電動客車驅動橋總成設計

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1、河南科技大學高等教育自學考試畢業(yè)論文 高 等 教 育 自 學 考 試 畢業(yè)設計（論文）說明書 汽車檢測與維修專業(yè)（本科） 市　　地： 南陽市 準考證號： 130210100317 姓 名： 王鵬飛 河南科技大學高等教育自學考試辦公室 高等教育自學考試 畢業(yè)設計（論文）任務書 一、 題目： 電動客車驅動橋總成設計 二、 本環(huán)節(jié)自 年 月 日起至

2、 年 月 日 三、 進行地點： 河南工業(yè)職業(yè)技術學院南實訓樓 四、 內(nèi)容要求： 指導老師： 邵海泉 職稱： 講師 批準日期： 年 月 日 電動客車驅動橋設計總成

3、摘 要 純電動客車幾乎是一種零污染的城市交通工具，因此國家相關政策和一些企業(yè)也正在投入資金和人力開展深入研究。在城市公交客車上采用純電動技術的意義在行業(yè)內(nèi)已取得普遍共識，但在其產(chǎn)業(yè)化過程中，除了電池、電機等技術瓶頸外，其與普通內(nèi)燃機驅動客車相比，電動客車的底盤等機械構件的設計與生產(chǎn)也存在著一系列的問題。 本文首先對電動客車的動力方式進行分析，根據(jù)其動力方式來確定電動汽車驅動橋類型，并依照驅動橋的設計原則對驅動橋的結構進行選擇，確定驅動橋的設計方案。選擇恰當?shù)男阅軈?shù)，減少電動客車運行中的能量消耗，提高電動客車的能量傳動效率，對電動客車的發(fā)展有著重要的意義。 關鍵詞：純電動客車，動

4、力方式，驅動橋，設計方案 Electric vehicle drive axle assembly design ABSTRACT Almost a pure electric bus 0 polluted urban transport, the national policies and some companies also are investing money and manpower to carry out in-depth study. In the city bus on the meaning of pure electric

5、 technology in the industry has achieved widespread consensus, but in its industrialization process, in addition to the battery, motor and other technical bottleneck, its passenger, compared with ordinary internal combustion engine, the electric passenger car chassis, etc. Design and production of m

6、echanical components there are a number of problems. This article first electric vehicle of the dynamic way, according to its power to determine the way the type of electric vehicle drive axle and drive axle design in accordance with the principles of the structure on the drive axle to choose, dete

7、rmine the drive axle design. Select the appropriate performance parameters, to reduce electric energy consumption of passenger cars in operation, the drive to improve the energy efficiency of electric buses, electric buses on the development of great significance. KEY WORDS：pure electric vehicl

8、e ，power mode ，overall axle design 53 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 前 言 1 第一章 電動客車動力方式簡析 4 §1.1電動客車動力布置 4 §1.1.1傳統(tǒng)驅動模式的特征 5 §1.1.2電動機—驅動橋組合式驅動系統(tǒng)的特征 5 §1.1.3電動機—驅動橋整體式驅動系統(tǒng)的特征 5 §1.1.4輪轂電動機分散驅動系統(tǒng)的特征 6 §1.2電動客車動力傳動系統(tǒng)介紹 6 §1.3電動客車驅動橋的構成 6 第二章 電動客車驅動橋總成方案論證 8 §2.1非斷開式驅動橋 8 §2.2斷開式驅動橋 9 §2.3電動

9、客車驅動橋形式的選取 10 第三章 主減速器的設計 11 §3.1主減速器結構方案的選擇 11 §3.1.1單級主減速器 11 §3.1.2弧齒錐齒輪與雙曲面齒輪的比較 14 §3.1.3雙級主減速器 15 §3.1.4雙速主減速器 15 §3.2主減速器錐齒輪的許用偏移量 16 §3.3主減速器錐齒輪的支承方案 16 §3.4主減速器計算載荷的確定 18 §3.4.1 主減速器錐齒輪的計算載荷的三種確定方法 18 §3.4.2 主動錐齒輪的計算轉矩Tz 20 §3.5主減速器錐齒輪的參數(shù)選擇 20 §3.5.1主、從動錐齒輪齒數(shù)的選擇 21 §3.5.2從動錐齒輪

10、大端分度圓直徑和端面模數(shù)的選擇 21 §3.6雙曲面齒輪偏移距的選擇 22 §3.7錐齒輪上的受力 22 §3.7.1齒面寬中點處的圓周力 22 §3.7.2錐齒輪上的軸向力和徑向力 23 §3.8 主減速器軸承的載荷 24 §3.8.1受力計算 25 §3.8.2軸承載荷校核 26 第四章 差速器設計 29 §4.1差速器結構形式選擇 29 §4.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的運動學分析 30 §4.3對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構設計 31 §4.3.1行星齒輪數(shù)目的選擇 31 §4.3.2行星齒輪球面半徑的確定 31 §4.3.3行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 3

