純電動迷你巴士驅(qū)動橋設計[3張cad圖紙+文檔全套資料]

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 純電動迷你巴士（驅(qū)動橋設計） 摘 要 驅(qū)動橋存在于傳動系最后端，它的最基本的作用就是增距、降速,作用到它上面的力均來自于路面和車架或車身中間。它的性能的好壞直接決定車輛性能的好與壞，特別是對純電動迷你巴士更應該注意這一點，這次所做的設計有部分參數(shù)是已經(jīng)給定的，和大多數(shù)的設計者一樣，我主要是參照了一些傳統(tǒng)的方法，此外，還詳細查找了相類似的車型，基本了解和掌握了大量數(shù)據(jù)之后我們開始動手進行設計，但是設計之前主減速器，差速器，半軸和橋殼結(jié)構(gòu)和類別還是得先確定下來的。然后進行齒輪和軸的強度校核，針對的主要是相應軸承的壽命，和各個齒輪的強度以及它們的安裝要求。整個設計我們所選擇的任何東西都是有理有據(jù)的，所以，我們才敢那么肯定的說我們設計的驅(qū)動橋是合理有效的，是符合實際生產(chǎn)使用要求的。為了確保設計出來的東西維修保養(yǎng)更為方便、快捷，各個零件的設計都應該都必須具有四化：標準化，通用化，系列化，產(chǎn)品化。 關(guān)鍵字：微型客車，驅(qū)動橋，主減速器，差速器，半軸 PURE ELECTRIC MINI BUS ABSTRACT The drive axle is at the end of the power transmission system, and its basic function is to improve the torque and deceleration,the acting force acting between the pavement and the frame or the body. Its performance has a direct impact on the performance of the whole vehicle, and is particularly important for the bus. The main components of the drive axle are the main reducer, the differential, the axle shaft, and other drive and drive axle housing, etc. This design according to the given parameters, according to the traditional design method and reference the same type of car to determine the main reducer, differential, axle and axle housing structure type. Finally, design parameters and check the strength and life of the main main reducer, a driven gear, axle shaft gear and planetary gear. Drive bridge in the design process the basic guarantee of reasonable structure, in line with the practical application, the assembly and parts design as much as possible to meet the standardization of parts and components of the general and product series and auto deformation, convenience of repair and maintenance, parts of the process and easy manufacture. KEY WORDS: mini-bus ,drive axle ,main reducer differential ,half axle 47 目錄 前言 1 第一章 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案分析 2 第二章 主減速器設計 3 2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 3 2.1.1 主減速器的齒輪類型 3 2.1.2 主減速器的減速形式 3 2.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 3 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 4 2.2.1 主減速器計算載荷的確定 4 2.2.2 主減速器基本參數(shù)的選擇 5 2.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 7 2.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 9 2.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 13 2.2.6 主減速器軸承的計算 14 第三章 差速器設計 21 3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 21 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 21 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 22 3.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 22 3.3.2 差速器齒輪的幾何計算 24 3.3.3 差速器齒輪的強度計算 26 第四章 驅(qū)動半軸的設計 28 4.1 全浮式半軸計算載荷的確定 28 4.