纯电动公交车驱动桥主减速器设计

绪论1.1课题背景随着我国汽车事业的发展，汽车的普及越来越高，化石能源的枯竭、化石能源燃烧对环境的污染的问题也日益严重，电动车因此而兴起。公交车在城市中扮演的角色也越来越重要，成为人们日常出行的必要途径之一，大量研究表明，电动汽车与常规燃油汽车相比，在减排和能量消耗方面有明显的优势，鉴于我国国情发展电动公交车不仅可以为电动汽车产业铺路也可以为节能减排做贡献。1.2国外电动车驱动桥的发展概况现在电动车的动力总成一般为传统汽车改造式、电机与传统驱动桥集成、同轴驱动桥结构、轮边电机桥四种，发展趋势这是往轮毂电机驱动桥发展，但其成本较高，其中传统改造式驱动桥具有已经成熟的技术和多年的使用经验。采埃孚（德国）在电力驱动系统方面做出了重大贡献：采埃孚（ZF）开发了用于推广适用于中小型汽车的电动汽车的产品，并且可以很好地适应未来的城市条件。ZF电驱动轴就是一个典型的例子：两个驱动马达安装在轴的两侧。对于较低的齿轮和用于降低齿轮的齿轮，速度会降低，而用于驱动齿轮的扭矩会增加。ZFAV132轴系统，包含盘式制动器、ABS、弹簧、ASR和制动器保护装置等零部件。AV132通过中心单元安装在轴头上，从而使每个孔的重量减少10千克，而整个轴的重量小于800千克。使用易于维护的区域单元可以缩短制动蹄的更换时间。专业链轮可确保平稳运行。主桥采用两级变速箱，使传动轴更加明显，下部桥箱和侧向差异可以使走廊更宽。AV132具有许多不同的型号，可以满足不同车辆驾驶员的当前需求。其ZF低地板客车电驱动桥（系统），具有以下优点（1）传承ZF公交车桥一贯的轻量化设计理念（2）内置一体式电机设计，高度集成在车桥内部，没有独立的电机外壳（3）水冷高转速电机与大减速比减速机构的设计，使得电机尺寸更小，系统高效区更宽（4）在整车设计应用时，不需要传动轴等机械硬连接，经测算重量一般能轻250-500kg关于GKN双速三合一电驱系统，埃隆·马斯克(EconMusk)最近将ModelSP85D的最高速度提高到了155英里每小时，3.2秒的冲刺速度达到了60英里每小时，但它仍然采用了单速的固定齿比减速器。但宝马i8使用了一个紧凑的双速变速箱，除了提升最高车速作用明显以外，双速减速器对速度、扭矩的调节，也节省了电机的能量，使其动力输出曲线更加合理，使得续航里程有了明显增加。1.3本文主要研究内容本文主要研究电动公交车驱动桥总成的设计，现在电动车的动力总成一般为传统汽车改造式、电机与传统驱动桥集成、同轴驱动桥结构、轮边电机桥四种，本次设计选用传统汽车改造式，主要解决问题，想办法将驱动电机输出扭矩通过传动装置将动力传递到后轮子上，达到更好的车轮牵引力与操舵力的有效发挥，从而提高电动客车的行驶能力。通过设计使减速器、差速器的性能最大化。本课题的设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，选择的电动公交车属于大型城市客车，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合大型客车的结构要求。所设计的电动客车驱动桥总体制造工艺性好、工作稳定可靠。此驱动桥设计降低了制造成本、维护成本，设计的产品符合结构要求并且结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易的要求本章小结本章主要介绍驱动桥的国内外发展现状以及驱动桥是汽车的重要组成部分，对专业知识涉猎面积广，需要知识点多。可以充分的复习所学知识，补充实践经验为就业做准备，巩固大学四年所学知识。驱动桥结构相对复杂，可以充分的复习对软件的使用。

