纯电动汽车驱动桥设计

1、目 录第一章 绪论1.1 纯电动汽车概述1.1.1 电动汽车的分类1.2 驱动桥的概述 1.2.1 驱动桥的功能1.2.2 驱动桥的分类1.2.3 驱动桥的组成1.2.4 驱动桥的设计1.3 电动车出现的背景、意义及国内外纯电动车驱动桥发展现状第二章 传动系统工作原理2.1 轿车采用的传动方案2.2 主减速器的确定2.2.1 电动轿车动力性能要求2.2.2 电机参数和减速器传动比的选择2.2.3 匹配结果2.3 主减速器的结构形式2.3.1 主减速器结构方案分析2.3.2 圆柱齿轮传动的主要参数2.3.3 锥齿轮传动的主要参数2.4 差速器的确定2.4.1 差速器的工能原理2.4.2 差速器的

2、选择2.4.3 差速器主要参数的计算2.5 相关轴及轴承设计2.5.1减速器输入轴2.5.2齿轮中间传动轴2.5.3相关轴承的选择2.5.4键的选择和校核2.5.5轴承的强度校核第三章 毕业设计总结与感想第1章 绪 论1.1纯电动汽车概述1.1.1电动汽车的分类电动汽车在广义上可分为3 类,即纯电动汽车(BEV) 、混合动力电动汽车(HEV) 和燃料电池电动汽车(FCEV)。 纯电动汽车是完全由二次电池（如铅酸电池、镍镉电池、镍氢电池或锂离子电池）提供动力的汽车。目前，这三种汽车都处于不同的研究阶段。由于一次石化能源的日趋缺乏，纯电动汽车被认为是汽车工业的未来。但是车用电池的许多关键技术还在突

3、破，因此，纯电动汽车多用于低速短距离的运输。混合动力车的开发是从燃油汽车到未来纯电动汽车的一种过渡阶段，它既能够满足用户的需求，有具有低油耗、低排放的特点，在目前的技术水平下是最切合市场的，但是混合动力车有两个动力源，在造价和如何匹配控制上还需要继续努力。燃料电池电动汽车才有燃料电池作为能源。燃料电池就是利用氢气和氧气（或空气）在催化剂的作用下直接经电化学反应产生电能的装置，具有无污染，只有水作为排放物的优点。但现阶段，燃料电池的许多关键技术还处于研发试验阶段。1.1.2 纯电动汽车的基本结构电动汽车系统可分为三个子系统，即电力驱动子系统，主能源子系统，辅助控制子系统。采用不同的电力驱动系统可

4、构成不同形式的电动汽车。A由发动机前置前轮驱动的燃油车发展而来，它由电动机、离合器、齿轮箱和差速器组成。其动力传递由电动机输出后，其后的传递路线与传统的汽车很相似，技术比较成熟，应用也比较广泛。B如果采用固定速比的减速箱可以去掉离合器，较少机械传动的质量，缩小其体积。这种结构没有离合器和可选的变速比，需通过电机控制提供理想的转矩/转速特性。C这种与发动机横向前置、前轮驱动的燃油汽车的布置方式类似，它把发动机、固定速比减速器和差速器集成为一个整体，两根半轴连接驱动车轮，这种结构在小型汽车上运用最普遍。E所示的双电动机结构就是采用两个电动机通过固定速比的减速器分别驱动两个车轮，每个电动机的转速可以

5、独立的调节控制，便于实现电子车速，因此，电动汽车不必选用机械差速器。F电动机也可以装在车轮里面，成为轮毂电动机，可以进一步缩短从电动机到驱动车轮的距离。为了将电动机降到理想的车轮转速，可采用固定减速比的行星齿轮变速器，它能提供大的减速比，而且输入和输出轴可以布置在同一条轴线上。这是另一种使用轮毂电动机的电动汽车结构，这种结构采用低速外转子电动机，彻底去掉了机械转速齿轮，电动机的外转子直接安装在车轮的轮缘上1.1 驱动桥的概述 1.2.1驱动桥的功能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，并将动力合理的分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直

6、立、纵向力和横向力。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。 1.2.2驱动桥的分类：驱动桥分非断开式（整体式）-用于非独立悬架断开式-用于独立悬架非断开式（整体式）驱动桥 定义：非断开式驱动桥也称为整体式驱动桥，其半轴套管与主减速器壳均与轴壳刚性地相连一个整体梁，因而两侧的半轴和驱动轮相关地摆动，通过弹性元件与车架相连。它由驱动桥壳1，主减速器，差速器和半轴组成。 优点：结构简单，成本低，制造工艺性好，维修和调整易行，工作可靠。 用途：广泛载货汽车、客车、多数越野车、部分轿车用于上。断开式驱动桥 定义：驱动桥采用独立悬架，即主减速器壳固定在车架上，两侧的半轴和驱动轮能在横