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 29 4.3 全浮式半軸的強度計算 29 4.4 半軸花鍵的強度計算 29 第五章 驅(qū)動橋殼的設計 31 5.1 鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu) 31 5.2 橋殼的受力分析與強度計算 32 5.2.1 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 32 5.2.2 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 35 結(jié)論 38 參考文獻 39 致謝 40 附錄 41 前言 驅(qū)動橋位于車輛的傳動系統(tǒng)最終，它的眾多功能中的基本功能是增加扭矩，降低轉(zhuǎn)動速度，并改變力的傳遞方向，換句話說就是增大直接或間接由變速器傳遞過來的轉(zhuǎn)矩，并將它合理的分配到驅(qū)動車輪的左右輪；此外，還有很多其他形式的力作用到驅(qū)動橋上，垂直力、橫向力和徑向力就作用到驅(qū)動橋上，此外還受到制動力矩和反作用力矩等等作用。驅(qū)動橋的構(gòu)造很是復雜，不過我們只研究主要的幾個結(jié)構(gòu)，也就是主減速器，差速器，半軸和橋殼等幾個部分。 在設計驅(qū)動橋的整個過程中我們一定要時刻牢記以下幾點： 1） 主減速比是首先也是最重要的考慮的問題，在一定的情況下必須具有要求的燃料經(jīng)濟性和車輛運轉(zhuǎn)的動力性。 2） 外形尺寸盡量小，以確保汽車具有一定的離地間隙，用來達到通過性的要求。 3） 齒輪及其他傳動件工作穩(wěn)定，發(fā)出的聲音較小。 4） 在不同的載荷和轉(zhuǎn)速條件下下具有很高的傳動效率。 5） 有足夠的強度和硬度以至于不管在什么情況下都能很好的承載力與力矩；在此情況下，削減重量從而減小沖擊載荷，進而增強車輛運行的平順性。 6） 導向機構(gòu)和轉(zhuǎn)向機構(gòu)兩個看似好像與驅(qū)動橋毫無關(guān)聯(lián)的機構(gòu)在這里必須能夠和驅(qū)動橋協(xié)調(diào)轉(zhuǎn)動起來。 7） 橋體的加工過程必須簡單，并且選料便宜，最最重要的是如果出現(xiàn)故障必須保證維修簡便。 第一章 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案分析 我們可以見到的驅(qū)動橋的形式有很多種，在車輛驅(qū)動橋設計過程中如果選用斷開式驅(qū)動橋，則懸架就采用獨立懸架，然而，要是我們使用非斷開式驅(qū)動橋，則就應該采用非獨立懸架。由于非斷開式驅(qū)動橋制造工藝簡單、制造材料便宜而且工作狀態(tài)比較可靠，經(jīng)過對比國內(nèi)外的相關(guān)純電動迷你巴士的相關(guān)車型的設計，我們決定使用非斷開式驅(qū)動橋。 第二章 主減速器設計 2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 常遇到的主減速器其實總類還不是太多的，但是分類比較復雜，一般情況下是根據(jù)它是何種類型的齒輪，主動齒輪和從動齒輪的配置方法和減速形式的不同進行分類的。 2.1.1 主減速器的齒輪類型 主減速器齒輪的形式也是不盡相同的，設計過程中常會遇到的也是使用最為廣泛的就是以下幾種類型：弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等?？紤]到種種原因這次設計我選用的是弧齒錐齒輪，它所具有的特點大致有以下幾點：各個齒輪的軸線相互垂直，此外它們還相交于一個點。這種齒輪能夠承受很大的載荷，原因也有好多，其中值得一提的就是：齒輪端面有很大的重合與交叉，因此第一時間參加嚙合的齒輪數(shù)會增多，此外，它的輪齒的嚙合過度很平緩，是由齒的一端慢慢的向另一端過度的，以至于它的工況良好；但是弧齒錐齒輪也存在一些不好的地方，值得一說的就是它對嚙合精度的要求比較敏感，錐齒輪的安裝稍微不精確就會使輪齒運轉(zhuǎn)環(huán)境迅速變差，從而加劇齒輪的磨損并且使其產(chǎn)生更大的噪聲。 2.1.2 主減速器的減速形式 在這次設計中主減速器總的傳動比取值為6.2，小于7，參照相關(guān)資料這次設計選用的主減速器是單級主減速器。單級主減速器具有很多優(yōu)點，但是在這里我們主要看中的是它的以下幾個好的地方：結(jié)構(gòu)以及制造簡單，所使用的材料價格便宜，可以說是減速器中的最最基本的一種形式，并且它的應用超級廣泛。 2.1.3 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器設計的各個齒輪必須具有所要求的嚙合狀態(tài)，此外，還必須保證齒輪具有一定的剛度，這樣齒輪才會良好的，按照我們所要求的運轉(zhuǎn)。經(jīng)過查閱資料、相關(guān)文獻和方案論證后，本設計采用跨越式支承結(jié)構(gòu)，此外從動錐齒輪的支承選用的是圓錐滾子軸承。 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 2.2.1 主減速器計算載荷的確定 已知主減速器的傳動比為i0=6.2，現(xiàn)在使用的主減速器錐齒輪通常采用兩種切齒方式，一種是奧利康，一種是格里森，而本設計恰恰采用的就是格里森式切齒方式。 1. 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Ｔce （2-1） 上述式子中出現(xiàn)的未知參數(shù)的含義如下： ——變速器最低檔傳動比；——主減速器傳動比；——分動器傳動比；且=1×6.2×1=6.2 ——電機輸出的峰值轉(zhuǎn)矩，在此取466； ——變速器傳動效率，在此取0.97； ——該車的計算驅(qū)動橋數(shù)目在此取1； ——緊急制動時引起的動載荷系數(shù)，性能系數(shù)=0的汽車：=1，>0的汽車：=2或由實驗選定。性能系數(shù)由下列式子計算 （2-2）——滿載時車輛的質(zhì)量，在此取5000 ； 所以 ×> =0，也即=1 由以上各參數(shù)代入式子（2-1）可求 ==2802.524 2. 