第2章电动公交车驱动桥2.1电动公交车驱动桥的组成电动公交车的驱动桥是传动系统中最末端的总成，主要由以下四部分构成。主要组成部分主减速器根据减速形式特点分为单级主减速器、双级主减速器贯通式主减速器等。通过主减速器圆锥齿轮副或双曲面齿轮副改变转矩的传递方向；差速器是用来在两输出轴间分配转矩，保证驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足汽车行驶要求。按其结构不同分为齿轮式、凸轮式、涡轮式等多种形式。半轴根据支撑方式分为半浮式、3/4浮式、全浮式三种。通过桥壳体和车轮实现承载及传力作用。虽然在采用电机驱动时电动汽车可以省掉变速器、差速器等，但对驱动电机的要求过高经济性较低。并且电动公交车的驱动电机需要频繁的启动和停车需要承受较大的加速度或减速度，而且要求低速大转矩爬坡和高速小转矩运行和运行速度范围宽。考虑到本研究课题电动公交车驱动桥总成的经济性，还是采用传统改造式。由于非断开式驱动桥具有造价低廉、工作可靠等优点同时参照国内相关的公交车的设计,经方案验证，最后选用非断开式驱动桥，采用普通锥齿轮式差速器，全浮式半轴。图2-3非断开式驱动桥的结构示意图2.2HD6118车型电机的选择本次设计中最高车速为80km/h，但经调查得知实际使用中公交车为安乘客的舒适性和安全考虑使用最高速度不得高于42km/h。因此在选择电机参数时要优先满足最大加速度、最高车速以及0-50km/h的加速时间的要求。要保证峰值功率大于99.7kw。因为电动车车内的空间是有限制的，所以放电池的空间也是有限的，不能太大，一定要合适。在循环工作情况下，所适用的最大功率是145.2kw。最大爬坡度还有加速时间对峰值功率有一定要求，当峰值功率增加时，最大爬坡度也会相应增加同时加速时间也会缩短，这种情况下，整车的动力性也相对变好。一般情况下，城市公交车速度在25-50km/h，峰值功率不要选的太大，因为有很大的过载荷系数。要想满足这种功率，电机功率应选为180kw。所以电机额定功率是100kw、最大转速是6000r/min。根据公式=Tn/9550得出最大转矩是不小于955k•m，这样才可以满足所设计的要求。根据上述计算选择电机为100kw的交流电机即可满足驱动要求。2.3HD6118车型基本参数的确定经过实际调研和上网搜集相关车型和电机参数等相关方面的资料，并结合本次驱动桥设计最后确定HD6118电动公交车基本参数。其主要技术参数见表2-1。表2-1HD6118电动公交车主要参数质量参数整备质量（Kg）16500满载质量（kg）18500最大允许总质量时前（后）轴荷（Kg）5500/11000基本参数最高车速（Km/h）80最大爬坡度（%）20最低档传动比（i）2.45续表尺寸参数总长×总宽×总高（空载）(mm)11253*2498*3640前悬/后悬（mm）2220/2840轴距(mm)5400轮距（前/后）(mm)2040/1900接近离去角(°)9轮胎型号11R22.5电动机型号TZ2712XSB额定电压（V）336额定功率(kw)100峰值功率（kw）180峰值转矩（N*m）1240最高转速（r/min）6000额定转速（r/min）2000本章小结本章主要进行电动公交车驱动桥的选型。首先根据所需驱动桥的主要设计参数查询，如东风纳德等；然后将现有满足设计参数进行驱动桥设计，确定驱动桥各个组成部分的机械结构。

第3章纯电动公交车驱动桥主减速器设计3.1主减速器结构方案的选择单级主减速器与双级主减速器的优缺点单级主减速器常采用一对圆锥齿轮组成。这种主减速器结构相对简单、质量小、成本低、操作方便。但是主传动比较小，一般不大于7.0.若进一步提高主传动比将会增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙（降低通过性），导致从动齿轮热处理复杂化。鉴于上述特点，单级主减速器广泛应用于轿车、轻型及中型货车上。同单级主减速器相比，在离地间隙相同的情况下采用双级主减速器可以得到更大的传动比（），但是由于其尺寸较大、传动效率低、质量较大同时制造成本又高，双级主减速器又分为整体式和分开式，分开式可以在保证具有较大传动比的条件下，驱动桥中央部分尺寸小，离地间隙较大，但是由于必须在每个驱动轮旁边均设一轮边减速器，导致其结构复杂，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。综上所述，从经济型、实用性和可靠性方面出发，又根据设计的电动公交车传动比远小于7，经方案验证本次电动公交车的主减速器的设计采用单级主减速器。单级主减速器有如图3-1四种传动形式及其特点：（a）弧齿锥齿轮传动制造简单、工作噪声大、对啮合精度要求高。即齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，导致使磨损加剧噪声增大。因此要保证齿轮副的正确啮合，一定将轴承预紧以便提高支撑刚度、增大主减速器壳体刚度。其中，螺旋锥齿轮传动是弧齿锥齿轮的传动的一种形式。（b）双曲面齿轮传动主、从动轴轴线不相交而是有一偏移距E，这是与螺旋锥齿轮传动的不同之处。（c）圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动结构仅限于用在驱动电机横置的驱动桥中，这时不需要改变传动方向。（d）蜗杆蜗轮传动可以在结构质量较小、轮廓尺寸较小的情况下得到的传动比（传动比可以大于7），其工作平稳、无声，适宜把多驱动桥汽车的驱动桥布置成贯通式。但是，其传动效率较低，成本较高，蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜，采用的材料价格高。由于以上特点，蜗杆蜗轮传动尽在生产批量不大的少数场合得到应用。图3-1主减速器的传动形式及特点3.1.1单级主减速器齿轮比较表3-1双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的对比特点双曲面齿轮弧齿锥齿轮运转平稳性优良抗弯强度提高30%较底接触强度高较底抗胶合能力较弱强滑动速度大小效率约96%约99%对安装误差的敏感性取决于支撑刚度和刀盘直径同左轴承负荷小齿轮的轴向力大小齿轮的轴向力小润滑油有多种添加剂的特种润滑油普通润滑油弧齿锥齿轮运转噪音大、对啮合精度和装配精度比较敏感。弧齿锥齿轮制造简单、生产成本低。双曲面齿轮工作平稳且噪声较小，但是若偏移距E过大，则必须采用特殊的双曲面齿轮油，以改善油膜的强度，避免齿面烧结或咬死。当采用贯通式驱动桥时，应将主动轴布置在从动齿轮中心平面的下方，以便增大传动轴的离地高度，提高汽车的通过性。双曲面齿轮制造复杂，生产成本高。双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较见下表通过对比弧齿锥齿轮与双曲面齿轮，得出双曲面齿轮的工作平稳、噪声较小并且能降低离地间隙，所以本次设计的主减速器选用双曲面齿轮传动。本次设计采用双曲面锥齿轮传动(如图3-2)，其具有以下特点：主、从动轴轴线不相交而是有一偏移距E，这是与螺旋锥齿轮传动的不同之处。图3-2双曲面齿轮副的受力情况由于偏移距E的存在啮合点，两齿轮啮合齿面的法线方向相同。此时啮合齿面上的法向力应彼此相等，都为。而：（3-1）（3-2）所以：（3-3）（3-4）设主、从动齿轮平均分度圆半径分别为和，对螺旋锥齿轮传动，其传动比为（3-5）得：（3-6）3.2主减速器锥齿轮的许用偏移量在设计锥齿轮传动时，首先考虑主、从动锥齿轮啮合要良好、工作可靠、运行平稳。下图给出了主减速器锥齿轮的许用偏移量。图3-3主减速器锥齿轮的许用偏移量为了使锥齿轮能够正常工作，各偏移量应该控制在上述许用偏移量范围内。3.3主减速器锥齿轮的支承方案在锥齿轮的主减速器中要使主、从动锥齿轮啮合状况良好，除了同齿轮加工质量、齿轮的装配间隙以及主减速器整体的刚度等因素有关外，也与齿轮的支承刚度有着密切的关系。支承刚度不足，可能造成齿轮受载荷变形、位置偏移，破坏啮合精度。图（3-4）分别主动锥齿轮的两种支撑形式：悬臂式支承、跨置式支承。图3-4主动锥齿轮支撑形式表3-2主动锥齿轮支撑特点图a悬臂式支承其特点是可以提高主动轴的支承刚度、支承结构简单、支承刚度较差。主要用于传递较小转矩的货车的单级主减速器或双级主减速器中。图b跨置式支承其持点是锥齿轮的两端均用轴承支承，可以减少轴承负荷，提高齿轮的承载能力。但是因为主动齿轮和从动齿轮之间的空间很小，使主动齿轮小头的轴承尺寸受到限制，并且也给主减速器壳体的铸造和加工增加了困难。本次设计选用悬臂式支承形式。因为它结构简单，制造成本低，在满足支撑载荷需要的同时，还减少了使用空间。图3-5悬臂式支承3.4主减速器载荷的计算及确定：可见主减速比在3.29～6.44之间满足实际使用的动力性能要求，因此确定主减速比为4.11。