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I 純電動迷你巴士（驅動橋設計） 摘 要 驅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 數是已經給定的，和大多數的設計者一樣，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據之后我們開始動手 進行設計，但是設計之前主減速器，差速器，半軸和橋殼結構和類別還是得先確 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 據的，所以，我們才敢那么肯定的說我們設計的驅動橋是合理有效的，是符合實 際生產使用要求的。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，產品化。 關鍵字：微型客車，驅動橋，主減速器，差速器，半軸 II 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 1 目錄 前言 ??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????1 第一章 驅動橋結構方案分析 ???????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????2 第二章 主減速器設計 ?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????3 2.1 主減速器的結構形式 ????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????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構 ????????????????????????????????????????????????????????????????????????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 驅動橋殼的設計 ??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????31 5.1 鑄造整體式橋殼的結構 ????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????31 2 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 結論 ????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????38 參考文獻 ??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????39 致謝 ????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????40 附錄 ????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????41 1 前言 驅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 遞過來的轉矩，并將它合理的分配到驅動車輪的左右輪；此外，還有很多其他形 式的力作用到驅動橋上，垂直力、橫向力和徑向力就作用到驅動橋上，此外還受 到制動力矩和反作用力矩等等作用。驅動橋的構造很是復雜，不過我們只研究主 要的幾個結構，也就是主減速器，差速器，半軸和橋殼等幾個部分。 在設計驅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 的燃料經濟性和車輛運轉的動力性。 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）導向機構和轉向機構兩個看似好像與驅動橋毫無關聯(lián)的機構在這里必須能 夠和驅動橋協(xié)調轉動起來。 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。 2 第一章 驅動橋結構方案分析 我們可以見到的驅動橋的形式有很多種，在車輛驅動橋設計過程中如果選用 斷開式驅動橋，則懸架就采用獨立懸架，然而，要是我們使用非斷開式驅動橋， 則就應該采用非獨立懸架。由于非斷開式驅動橋制造工藝簡單、制造材料便宜而 且工作狀態(tài)比較可靠，經過對比國內外的相關純電動迷你巴士的相關車型的設計， 我們決定使用非斷開式驅動橋。 3 第二章 主減速器設計 2.1 主減速器的結構形式 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。 考慮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環(huán)境迅速變差，從而加劇齒輪的磨損并且使其產生 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：結構以及制造簡單，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。經過查閱資 料、相關文獻和方案論證后，本設計采用跨越式支承結構，此外從動錐齒輪的支 承選用的是圓錐滾子軸承。 4 2.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算 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)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Ｔce （2-1）niKkTfdec /01max?????mN? 上述式子中出現(xiàn)的未知參數的含義如下： ——變速器最低檔傳動比； ——1 0i 主減速器傳動比； ——分動器傳動比；且 =1×6.2×1=6.2fi fi?01 ——電機輸出的峰值轉矩，在此取 466 ；maxeT N? ——變速器傳動效率，在此取 0.97；? ——該車的計算驅動橋數目在此取 1；n ——緊急制動時引起的動載荷系數，性能系數 =0 的汽車： =1，dKjfdk 0 的汽車： =2 或由實驗選定。性能系數由下列式子計算jfdk ??? ????? ????????? 