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 （2-3） 上述式子中出現(xiàn)的參數(shù)代表的含義如下： ——滿載時車輛驅(qū)動橋?qū)Φ孛娴淖畲筝d荷，=5000×9.8=49000N; ——車輪對地面的黏著系數(shù)，本設計選用0.85; ——車輪的滾動半徑，在此選用車輪的滾動半徑為=0.386； ——最大加速時車輛后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；商用車：1.1~1.2，本設計選為1.1； ——主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，=1； ——主減速器主動齒輪到車輪之間的傳遞效率，=0.95； 代入式子（2-3），有：==18615.358N 由式子（2-1）和式子（2-3）計算出來的轉(zhuǎn)矩是最大作用在從動錐齒輪上的力矩，它和我們所熟悉的平均力矩不一樣。在從動錐齒輪的最大應力計算過程中，轉(zhuǎn)矩的取值應該是上述計算的轉(zhuǎn)矩的最小值，也就是說=min[]，故主減速器從動齒輪的計算載荷為：=2802.524N.m 查閱資料，我們不難得到計算主動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩的計算公式，計算式子如下：= （2-4） 式子中，——主傳動比，在此取6.2； ——各個齒輪之間的傳遞效率，本設計選用的是弧齒錐齒輪，查閱相關(guān)表格可得為0.85； 將數(shù)據(jù)代入式子（2-4）得：=531.788N.m 2.2.2 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 和主減速器錐齒輪相關(guān)的參數(shù)有很多，本設計中只計算了和設計相關(guān)的一些尺寸參數(shù)，大致包括：主、從動齒輪的齒數(shù)和，從動錐齒輪的大端分度圓直徑、端面模數(shù)、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。 1. 主、從動錐齒輪齒數(shù)和 主、從錐齒輪齒數(shù)的選取主要注意以下幾點： 1）為了較好的磨合，齒數(shù)，最好保持互質(zhì)關(guān)系。 2）為了獲得合適重合度和很高的彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)加在一起要大于或等于40。 3）為了確保良好的工況，噪聲小和高的疲勞強度，商用車一般選擇大于或等于6。 4）當主傳動比較大時，應取得小一些，以獲得較好的離地距離。 5）對于不同的主傳動比，和選擇應該具體問題具體對待。 根據(jù)以上要求參考相關(guān)書籍資料和相應的計算?。?7 =43 故可以重新確定該車的主減速比：===6.143 再由重新確定的主減速比再次計算定客車主減速器計算載荷： =2776.759 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù) 就這次設計而言我們選取的是單級主減速器，而單級主減速器我們還是都很了解的，其驅(qū)動橋殼的尺寸、高度和離地距離會隨著外形尺寸的改變而改變，尺寸增大會有影響，尺寸減小同樣也會有影響。如果減小又會干涉齒輪和差速器安裝。一般由于長期工作的積累和經(jīng)驗，對一些數(shù)據(jù)都會有一定的選擇標準，根據(jù)這個標準來初步選定的尺寸，即 （2-5） ——直徑系數(shù)，一般取13.0～15.3，本設計按15計算； ——計算時從動錐齒輪代入的轉(zhuǎn)動力矩，，本設計中它的數(shù)值選擇為Tce和Tcs中的最小的那個數(shù)值。 所以=15×=210.8，則端面模數(shù)=/=210.8/43=4.9;此外，還具有如下的關(guān)系式=，其中為模數(shù)系數(shù)，一般在0.3~0.4之間取值。經(jīng)過計算可得：=（0.3~0.4）×=4.22~5.62，根據(jù)國家標準選取模數(shù)=5，所以我們可以得到==5×43=215mm。且滿足強度校核。 3. 主，從動錐齒輪齒面寬和 對于從動錐齒輪齒寬的選擇，一般參照推薦數(shù)值，它的數(shù)值盡量不要大于其節(jié)錐的0.3倍，即，此外，還必須具有如下的關(guān)系：，大量的事實告訴我們從動錐齒輪齒寬的選擇可以參照下列式子進行： =0.155215=33.325 為了確保大齒輪全部參加嚙合，通常讓小齒輪比大齒輪齒面要寬一些，本設計中選取=36.658 4.中點螺旋角 螺旋角的大小是跟著齒輪寬的改變而發(fā)生變化的，并且我們還知道螺旋角隨著齒端直徑的增大而增大。對于螺旋角的選擇應該充分考慮到由于螺旋角的選擇會給齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小帶來的影響，既要考慮到好的，也要考慮到不好的。變大，則同時參加嚙合的齒越就增多了，傳動的平穩(wěn)性增強，噪音降低，最重要的是我們會加強輪齒的強度。 車輛主減速器弧齒錐齒輪的螺旋角取值是有一定的要求的，在設計過程中只可能在35°～40°之間取，但是有個不成文的規(guī)定，那就是：商用車選用的值相對小一些，目的是避免過大的軸向力的產(chǎn)生。 5. 螺旋方向 相互嚙合的一對錐齒輪的螺旋方向是相反的。軸向力的方向受錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向和螺旋方向的影響。具體的螺旋方向應該具體問題具體分析。 6. 法向壓力角 壓力角的選取對齒輪的選用很是重要。一般情況下對于尺寸小的齒輪，大壓力角未必是件好事，大壓力角容易改變齒尖寬度等，從而降低齒輪的端面重疊系數(shù)。本設計采用的是格里森式主減速器錐齒輪，但對于這種減速器來說，壓力角選擇為20°比較合適。 2.