7、向平面相对于车体有相对运动的则称为断开式驱动桥。为了与独立悬架相配合，将主减速器壳固定在车架（或车身）上，驱动桥壳分段并通过铰链连接，或除主减速器壳外不再有驱动桥壳的其它部分。为了适应驱动轮独立上下跳动的需要，差速器与车轮之间的半轴各段之间用万向节连接。优点：可以增加最小离地间隙，减少部分簧下质量，减少车轮和车桥上的动载两半轴相互独立，抗侧滑能力强可使独立悬架导向机构设计合理，提高操纵稳定性缺点：结构复杂，成本高用途：多用于轻、小型越野车和轿车1.2.3驱动桥的组成驱动桥由主减速器、差速器、半轴及桥壳组成。 主减速器1）主减速器一般用来改变传动方向，降低转速，增大扭矩，保证汽车有足够的驱动力和

8、适当的速皮。主减速器类型较多，有单级、双级、双速、轮边减速器等。单级主减速器由一对减速齿轮实现减速的装置，称为单级减速器。其结构简单，重量轻，东风BQl090型等轻、中型载重汽车上应用广泛。2）双级主减速器对一些载重较大的载重汽车，要求较大的减速比，用单级主减速器传动，则从动齿轮的直径就必须增大，会影响驱动桥的离地间隙，所以采用两次减速。通常称为双级减速器。双级减速器有两组减速齿轮，实现两次减速增扭。 为提高锥形齿轮副的啮合平稳性和强度，第一级减速齿轮副是螺旋锥齿轮。二级齿轮副是斜齿因拄齿轮。主动圆锥齿轮旋转，带动从动圆银齿轮旋转，从而完成一级减速。第二级减速的主动圆柱齿轮与从动圆锥齿轮同轴而

9、一起旋转，并带动从动圆柱齿轮旋转，进行第二级减速。因从动圆柱齿轮安装于差速器外壳上，所以，当从动圆柱齿轮转动时，通过差速器和半轴即驱动车轮转动。2差速器差速器用以连接左右半轴，可使两侧车轮以不同角速度旋转同时传递扭矩。保证车轮的正常滚动。有的多桥驱动的汽车，在分动器内或在贯通式传动的轴间也装有差速器，称为桥间差速器。其作用是在汽车转弯或在不平坦的路面上行驶时，使前后驱动车轮之间产生差速作用。驱动桥两侧的驱动轮若用一根整轴刚性连接,则两轮只能以相同的角速度旋转。这样,当汽车转向行驶时,由于外侧车轮要比内侧车轮移过的距离大,将使外侧车轮在滚动的同时产生滑拖,而内侧车轮在滚动的同时产生滑转。即使是汽

10、车直线行驶,也会因路面不平或虽然路面平直但轮胎滚动半径不等（轮胎制造误差、磨损不同、受载不均或气压不等）而引起车轮的滑动。 车轮滑动时不仅加剧轮胎磨损、增加功率和燃料消耗,还会使汽车转向困难、制动性能变差。为使车轮尽可能不发生滑动,在结构上必须保证各车辆能以不同的角速度转动。通常从动车轮用轴承支承在心轴上,使之能以任何角速度旋转,而驱动车轮分别与两根半轴刚性连接,在两根半轴之间装有差速器。这种差速器又称为轮间差速器。多轴驱动的越野汽车,为使各驱动桥能以不同角速度旋转,以消除各桥上驱动轮的滑动,有的在两驱动桥之间装有轴间差速器。现代汽车上的差速器通常按其工作特性分为齿轮式差速器和防滑差速器两大类

11、。 齿轮式差速器当左右驱动轮存在转速差时,差速器分配给慢转驱动轮的转矩大于快转驱动轮的转矩。这种差速器转矩均分特性能满足汽车在良好路面上正常行驶。但当汽车在坏路上行驶时,却严重影响通过能力。例如当汽车的一个驱动轮陷入泥泞路面时,虽然另一驱动轮在良好路面上,汽车却往往不能前进（俗称打滑）。此时在泥泞路面上的驱动轮原地滑转,在良好路面上的车轮却静止不动。这是因为在泥泞路面上的车轮与路面之间的附着力较小,路面只能通过此轮对半轴作用较小的反作用力矩,因此差速器分配给此轮的转矩也较小,尽管另一驱动轮与良好路面间的附着力较大,但因平均分配转矩的特点,使这一驱动轮也只能分到与滑转驱动轮等量的转矩,以致驱动力