11、2 §4.3.4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 32 §4.3.5壓力角 33 §4.3.6行星齒輪的軸孔長度和孔徑 33 §4.4差速器齒輪的材料 34 §4.5差速器的幾何尺寸計算和強度分析 34 §4.5.1差速器的幾何尺寸計算 34 §4.5.2差速器的強度分析 34 第五章 車輪傳動裝置的設計 36 §5.1半軸型式的選取 36 §5.1.1半浮式半軸 36 §5.1.2 3/4浮式半軸 37 §5.1.3全浮式半軸 38 §5.2半軸的設計與計算 38 §5.2.1半軸的載荷計算 39 §5.2.2 全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選取

12、 39 §5.2.3 全浮式半軸的強度校核 40 §5.3 半軸花鍵的選擇和強度計算 40 §5.3.1 半軸花鍵的選擇 41 §5.3.2 半軸花鍵的強度計算 41 §5.4半軸的結構設計及材料熱處理 41 第六章 驅動橋殼設計 43 §6.1橋殼的結構方案的分析 43 §6.1.1可分式橋殼 43 §6.1.2整體式橋殼 44 §6.2橋殼的受力分析及強度計算 45 第七章 驅動橋結構元件 47 §7.1支承軸承的預緊 47 §7.2錐齒輪嚙合的調(diào)整 47 §7.3潤滑 48 第八章 驅動橋試驗 49 §8.1整車道路試驗及使用試驗 49 §8.2

13、臺式試驗 49 結　論 51 參考文獻 52 致 謝 53 附 錄 54 前 言 一、背景 近年來，我國在純電動客車領域取得了一系列科技成果和技術突破，擁有了一批具有自主知識產(chǎn)權的核心技術，在電動汽車整車總體技術和關鍵零部件技術方面積累了豐富的經(jīng)驗，取得了豐碩的成果。我國正通過電動客車產(chǎn)業(yè)化開發(fā)環(huán)境、生產(chǎn)基地以及管理環(huán)境的建設，爭取在整車產(chǎn)品技術上取得重大突破，帶動電動客車、電動城市多功能車、電動汽車相關產(chǎn)業(yè)的技術進步和發(fā)展。 電動客車以車載電源為動力，用電力驅動系統(tǒng)代替?zhèn)鹘y(tǒng)發(fā)動機，用電機驅動車輪行駛。它符合道路交通、安全法規(guī)各項要求。有些研究表明，同

14、樣的原油經(jīng)過粗煉，送至電廠發(fā)電，經(jīng)充入電池，再由電池驅動汽車，其能量利用效率比經(jīng)過精煉變?yōu)槠?，再?jīng)汽油機驅動汽車高，因此有利于節(jié)約能源和減少二氧化碳的排量，正是這些優(yōu)點，使電動客車的研究和應用（尤其在城市的應用）成為汽車工業(yè)的一個"熱點"。 二、課程目標與意義 電動客車傳動裝置的作用是將電動機的驅動轉矩傳給客車的驅動軸。 本課題是對純電動中型客車驅動橋總成的結構設計。故本說明書將以“驅動橋設計”內(nèi)容對驅動橋及其主要零部件的結構型式與設計計算作一一介紹。 驅動橋的設計，由驅動橋的結構組成、功用、工作特點及設計要求講起，詳細地分析了驅動橋總成的結構型式及布置方法；全面介紹了驅動橋車輪的傳

15、動裝置和橋殼的各種結構型式與設計計算方法。 課題所設計的純電動大型客車規(guī)格如下： 1.動力方面，轉速（額定/峰值）：,功率（額定/峰值）：，扭矩：，控制器最高效率：，最高車速：，加速時間：，最大爬坡度：，行駛里程勻速行駛：。 2.燃料方面：動力電池類型：鋰離子動力電池，電池組規(guī)格：，，百公里經(jīng)濟性（勻速行駛）：。 3.外觀方面：長，寬，高，前懸/后懸,整備質量/滿載質量:。 另外，驅動橋總成離地間隙。 電動客車驅動橋是電動客車的重大總成之一，承載著客車的滿載簧荷重及地面經(jīng)車輪、車架及承載式車身經(jīng)懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩

16、，橋殼還承受著反作用力矩。電動客車驅動橋結構型式和設計參數(shù)除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經(jīng)濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。另外，汽車驅動橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅動橋包含主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器）、橋殼和各種齒輪。 由上述可見，汽車驅動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設計到所有的現(xiàn)代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。 三、

17、設計概述 驅動橋處于動力傳動系的末端，其功用是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,改變傳動方向，并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼（或梁）等組成。 驅動橋設計應當滿足如下基本要求： 1.所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 2.外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 3.齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4.在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。 5.在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 6.與懸架導向機構

18、運動協(xié)調(diào)，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調(diào)。 7.結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調(diào)整方便。 本次電動客車驅動橋總成的設計主要解決兩個問題，第一，想辦法將驅動電機輸出扭矩通過傳動裝置將動力傳遞到后輪子上，達到更好的車輪牽引力與轉向力的有效發(fā)揮，從而提高電動客車的行駛能力。第二，在差速器向兩邊半軸傳遞動力的同時，得允許兩邊半軸以不同的轉速旋轉，滿足兩邊車輪盡可能以純滾動的形式作不等距行駛，減少輪胎與地面的摩擦。 本課題的設計思路可分為以下幾點：首先選擇初始方案，選擇的電動客車為大型城市客車，采用后橋驅動，所以設計的驅動橋結構需要符合大型客車的結構要求；接著選擇各部件的結構形式