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 表2-1 圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算用表 號 項目 計算公式 計算結(jié)果 單位 1 主動齒輪數(shù) =7 2 從動齒輪數(shù) =43 3 端面模數(shù) =5 mm 4 齒面寬 F1=33.325,F2=36.658 mm 5 齒工作高 = hg=7.80 mm 6 齒全高 = h=8.665 mm 7 法向壓力角 α=20 度 8 軸交角 =90 度 9 節(jié)圓直徑 d1=35,d2=215 mm 10 節(jié)錐角 γ1=9.25,γ2=80.75 度 11 節(jié)錐距 A。=109.00 mm 12 周節(jié) t=15.71 mm 13 齒頂高 =,=- =0.27 h1′=6.45，h2′=1.35 mm 14 齒根高 h1″=2.22，h2″=7.32 mm 15 徑向間隙 c=0.68 mm 16 齒根角 δ1=1.167,δ2=3.842 度 17 面錐角 γ01=13.092,γ02=81.917 度 18 根錐角 γR1=8.083,γR2=76.908 度 19 外圓直徑 d01=47.73,d02=215.43 mm 20 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 χ01=106.46,χ02=16.17 mm 21 理論弧齒厚 =t-,= =0.818 B S1=11.62,S2=4.09 mm 22 齒側(cè)間隙 = mm 23 螺旋角 度 24 螺旋方向 主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋 25 驅(qū)動齒輪 小齒輪 26 螺旋方向 從輪齒背面看，主動齒輪為順時針，從動齒輪為逆時針 2.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 主減速器齒輪各個參數(shù)選定以后，對其強度進行檢測看是否滿足許用要求，保證其有足夠的強度和預期的使用壽命，以保證其能安全可靠的進行工作。齒輪的破壞形式是進行強度校核的重要依據(jù)，為此我們查閱相關(guān)書籍了解了齒輪幾種主要的失效形式。 1） 齒輪的損壞形式及壽命 常見的有輪齒折斷、疲勞剝落、齒面膠合、磨損以及點蝕等等。 這次設計使用的齒輪常見的失效形式是疲勞損失，其中原因很多，最主要的還要歸結(jié)于車輛驅(qū)動橋的齒輪承受的是交變載荷。參照具體的運算式子計算可得驅(qū)動橋齒輪的許用彎曲應力不能超過200.9N／mm。詳細的數(shù)據(jù)我們可以參照下表： 表2-2 汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力 N／mm 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應力 主減速器齒輪的許用接觸應力 差速器齒輪的許用彎曲應力 按式（2-1）、式（2-3）計算出的最大計算轉(zhuǎn)矩Tec，Tcs中的較小者 600 2600 970 按式（2-4）計算出的平均計算轉(zhuǎn)矩Tcf 200.9 1650 200.9 在進行強度計算時不能把最大持續(xù)載荷作為疲勞失效的決定，而只是作為驗算用的基準應力來用。 2） 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算 （1） 單位齒長上的圓周力 車輛主減速器齒輪的使用時間的長短或者使用性能的好壞可以用其在輪齒上的設定的單位長度的壓力來評估，也就是用下列式子進行預算： N／mm (2-6) 式中：P——輪齒上的作用的圓周力，根據(jù)工況的不同采用不同的力矩，一般有Temax和 兩種不同的力矩，單位是N； ——從動輪齒的齒寬，在此取40mm. 首先我們可以按照電機最大輸出轉(zhuǎn)矩先進性計算，具體計算公式見如下： N／mm （2-7） 式中：——電機傳出來的峰值轉(zhuǎn)矩，在此取466； ——變速器的傳動比； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取35mm. 對于多橋驅(qū)動的汽車還應考慮驅(qū)動橋數(shù)，本車n=1 按上式p=1502.4 N／mm 按最大附著力矩計算時： N／mm （2-8） 在上面的公式里面有很多參數(shù)，它們具體的含義如下所述：——在考慮車輛最大加速時負荷增量時且車輛滿載時單個驅(qū)動橋?qū)Φ孛娴淖畲筘摵桑驹O計取值為49000N； ——車胎和行駛路面的黏著系數(shù)，本設計取值為0.85： ——車輪的運轉(zhuǎn)半徑，本設計中取0.386m 按上式p=854.342 N／mm 根據(jù)經(jīng)驗以及計算的數(shù)據(jù)我們可以得到：在許用范圍內(nèi)，單位長度齒面上的許用圓周力[p]最大可以達到1648N/mm。 （2）輪齒的彎曲強度計算 車輛齒根彎曲應力的計算我們可以參考下列計算公式： N/ （2～9） 式中：——齒輪強度計算時代入的載荷，N·m; 　——超載系數(shù)；在此取1.0 　——與材料、齒輪尺寸和熱處理相關(guān)的尺寸系數(shù)， 　　　　當時，，在此＝0.7921 　——載荷分配系數(shù)； 　——質(zhì)量系數(shù)，本次設計選取的數(shù)值為1.0 　——計算中代入的齒面寬度，mm; 　——計算齒輪的齒數(shù)； 　——端面模數(shù)，mm; 　——在計算彎曲應力時需要考慮的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它是充分考慮了齒形系數(shù)以后的結(jié)果。　　　 　　　　時刻注意載荷的作用位置，齒間載荷的分配、有用的齒寬以及各種系數(shù)等對計算彎曲應力的影響。在我們計算彎曲應力是使用的是大端模數(shù)，所以在綜合系數(shù)選定與計算中要進行驗算和修改。按圖2-1選取小齒輪的＝0.235，大齒輪＝0.26. 按上式＝534.8781 N/< 600 N/ =501.3329 N/< 600 N/ 按計算，=93.3562 N/< 200.9 N/ =88.0011 N/< 200.9 N/ 綜上我們不難得出如下結(jié)論：我們所設計的輪齒符合強度要求。 