3.4.1主减速器锥齿轮的计算载荷的三种确定方法表3-3计算载荷的三种方法Tce：按驱动电机最大转矩和最低档传动比确定转矩20974.9Nm续表式中Tce--计算转矩，N.m；Temax--驱动电机最大使用转矩，N·m，本车为1240N·m；N--驱动桥数，本车为1；I1--变速器一档传动比（本车:2.45）；If--分动器传动比，本车无分动器；i0--主减速器传动比（本车:4.11）；--从驱动电机到主减速器从动齿轮的传动效率，为0.95；k--液力变矩器系数，本车没有液力变矩器；Kd--由于猛踩离合器而产生的动载荷系数，对液力自动变速器kd=1，手操纵高性能赛车，kd=3；对于一般货车、矿用汽车和越野车，kd=1本车为1；Tcs：按驱动轮打滑转距确定从动锥齿轮计算转矩42243N式中Tcs--计算转矩，N·m；G2--满载状态下一个驱动桥上的静负荷N；--汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数(本车:1.1)；--轮胎与路面间的附着系数，安装一般轮胎的汽车，在良好路面上，可取0.85；安装了防侧滑轮胎的轿车，取1.25；对于越野车，变化较大，一般取1或其他值。(本车:0.85)；--车轮滚动半径(本车:0.285m)；--主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率95%；Tcf：按日常行驶平均(当量)转矩确定从动锥齿轮计算转矩性能系数：当时取；12789N·m式中Tcf—计算转矩，N．m；Ga—汽车满载总重N；Ft—汽车日常行驶平均(当量)牵引力，N；按上述方法计算的转矩Tce、Tcs仅为锥齿轮的最大转矩只可作为计算锥齿轮的最大应力。3.4.2主动锥齿轮的计算转矩Tz计算锥齿轮的最大应力时，从动锥齿轮转矩Tc则取最小值计算，即Tc=min[Tcs,Tcf]；当计算齿轮疲劳寿命时，Tc取Tcf。主动锥齿轮的计算转矩：（3-7）3.5主减速器锥齿轮的参数计算3.5.1主、从动锥齿轮齿数的选择表3-4主、从动锥齿轮齿数选择在进行主、从动锥齿轮齿数Z1、Z2的选择时，应考虑如下表以下因素：1对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适宜的搭配。2为了磨合均匀，Z1和Z2应避免公约数的存在。3为了有平稳的啮合、较小的噪声和疲劳强度足够高，对于商用车，Z1一般不得小于6。4要是齿轮有较高的轮齿弯曲强度和最佳齿面重合度，主、从动齿轮之和应大于40。5主传动比i0较大时，Z1尽量取得小些，以便得到合适的离地间隙。根据上述要求，取Z1=11，Z2iZ1，Z2取39。3.5.2从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数可根据经验公式初选，即：(3-8）式中--（mm）；--直径系数，；--从动锥齿轮的计算转矩,=min[，]。由式（3-8）计算得，的取值范围在382.83～450.56mm，则取=390mm。(3-9)式中--。同时，还应满足(3-10)式中--，取0.3～0.4计算得的取值范围在8.83～11.78之间，则=10符合要求。3.6双曲面齿轮偏移距的选择表3-5双曲面齿轮偏移距的选择若E值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点；若E值过大，将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤。一般对于总质量较大的商用车，E(0.10～0.12)，因此E的取值范围为42.90～51.48mm,并且E20%A2=43.79mm。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。因此本次设计中E=43mm。双曲面齿轮的偏移可分为上、下偏移两种，在从动齿轮的锥顶向其齿面看去，这时主动齿轮应处于左侧，若主动齿轮在从动齿轮中心线的下方，则为下偏移；反之在从动齿轮中心线上方，则为上偏移。如果主动齿轮处于右侧，则情况相反。本设计中采用如图3-6所示的方案，主动锥齿轮相对于从动锥齿轮呈下偏移布置。