19、；最后選擇各部件的具體參數(shù)，設計出各主要尺寸。 所設計的電動客車驅動橋總體制造工藝性好、外形美觀，工作更穩(wěn)定、可靠。該驅動橋設計大大降低了制造成本，同時驅動橋使用維護成本也降低了。驅動橋結構符合城市大型純電動客車的整體結構要求。設計的產(chǎn)品達到了結構簡單，修理、保養(yǎng)方便；機件工藝性好，制造容易的要求。 目前我國正在大力發(fā)展電動客車產(chǎn)業(yè),采用后輪驅動電動客車的平衡性和操作性都將會有很大的提高。后輪驅動的客車加速時，牽引力將不會由前輪發(fā)出，所以在加速轉彎時，司機就會感到有更大的橫向握持力，操作性能變好。維修費用低也是后輪驅動的一個優(yōu)點，盡管由于構造和車型的不同，這種費用將會有很大的差別。如果你的

20、變速器出了故障，對于后輪驅動的汽車就不需要對差速器進行維修，但是對于前輪驅動的汽車來說也許就有這個必要了，因為這兩個部件是做在一起的。 所以后輪驅動必然會使得乘車更加安全、舒適，從而帶來可觀的經(jīng)濟效益。 第一章 電動客車動力方式簡析 §1.1電動客車動力布置 電動客車的動力系統(tǒng)主要包括能源系統(tǒng)（動力電池）、驅動系統(tǒng)和變速系統(tǒng)。動力系統(tǒng)是電動客車最重要的子系統(tǒng)，幾乎決定了整車的動力性和經(jīng)濟性，是電動客車產(chǎn)業(yè)化的關鍵技術。 驅動電機是純電動客車的動力裝置，這是純電動客車與傳統(tǒng)內(nèi)燃機客車的根本區(qū)別之處。現(xiàn)代的純電動客車所采用的驅動電機主要是交流電動機、永磁電動機和開關阻尼電

21、動機等。純電動客車驅動系統(tǒng)有驅動電動機和驅動操縱系統(tǒng)共同組成，隨著純電動客車結構形式不同，采用了不同驅動系統(tǒng)。 圖1-1 一種電動客車的基本組成 純電動客車的驅動系統(tǒng)由集中驅動系統(tǒng)和輪轂驅動系統(tǒng)組成。 其驅動系統(tǒng)總布置形式有以下幾種：（1）傳統(tǒng)驅動模式；（2）電機-驅動橋組合式驅動系統(tǒng)；（3）電動機-驅動橋整體式式驅動系統(tǒng)；（4）輪轂電動機分散驅動系統(tǒng)。 §1.1.1傳統(tǒng)驅動模式的特征 １．電動機代替發(fā)動機；２．仍然采用內(nèi)燃機汽車的傳動　系統(tǒng)，包括離合器、變速器、傳動軸和驅動橋等總成；３．有電動機前置驅動橋前置（Ｆ-Ｆ），電動機前置驅動橋后置（Ｆ-Ｒ）等各種驅動模式；４．結構

22、復雜，效率低，不能充分發(fā)揮電動機的性能。 §1.1.2電動機—驅動橋組合式驅動系統(tǒng)的特征 1.在電動機端蓋處裝置變速齒輪、差速器等驅動總成，形成電動機—驅動橋組合式驅動系統(tǒng)；2．有電動機前置驅動橋前置（Ｆ－Ｆ），電動機前置驅動橋后置（Ｆ－Ｒ），驅動橋后置（Ｒ－Ｒ）等驅動模式；3．傳動機構緊湊，傳動效率高，安裝方便。 §1.1.3電動機—驅動橋整體式驅動系統(tǒng)的特征 1.在電動機端蓋處裝置變速齒輪、差速器等驅動總成，電動機有一個空心軸，有一個驅動橋的半軸從電動機空心軸中通過；２．有電動機前置驅動橋前置(Ｆ－Ｆ），電動機前置驅動橋后置（Ｆ－Ｒ），驅動橋后置（Ｒ－Ｒ）等驅動模式；３．傳

23、動機構緊湊，傳動效率高，可以作為驅動橋布置在車架下面。 §1.1.4輪轂電動機分散驅動系統(tǒng)的特征 １．電動機裝在車輪輪轂中，可以有４×２和４×４兩種布置方式，各個車輪之間的同步轉動或差速轉動由中央控制器的計算機系統(tǒng)控制；２．４×2布置方式有雙雙前輪驅動模式和雙后輪驅動模式；３.４×４布置方式可以實現(xiàn)４輪驅動模式；４.能騰出大量有效空間，便于布置。 §1.2電動客車動力傳動系統(tǒng)介紹 電動客車傳動系統(tǒng)的結構形式，主要與驅動電機的特性有關。 如果所選擇的電機具有的轉矩-轉速特性不太理想，就要安裝傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車都有的變速器，改變傳動比，增大轉矩。 一般來說，由于電機的轉矩-轉速特性