圖2-1 彎曲計算用綜合系數(shù)J (3) 輪齒的表面接觸強度計算 　　錐齒輪的齒面接觸應力為 N/　　　　　 (2-10) 上面的公式中未知參數(shù)代表的含義如下：——在計算主動錐齒輪時代入的轉(zhuǎn)矩數(shù)值； 　　　——材料的彈性系數(shù)，在這次設計中選擇為232.6/mm; 　 ，，——可以參照上述的說明介紹； ——尺寸系數(shù)，一般得考慮齒輪的淬透性，但是由于是初學者我們參考了一下已有設計并取值為1.0； ——表面質(zhì)量系數(shù)。綜合考慮以及查閱相關(guān)車型，在這次設計中我們選取表面質(zhì)量系數(shù)為1.0; ——接觸應力計算過程中的綜合系數(shù)。它的選擇需綜合考慮許多因素，特別是相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)等等，按圖2-2選取=0.1345 按上式=1079.2534 〈1650 N/ 由于主從動此輪均滿足接觸應力要求，所以所選用的是合理可行的。 相關(guān)參數(shù)的選取參照下圖： 圖2-2 接觸計算用綜合系數(shù) 2.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 錐齒輪是傳動系中工作環(huán)境最為糟糕的齒輪，它所承受的載荷不僅很大，變化形式多種多樣，而且它的作用時間也非常的長。錐齒輪壞掉的可能也是多種的，在這里面最主要的也最常見的是齒根彎曲折斷、齒面剝落、磨損和膠合等。為了避免以上種種現(xiàn)象的發(fā)生，我們對驅(qū)動橋齒輪的材料選擇以及熱處理方法做出了一下幾點要求： ?、俦仨毦哂袧M足設計要求的彎曲強度和接觸強度，此外還要求具有良好的硬度和超好的耐磨性； ?、跊_擊載荷有時很大且多變，這就要求芯部必須要有很強的韌性，這樣才能保證輪齒根部不會那么容易就被折斷； ?、鄹鞣N加工性能要好，各種變形程度要在允許范圍類并且最好能夠被掌控； 　　?、苓x擇齒輪材料的合金元素時要考慮實際情況。 車輛主減速器的材料一般都是滲碳合金鋼。所以設計中齒輪的材料我們選擇的都是20CrMnTi。 2.2.6 主減速器軸承的計算 1．錐齒輪齒面上的作用力 法向力可分解為圓周力、軸向力以及徑向力，并且在齒輪嚙合過程中一直作用在齒輪齒面上。 計算作用在齒輪上的圓周力時，轉(zhuǎn)矩的計算是必不可少的。大量事實顯示：疲勞損壞為軸承的主要失效形式，所以在計算時應當以當量轉(zhuǎn)矩代入式子進行運算。當量轉(zhuǎn)矩的計算可以按照下列公式進行計算： 　(2-11) 上面的式子中出現(xiàn)的參數(shù)所代表的含義如下：——電機的峰值轉(zhuǎn)矩，本設計選取830N·m； 　　　，…——不同檔位變速器的使用效率，可以參考相關(guān)標準進行選擇； 　　　，…——不同檔位的傳動比； 　　　，…——不同檔位時電機的利用率，參考相關(guān)標準進行選擇； 表2-3　及的參考值 經(jīng)計算為1560.3200Ｎ·ｍ 圓錐齒輪齒面中點處的分度圓直徑的計算可以參照下面的公式： 經(jīng)計算＝65.4233mm =384.0024mm (1) 齒寬中點處的圓周力 齒寬中心處所受到的周向力為 ＝　　N　 (2-12) 式中：——輪齒所受到的轉(zhuǎn)矩; ——齒寬中心處的分度圓直徑. 按照以上的計算公式進行計算可得：主減速器主動齒輪齒寬中點處的圓周力 ： ==43.6632KN （2）錐齒輪的軸向力和徑向力 圖2-3 輪齒齒面受力分析圖 如上圖所示，主動輪左旋，旋轉(zhuǎn)方向從右邊看過去為為逆時針，F(xiàn) 為作用在A點處的法向力，在F被分解成兩個垂直的力F,F垂直于OA且位于A點螺旋方向的法線面內(nèi)，而OA位于切線平面的切面。在該平面中，有周向的力F和平行于節(jié)圓母線的力之分, 螺旋角和壓力角在圖中不難被看出，所以我們不難得到如下結(jié)論： （2-13） （2-14） （2-15） 所以，我們不難得到作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R，并且它們的計算公式以及計算過程分別可以按照下述進行表示： （2-16） （2-17） 由式子（2-16）可計算36343N 由式子（2-17）可計算=17562N 2.主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向負載是上述軸向力的齒輪。但是，如果采用圓錐滾子軸承的支持，則也應考慮從軸向力產(chǎn)生的徑向力的效果。此外軸承的徑向還受到齒輪的徑向力，軸承徑向支持向量圓周力和軸向力的反應力綜合作用的結(jié)果。 對于使用活性騎式錐齒輪和從動錐齒輪軸承徑向載荷，我們可以參考下列圖例： 圖2-4 主減速器軸承的布置尺寸 計算A，B軸承的徑向載荷我們可以如下計算公式進行計算： （2-18） （2-19） 根據(jù)上式已知=35432N，=17775N，a=125mm ，b=40mm，c=175mm ＝66.5476mm 因此：A軸承的徑向力計算結(jié)果如下： ==18312N 軸承B的徑向力 R==21443N 計算A、B軸承的派生軸向力我們可以參照下列計算公式進行計算： （2-17） 式中： ——為各軸承的徑向力；：18312 ：21443 ——為軸承的軸向系數(shù)。軸承、均為1.7。 把上述數(shù)據(jù)代入相應的計算公式中計算出軸承的派生軸向力為： =5342.66 =6389.76 因為＜+，所以軸承被放松，軸承被壓緊。對于圓錐滾子軸承，由軸承被放松，所以其軸向力為其派生軸向力；軸承被壓緊，因此它所受到的軸向力就是軸承的派生軸向力和齒輪的軸向力之和，它們的軸向載荷可以分別表示為如下： =5342.66 =+=41662.72 所以軸承所承載的當量動載荷可以按照如下計算公式計算： （2-18） 上述計算公式中： 、——如上述所示； ——徑向系數(shù)； ——軸向系數(shù)。 各個參數(shù)的確定： ：18312 ：21443 ：5342.66 ：41662.72 對于單列圓錐滾子軸承來說，時，=1，=0；時，=0.4，=1.7； 對于軸承，，所以=1，=0； 對于軸承，時，=0.4，=1.7; 將上述各參數(shù)帶入式（2-18）中得： =18312 =97498 （2-19） 式中： ——額定動載荷，；軸承為130KN，軸承為152KN； ——載荷系數(shù)；對于車輛取1.2～1.8，取1.2； ——軸承的計算轉(zhuǎn)速，，但是本設計的計算轉(zhuǎn)速為 r/min (2-21) 式中：——車輪的轉(zhuǎn)動半徑，m ——車輛的平均車速，km/h;通常情況下再設計過程中取平均速度為30～35 km/h，且在這次設計中我們選取的數(shù)值是32.5 km/h。 