驅動車輛時，后排行星架無軸向載荷Fa和徑向載荷Fr作用到輸出軸，即不對輸出主軸承6313產生載荷，僅考慮前排作用力效應。

1.2 前排受力分析

根據前排工作特性，當發動機工作輸出扭矩，前排受力分析如圖4所示。

已知前排、ISG電機和ICE發動機參數，見表1：

計算前排齒圈扭矩TB