12、不足以克服行驶阻力,汽车不能前进,而动力则消耗在滑转驱动轮上。此时加大油门不仅不能使汽车前进,反而浪费燃油,加速机件磨损,尤其使轮胎磨损加剧。有效的解决办法是：挖掉滑转驱动轮下的稀泥或在此轮下垫干土、碎石、树枝、干草等。为提高汽车在坏路上的通过能力,某些越野汽车及高级轿车上装置防滑差速器。防滑差速器的特点是,当一侧驱动轮在坏路上滑转时,能使大部分甚至全部转矩传给在良好路面上的驱动轮,以充分利用这一驱动轮的附着力来产生足够的驱动力,使汽车顺利起步或继续行驶。3半轴半轴是将差速器传来的扭矩再传给车轮，驱动车轮旋转，推动汽车行驶的实心轴。由于轮毂的安装结构不同，而半轴的受力情况也不同。所以，半轴分为

13、全浮式、半浮式、34浮式三种型式。1） 全浮式半轴一般大、中型汽车均采用全浮式结构。 半轴的内端用花键与差速器的半轴齿轮相连接，半轴的外端锻出凸缘，用螺栓和轮毂连接。轮毂通过两个相距较远的圆锥滚子轴承文承在半轴套管上。半轴套管与后桥壳压配成一体，组成驱动桥壳。用这样的支承形式，半轴与桥壳没有直接联系，使半轴只承受驱动扭矩而不承受任何弯矩，这种半轴称为“全浮式”半轴。所谓“浮”意即半轴不受弯曲载荷。全浮式半轴，外端为凸缘盘与轴制成一体。但也有一些载重汽车把凸缘制成单独零件，并借花键套合在半轴外端。因而，半轴的两端都是花键，可以换头使用。2）半浮式半轴半浮式半轴的内端与全浮式的一样，不承受弯扭。其

14、外端通过一个轴承直接支承在半轴外壳的内侧。这种支承方式将使半轴外端承受弯矩。因此，这种半袖除传递扭矩外，还局部地承受弯矩，故称为半浮式半轴。这种结构型式主要用于小客车。3）34浮式半轴34浮式半轴是受弯短的程度介于半浮式和全浮式之间。此式半轴目前应用不多，只在个别小卧车上应用，如华沙M20型汽车。4桥壳（1）整体式桥壳：整体式桥壳因强度和刚度性能好，便于主减速器的安装、调整和维修，而得到广泛应用。整体式桥壳因制造方法不同，可分为整体铸造式、中段铸造压入钢管式和钢板冲压焊接式等。（2）分段式驱动桥壳：分段式桥壳一般分为两段，由螺栓1将两段连成一体。分段式桥壳比较易于铸造和加工。1.2.4 驱动桥

15、的设计应当满足如下基本要求： 1.选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。 2.外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 3.齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 4.在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 5.在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 6.与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动相协调。 7.结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。1.3电动车出现的背景、意义以及国内外纯电动车驱动桥发展现状。自1886 年发明了汽车以来,汽车就成为人们日常生活中不可缺少的代步和运输工具,因此缩短了人们之间的距离

16、,改变了人们的生活方式,提高了人们的生活质量.由于汽车要消耗大量的石油资源、排放大量的废气、制造噪音和严重污染环境,因此也带来了无法回避的负面影响。为了是这些问题得到解决，电动汽车呈现出快速发展的趋势。从环保的角度上看，电动汽车是零排放的市区交通工具，即使是计入发电厂增加的排气，总量上来看，它也使空气污染大大的减少；从能源的角度来看，电动汽车是能源的利用多元化和高效化；在改善交通安全和道路使用方面，电动汽车更容易实现智能化。除了在能源、环保和节能方面显示出优越性和具有强大的竞争力外,在车辆性能方面也显示出了巨大的优势。电动汽车的发展使得能源、环保、交通相互融合成为可能，对汽车的发展有深远的影响

17、。中国驱动桥产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。中国驱动桥产业发展已到了岔口；中国驱动桥产业生产企业急需选择发展方向。 目前 国产工业车辆驱动桥的品种较单一，规格较少，供货周期较长，尤其是牵引车等批量较少的车辆，大多借用其它流动机械如叉车、装载机的驱动桥，由于结构型式和工况要求不完全一致很难使整车的动力及传动系统达到理想的匹配要求，因而应大力提倡工业车辆驱动桥的专业化、

18、系列化生产。现在用于工业车辆的驱动桥大多是行星齿轮式轮边减速驱动桥，这种驱动桥以其技术成熟、传动效率高、成本较低而受到主机厂家的欢迎，以后仍将是主要的结构型式。后置齿轮箱式驱动桥，国内尚无生产的其结构型式非常适合于国产化工业车辆的配套要求，宜推广静液压传动作为一种较先进的传动方式，国外应用已很普遍，国内应加强这方面的,研究工作和提高国产液压件的质量，以求尽快赶上国外先进水平。第二章 传动系统工作原理2.1 轿车采用的传动方案在电传动车辆中，两轮实现差速并不局限于一种形式。再装有双电机的电传动车辆上可以采用电机控制方法，使用一定的控制策略和方法对电机输出的转矩或是转速进行控制，使两轮的转矩和转速