所以有上式可得==169.3277 r/min 而主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速=1004 r/min ——壽命指數(shù)；對于滾子軸承??； ——當量動載荷， 將相應的數(shù)值代入到上面的式子中，可以得到： =6196.64 如果把車輛的大修一次的形式路程S設置為100000公里，則根據(jù)相關(guān)公式可以計算出預期的使用壽命，也就是 = h (2-23) 所以==3076.9 h 和比較來看，容易發(fā)現(xiàn)〉，所以我們可以得出結(jié)論：我們選擇的軸承是可以的。 第三章 差速器設計 汽車行駛理論與實際種種原理、事實關(guān)系都表明了一點：汽車在運轉(zhuǎn)過程中左、右車輪在同一時間轉(zhuǎn)過的圈數(shù)不相等，換句話說也就是兩車輪走過的路程不一樣，這又是為什么呢？在此我們先不探討這個問題，讓我們想想這樣會帶來的后果。其實不難發(fā)現(xiàn)：這樣會使輪胎提前報廢，并且還大量增加了燃料的消耗，浪費燃料；有時還會有一些意想不到的或者不情愿發(fā)生的事情發(fā)生，比如說操縱性變壞。為了解決以上可能遇到的嚴重的隱患，一般在汽車左右驅(qū)動輪之間都裝有差速器，從而確保汽車不同的驅(qū)動輪在所行駛的路程不相等情況下能調(diào)整轉(zhuǎn)速繼續(xù)正常行駛，同時也滿足汽車行駛運動學等等的各種要求。 §3.１差速器的結(jié)構(gòu)形式的選擇 汽車差速器分為各種各樣的，在使用時應當考慮各種要求，比方說要考慮所設計的汽車類型及其使用條件什么的，還有要注意選用的什么結(jié)構(gòu)形式的差速器才能夠滿足我們所要設計汽車各種使用性能要求。這次畢業(yè)設計所要設計的是一輛純電動迷你巴士，考慮到所行駛的路面狀況比較好，各驅(qū)動輪與路面的附著系數(shù)差別微乎其微，以及良好的粘合性，我們選用普通的對稱錐形行星齒輪。因為它操作簡單，流暢，易于制造，成本低，適用范圍廣。 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 對稱式圓錐齒輪差速器結(jié)構(gòu)簡圖如下圖所示所示。由于其結(jié)構(gòu)簡單，流暢，易于制造的，用于公路汽車是非?？煽康?，是符合我們這次的設計要求的。 圖3-2 對稱式圓錐行星齒輪差速器結(jié)構(gòu)示意圖 1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片； 7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-齒輪墊片；11-差速器右殼 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 因為主減速器從動齒輪安裝在差速器殼，所以，主減速器從動齒輪的尺寸很大程度上決定著差速器的裝配形式。此外，主減速器從動齒輪軸承支座裝配及主動齒輪導向軸承座安裝也是限制差速器外形尺寸的兩個因素，是我們不容忽視的兩個方面。 3.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 1.行星齒輪數(shù)目的選擇 該設計制造的差速器選用的行星齒輪數(shù)是4個。 2.行星齒輪球面半徑的確定 首先我們應該了解什么是球面半徑，其實我們可以簡單的理解為行星齒輪的安裝尺寸，同樣它還可以表示為錐齒輪的節(jié)錐距，甚至它也被用來反映差速器的強度。 根據(jù)實踐經(jīng)驗以及一些理論指導，我們可以按如下公式計算球面半徑： mm (3-3) 上面的公式中：——齒輪球面半徑系數(shù)，對于有4個行星齒輪的迷你客車在此取=2.6； T——計算轉(zhuǎn)矩，是Tce和Tcs中最小的那個數(shù)值，N·m. 依據(jù)上面的計算公式，代入相關(guān)數(shù)據(jù)可得=2.6=36.544mm 所以預選其節(jié)錐距A=40mm 3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇 一定的模數(shù)以及足夠的強度是人們所需要的，但是如何才能達到這樣的要求呢?一般采取的方法是減少行星齒輪的數(shù)量。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數(shù)在14~25之間選取，然而，半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比/一般在1.5~2.0之間取值。 行星齒輪與半軸齒輪的輪齒總是同時在一起參加嚙合的，這就要求在選定齒輪齒數(shù)的時候必須考慮兩種齒輪之間配合關(guān)系，在形形色色，參差不齊的齒輪式差速器中，半軸齒輪左右齒輪的齒數(shù)，之和和行星齒輪齒數(shù)必須擁有共同的公約數(shù)，且前者必須能夠被后者整除。這樣，差速器才能按照我們希望的那樣正常的進行運轉(zhuǎn)，所以差速器的安裝條件可以概括為如下的關(guān)系式： （3-4） 式中：，——半軸齒輪左、右齒數(shù)； ——行星齒輪的個數(shù)； ——任意整數(shù)。 在此=12，=24 滿足以上要求。 4.差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角是要選出，也是必須要被提前計算出來的，節(jié)錐角，計算可以參照如下計算公式進行選?。? ==26.57° =90°-=63.43° 此外，圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m可以按下面的計算方法進行計算： m====2.981 考慮到各種強度以及安裝的要求，本設計選取m=3mm 則修正可得：=36mm =3×24=72mm 5.壓力角α 當前，一般齒輪壓力角均選為22.5°，它的齒高系數(shù)為0.8。