图3-6双曲面齿轮下偏移布置3.7主、从动锥齿轮齿面宽和锥齿轮齿面设计过宽不仅不能增加齿轮的强度和使用寿命，反而还会使锥齿轮轮齿小端的齿沟变窄，进而造成切削刀头顶面宽过窄、刀尖圆角过小，根圆角半径也因此而变小，进而形成应力集中，造成应力增加。而且使刀具的使用寿命大幅度减少。同时在装配时因齿面过宽导致安装产生的误差、生产导致的热处理变形等原因，致使齿轮运转时作用力都施加在薄弱的边缘，造成轮齿小端破损、疲劳损伤减少齿轮表面的使用寿命。因此从动锥齿轮齿面宽，推荐其不大于它的节锥距A2的3分之一，即，还有满足，一般也推荐。所以，=0.155=0.155×390=60.45mm,取60mm=1.1，取66mm。3.7.1中点螺旋角β螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端螺旋角最大，反之正好相反。因本次设计的是双曲面齿轮副，因此中点螺旋角是不相等的。表3-6中心螺旋角的选择1.在选择中点螺旋角β时，不仅仅要考虑对齿面重合度、轮齿强度和轴向力大小的影响。一般应不低于1.25，在1.5～2.0时效果最好。若是β的值过大，则会导致轴向力增大。双曲面齿轮副的平均螺旋角一般在35°～40°之间最好。商用车通常采用较小的β值用来防止轴向力过大，常取35°。其中“格里森”制齿轮是现在常见的齿轮，其推荐用公式（3-11）预选主动齿轮螺旋角的名义值：(3-11)式中--主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值；、--主、从动齿轮齿数；--从动齿轮的分度圆直径；E--双曲面齿轮副的偏移距；双曲面齿轮的螺旋角名义值还需要按照标准刀号反算，最终计算得到的螺旋角名义值同预选值之差不应超过5°，。3.7.2螺旋方向汽车电动机是顺时针旋转，采用图a中的布置：主动齿轮轴线下偏移，主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。主动锥齿轮从锥顶看是逆时针旋转，则从动锥齿轮从锥顶看是顺时针旋转。图3-7双曲面齿轮的偏移和螺旋方向3.7.3法向压力角α法向压力角可以取大些这样可以增加轮齿的强度，同时可以减少齿轮发生不必要的根切的最少齿数。选取平均压力角时，乘用车为19°或者20°，商用车为20°或22°30′。本设计是商用车，在此取α=22°30′。3.8主减速器锥齿轮的强度计算1.常使用轮齿上的单位齿长圆周力来进行估算表面耐磨性，即(3-12)式中P--；-为作用在齿轮上的圆周力N；-；按电动机最大转矩计算：(3-13)式中--=1240；--主动锥齿轮中点分度圆直径，=83.5962mm；得，[p]=982，[1.2p]=1178.4计算得：一档时p=1854.13<[1.2p]因为其材质和生产精度的提高，[p]偶尔比表中高20%～25%。2.锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：(3-14)式中--齿轮的计算转矩（）,对于从动齿轮：=min[，]=25537.88,对于主动齿轮：===5820.5994；K0--过载系数，常取1；Km--齿面载荷分配系数，Km取1.1；Kv--质量系数，Kv=1.0；J--所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数；Ks--尺寸系数，本设计中ms=10>1.6mm,ks=(/25.4)0.25=0.7921；图3-8齿轮弯曲强度计算系数得1=452.59MPa<700MPa,2=133.18<700MPa满足要求。3.锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：(3-15)式中--主动锥齿轮大端分度圆直径；b--和中的最小的数值b=60mm；----齿面品质系数，取1.0；--齿面接触强度的综合系数，=0.163；--综合弹性系数，取232.6。计算得：=1772.63MPa<[]=2800MPa，因为主、从动齿轮的齿面接触应力相同，所以主、从动齿轮都是符合弯曲强度要求。