19、不一致，已达到转向的目的。但由于电子差速方法，控制复杂，精确程度不够，许多的方法还在进一步的摸索中。因而现阶段，电传动车辆多采用和类似于传统汽车一样的布置方式。（a） (b)(c) (d)(e) (f)图2-1电动汽车基本形式在我的设计中，电动汽车采用如下布置形式，见图2-2。图2-2 车辆布置方案M-电机 FG-减速器 D-差速器车辆采用单电机驱动，将电机前置，共有两轴，其中前轴为驱动轴。这种动力源前置前轮驱动的布置有以下几个优点：前桥轴荷大，有明显的不足转向特性；前轮是驱动轮，所以越障能力高；结构紧凑，前后轴之间不需要传动轴，可降低地板高度，有利于提高乘坐舒适性；后面有做够的空间作为行李箱

20、；将动力源横置能缩短汽车的总成，加上取消了传动轴等因素的影响，汽车消耗的材料明显减少，使整备质量减轻。2.2 主减速器的确定2.2.1电动轿车的动力性能要求采用交流感应电机驱动的电动轿车的整车的动力性能指标为: 最高车速 vam 100 km/ h; 最大爬坡度 im 30 %; 起步换挡由静止全力加速到 100 km/ h 的加速时间tf 10 s；电动轿车传动系统匹配设计整车参数如表1所示：2.2.2电机参数和减速器传动比的选择：电动汽车机电传动系统常工作在起步、停车、加减速、爬坡等瞬变过程中,电机经常处于过载非额定工作状态. 因此,城市电动汽车电机既要满足持续功率的要求,又要满足最大过载

21、转矩和瞬时功率的要求.电机功率选择：电动汽车驱动电机一般具有两种功率,即瞬时功率和持续功率.持续功率 Pe 满足车辆以最高车速匀速行驶的条件为：当最高车速 vam 100 km/ h 时,根据式(1) ,得到 Pe 20 5 kW.电机的瞬时功率Pem满足车辆爬坡性能要求为:当车辆以车速 va 40 km/ h,坡度 im 30 %爬坡时 由上式得瞬时功率Pem55.7kw.根据以上电机持续功率和瞬时功率的计算结果 选择专门为电动汽车设计的 三相交流笼型感应电机,其主要技术参数:持续功率为 30 kW(3 600 r/ min) ;电机极对数为 2;瞬时最大功率为100 kW(3600 r/

22、min) ;基准转速为3600r/ min;最高转速为 10 000 r/ min;最大转矩为 265 N·m;额定转矩为 80 N·m. 这种 30 kW 交流感应电机能够平滑调速,低速输出恒转矩,高速输出恒功率,以满足车辆行驶性能要求.传动比的选择: 由 Vam和 nm 确定主减速器传动比的上限,由电动机最高转速对应的最大输出转矩Tnm和最高车速对应的行驶阻力 Fvm确定速比 i0 的下限,即 (4) 式中：（5）由 Tam和m 对应的行驶阻力 Fam确定速比i0 的下限,即（6）式中：（7）由以上结果可见, i0 在 7171112 范围内可满足动力性能的要求,采用直

23、接挡固定速比减速器是可行的。2.2.3 匹配结果当传动比取9.0 最高车速由（8）经计算，最高车速111.2km/h。 最大爬坡度由（6）、（7）可得： (9) 当 vam = 40 km/ h 时,最大坡度i050%满足要求。 加速时间.车辆从静止起步全力加速到最大车速的加速时间为（10）式中:为汽车旋转质量换算系数,取=113; ne 为电机额定转速, ne =3 600 r/ min;电机的瞬时最大输出功率 Pem =100 kW; Ft 为车轮驱动力; Tv 为电机输出最大恒功率时的输出转矩; vrm为电机额定转速下的车速。经计算，加速时间tf=3.69+4.17=7.86s以上都满足

24、性能要求。结论：由以上相关计算，最后确定主传动比为9.02.3 主减速器的结构形式2.3.1、主减速器结构方案分析：（一）减速传动方案1.螺旋锥齿轮传动2.双曲面齿轮传动3.圆柱齿轮传动4.蜗轮蜗杆传动 （二）单级主减速器优点： 结构最简单、质量小、制造容易、拆装简便缺点： 只能用于转矩传递小扭矩的发动机只能用于主传动比较小的车上，i0 < 7如下图：（三）双级主减速器特点：尺寸大，质量大，成本高与单级相比，同样传动比，可以增大离地间隙用于中重型货车、越野车、大型客车如下图：传动形式：一级螺旋齿轮或双曲面齿轮、二级圆柱齿轮一级行星齿轮、二级螺旋或双曲面齿轮 一级圆柱、二级螺旋或双曲面齿轮