16Tgm0.95 0. Tgm.95-16eaxeaxeax當當jf （2-2） ——滿載時車輛的質量，在此取 5000 ；a gK 所以 × 195.468.?1 =0，也即 =1?jfdk 由以上各參數代入式子（2-1）可求 Tce = =2802.524Tce197.02??mN? 2. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 csT （2-3）mcs irG????/'2 ? 上述式子中出現(xiàn)的參數代表的含義如下： ——滿載時車輛驅動橋對地面的2G 最大載荷， =5000×9.8=49000N;2 5 ——車輪對地面的黏著系數，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；r r ——最大加速時車輛后軸負荷轉移系數；商用車：1.1~1.2，本設計選2'm 為 1.1； ——主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比， =1；i mi ——主減速器主動齒輪到車輪之間的傳遞效率， =0.95；m?? 代入式子（2-3），有： = =18615.358N csT95.01386.4? 由式子（2-1）和式子（2-3）計算出來的轉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，轉矩的取值應該是上述計算的轉矩的最小值，也就是說 =min[ ]，故主減速器從動齒輪的計算載荷為：CTces, =2802.524N.mc 查閱資料，我們不難得到計算主動錐齒輪的轉矩的計算公式，計算式子如下： = （2-4）zGci??0 式子中， ——主傳動比，在此取 6.2；o ——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G 關表格可得 為 0.85；G 將數據代入式子（2-4）得： =531.788N.mzT 2.2.2 錐齒輪主要參數的選擇 和主減速器錐齒輪相關的參數有很多，本設計中只計算了和設計相關的一些 尺寸參數，大致包括：主、從動齒輪的齒數 和 ，從動錐齒輪的大端分度圓直1z2 徑 、端面模數 、主從動錐齒輪齒面寬 和 、中點螺旋角 、法向壓力角2Dsmb? 等。? 1. 主、從動錐齒輪齒數 和1z2 主、從錐齒輪齒數的選取主要注意以下幾點： 1）為了較好的磨合，齒數 ， 最好保持互質關系。12 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1z 6 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。0i1z 5）對于不同的主傳動比， 和 選擇應該具體問題具體對待。2 根據以上要求參考相關書籍資料和相應的計算取： =7 =43 1z2 故可以重新確定該車的主減速比： = = =6.1430i12Z743 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： =2776.759niKkTfdec /01max????? 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑 和端面模數2Ds 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2 器安裝。一般由于長期工作的積累和經驗，對一些數據都會有一定的選擇標準， 根據這個標準來初步選定 的尺寸，即2D （2-5）3cTK? ——直徑系數，一般取 13.0～15.3，本設計按 15 計算； 2DK ——計算時從動錐齒輪代入的轉動力矩， ，本設計中它的數值選擇Tc mN? 為 Tce 和 Tcs 中的最小的那個數值。 所以 =15× =210.8 ，則端面模數23759.6 = / =210.8/43=4.9 ;此外， 還具有如下的關系式 = ，其smzms smk3cT 中 為模數系數，一般在 0.3~0.4 之間取值。經過計算可得： =（0.3~0.4）×k =4.22~5.62，根據國家標準選取模數 =5，所以我們可以得到3759.6s = =5×43=215mm。且滿足強度校核。2D2Zs? 3. 主，從動錐齒輪齒面寬 和1b2 對于從動錐齒輪齒寬的選擇，一般參照推薦數值，它的數值盡量不要大于 其節(jié)錐的 0.3 倍，即 ，此外， 還必須具有如下的關系： ，223.0A?2b smb102? 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： =0.155 215=33.325 2215.Db??m 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 =36.6581m 4.中點螺旋角 ? 7 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 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。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 計算結果 單 位 1 主動齒 輪數 =7 2 從動齒 輪數 =43 3 端面模 數 =5 m m 4 齒面寬 F1=33.325,F2=36.658 m m 5 齒工作 =gh1Hsmhg=7.80 m 8 高 m 6 齒全高 =gh2Hsmh=8.665 m m 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 m m 10 節(jié)錐角 γ1=9.25,γ2=80.75 度 11 節(jié)錐距 A。=109.00 m m 12 周節(jié) t=15.71 m m 13 齒頂高 = , = -2'haKsm1'gh2' =0.27 h1′=6.45 ，h2 ′=1.35 m m 14 齒根高 h1″=2.22 ，h2 ″=7.32 m m 15 徑向間 隙 c=0.68 m m 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 9 19 外圓直 徑 d01=47.73,d02=215.43 m m 20 節(jié)錐頂 點至齒 輪外緣 距離 χ01=106.46,χ02=16.17 m m 21 理論弧 齒厚 S1=11.62,S2=4.09 m m 22 齒側間 隙 =t- , =1s2msk =0.818k B = 30. m m 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，為此我們查閱相關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 還要歸結于車輛驅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 驅動橋齒輪的許用彎曲應力不能超過 200.9N／mm 。