图3-9接触强度综合系数3.9主减速器齿轮轴承的载荷计算主减速器齿轮齿面上的作用力：图3-10主动锥齿轮齿面受力图3.9.1齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力F为：(3-16)式中--（=839.72）；--从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径；计算得：从动齿轮齿宽中点处的圆周力F2=20.09KN；由可得F1=24.67KN。(3-17)式中--电动机最大转矩；--变速器位于各挡的使用率；--变速器d各挡传动比；--变速器在各挡时电动机转矩利用率，其中为变速器处于第i档时的发动机转矩；所以主动锥齿轮的当量转矩为=839.72。3.9.2主减速器齿轮的轴向力、径向力螺旋方向左旋,锥顶看旋转方向逆时针。主动齿轮的轴向力：(3-18)式中--主动锥齿轮的面锥角（=14°32′13″）；--轮齿驱动齿廓的法向压力角（α=22°30′）；计算得=-17.11KN；轴向力为负值表明力的方向为沿锥顶方向。主动齿轮的径向力：(3-19)计算得=16.80KN径向力是正值表明径向力的方向为向心。从动齿轮的轴向力:(3-20)式中γ从动齿轮的根锥角，γ=75°。计算得=15.48KN从动齿轮的径向力:(3-21)计算得。图3-11主动齿轮的受力简图3.9.3主减速器齿轮轴承的载荷计算图3-12主减速器轴承的布置尺寸如图（3-12）示：对于A轴承：对于B轴承：对于C轴承：，对于D轴承：，3.9.4主减速器齿轮轴承寿命校核轴承A寿命校核：轴承A（30212）的当量动载荷（查机械工程手册得，当时）：（3-22）式中（载荷系数，在车辆设计中，本设计取）（径向动载荷系数、轴向动载荷系数）（判断系数，查机械设计手册得）基本额定寿命以转为单位时：>（3-23）2.轴承B寿命校核：同轴承A。C、D轴承的寿命校核：C、D轴承代号为32218U，额定动载荷Cr=262KN。，故轴有向右移动的趋势；C、D轴承面对面正装，轴承D受压，轴承C放松；轴承C、D的派生轴向力分别；；；；根据公式（3-23）计算得：C轴承；D轴承，因此C、D轴承均满足寿命要求。3.9.5主减速器齿轮材料的选择与传动系统中其他的齿轮相比，驱动桥锥齿轮的工作环境及其恶劣且具有大载荷、工作时间长、所受冲击力大等特点，是传动系统中的最薄弱环节。锥齿轮材料应符合下列要求：弯曲疲劳和表面接触疲劳强度足够高，硬度足够高，保证耐磨性与工作强度相适应。齿心韧性足以保证冲击载荷，避免牙根断裂。锻造性能、可加工性和热处理性能良好，热处理能更好地适应工作条件。尽量少用含镍、铬的材料，而是选用我国较多的合金钢。汽车主减速器锥齿轮多采用渗碳合金钢制造，经过渗碳、淬火和回火后，轮齿表面硬度应达到58～64HRC，而心部硬度较低，当端面模数＞8时为29～45HRC。对渗碳层＞8时，厚度为1.2～1.6mm。为提高齿轮的工作磨合，锥齿轮需经过一系列的处理，如作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理、镀铜锡等处理便可提高齿轮的寿命25％。滑动速度高的齿轮进行渗硫处理，使摩擦因数可显著降低防止齿面擦伤、咬死和胶合。本次设计中，主减速器主、从动齿轮材料选用20CrMnTi,齿轮渗碳1.2～1.6,齿面淬火使其硬度达到58～64HRC。本章小结本章首先介绍主减速器的结构和工作原理，然后根据主、从动齿轮的齿轮类型，减速类型和支撑类型设计用于主减速器的各种零部件。根据机械设计和机械制造的标准值，对主减速器锥齿轮的几何尺寸表进行排序，并进行强度检查。最后，确定了主减速器的参数并满足强度检查要求。

第4章差速器设计在行驶过程中，汽车两侧车轮的行驶距离通常不同。例如，转弯时，内圈和外圈的行进距离明显不同。即外圈的行进距离比内圈的行进距离长。如果汽车在崎岖不平的道路上行驶，则由于道路波形不同，两侧车轮之间的距离也会有所不同；即使是在直行道路上，轮胎压力，轮胎负载以及各种程度的胎面磨损由于存在制造误差等客观因素，因此左右车轮的滚动半径根据左右车轮而不同。右轮的运动不同。为了避免这些现象，使其满足车辆运动学的要求，在汽车左右车轮上的差速器使驱动轴两侧的车轮在行驶距离不同时具有不同的旋转角速度。