齒數(shù)最小取值不小于10。由于齒數(shù)這牙齒是小于20度的壓力角，可以提高牙齒的強度，綜合考慮，最終決定這次設計選用的是22.5度的壓力角。 6. 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L 行星齒輪軸的尺寸和行星齒輪軸的支承長度取值和計算根據(jù)經(jīng)驗選用如下： （3-5） 式中：——差速器殼所能傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·m；在此取2776.759N·m ——行星齒輪的個數(shù)；在此為4 ——齒輪錐頂與支承面中心之間的距離，mm， ≈0.5d， d為半軸中心處的直徑，而d≈0.8； ——允許的擠壓應力，本設計取98 MPa 根據(jù)上式計算可得： =≈15mm ≈17mm 3.3.2 差速器齒輪的幾何計算 表3-1迷你客車齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 計算結(jié)果 1 行星齒輪齒數(shù) ≥10，應盡量取最小值 =12 2 半軸齒輪齒數(shù) =14～25，且必須滿足相應的計算公式 =24 3 模數(shù) =3mm 4 齒面寬 b=(0.25～0.30)A;b≤10m 9.86mm 續(xù)表 序號 項目 計算公式 計算結(jié)果 5 工作齒高 =4.8mm 6 全齒高 5.415 7 壓力角 22.5° 8 軸交角 =90° =90° 9 節(jié)圓直徑 ； =36mm,=72mm 10 節(jié)錐角 ， =26.57°， 11 節(jié)錐距 =40.240mm 12 周節(jié) =3.1416 =9.420mm 13 齒頂高 ; =3.233mm =1.568mm 14 齒根高 =1.788-;=1.788- =2.132mm; =3.796mm 15 徑向間隙 =0.2m =0.6mm 16 齒根角 =; =3.03°; =5.39° 17 面錐角 ； =31.96°；=66.46° 18 根錐角 ； =23.54°；=58.04° 19 外圓直徑 ； =41.783mm =73.402mm 20 節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離 =34.55mm =16.60mm 續(xù)表 序號 項目 計算公式 計算結(jié)果 21 理論弧齒厚 =5.2534 mm =4.174 mm 22 齒側(cè)間隙 =0.244～0.331 mm =0.250mm 23 弦齒厚 =5.16mm =4.10mm 24 弦齒高 =3.404mm =1.595mm 3.3.3 差速器齒輪的強度計算 通過結(jié)構(gòu)約束的差動齒輪的尺寸，并承受較大的載荷。在接合狀態(tài)，它和主減速器齒輪為常嚙合狀態(tài)，但有時也會發(fā)生相對運轉(zhuǎn)，所以需要對差速器齒輪的彎曲強度進一步進行校核。輪齒彎曲強度為 = MPa (3-6) 式中：——一個半軸齒輪所受到的轉(zhuǎn)矩，它的計算公式如下： 在此為4129.42 N·m； ——差速器上的齒輪的數(shù)量； ——半軸齒輪的輪齒數(shù)目； 、、、——可以參照（2-9）的說明； ——齒輪彎曲應力計算選擇的綜合系數(shù)，可以由下圖查的，查的的結(jié)果是：=0.225 圖3-2 彎曲應力計算選擇的綜合系數(shù) 通過以上的公式計算可得：=822.46 MPa〈980 MPa 因此，我們不難得到如下結(jié)論：差速器中的輪齒滿足相應的強度和安裝要求。 第四章 驅(qū)動半軸的設計 驅(qū)動輪的驅(qū)動裝置位于車輛傳動系的最后端，其功能是傳遞來自于差速器軸輪驅(qū)動輪的扭矩。按照支架或所受應力的不同將它們進行分類，他們又可以分為半浮式的外端，3 / 4的浮動和完全浮動。本設計由于是迷你巴士，所以采用全浮式的結(jié)構(gòu)形式。 主要尺寸設計是半軸直徑。在最初的設計根據(jù)使用條件、負載選擇相同或相似的同類汽車半軸進行分析，然后從驅(qū)動軸的布局來看大致選定比較適合半軸的半徑，然后在強度校核一下就好了。 4.1 全浮式半軸計算載荷的確定 全浮式半軸所受到的力矩形式只有受轉(zhuǎn)矩，并且它的計算轉(zhuǎn)矩有如下計算關(guān)系：代入相關(guān)數(shù)據(jù)即可求出所需的東西，在這里面，的運算可以按照以下方法計算，然后再選用其中最小的就好。 如果以最大附著力進行運算，也就是按照下面的式子進行計算： （4-1） 式中：——地面的附著系數(shù)，本設計選為0.8； ——車輛的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，我們可以在1.2～1.4之間選取，而本設計選擇的是1.2。 根據(jù)上式=40347.79 N 如果以發(fā)動機輸出的峰值轉(zhuǎn)矩進行運算，也就是按照下面的式子進行計算： （4-2） 其中：——力矩分配系數(shù)，而對于本設計選用的差速器，我們?nèi)≈禐?.6； ——電機輸出的峰值轉(zhuǎn)矩，N·m； ——車輛的傳遞效率，運算時多選為0.9或者是直接按照1進行計算； ——傳動系最低擋傳動比； ——車輪的轉(zhuǎn)動半徑，m。 以上所有提及到的參數(shù)都可以參照相關(guān)說明進行選擇和運用。 根據(jù)上式=65449.97 N 在此19297.89N =18370.67N·m 4.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 全浮式半軸桿部直徑的根據(jù)經(jīng)驗公式以及一些理論進行初期的預備選用，具體的計算公式以及計算過程可以參照如下： （4-3） 參照以上的運算式子可以求得：=（54.10～57.53）mm 在強度允許情況下，選取半軸直徑為57.5mm。 4.3 全浮式半軸的強度計算 扭轉(zhuǎn)應力很是重要，再次我們特別進行驗算，并且檢驗的公式如下： MPa （4-4） 上面的運算公式里的參數(shù)代表的含義表示如下：——計算的半軸轉(zhuǎn)矩，N·m在此取17790.78N·m； 　　　——半軸直徑，mm。 