24、要比內(nèi)燃機更接近于理想情況，所以其傳動系統(tǒng)相對要簡單一些。但是如果所選用的電機具有很大的超載能力，在短期內(nèi)能提供足夠大的轉矩，就可以取消變速器和離合器，主要靠電機調(diào)速，使傳統(tǒng)系統(tǒng)更為簡單。 對于采用輪轂電機或輪邊電機的電動客車來說，由于將電機、減速器等部件直接安裝在驅動輪轂中或驅動輪邊，取消了傳動軸、主減速器和差速器等部件，因此傳統(tǒng)系統(tǒng)大為簡化，驅動輪的差速功能由電子控制裝置來提供。 §1.3電動客車驅動橋的構成 電動客車的驅動橋為客車傳統(tǒng)系統(tǒng)中最末端總成。其功用主要如下： 一、 將傳動裝置傳來的驅動電機的轉矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現(xiàn)增大轉矩； 二、 通

25、過主減速器圓錐齒輪副或雙曲面齒輪副改變轉矩的傳遞方向； 三、 通過差速器實現(xiàn)兩側車輪差速作用，保證內(nèi)、外側車輪以不同速度轉向； 四、 通過橋殼體和車輪實現(xiàn)承載及傳力作用。 雖然在采用電動輪驅動時，電動客車可以省去傳統(tǒng)內(nèi)燃機客車傳動系統(tǒng)的差速器，但對驅動電機的要求太高。并且，電動客車的驅動電機需要頻繁啟動和停車，并承受較大的加速度或減速度，而且要求低速大轉矩爬坡，高速小轉矩運行和運行速度范圍寬。 考慮到本研究課題-電動客車驅動橋總成的實用性，要求本次的電動客車驅動橋總成主要由主減速器、差速器、車輪傳動裝置以及驅動橋殼等元件構成。 第二章 電動客車驅動橋總成方案論證 §

26、2.1非斷開式驅動橋 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架結構密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，采用的為非斷開式驅動橋，又叫整體式驅動橋，即驅動橋殼（或梁）是一根剛性梁。 圖2-1非斷開式驅動橋 1后橋殼；2差速器殼；3差速器行星齒輪；4差速器半軸齒輪；5半軸；6主減速器從動齒圈；7主減速器主動小齒輪 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、制造工藝性好，成本低，可靠性好，維修調(diào)整容易，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承

27、在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。 驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經(jīng)確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內(nèi)，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質

28、心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。 在少數(shù)具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。 §2.2斷開式驅動橋 當汽車采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調(diào)，驅動橋應采用斷開式，此時主減速器裝在車架或車身上，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動。 圖2-2斷開式

29、驅動橋 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要

30、因素，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 §2.3電動客車驅動橋形式的選取 由于非斷開式驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠，查閱文獻[2]

31、，參照國內(nèi)相關客車的設計,經(jīng)方案驗證，最后本課題選用非斷開式驅動橋。 圖2-3 非斷開式驅動橋的結構示意圖 1-鎖緊螺母 2-鍵 3-輪轂 4-橋殼 5-差速裝置 6-半軸 7-軸承 第三章 主減速器的設計 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： 一、所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 二、外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。 三、在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協(xié)調(diào)。 四、在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。 五、結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆

32、裝、調(diào)整方便。 §3.1主減速器結構方案的選擇 為適應不同車型的使用要求，主減速器有多種結構形式。按照主減速器所具有的齒輪副的數(shù)目可以分為單級主減速器（有一對齒輪副）和雙級主減速器（有兩對齒輪副）。而雙級主減速器按結構形式又可分為整體式和分開式兩種。其中，分開式雙級主減速器的第一級設于驅動橋中部（稱為中央減速器），而第二級設于輪邊（稱為輪邊減速器）。當主減速器具有兩個擋位時，稱其為雙速主減速器。 §3.1.1單級主減速器 單級主減速器常由一對圓錐齒輪組成。這種主減速器結構比較簡單，質量小，成本低，使用簡單。但是主傳動比不能太大，一般不大于7.0.如果進一步提高主傳動比將會增大從

33、動齒輪直徑，從而減小離地間隙（降低通過性），并且會使從動齒輪熱處理復雜化。由于上述特點，單級主減速器廣泛用于轎車和輕、中型貨車上。 主減速器的傳動形式主要有：（a）螺旋錐齒輪傳動；（b）雙曲面齒輪傳動（又叫準雙曲面齒輪傳動）；（c）圓柱齒輪傳動；（d）蝸桿蝸輪傳動。 圖3-1 主減速器的傳動形式 （a）螺旋錐齒輪傳動；（b）雙曲面齒輪傳動 （c）圓柱齒輪傳動；（d）蝸桿蝸輪傳動 螺旋錐齒輪傳動有以下特點：零件制造比較簡單，但是其工作噪聲大，且對嚙合精度很敏感。即，齒輪副錐頂稍有不吻合，便會使工作條件急劇變壞，從而使磨損加劇，噪聲增大。因此要保證齒輪副的正確嚙合，因而必須將軸承預緊

34、，提高支撐剛度，增大主減速器殼體的剛度。其中，螺旋錐齒輪傳動是弧齒錐齒輪傳動的一種形式。 弧齒錐齒輪傳動，一對弧齒錐齒輪嚙合時，輪齒并不是在全長上嚙合，而是從一端逐漸連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端，并有幾個齒同時載荷，而且嚙合平穩(wěn)?；↓X錐齒輪主動齒輪的螺旋角1與從動錐齒輪的螺旋角2是相等的，和是主動齒輪和從動齒輪的平均分度圓半徑，那么弧齒錐齒輪的傳動比為： （3-1） 對于雙曲面錐齒輪傳動(如下

