电动汽车传动系统主减速器结构设计与计算

本科毕业设计说明书题目：电动汽车传动系统主减速器结构设计与计算院(部):机电工程学院2011年5月30日 I 1.1选题背景 1.2本文的主要研究内容 4-1.2.1主要研究内容 4-1.2.2研究目的 4-1.2.3课题需要完成任务 2.1VB总体设计 6-2.2VB图形输出设计 2.3VB参数输入设计 7- 3.2主减速器的结构分析与型式选择 3.2.1主减速器传动机构方案分析与型式选择 3.2.2主减速器齿轮方案分析与型式选择 3.2.3主减速器支撑方案分析与型式选择 4.1主减速器主减速比I0的确定 22-4.2主减速器计算载荷的确定 4.3主减速器齿轮基本参数的确定 4.3.1齿数的选择 4.3.2节圆直径的选择 4.3.3齿轮端面模数的选择……………25-4.3.4齿面宽的选择……………………25-4.3.5双曲面齿轮的偏移距E…………26-4.3.6双曲面齿轮的偏移方向 4.3.7双曲面齿轮的螺旋方向 4.3.7双曲面齿轮螺旋角的选择 4.3.8双曲面齿轮压力角的选择 4.4主减速器锥齿轮强度计算 29-4.4.1单位齿长圆周力 4.4.2齿轮弯曲强度 4.4.3齿轮接触强度 4.5主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 4.5.1锥齿轮齿面上的作用力 4.5.2悬臂式支撑主动锥齿轮轴承载荷的计算 4.5.3骑马式支撑的从动锥齿轮的轴承径向载荷 4.6主减速器齿轮材料的选择 37-4.7主减速器的润滑 37- 39- 39-5.1.1TRIZ理论核心思想和基本特征 39-5.1.2TRIZ理论主要内容 40-5.1.3现代TRIZ理论体系主要包括内容 5.2基于TRIZ理论的整体方案的确定 41-5.2.1能源高效回收装置分析 5.2.2基于TRIZ理论体系的方案分析与方案确定 参考文献………………47-附录………………………48-主减速器是汽车传动系中主要部件，其作用是减小转速、增大扭矩，某些主定性、经济性、动力性、通过性、实用性及舒适性有着重要的影响，因此本文针对电动汽车传动系统，采用VB软件设计语言辅助选取较合理的主减速器主减速比，系统的设计了一种带有能源高效回收装置的双曲面传动单级主减速器结构：本设计中的单级主减速器采用双曲面传动，与其他传动方式相比，双曲面齿轮具有最小齿数少，离地间隙高，传动平稳，强度大，噪声低等优点；主减速器传动主动齿轮轴采用悬臂式支撑、从动齿轮轴采用骑马式支撑，可以在保证主动轴刚度、强度的同时，简化结构，减少车身质量，有利于降低车本、实现汽车轻量化设计；主减速器附加有能源高效回收装置，节约能源，提高能源利用率，有助于增强电动汽车的续航能力，实现节能减排的战略目标。关键词：电动汽车；双曲面传动；主减速器；能源高效回收装置；VBThefinaldriveisanimportantpartofpowertrain,itworkstodecreasetherotate_speedandincreasethetwist,sometimesitalsocanchangethedirectionofthepower.Abetterfinaldrivehaveinfluenceonthestability,theeconomy,themotivepower,thepassability,themuchrationallerreductionratiobyVisualofthedeviceforenergyrecycledefficientlyandhypoidgearingforfewertoothproppedupbycantilever_typeandgettingthetargetsforsavingenergyandreducingemissions.Keywords:TheElectricVehicle;HypoidGearEnergyRecycledEfficienⅡ现在世界某些能源聚集地战争不断，深层分析不难看出发动战争旨在争夺能源，因此随着环境污染程度的加深，化石能源的枯竭，新能源汽车投入使用迫在眉睫，电动汽车也应运而生，倍受关注。自电动汽车研发并投入市场以来，逐渐取代传统动力的汽车，发展势头十分迅猛。我国电动汽车在自主创新过程中，坚持了政府支持，以核心技术、关键部件和系统集成为重点的原则，确立了以混合电动汽车、纯电动汽车、燃料电池汽车为“三纵”,以整车控制系统、电机驱动系统、动力蓄电池/燃料电池为“三横”的研发布局，通过产学研紧密合作，我国电动汽车自主创新取得了重大进展。