25、布置形式：纵向水平、垂向轮廓尺寸小、质心低，纵向尺寸大用于长轴距汽车斜向利于传动轴布置提高桥壳刚度 垂向纵向尺寸小，万向传动轴夹角小适用于短轴距贯通式驱动桥垂向尺寸大，降低了桥壳刚度 由于设计主减速器的传动比为9.0，经过选择，故采用双级主减速器，最后形式确定为圆柱齿轮-锥齿轮双级主减速器。第一级为圆柱齿轮传动，传动比为4，第二级为锥齿轮传动，传动比为2.25。2.3.2 圆柱齿轮传动的主要参数材料选用20CrMnTi,采用渗碳淬火，硬度为5662HRC，取60HRC,查表=1500MPa，取=1.2，=1.0,简化设计公式：a=476*(u+1)，其中u=4, k取1.6，取0.4，得，=*

26、=1250MPa,得，a476*(4+1)=88.3mm故取a=90mm再根据经验公式 =(0.007)a=0.631.8mm, 取标准模数=1.5mm,初选ß=，齿数：= =24, =96精确计算螺旋角：ß=arcos=0分度圆直径：=mm, =mm齿顶圆直径： =+2ha*40mm, =148mm齿宽：b=*a=36mm取b1=42mm, b2=36mm当量齿数: =/=24, =96模数：m=1.5mm2.3.3锥齿轮传动的主要参数1）传动比为2.25；2）两齿轮齿数之和尽量避免公因数；3）主、从动齿轮齿数之和应小于40；4）对于乘用车，Z1尽量取少些；5）1.7/3

27、.3综合以上因素，取Z1=12，Z2=27计算转矩的计算 从动锥齿轮计算转矩 (2-4)式中：按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩N·m；发动机最大转矩；由上节电机参数中可知= 265N·mn计算驱动桥数，n=2；if变速器传动比（=1）i0主减速器传动比i1变速器最低挡传动比（=1）=9.0变速器传动效率，=0.95 ；由于猛接离合器而产生的动载系数，=2.0；将以上取值代入式（2-4），有：Tce=4388.4N.M计算 (2-5)-按驱动打滑确定从动轮的计算转矩-满载状态下一个驱动桥的静载荷 =1600*9.8*0.5=7840N-汽车最大加速度时的

28、后轴负荷转移系数，乘用车取=1.2-轮胎与路面间的附着系数，对于一般的公路用车，可取0.85-车轮的滚动半径 =0.297m-主传动器从动齿轮到车桥之间的传动比 =1变速器传动效率， =0.95 ；将以上取值代入（2-5）得到：所以主动锥齿轮计算转矩为 =，min=2500N·m根据经验公式 =176.4mm, =176.4/27=6.53,同时满足，=13.6*0.4=5.44, 故取=6.5，=175.5mm齿数：z1=12, z2=27齿面宽：b1=29.923mm, b2=27.203mm锥距：R=96.026mm分度圆直径：d1=78mm, d2=175.5mm齿顶高：ha

29、1=ha*m=6.5mm, ha2=ha1=6.5mm齿根高：hf1=(ha*+c*)m=7.8mm, hf2=hf1=7.8mm齿顶圆直径：da1=d1+2ha1cos&1=79.4mm, da2=188.4mm齿根圆直径：df1=d1-2hf1cos&1=76.3mm, df2=160.0mm2.4 差速器的确定2.4.1差速器的功能原理2-1 差速原理图1、2半轴齿轮 3外壳 4行星齿轮 5行星齿轮轴 6从动齿轮机械摩擦片式限滑差速器的差速原理与普通对称式锥齿轮差速器的差速原理一样，本质上是行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动

30、齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C。A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等，如图（2-1），其值为。于是=，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时，如图2-1，啮合点A的圆周速度为，啮合点B的圆周速度为。于是即： (2-1)若角速度以每分钟转数表示，则 (2-2)式（2-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆

31、锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。有式(2-2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。1.差速器壳2. 半轴齿轮及锥盘总成3. 弹簧4.行星齿轮轴5.锁销6.行星齿轮垫圈7.行星齿轮8.弹簧保持架2.4.2 差速器的选择根据要求，选择普

32、通锥齿轮差速器。普通差速器主要是由十字轴，半轴齿轮，行星齿轮，差速器左，右半轴等组成，动力由输入法兰输入，半轴齿轮输出，通过半轴齿轮传递到论边，带动车论转动。其工作原理如图所示：当n=0时（即行星轮不自转），差速器作整体回转，车辆作直线运行，转速为n，当车辆右转弯时，n不等于0时，即行星轮以转速n自转。它将加快半轴齿轮1的转速。同时又使半轴齿轮2转速减慢。此时半轴齿轮1增高的转速为n，半轴齿轮2减低的转速为n，即 n=n+ n n= n- n由于Z1=Z2，故n+n=2n。从上述可知，可实现左，右半轴齿轮转速不相等，其转速差为n-n=2 n。从而实现左，右两车轮差速，减少轮胎的磨损。假设左，右