35、圖)來說有以下特點：主、從動軸軸線不相交，而是有一偏移距E，這是與螺旋錐齒輪傳動的不同之處。 圖3-2 雙曲面齒輪副的受力情況 由于存在偏移距E，使主動齒輪螺旋角與從動齒輪螺旋角不相等，且。其中，是主動齒輪的切向力，是從動齒輪的切向力。在嚙合點，兩齒輪嚙合齒面的法線方向相同。此時，嚙合齒面上的法向力應該彼此相等，都為。而 （3-2） （3-3） 所以

36、 （3-4） （3-5） 設和分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑，則雙曲面齒輪傳動 （3-6） 而對螺旋錐齒輪傳動，其傳動比為 （3-7） 在上式中，。 這說明，當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪的尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。從另一個角度說，當傳動比一定、從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪

37、比螺旋錐齒輪有較大的直徑，從而有較高的輪齒強度、較大的主動齒輪軸和軸承剛度。再者，當傳動比和主動齒輪尺寸一定時，雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪小，因而可以增大主減速器殼處的離地間隙。 圓柱齒輪傳動結構僅限于用在驅動電機橫置的驅動橋中，這時不需要改變傳動方向。 蝸桿蝸輪傳動的特點為：可以在輪廓尺寸較小、結構質量較小的情況下得到的傳動比（傳動比可以大于7），工作平穩(wěn)、無聲，適宜把多驅動橋汽車的驅動橋布置成貫通式。但是，其傳動效率較低，成本較高，蝸輪齒圈要求用高質量的錫青銅，采用的材料價格高。由于以上特點，蝸桿蝸輪傳動盡在生產(chǎn)批量不大的少數(shù)場合得到應用。 §3.1.2弧齒錐齒輪與雙曲

38、面齒輪的比較 弧齒錐齒輪工作噪聲大，對嚙合精度和裝配精度比較敏感。為保證齒輪副的正確嚙合，必須預緊軸承，并提高軸承的支承剛體和殼體的剛度，若精度得不能滿足，便會使齒輪磨損增大和噪聲增大。齒輪的工作條件急劇變壞?；↓X錐齒輪制造簡單、生產(chǎn)成本低。雙曲面齒輪工作平穩(wěn)且噪聲較小，但是若偏移距E過大，則沿齒長方向的縱向滑動可以造成摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪的齒面間壓力和摩擦功都很大，可能導致油膜破壞和齒面間咬死，所以必須采用特殊的雙曲面齒輪油，以改善油膜的強度，避免齒面燒結或咬死。雙曲面齒輪主減速器的主動軸可以布置在從動齒輪中心平面的下方，降低萬向節(jié)傳動的高度，從而降低車身的高度；當采用

39、貫通式驅動橋時，主動軸布置在從動齒輪中心平面的下方，可以增大傳動軸的離地高度，提高汽車的通過性。雙曲面齒輪制造復雜，生產(chǎn)成本高。雙曲面齒輪與弧齒錐齒輪的優(yōu)缺點比較見下表 通過弧齒錐齒輪與雙曲面齒輪的比較，雙曲面齒輪工作平穩(wěn)且噪聲較小，且能降低離地間隙，所以本次設計選用雙曲面齒輪傳動作為主減速器。 表3-1 雙曲面齒輪與弧齒錐齒輪的優(yōu)缺點比較 特點 雙曲面齒輪 弧齒錐齒輪 運轉平穩(wěn)性 優(yōu) 良 抗彎強度 提高30% 較底 接觸強度 高 較底 抗膠合能力 較弱 強 滑動速度 大 小 效率 約96% 約99% 對安裝誤差的敏感性 取決于支撐剛度和刀

40、盤直徑 同左 軸承負荷 小齒輪的軸向力大 小齒輪的軸向力小 潤滑油 有多種添加劑的特種潤滑油 普通潤滑油 §3.1.3雙級主減速器 與單級主減速器相比，采用雙級主減速器可以在保證離地間隙相同的情況下得到更大的傳動比（），但是其尺寸較大，質量較大，成本較高，傳動效率低，主要用于中、重型貨車，越野車上。雙級主減速器又分為整體式和分開式，分開式可以在保證具有較大傳動比的條件下，驅動橋中央部分尺寸小，離地間隙較大，多用于越野車、重型礦用自卸車和重型貨車，但是由于必須在每個驅動輪旁邊均設一輪邊減速器，導致結構復雜，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難，所以，分開式雙級主減速器