中国加入WTO以后，汽车市场对外开发，汽车工业逐渐成为世界汽车整体市场的一个重要组成部分。车用减速器也随着整车的发展不断成长和成熟起来。随着高速公路网状况的改善和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为货车市场的主旋律。对整车主要总成之一的主减速器，其功用是将万向传动装置传来的发动机转矩传递给驱动车轮，在汽车传动系中减小转速、增大扭矩。主减速器可根据齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式分类。主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。一般中小型汽车仅用有一对不同齿数的锥齿轮组成的单级主减速器即可满足要求。目前汽车主减速器中基本上不用直齿圆锥齿轮。这是为了减小驱动桥的外廓尺寸。当选定车轮规格后，驱动桥中间部分在高度方向的尺寸H,对上影响车身底板高度，对下决定了汽车最小离地间隙h;离地间隙太小，将使驱动桥易与路面凸起的障碍物碰撞，因而降低了汽车在坏路上的通过能力。而驱动桥在高度方向上的尺寸主要决定于主减速器从动锥齿轮直径的大小。在同样的主传动比i。情况下，若主动锥齿轮齿数愈多，相应的从动锥齿轮齿数愈多，其直径也愈大。因此在保证所要求的传动比以及足够的齿轮强度、刚度条件下，应尽可能较少主动齿轮的齿数，从而减小从动齿轮的直径，以保证足够的离地间隙。但每一种齿轮其最少齿数都有一定限制，齿数过少时在加工中要产生轮齿根部被切薄的现象(即“根切”现象),而大大降低了齿轮强度。实践和理论分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿的最小齿数要少，显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下主减速器结构就比较紧凑。由于螺旋锥齿轮的啮合特点，使其工作过程中的噪声也比较小，因而在汽车上获得广泛采用”。汽车主减速器在正常条件下工作应满足如下基本要求：工作平稳，噪声小，并具有足够的刚度、强度和高传动效率。而所说的正常条件是指汽车主减速器装配时各个部件应能够正确的装配，其中关键的是要保证主减速器能传递正确的扭矩转速及功率2。由于主减速器转速较高，转距较大，且转速转距变化幅度较大，对齿轮副啮合精度要求较高，尤其主减速器螺旋锥齿轮副，齿顶稍有不吻合便使工作条件急剧变坏，随之而来的就是齿轮齿面的磨损加剧，噪声增大，齿轮副使用寿命降低，进而影响到整个主减速器的使用寿命，因此对主减速器的设计要求很高。目前，对于轿车和一般轻、中型货车，采用单级主减速器即可满足汽车动力性要求。他具有结构简单、体积小、质量小和传动效率高等优点3。产品上，国内货车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、易维护等特点的产品为首选。目前已开发的产品，如陕西汉德引进德国撇N公司技术的485单级减速驱动桥，大都是有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求通过整合和平台化开发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国内车用减速器发展的方向，并被用户广泛认可和使用。软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试新一代减速器设计开发的突出特点是：不仅在产品性能参数设计上进一步遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。与国外相比，我国的车用减速器开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后(国外己实现计算机编程化、电算化)。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。这需要我们加快技术创新、技术进步的步伐，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用减速器总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。