4.1普通锥齿轮式差速器的差速原理图4-1差速器差速原理由图（4-1）知，即：（4-1）若以每分钟转数表示角速度，则有（4-2）公式（4-2）是两轴齿轮直径相同的对称锥齿轮差速器的运动特性方程，从而车轮可以以不同的速度在两侧滚动而不打滑。4.2普通锥齿轮式差速器的结构设计图4-2普通的对称式锥齿轮差速器如图（4-2）所示因为主从齿轮安装在差速器中，所以在确定主减速从动齿轮的尺寸时必须考虑差速器的安装。4.2.1差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择和行星齿轮球面半径RB(mm)的确定：本次设计为公交车故采用4个行星齿轮。球面半径根据公式（4-3）来确定：（4-3）式中--一般为2.52~2.99取最小值；--。2.、和的初步确定：行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、3.4.：差速器齿轮一般都用，齿高系数为0.8。因此初定压力角为。及其的确定根据《汽车工程手册》中：（4-4）4.2.2差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表4-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表（长度单位mm）序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数≥10，应尽量取最小值=122半轴齿轮齿数=14～25=203模数=5mm4齿面宽F=(0.25～0.30)A;b≤10m18mm5工作齿高=1.6m=8mm6全齿高8.9917压力角22°30′8轴交角90°9节圆直径；续表10节锥角，=31.96°11节锥距≈57mm12周节=3.1416=15.7mm13齿顶高;=5.2mm=2.8mm14齿根高=1.788-;=1.788-=3.7mm;=6.2mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.991mm16齿根角=;=3.74°;=6.15°17面锥角；=38.11°=61.78°18根锥角；=28.22°=51.89°19外圆直径；mmmm续表20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm16齿根角=;=3.74°;=6.15°17面锥角；=38.11°=61.78°18根锥角；=28.22°=51.89°19外圆直径；mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm21齿侧间隙=0.127～0.178mm=0.0.15mm22理论弧齿厚=8.6mm=7.51mm4.2.3差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构的限制，并且负荷较大。因此，应检查差速器齿轮的抗弯曲强度。为：（4-5）式中--；--；、、、——见说明；--；图4-3弯曲计算用综合系数4.3差速器齿轮的材料差速器齿轮用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等，本设计采用20CrMnTi。本章小结这一章主要是介绍了差速器结构功能及其工作原理，随着时代的进步，对于新型差速器的研究也有一定的成果，本课题中的差速器结合传统汽车的差速器进行有关参数的选择与计算，将计算的差速器齿轮进行系统性的校核，将校核的强度与有关的参数进行比对，直至满足强度校核的要求。

半轴的设计5.1全浮式半轴的设计与计算本次设计驱动桥应用是公交车汽车，采用全浮式结构。设计半轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。5.1.1半轴的计算载荷的确定计算时要考虑半轴的主要尺寸是直接，设计和计算时首先要合理的确定计算载荷，其次要考虑到可能出现的三种载荷工况：表5-1载荷工况（驱动力或制动力）最大时=，附着系数在计算时取0.8，没有侧向力作用最大时；是其最大值产生于侧滑时，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数则在计算时取1.0