41、不適合用于大型純電動客車的主減速器的設計。 §3.1.4雙速主減速器 雙速主減速器有兩個擋位，即有兩個主傳動比，它與普通變速器相配可成倍增加擋位，且不需要采用副變速器。其低檔適于在困難的路面上應用，以克服較大的行駛阻力；其高擋適用于良好的路面和非滿載狀況下應用，以獲得較好的燃料經(jīng)濟性和提高平均車速。因此，雙速主減速器最適合用于由標準貨車變形而得到的山區(qū)用車、牽引車和特種汽車上。 綜上所述，參考文獻[2]和[4]從經(jīng)濟型、實用性和可靠性方面出發(fā)，又根據(jù)設計的電動客車傳動比遠小于7，經(jīng)方案驗證本次電動客車的主減速器的設計選用單級級主減速器。 §3.2主減速器錐齒輪的許用偏移量 在

42、設計具有錐齒輪傳動的主減速器中，一個很重要的考慮就是要保證主動和從動錐齒輪能良好地嚙合，工作可靠，運行平穩(wěn)。齒輪的正確嚙合，與齒輪的加工質量，齒輪的裝配調(diào)整，軸承、主減速器殼體的剛度，以及齒輪的支撐剛度密切相關。下圖給出了主減速器錐齒輪的許用偏移量。 圖3-3 主減速器錐齒輪的許用偏移量 為了使錐齒輪能夠正常工作，各偏移量應該控制在上述許用偏移量范圍內(nèi)。 §3.3主減速器錐齒輪的支承方案 要使帶有錐齒輪的主減速器的主、從動錐齒輪嚙合狀況良好，并且可靠而安靜平滑地工作，除了與齒輪加工質量、齒輪的裝配間隙調(diào)整、軸承型式選擇以及主減速器整體的剛度有關外，還與齒輪的支承剛度有著密切的關

43、系。支承剛度不夠，則可能造成齒輪受載荷變形或者位置偏移，破壞嚙合精度。 主動錐齒輪支承有兩種型式：懸臂式支承和跨置式支承。 圖3-4 動錐齒輪的支撐形式 a）懸臂式支撐 b)跨置式支承 懸臂式支承如圖a所示，其特點是主動錐齒輪軸上兩個軸承的圓錐滾子大端向外，這樣可以減小懸臂的長度a，增加支承間的距離b，以提高主動軸的支承剛度。在設計時，兩軸承支承間距離b應大于2.5倍的懸臂長度a，靠近齒輪的軸頸直徑應不小于懸臂長度a。懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，用于傳遞較小轉矩的轎車、輕型貨車的單級主減速器以及許多雙級主減速器中。 跨置式支承如圖b所示，其持點是錐齒輪的兩端均用軸承支

44、承，這樣可以增加支承剛度，減少軸承負荷，提高齒輪的承載能力。但是因為主動齒輪和從動齒輪之間的空間很小，使主動齒輪小頭的軸承尺寸受到限制，并且也給主減速器殼體的鑄造和加工增加了困難。在主減速器需要傳遞較大的轉矩的情況下，常采用跨置式支承型式。 本次設計選用懸臂式支承形式。因為它結構簡單，制造成本低，在滿足支撐載荷需要的同時，還減少了使用空間。軸承計算： 圖3-5懸臂式支承 求主動齒輪中點分度圓直徑d： 通過分析計算可得公式： （3-8） 經(jīng)計算得 而主動齒輪齒根圓直徑

45、： （3-9） 所以由以上可求得主動齒輪的齒輪軸徑 故暫定， 初選軸承30212，查閱文獻[11]，經(jīng)方案驗證得到軸承所需參數(shù)： ，，， ， 所以可以求得x值： （3-10） 為求軸承載荷須求得： §3.4主減速器計算載荷的確定 §3.4.1 主減速器錐齒輪的計算載荷的三種確定方法 1、按驅動電機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Tce：

46、 （3-11） 式中 Tce—計算轉矩，N.m； Temax—驅動電機最大使用轉矩，N.m，本車為850N.m； N—驅動橋數(shù)，本車為1； i1—變速器一檔傳動比，本車為6.32； if—分動器傳動比，本車沒有分動器； i0—主減速器傳動比，本車為4.11； —從驅動電機到主減速器從動齒輪之間的傳動效率，為0.95； k—液力變矩器系數(shù)，本車沒有液力變矩器； kd—由于猛踩離合器而產(chǎn)生的動載荷系數(shù)，對液力自動變速器kd=1，對 于手操縱高性能賽車，kd=3；對于一般貨車、礦用汽車和越野車，kd=1，本車為1； 2、按驅動輪打滑轉距確定從動錐齒輪計算

47、轉矩Tcs： （3-12） Tcs—計算轉矩，N·m； G2—滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜負荷，N, 本車為85000N; m2—汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù), 本車為1.1； —輪胎與路面間的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的汽車，在良好 路面上， 可取0.85；對于安裝了防側滑輪胎的轎車，可取1.25；對于越野車，變化較大，一般取1或其它值。本車為0.85; —車輪滾動半徑，m；本車為0.483. —廠主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率，95%； 3、按日常行駛平均(當量)轉矩確定從動錐齒輪計算轉矩Tcf： 性能系

48、數(shù) （3-13） 式中，Ga—汽車滿載總重N； 當(0.195Ga／Temax)>16時，取fj＝0。計算得fj＝0。 （3-14） 式中， Ft—汽車日常行駛平均(當量)牽引力，N； Tcf—計算轉矩，N．m； 按上述第一種、第二種方法確定的計算轉矩Tce、Tcs，不是汽車日常行駛平均轉矩，僅為錐齒輪的最大轉矩，因而不