詳細的數據我們可以參照下2 10 表： 表 2-2 汽車驅動橋齒輪的許用應力 N／mm 2 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 的最大計算轉矩 Tec，Tcs 中的較 小者 600 2600 970 按式（2-4）計算出的平均計算轉 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)2bPp? 式中：P——輪齒上的作用的圓周力，根據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； rG?2 ——從動輪齒的齒寬，在此取 40mm. 2b 首先我們可以按照電機最大輸出轉矩先進性計算，具體計算公式見如下： N／mm （2-7） 3max120negTipdb?? 式中： ——電機傳出來的峰值轉矩，在此取 466 ；maxeT m? ——變速器的傳動比；gi ——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 35mm.1d 對于多橋驅動的汽車還應考慮驅動橋數，本車 n=1 按上式 p=1502.4 N／mm 11 按最大附著力矩計算時： N／mm 2 310bdrGp??? （2-8） 在上面的公式里面有很多參數，它們具體的含義如下所述： ——在考慮車輛2 最大加速時負荷增量時且車輛滿載時單個驅動橋對地面的最大負 荷，本設計取值為 49000N； ——車胎和行駛路面的黏著系數，本設計取值為 0.85：? ——車輪的運轉半徑，本設計中取 0.386mr 按上式 p=854.342 N／mm 根據經驗以及計算的數據我們可以得到：在許用范圍內，單位長度齒面上的 許用圓周力[p]最大可以達到 1648N/mm 。2 （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） JmzbKTvs????20 312?2m 式中： ——齒輪強度計算時代入的載荷，N·m;T ——超載系數；在此取 1.00 ——與材料、齒輪尺寸和熱處理相關的尺寸系數，s 當 時， ，在此 ＝0.7921sm6.1?4.25mKs?41025.sK? ——載荷分配系數；K ——質量系數，本次設計選取的數值為 1.0v ——計算中代入的齒面寬度，mm;b ——計算齒輪的齒數；z ——端面模數， mm;m ——在計算彎曲應力時需要考慮的綜合系數（或幾何系數），它是充分J 考慮了齒形系數以后的結果。 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，所以在綜合系數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.JJ 12 按上式 ＝534.8781 N/ 600 N/ 31 220751.40.791.05893???? 2m2 =501.3329 N/ 600 N/ 2 2.6 按 計算， =93.3562 N/ 200.9 N/cfT 31 2048.5710.91.593?? 22m =88.0011 N/ 200.9 N/ 32 2.6754106?? 2m2 綜上我們不難得出如下結論：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 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)bJKTdCvfmspj 30112???2 上面的公式中未知參數代表的含義如下： ——在計算主動錐齒輪時代入的T 轉矩數值； ——材料的彈性系數，在這次設計中選擇為 232.6 /mm;p 2 1N ， ， ——可以參照上述的說明介紹；0Kvm ——尺寸系數，一般得考慮齒輪的淬透性，但是由于是初學者我s 們參考了一下已有設計并取值為 1.0； ——表面質量系數。綜合考慮以及查閱相關車型，在這次設計中f 我們選取表面質量系數為 1.0; 13 ——接觸應力計算過程中的綜合系數。它的選擇需綜合考慮許多因J 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、有效尺寬及慣性系數等等，按圖 2-2 選取 =0.1345J 按上式 =1079.2534 〈1650 323.648.571.0.5100984j???? N/ 2m 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。 相關參數的選取參照下圖： 圖 2-2 接觸計算用綜合系數 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： ①必須具有滿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； ②沖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； ③各種加工性能要好，各種變形程度要在允許范圍類并且最好能夠被掌控； ④選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 14 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矩 代入式子進行dT 運算。