33、车轮由于转弯或者其他原因引起左，右车轮切线方向产生一个附加阻力P，它们方向相反。以P表示行星轮轴上作用力，则左，右半轴齿轮给行星齿轮的反作用力为P/2，两半轴齿轮r相同，则传递给左，右半轴的扭矩均为Pr/2。故直线行驶时左，右驱动轮扭矩相等（r为半轴齿轮的半径）。当机械转弯时，行星轮随着差速器内的十字轴公转外，同时还绕其自身轴自转。使他转动的力矩为2Pr1（r为行星齿轮半径），慢慢的附加阻力P和P/2。而快侧P与P/2方向相反，故慢侧所受的扭矩大，快侧所受的扭矩小。即： M=（P/2-P）r M=（P/2+P）r若以2Pr=M 表示差速器内摩擦力矩，以Pr=M表示差速器传递的扭矩，则： M+

34、M= M M- M= M由上面的分析可知，如果不计摩擦力矩，即M=0，则M= M，故可以认为动锥齿轮的扭矩平均分给左，右半轴，如果考虑到内摩擦，则快侧车轮力矩下，慢车轮力矩大，在普通差速器中，内摩擦较小，M/（M+ M）=0.550.6，这就是平英团差速器“差速不差扭”的传扭特性。 普通差速器的“差速不差扭”的传扭特性，会给机械行驶带来不利的影响，如一车轮陷入泥泞时，由于附着立不够，就会发生打滑。这时另外一个车轮不但不会增加，反而会减少到与车轮一样，致使整机的牵引力大大减少。如果牵引力不能克服行驶阻力，此时打滑的车轮以两倍于差速器壳的转速转动，而另外一侧不转动，此时整机停留不前。2.4.3 差

35、速器主要参数的计算2.4.3.1 锥齿轮及行星齿轮尺寸结构设计1、行星齿轮球面半径的确定圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。球面半径可按如下的经验公式确定： (2-3)式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有2个行星齿轮的小轿车取较小值；计算转矩，取和的较小值，1）计算转矩的计算 从动锥齿轮计算转矩 (2-4)式中：按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩N·m；发动机最大转矩；由上节电机参数中可知= 265N·mn

36、计算驱动桥数，n=2；if变速器传动比（=1）i0主减速器传动比i1变速器最低挡传动比（=1）=9.0变速器传动效率，=0.95 ；由于猛接离合器而产生的动载系数，=2.0；将以上取值代入式（2-4），有：Tce=4388.4N.M计算 (2-5)-按驱动打滑确定从动轮的计算转矩-满载状态下一个驱动桥的静载荷 =1600*9.8*0.5=7840N-汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车取=1.2-轮胎与路面间的附着系数，对于一般的公路用车，可取0.85-车轮的滚动半径 =0.297m-主传动器从动齿轮到车桥之间的传动比 =1变速器传动效率， =0.95 ；将以上取值代入（2-5）得到：所

37、以主动锥齿轮计算转矩为 =，min=2500N·m （2-6）2）计算齿轮球面半径将代入式（4-1）得,取计算A0=40mm2、行星齿轮与半轴齿轮相关计算为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52.0的范围内。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，

38、即应满足的安装条件为： （2-7）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，=行星齿轮数目；任意整数。在此=12，=18 满足以上要求。差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定：首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m取标准模数，得：； 3、压力角：目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模

39、数以提高轮齿的强度。在此选22.5°的压力角。4、行星齿轮轴直径d及支承长度L行星齿轮轴直径d(mm)为 （4-6）式中，为差速器传递的转矩(N·m), =2500N·m；n为行星齿轮数，n=2；为行星齿轮支承面中点到锥顶的距离(mm)，约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半, 0.8,；为支承面许用挤压应力，取98MPa。得到：行星齿轮在轴上的支承长度L为根据以上所得的齿轮基本参数，利用差速器齿轮的参数表，计算齿轮的结构参数表 ：车普通锥齿轮差速器的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数，应尽量取最小值2半轴齿轮齿数3模数=4.0mm4齿面宽b=(

40、0.250.30)R;b10mm12mm5工作齿=6.4mm6全齿高7.203mm7压力角22.5°8轴交角=90°90°9节圆直径； 10节锥角，11节锥距12周节=4.1416=12.57mm13齿顶高;=4.02 mm=2.38mm14齿根高=1.788-;=1.788-=4.132mm;=4.772mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.803mm16齿根角=;=4.14°=6.29°17面锥角；=40°=60.42°18根锥角；=29.57°=50°19外圆直径；20节圆顶点至齿轮外缘

41、距离21理论弧齿厚22齿侧间隙=0.2450.330 mm23弦齿厚24弦齿高2.5相关轴及轴承设计2.5.1减速器输入轴选择轴的材料以及热处理方式 由于减速器轴为一般用途轴，可选45钢，调质。查表可知：=640MPa,=355MPa,=275MPa,=155MPa,=60MPa.C取值范围为126-103，最后取为120.最小轴径估算：根据公式=C，代入数据，得=24.21mm,经圆整取最小轴径（即轴端直径）为25mm.轴的结构设计：a确定轴上零件的装配方案，考虑到轴上零件的定位、固定及装拆，拟采用阶梯轴结构。分为两段，各有轴承固定。b确定轴各轴的直径：由于斜齿轮会产生轴向力，再根据直径大小