49、能用來進行疲勞壽命計算，而只用作計算錐齒輪的最大應力。然而這兩種載荷確定方法仍很重要，按這兩種方法計算的最大應力可以與同類汽車進行比較，也可作為選擇錐齒輪主要參數(shù)的依據(jù)。對于一個具體車輛的主減速器錐齒輪，可以取這兩種方法計算結果的較小值作為計算轉矩。按第二種方法(日常行駛平均轉矩)確定的計算載荷，可以用來進行錐齒輪的壽命計算。 §3.4.2 主動錐齒輪的計算轉矩Tz 當計算錐齒輪最大應力時，從動錐齒輪的計算轉矩Tc取前兩種計算轉矩的最小值，即Tc=min[Tcs,Tcf]；當計算齒輪疲勞壽命時，Tc取Tcf.。 主動錐齒輪的計算轉矩 （3-15） §3.5

50、主減速器錐齒輪的參數(shù)選擇 §3.5.1主、從動錐齒輪齒數(shù)的選擇 在進行主、從動錐齒輪齒數(shù)Z1、Z2的選擇時，應考慮互相嚙合齒輪的齒數(shù)間沒有公約數(shù)，以保證在使用過程中主、從動齒輪的各齒之間都能互相嚙合，起到自動磨合的作用。為了得到理想的重合系數(shù)和高的輪齒抗彎強度，大、小齒輪的齒數(shù)和應不少于40。在主減速器中，為了使齒輪嚙合平穩(wěn)、噪聲小并且不會產(chǎn)生加工缺陷，對于轎車而言，小齒輪齒數(shù)Z1一般不小于9；對于貨車而言，Z1一般不小于6。而且隨著主傳動比的減小，Z1應該逐漸加大。對應于轎車，貨車的齒數(shù)和可以取得小一些，以得到較大的抗彎強度，但一般不應小于40。本次設計取Z1=9，Z2=37，符合上

51、述要求。 §3.5.2從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)的選擇 對單級主減速器而言，從動錐齒輪的尺寸大小會影響驅動橋殼的離地間隙，并影響跨置式主動齒輪前支承架的位置和差速器的安裝?；↓X錐齒輪傳動和準雙曲面齒輪傳動的從動錐齒輪大端分度圓直徑D2，可以根據(jù)從動齒輪上的最大轉矩由以下經(jīng)驗公式初選： （3-17） 式中 D2—從動錐齒輪節(jié)圓直徑，mm； Kd2—直徑系數(shù)，取13—18

52、； TG—計算轉矩，N.m； 本次設計通過估算可以確定，以后的計算將檢驗其是否合理。 D2初選后，可按m＝D2／Z2算出錐齒輪大端的端面模數(shù)，端面模數(shù)還應滿足： （3-18） 式中 Km—模數(shù)系數(shù)，取0.3---0.4。 本次設計模數(shù)定為。 §3.6雙曲面齒輪偏移距的選擇 在雙曲面齒輪傳動中，小齒輪偏移距E是雙曲面齒輪傳動的重要參數(shù)。E值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷。E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪的特點。在汽車主減速器中，對于轎車和輕型貨車等輕負荷傳動，可取較大的E

53、值，E0.2D2；對于貨車和大客車等負荷較大的傳動，應取較小的值，E（0.1—0.2）D2。 本次設計將雙曲面齒輪偏移距定為。 §3.7錐齒輪上的受力 在工作過程中，弧齒錐齒輪或準雙曲面齒輪齒面上作用有一法向力，這個法向力可分解成三個分力：一個是沿齒輪切線方向的圓周力，另一個是沿齒輪軸線方向的軸向力，再一個是與齒輪軸線方向垂直的徑向力：齒輪的其它力可以用作用在齒面寬中點處的圓周力來描述。 §3.7.1齒面寬中點處的圓周力 首先需要求出從動齒輪齒面寬中點處的分度圓直徑： （3

54、-19） 式中 —從動齒輪齒面寬中點分度圓直徑； —齒面寬； —從動齒輪節(jié)錐角。 本次設計可通過計算得到以上各值，求得為。 于是齒面寬中點處的圓周力P可以表示為： （3-20） 對于圓錐齒輪傳動來說，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的；對于雙曲面齒輪傳動來說，由于主、從動齒輪的螺旋角不等，因此它們的圓周力也不相等，作用在雙曲面主動齒輪齒面寬中點處的圓周力為： （3-

55、21） §3.7.2錐齒輪上的軸向力和徑向力 圖3-6 主動小齒輪齒面上的作用力 弧齒錐齒輪或準雙曲面齒輪的主動小齒輪齒面受力情況如圖所示。圖中主動小齒輪的螺旋方向為左旋，F(xiàn)是作用在節(jié)錐面上齒面寬中點A處的法向力，可分解為兩個互相垂直的力F和F。F垂直于節(jié)錐平面，F(xiàn)位于以OA為切線的節(jié)錐的切平面內(nèi)，F(xiàn)在此切平面內(nèi)又可分解為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)錐母線方向的力廠Fs兩個分力。力F與力F之間的夾角為螺旋，F(xiàn)與F之的夾角為法向壓力角。由幾何關系可以得出： （3-22）