當量轉矩的計算可以按照下列公式進行計算： 3133231max 010001 ???????? ?????? ???????????????????????????? TRgiTgiTgiTgied ffffT ? (2-11) 上面的式子中出現(xiàn)的參數所代表的含義如下： ——電機的峰值轉矩，本設計maxeT 選取 830N·m； ， … ——不同檔位變速器的使用效率，可以參考相關標準進行選1if2iiRf 擇； ， … ——不同檔位的傳動比；1gi2gi ， … ——不同檔位時電機的利用率，參考相關標準進行選擇；TfTRf 表 2-3 及 的參考值ifT 經計算 為 1560.3200Ｎ ·ｍdT 15 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： 22sin?bdm??211z 經計算 ＝65.4233mm =384.0024mmmd1md2 (1) 齒寬中點處的圓周力 齒寬中心處所受到的周向力為 ＝ N FmdT2 (2-12) 式中： ——輪齒所受到的轉矩;T ——齒寬中心處的分度圓直徑.md 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 ： = =43.6632KNF21580.4967? （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，旋轉方向從右邊看過去為為逆時針，F(xiàn) 為作用T 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，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 如下結論： ??cosT? 16 （2-13） ??cos/tansiFTN? （2-14） ticoTS （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-????????cosinstacossin????FFSNaz 16） （2-?????sinctancosincos ??SNRz 17） 由式子（2-16）可計算 36343N? ? 346.85910tan2.5si9.6sin35co9.6cosazF??????? 由式子（2-17）可計算 =17562NRz? ? 346.85910tan2.5cos9.6in35s9.6cos???? 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： 17 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 2110.5RZaZA mRFbFda?????? （2-18） （2-19???2 2110.5BRZaZmcda??? ） 根據上式已知 =35432N， =17775N，a=125mm ，b=40mm，c=175mm aZFRZ ＝66.5476mmmd1 因此：A 軸承的徑向力計算結果如下： = =18312N AR????2 214685.901786350.6347.130????? 軸承 B 的徑向力 R = =21443N??? ?2 214685.910786310.53647.1530 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。軸承 、 均為 1.7。 把上述數據代入相應的計算公式中計算出軸承的派生軸向力為： =5342.66 18 =6389.76 因為 ＜ + ，所以軸承 被放松，軸承 被壓緊。對于圓錐滾子軸承，azF 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 = + =41662.72azF 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； ——軸向系數。 各個參數的確定： ：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；0.29.35AeR?? 對于軸承 ， 時， =0.4， =1.7;.6. 將上述各參數帶入式（2-18）中得： =18312 =97498aQbQ （2-19） 3106hpCLnf????????? 19 式中： ——額定動載荷， ；軸承 為 130KN，軸承 為 152KN； ——載荷系數；對于車輛取 1.2～1.8，取 1.2； ——軸承的計算轉速， ，但是本設計的計算轉速 為2n r/min ramv6.? (2-21) 式中： ——車輪的轉動半徑，mr ——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av 30～35 km/h，且在這次設計中我們選取的數值是 32.5 km/h。 所以有上式可得 = =169.3277 r/min2n.63.50? 而主動錐齒輪的計算轉速 =1004 r/min1 ——壽命指數；對于滾子軸承取 ； ——當量動載荷， 將相應的數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，則根據相關公式可以 計算出預期的使用壽命，也就是 = h (2-23)hL'amv 所以 = =3076.9 hhL'5.3210 和 比較來看，容易發(fā)現(xiàn) 〉 ，所以我們可以得出結論：我們選擇的軸承是Lh' 可以的。 20 第三章 差速器設計 汽車行駛理論與實際種種原理、事實關系都表明了一點：汽車在運轉過程中 左、右車輪在同一時間轉過的圈數不相等，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，一般在汽車左右驅動輪之間都裝 有差速器，從而確保汽車不同的驅動輪在所行駛的路程不相等情況下能調整轉速 21 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差速器的結構形式的選擇 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構形式的差速器 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，各驅動輪與路面的附著系 數差別微乎其微，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構 對稱式圓錐齒輪差速器結構簡圖如下圖所示所示。由于其結構簡單，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構示意圖 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 22 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的選擇 1.行星齒輪數目的選擇 該設計制造的差速器選用的行星齒輪數是 4 個。 2.行星齒輪球面半徑 的確定BR 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。 根據實踐經驗以及一些理論指導，我們可以按如下公式計算球面半徑 ：BR mm (3-3) 3TKRB? 上面的公式中： ——齒輪球面半徑系數，對于有 4 個行星齒輪的迷你客車在BK 此取 =2.6； T——計算轉矩，是 Tce 和 Tcs 中最小的那個數值，N·m. 