42、，因此，支承选用角接触球轴承6204，此轴段直径d1取为20mm.另一端直径d2取为25mm.c确定各轴段的长度：与角接触轴承连接一端长度为（14+19）=33mm,其中14为角接触轴承6204的宽度，经查表可知。2.5.2齿轮中间传动轴选择轴的材料以及热处理方式由于减速器轴为一般用途轴，可选45钢，调质。查表可知：=640MPa,=355MPa,=275MPa,=155MPa,=60MPa. C取值范围为126-103，最后取为120.最小轴径估算：根据公式=C，P=30kw,n=3600/4=900r/min,代入数据，得=38.42mm,经圆整取最小轴径（即轴端直径）为40mm.轴的结构

43、设计：a确定轴上零件的装配方案，考虑到轴上零件的定位、固定及装拆，拟采用阶梯轴结构。分为6段轴段。b确定各轴段直径：由于斜齿轮会产生轴向力，再根据直径大小，因此，支承选用角接触球轴承6208，此轴段直径d1取为40mm.取直径d2为45mm.为了便于齿轮的装拆，并不损伤轴表面，与一级圆柱齿轮配合的轴段直径d3取为50mm.取轴套直径d4为58mm.取轴段直径d5为55mm.取轴段直径d6为52mm.C确定各轴段的长度取上轴颈d1 轴段的长度等于轴承6208的宽度，经查表为18mm. 考虑到齿轮端面距离减速器箱体内壁的距离应不小于箱体壁厚，因此，取d2轴段长度为12mm. 已知与d3 轴段配合的

44、齿轮宽度为36mm,则d3轴段长度应比其小1-2mm, 故取该轴段长度为34mm. 根据设计，轴套d4轴段长度取为4mm. 轴段d5长度取为79mm. 轴段d6长度取为6mm.2.5.3相关轴承的选择 该设计里总共需要6个轴承。 a 与减速器输入轴d1轴段配合的轴承选为：角接触球轴承6204，轴承尺寸为：D=47mm,B=14mm,=1 b 与减速器输入轴d2轴段配合的轴承选为：单列圆锥滚子轴承30205， D=52mm,T=16.25mm,B=15mm,C=13mm,a=12.5,=1,=1. c 与减速器中间传动轴d1轴段配合的轴承选为：角接触球轴承6208，轴承尺寸为：D=80mm,B=

45、18mm,=1.1. d 与减速器中间传动轴d5轴段配合轴承选为：单列圆锥滚子轴承30211， D=100mm,T=22.75mm,B=21mm,C=18mm,a=21.0,=2,=1.5。2.5.4键的选择和校核（1）类型选择：设计键连接的时候，通常被连接件的材料、构造以及尺寸都已经初步确定，所传递的转矩也已经求得。因此，可根据连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择键的类型。例如，键连接的对中性要求；键是否需要具有轴向固定的作用；键在轴上的位置（在轴的中部还是端部）；以及连接于轴上的零件是否需要沿轴滑动与滑动距离的长短等。经选择：所有键都选为平键（选为A型平键）。（1） 尺寸选择：(单位：

46、mm) 键是标准件。键的剖面尺寸b*h按轴的直径d由标准选定（b为键宽，h为键高）。键的长度L值一般可按轮毂的长度而定，普通平键和薄型平键的长度一般略短于轮毂的长度，而导向平键则按其滑动距离而定，所选长度L应符合键的标准长度系列值。经选择:中间传动轴平键：根据直径d初选平键的参数如下：b=14，h=9，L=36;第一级输入轴平键：根据直径d初选平键的参数如下：b=8，h=7，L=28;(3 ) 校核：键的类型和尺寸选定以后，还要根据键连接的失效形式用适当的校核计算公式进行强度验算。对于普通平键和薄型平键连接（静连接），键与键槽的两个侧面受挤压应力，同时键也受切应力。但失效形式是较弱零件的工作面

47、被压溃，键被切断的情况很少见。因此，通常只需按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。（注意，键、轴、轮毂三者的材料往往不同，强度计算的时候要按三者中最弱材料的强度进行校核。）对于导向平键和滑键连接（动连接），主要失效形式是工作面的过度磨损，因此通常只作耐磨性的条件性计算。下面对其进行校核。中间传动轴平键： =265*4=1060 ,d=50mm,l=L-b/2=36-14/2=29mm,h=9mm假定载荷在键的工作面上均匀分布，则根据挤压强度计算，普通平键连接的挤压强度条件为：=(2000T/d)/(hl/2)=4000T/(dhl)=98.34MPa式中，T为键传递的转矩（）,h为键的高度（m