56、 因而： （3-23） （3-24） 力F可以沿小齒輪的徑向和軸向分解為兄F和F兩個分力，而力Fs也可以沿徑向和軸向分解為F和F兩個分力。于是作用在小齒輪齒面上的軸向力F和徑向力F為： （2-25） （3-26） 依據(jù)主動

57、小齒輪的螺旋方向以及旋轉方向的不同。主、從動齒輪齒面上所受到的軸向力和徑向力的計算公式見下表。當利用表中公式計算準雙曲面齒輪的軸向力和徑向力時，公式中的表示輪齒驅動一側齒廓的法向壓力角；公式中的節(jié)錐角，算小齒輪時用面錐角代替，算大齒輪時用根錐角代替。按公式算出的軸向力若為正值，說明軸向力與圖所示的軸向力方向相同，即離開錐頂；若為負值，軸向力方向則指向錐頂。對徑向力而言，正值表明徑向力使該齒輪離開相配齒輪，負值表明徑向力使該齒輪趨向相配齒輪。 圖3-7 單級主減速器軸承的布置 §3.8 主減速器軸承的載荷 利用計算得到的錐齒輪齒面上的圓周力、軸向力和

58、徑向力，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，就可以確定軸承上的載荷。如上圖所示，根據(jù)其布置尺寸，各軸承的載荷計算公式見表。在求得軸承的載荷并大致確定了主減速器的使用工況以后，就可以按照一般機械工程設計中軸承的計算方法選用適當?shù)妮S承。 §3.8.1受力計算 表3-2齒面軸向力和徑向力的計算公式 主動小齒輪 軸向力 徑向力 螺旋方向 旋轉方向 右 左 順時針 逆時針 主動齒輪 從動齒輪 主動齒輪 從動齒輪 右 左 順時針 逆時針 主動齒輪 從動齒輪 主動齒輪 從動齒輪

59、 （3-27） （3-28） （3-29） （3-30） §3.8.2軸承載荷校核 本次設計中外加轉矩的旋向和方向為左旋順時針： 軸承A、B的徑向載荷： （3-31） 軸承A、B的軸向載荷： （3-32） 因為，且

60、所以校核軸承時，只需校核軸承Ｂ即可。 下面對軸承B進行校核： 按照下式可求出軸承的當量動載荷Q 式中　　X—徑向系數(shù) 　　　　　　　Y—軸向系數(shù) 對單列圓錐滾子來說： 當時，X＝１，Y=0； 當時，X=0.4，Y值及判斷參數(shù)e見軸承手冊。 本次設計中，選用軸承30212。查表的e=0.37 因為，大于e值，所以通過手冊得，Y=0.4。得， （3-33） 計算軸承的額定壽命L，

61、 （3-34） 式中 C—額定動載荷，N.m；其值見軸承手冊； —溫度系數(shù)，可查表得到； —壽命系數(shù)，對于圓錐滾子。 軸承所能承受的汽車行駛里程為： （3-35） 式中 S——汽車大修里程 從上述計算中可以看出軸承的使用壽命符合使用要求。 §3.9主減速器錐齒輪的材料 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它

62、齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應滿足如下的要求： 一、具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性； 二、齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷； 三、鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制； 四、選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻呀的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和1

63、6SiMn2WMoV。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質量分數(shù)為0.8%～1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒

64、面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。 第四章 差速器設計 §4.1差速器結構形式選擇 汽車左右車輪行駛的路程往往存在差別，為了適應這一特點，在驅動橋的左右車輪之間都裝有差速器。在多軸驅動的汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過性，同時可以避免在驅動橋間產(chǎn)生功率循環(huán)以及由此引起的附加裁荷，以減少傳動系零件的損傷、輪胎的磨損和燃料消耗。 圖4-1 差速器結構 1-軸承；2-左外殼；3-墊片；4-半軸齒輪；5-墊圈； 6-行星齒輪； 7-從動齒輪；8-右外殼；9-十字軸；10-螺栓 差速器按結構型式可分為齒輪

65、式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌式多種型式。在一般用途的汽車上，輪間差速器常采用對稱錐齒輪式差速器如圖所示，其兩個半軸齒輪大小相同，可將轉矩大致平均分配結左、右驅動輪。 圖4-2 普通錐齒輪差速器原理 §4.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的運動學分析 齒輪式差速器有錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。錐齒輪式差速器因其結構緊湊、質量較小、制造容易、工作平穩(wěn)可靠而被廣泛采用。錐齒輪式又可分為普通錐齒輪差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器等多種型式。 如上圖所示，設差速器殼體的角速度為，兩個半軸的角速 分別為和，則有：

66、 （4-1） 當某一側的半軸不轉，例如時，另一側的半軸角速度為；當差速器殼不轉，即時，為，即左右半軸反方向等速轉動。設T為差速器殼受到的轉矩，、分別為轉速快的和轉速慢的半軸對差速器的反轉矩，為差速器內(nèi)摩擦力矩，則根據(jù)力矩平衡有： （4-2） （4-3） 常以差速器鎖緊系數(shù)K來表征差速器的性能，設 K=/ （4-4） 則由以上的幾個方程可以得出： （4-5）