依據上面的計算公式，代入相關數據可得 =2.6 =36.544mm 所BR3759.26 以預選其節(jié)錐距 A =40mm0 3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇 一定的模數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量。但一般不少于 10。半軸齒輪的齒數在 14~25 之間選取，然而，半軸齒輪與行星齒輪的齒數比 / 一般在 1.5~2.0 之間1z2 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 齒數的時候必須考慮兩種齒輪之間配合關系，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 ， 之和和行星齒輪齒數必須擁有共同的Lz2R 公約數，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，所以差速器的安裝條件可以概括為如下的關系式： （3-4）InzRL??2 式中： ， ——半軸齒輪左、右齒數；Lz2R 23 ——行星齒輪的個數；n ——任意整數。I 在此 =12， =24 滿足以上要求。1z2 4.差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(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?。??2 = =26.57° =90°- =63.43°211arctnz?4rta1?2 此外，圓錐齒輪的大端端面模數 m 可以按下面的計算方法進行計算： m= = = =2.98110sin?zA20si?z??43.6sin 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=72mm1d2zd? 5.壓力角 α 當前，一般齒輪壓力角均選為 22.5°，它的齒高系數為 0.8。齒數最小取值 不小于 10。由于齒數這牙齒是小于 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經驗選用如下： ?1.? ??nlTLc?? 302. （3-5）lc?1. 30? 式中： ——差速器殼所能傳遞的轉矩，N·m；在此取 2776.759N·m0T ——行星齒輪的個數；在此為 4n ——齒輪錐頂與支承面中心之間的距離，mm， ≈0.5d ， d 為半軸中l(wèi) l'2' 心處的直徑，而 d ≈0.8 ；'22 ——允許的擠壓應力，本設計取 98 MPa??c? 根據上式計算可得： 24 = ≈15mm ≈17mm?724.0981.5276 3?15.??L 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 計算結果 1 行星齒輪齒數 ≥10，應盡量取最小值1z =121z 2 半軸齒輪齒數 =14～25，且必須滿足相應的計2 算公式 =242 3 模數 m=3mmm 4 齒面寬 b=(0.25～0.30)A ;b≤10m0 9.86mm 續(xù)表 序號 項目 計算公式 計算結果 5 工作齒高 mhg6.1?=4.8mmgh 6 全齒高 0578?5.415 7 壓力角 ?22.5° 8 軸交角 =90°?=90°? 9 節(jié)圓直徑 ； 1mzd?2z=36mm, =72mm1d2 10 節(jié)錐角 ，21arctn?190??? =26.57°，???43.62 11 節(jié)錐距 210sii? dA?=40.240mm0A 12 周節(jié) =3.1416tm=9.420mmt 13 齒頂高 ;21agah?zha??????????????21237.04. =3.233mm1ah =1.568mm2 25 14 齒根高 =1.788 - ; =1.788 -1fhm1ahfm2ah =2.132mm;1f =3.796mm2f 15 徑向間隙 =0.2mc=0.6mmc 16 齒根角 = 01artnAhf; 022artnAhf??1? =3.03°; 1? =5.39°2 17 面錐角 ；21??o 12??o =31.96°；1o? =66.46°2 18 根錐角 ；11???R22???R =23.54°；1R =58.04°2? 19 外圓直徑 ；11cos?aohd?220 =41.783mm01d =73.402mm02 20 節(jié)圓頂點至齒 輪外緣距離 2011sinah????1022aid =34.55mm01? =16.60mm2 續(xù)表 序號 項目 計算公式 計算結果 21 理論弧齒厚 21st????2anatshm?? =5.2534 mm1s =4.174 mm2 22 齒側間隙 =0.244～0.331 mmB=0.250mmB 23 弦齒厚 261 3BdsSiii??? =5.16mm1?S =4.10mm2 24 弦齒高 co4iiiah??? =3.404mm1?h =1.595mm2 3.3.3 差速器齒輪的強度計算 通過結構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，所以需要對差速器齒輪的 26 彎曲強度進一步進行校核。輪齒彎曲強度 為w? = MPa wJmbzKTvs20 31? (3-6) 式中： ——一個半軸齒輪所受到的轉矩，它的計算公式如下：T nT6.0? 在此 為 4129.42 N·m； ——差速器上的齒輪的數量；n ——半軸齒輪的輪齒數目；2z 、 、 、 ——可以參照（2-9）的說明；0Kvsm ——齒輪彎曲應力計算選擇的綜合系數，可以由下圖查的，查的的結果J 是： =0.225 圖 3-2 彎曲應力計算選擇的綜合系數 通過以上的公式計算可得： =822.46 MPa〈980 MPaw? 因此，我們不難得到如下結論：差速器中的輪齒滿足相應的強度和安裝要求。 27 第四章 驅動半軸的設計 驅動輪的驅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 浮式的結構形式。 主要尺寸設計是半軸直徑。在最初的設計根據使用條件、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矩，并且它的計算轉矩有如下計算關 系： 代入相關數據即可求出所需的東西，在這里面 ，rRrLXT???22 LX2 的運算可以按照以下方法計算，然后再選用其中最小