48、m），l为键的工作长度(mm),d为轴的直径（mm），为许用挤压应力（MPa），查表可得。当强度不够的时候，在条件允许的情况下可适当增加键的长度或改用平头键。也可以采用双键，两键最好沿用周向相隔180°布置，考虑载荷在两键上的分配不均，因此在强度校核的时候，只按1.5个键计算。查表可知：，故，满足强度要求。第一级输入轴处平键：=265，可知：d=25mm,l=L-b/2=28-8/2=24mm,h=7mm 假定载荷在键的工作面上均匀分布，则根据挤压强度计算，普通平键连接的挤压强度条件为： =(2000T/d)/(hl/2)=4000T/(dhl)=78.52 MPa查表可知：，故，满

49、足强度要求。2.5.5轴承的强度校核（1）滚动轴承的基本额定寿命滚动轴承的寿命：单个滚动轴承的寿命是指轴承的一个套圈或滚动体材料出现第一个疲劳扩展迹象之前，一个套圈相对于另一个套圈旋转的转数。滚动轴承的可靠度：滚动轴承的可靠度是指一组在相同条件下运转、近于相同的滚动轴承期望达到或超过规定寿命的百分率，对单个滚动轴承是指轴承达到或超过规定寿命的概率。滚动轴承的基本额定寿命：对一组同一型号的轴承，由于材料、热处理和工艺等很多随机因素的影响，即使在相同条件下运转，寿命也不一样，有的相差几十倍。我们可用数理统计的方法求出其 分布规律，用基本额定寿命作为选择轴承的标准。基本额定寿命是指单个滚动轴承或一组

50、在相同条件下运转、近于相同的滚动轴承，其可靠度为90%时的寿命，用表示（单位是r）。按基本额定寿命选择的一组轴承，可能有10%的轴承发生提前失效，有90%的轴承寿命超过其基本额定寿命，其中有些轴承甚至能再工作一个、两个或更多个基本额定寿命。对于单个轴承而言，它能顺利地在基本额定寿命期内正常工作地概率为90%，而在基本额定寿命期到达之前就发生点蚀失效的概率为10%。（2）滚动轴承的基本额定动载荷轴承的寿命与所受载荷的大小有关系，工作载荷越大，轴承的寿命越短。滚动轴承的基本额定动载荷，就是使轴承的基本额定寿命恰好是r时，轴承所能承受的载荷值，用C表示。不同型号的轴承有不同的基本额定动载荷值，它表征

51、了不同型号的轴承承受载荷能力的大小。每个型号轴承的基本额定动载荷值可从滚动轴承样本或是手册中查取。基本额定动载荷分为径向基本额定动载荷和轴向基本额定动载荷。径向基本额定动载荷是指向心轴承（不含角接触轴承）所能承受的恒定的径向载荷，而对于角接触轴承是指引起轴承套圈相互间产生纯径向位移的径向分量；轴向基本额定动载荷是指推力轴承所能承受的恒定的中心轴向载荷。（3）滚动轴承的当量动载荷滚动轴承的基本额定动载荷是在规定的载荷条件下去确定的。实际上，轴承在大多数应用的场合，常常同时承受径向载荷和轴向载荷。因此，在进行轴承寿命计算的时候，应把实际载荷转换成与额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷P。径向当量

52、动载荷是指一恒定的径向载荷，轴向当量动载荷指一恒定的中心轴向载荷。转换的条件是在当量动载荷作用下，滚动轴承具有与实际载荷条件下相同的寿命。（4）滚动轴承的寿命计算公式大量试验表明，滚动轴承的基本额定寿命与基本额定动载荷和当量载荷的关系式 = 式中，为滚动轴承的基本额定寿命，C为基本额定动载荷，P为当量动载荷，为寿命指数（球轴承=3，滚子轴承=10/3）。实际计算时用小时数表示寿命比较方便，上式可写为 = 式中， 为用小时数表示的滚动轴承的基本额定寿命，n为轴承工作转速。当轴承的工作温度超过120°C的时候，会使轴承表面软化而降低轴承承载能力，工作中冲击和振动将使轴承实际载荷加大，故在计算分别引入温度系数和载荷系数进行修正。此时轴承寿命计算公式为 =温度系数工作温度/°C1251501752002252503001.000.950.900.850.800.750.700.65载荷系数载荷性质 举例无冲击或轻微冲击 1.0-1.2电动机、汽轮机、水泵、通风机中等冲击1.2-1.8车辆、机床、起重机、冶金设备强烈冲击1.8-3.0破碎机、轧钢机、石油钻机、振动筛若载荷P和转速n已知，并取轴承的预期使用寿命为，则所选轴承应具有的基本额定动载荷C可得出 C=（5）当量动载荷的计算公式当轴承同时承受径向和轴向