代入相關(guān)數(shù)據(jù)我們可以很容易計算出來＝488.72 MPa< =(490～588) MPa 因此我們不難看出我們選擇的半軸滿足相關(guān)強度以及安裝要求。 4.4 半軸花鍵的強度計算 在計算半軸花鍵剪切力時我們可以采用如下的計算公式： MPa (4-5) 同樣，在計算半軸花鍵擠壓力時我們可以采用如下的計算公式： MPa （4-6） 上面的式子中提及的各個符號代表的含義如下：——單個半軸能夠承載的最大的轉(zhuǎn)矩，N·m ，在此取18379.442N·m; ——半軸上花鍵的外部直徑，mm，本設計選用44mm; ——與花鍵相配合的花鍵孔的直徑，mm，本設計選用42mm; ——花鍵齒數(shù)；在此取14 ——參加結(jié)合的花鍵的長度，mm，本設計選用53mm; ——花鍵上齒面寬度，mm，本設計選用3.925mm; ——載荷分布不均勻系數(shù)，本設計選用0.75。 代入相關(guān)數(shù)據(jù)進入上面的式子中：=70.4 MPa ==116.10 MPa 按照我們已經(jīng)知道的一些要求，半軸花鍵的最大許用切應力[]最大不超過71.05 MPa，最大擠壓應力[]不超過196 MPa，并且上訴要求均是在轉(zhuǎn)矩最大時的情況，然而我們的計算結(jié)果依然滿足要求，換句話說我們所有的計算結(jié)果都是正確可行的，也即均滿足強度和安裝要求。 第五章 驅(qū)動橋殼的設計 其主要功能是運輸車驅(qū)動橋橋殼的質(zhì)量，并通過路面的抗應激和抗扭矩承受車輪，并通過懸掛于身體。這也是一個主減速器，差速器和半軸的裝配基準。 驅(qū)動橋殼的設計一般應該注意下面幾點要求： ① 具備很高的強度和剛度，主減速器齒輪嚙合很穩(wěn)，此外半軸上不會出現(xiàn)過大的、額外的、附加的、應該盡量避免的、令人討厭的彎曲應力； ② 為了提高汽車行駛的平順性必須盡可能減少車重，但是這一切都是在強度和剛度滿足設計要求的前提下進行的； ③ 確保一定的離地距離； ④ 優(yōu)化驅(qū)動橋殼結(jié)構(gòu)工藝，使其制造成本降低； ⑤ 保證驅(qū)動橋殼中的傳動系部件清潔，特別是防止泥水的滲入； ⑥ 考慮拆裝，調(diào)整，維修的方便性。 因為本設計我們設計的是純電動迷你客車，所以，驅(qū)動橋殼的結(jié)構(gòu)形式我們選擇為鑄造整體式。 5.1 鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu) 球墨鑄鐵，可鍛鑄鐵或鑄鐵通常可以通過球墨鑄鐵。為了進一步提高強度和剛度，兩端的壓成一個長的無縫鋼管，半軸套管鑄造整體式橋殼，并用針固定。如圖5-1所示，每側(cè)和橋殼的四周都是半軸套管表面的壓力分布，并配合表面的直徑逐漸增大，從而獲得更好的壓力分布的。安裝法蘭和軸的制動盤..房在橋殼中部的平面和孔是用來安裝主減速器和差速器總成。后端面與孔可裝上后蓋，后蓋，可以用來檢查孔。 也因為汽車輪轂軸承安裝在半軸套管，這取決于對輪轂內(nèi)軸承和軸殼鑄件的外端面，軸承外旋和外的半軸套管一端的螺母，使半軸套管必須有被拔出的趨勢，也就是必須使軸和軸套是緊固起來。 圖5-1 鑄造整體式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu) 鑄造整體式橋殼具有很多優(yōu)點，其中最重要的就是：可制成復雜的和理想的形狀，可以得到理想的強度和剛度，應力分布情況使其工作更為可靠，但對橋殼的要求就比較高了，本設計做的迷你客車就很適宜采用這種結(jié)構(gòu)。特別是，重型車驅(qū)動橋殼，這沉重的負荷，在這個用球的軌道整體式橋殼。 除了鑄造整體式橋殼的優(yōu)點，它也有也有一些缺點，主要的缺點是質(zhì)量差和加工表面粗糙，制造過程復雜，需要相當規(guī)模的鑄造設備，鑄造質(zhì)量不易控制，也容易浪費，所以只能用在純電動迷你巴士上面，也就是說純電動車選用整體式橋殼。 5.2 橋殼的受力分析與強度計算 5.2.1 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 想要計算稍微簡單一些，我們就沒有慮側(cè)向力，只從車輛直線行駛的情況以及車輛安全因素方面考慮去了。如下圖5-4表示的就是汽車受力簡圖，不過這個圖是車輛受最大牽引力時的受力狀態(tài)。 圖5-4 車輛受力簡圖（最大牽引力時） 作驅(qū)動車輪左右輪受到的轉(zhuǎn)矩造成的最大切向反作用力可以按照以下的計算公式進行計算，具體公式如下： N （5-4） 根據(jù)上式可計算得=11124.97N 在進行設計最初的時候，我們使用的好多參數(shù)都是未定的，在當時都是無法選定的，其中比如說質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)值，議案情況下客車的后驅(qū)動橋的質(zhì)量系數(shù)取值很靈活，可以在1.1～1.3之間任意選擇，不過本設計去了一個最合適的數(shù)值，也就是取值為1.22。 接著我們計算了驅(qū)動橋殼的垂向彎矩，其中轉(zhuǎn)向彎矩是根據(jù)下列式子進行計算的，詳情可以參考下列式子： N·m (5-5) 式中：參數(shù)，，，具體選擇，以及取值可以參考相關(guān)表格和相關(guān)經(jīng)驗。 根據(jù)上式=20998.75 N·m 由于驅(qū)動輪的最大切向反應力的作用下，驅(qū)動橋殼是受在水平方向上的力矩，此外，我們都知道普通錐齒輪差速器驅(qū)動橋左右驅(qū)動輪的驅(qū)動力矩是相等的。所以，我們不難得出以下的關(guān)系式： N·m （5-6） 所以根據(jù)上式=22889.88N·m 橋殼的受力形式也是多樣化的，對于初學者我們不必那么詳細的進行計算，只需要參照經(jīng)驗公式，所以該轉(zhuǎn)矩的計算公式可以參照下列公式進行計算： = N·m (5-7) 式中：——電機輸出的峰值轉(zhuǎn)矩，本設計取值為800N·m; ——最低檔傳動系傳動比； ——傳動系統(tǒng)的傳動效率，本設計取值為0.9。 根據(jù)上式可計算得=27556.32 N·m 不難得到鋼板彈簧座附近處是最危險的，最容易發(fā)生失效的地方，且危險截面處的彎曲應力以及扭轉(zhuǎn)應力可以分別按照下列公式進行計算：