总体来说，车用减速器发展趋势和特点是向着六高、二低、二化方向发展，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率，低噪声、低成本，标准化、多样化，计算机技术、信息技术、自动化技术广泛应用。从发动机的大马力、低转速的发展趋势以及商用车的最高车速的提升来看，公路用车桥减速器应该向小速比方向发展：在最大输出扭矩相同时齿轮的使用寿命要求更高(齿轮疲劳寿命平均可达50万次以上);在额定轴荷相同时，车桥的超载能力更强；主减速器齿轮使用寿命更长、噪音更低、强度更大，润滑密封性能更好；整体刚性好，速比范围宽。另外，本设计选用双曲面齿轮作为传动齿轮，准双曲面齿轮是一种特殊的锥齿轮，与普通锥齿轮相比具有重迭系数大、传动平稳、冲击和噪音小、可降低汽车的重心、偏置距是一个重要参数，偏置距的存在，使主从动齿轮轴有相对偏移，使得准双曲面齿轮可用于传递空间两垂直相错轴之间的回转运动。主减速器是汽车传动系的重要组成盘的高度，提高汽车行驶的平稳性，并给汽车的总体布置带来很大方便。主减速器的噪声是汽车噪声的一个重要来源，减小主减速器噪声对于提高汽车乘坐的舒适性具有十分重要的意义。因此，分析设计准双曲面齿轮的设计参数和计算能改进主减速器的设计，优化主减速器的性能，对于主减速器的设计计算具有非常重要的意义。当今社会信息化程度日益加深，各行各业都在利用计算机处理信息。信息化和数字化带来的收益是巨大的，许多原本要耗费大量人力物力的工作现在可以轻而易举的可用于开发Windows环境下的各类应用程序(41。它简单易学、效率高，且功能强大可以与Windowsr专业开发工具SDK相媲美。在VisualBasic环境下，利用事件驱动的编程机制、新颖易用的可视化设计工具，使用Windows内部的广泛应用程序接口(API)等技术，可以高效、快速地开发Windows环境下功能强大、图形界面丰富的应用软件系统5]。应用VB可以进行编程计算，解决设计中的载荷计算等问题。因此，在设计过程之中对齿轮的选取和计算是至关重要，应用VB的编程计算也是对以后主减速器设计的一种简单化的一条路。1.2本文的主要研究内容本文设计了一种基于电动汽车的主减速器，在满足主减速器公用，保证足够强度、刚度的条件下，以汽车的燃料经济性、动力性为约束条件，提出了主减速器参数优化设计方法以及电动汽车能源高效回收装置结构的设计，并利用VB软件设计开发了汽车主减速器参数优化程序来辅助本设计完成。(1)汽车主减速器的齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式对车辆的动力性、稳定性、离地间隙、通过性甚至经济性都有很重要的影响，因此要根据电动汽车的参数对主减速器形式进行筛选，以使传动系统得到优化。(2)主减速器齿轮参数对主减速器的噪声、稳定性、强度、刚度以及寿命都有直接的影响，因此要根据电动汽车的参数及主减速器的形式对齿轮参数进行优化确定，以使主减速器得到优化。(3)此主减速器应用于电动汽车上，对能源回收有较高要求。因此在本设计中考虑高效能源回收装置，以使能源系统得到优化。(4)由于主减速器参数较多，因此本设计开发VB软件一辅助设计，以使整个系统得到优化。(1)汽车主减速器参数设计的优化可以在保证动力性的情况下使汽车的经济性、稳定性、通过性达到最佳的目的。(2)主减速器齿轮参数设计的优化可以在保证主减速器稳定性的情况下达到降低噪声、提高强度、刚度的目的。(3)主减速器上设置能源回收装置不仅有效节约能源，更可以延长汽车续航能力，达到节能减排的目的。1.2.3课题需要完成任务(1)主减速器结构形式的分析和选择，包括主减速器的齿轮类型、减速形式、(2)主减速器基本参数选择与计算载荷的确定；(6)能源高效回收装置的设计及其与其他部件之间的配合；(7)进行综合的匹配、校核以及修改、调整；在本设计中，主减速器的主减速比的确定决定了本设计的质量，也影响电动汽车很多性能，因此主减速器的主减速比尤为重要。所以设计选取中采用VB语言制作一个软件来辅助选取合理的主减速器的主减速比。2.1VB总体设计为了突破软件的局限性，是功率平衡软件可以用于不同电动汽车主减速器主减速比的选择，本设计中的功率平衡软件采用输入、输出兼行的制作理念，使软件兼顾输入、输出。软件总图如图2.1所示。车轮滚动半径/车轮滚动半径/n车身重量/kg传动效率nt气动阻力系数摩擦阻力系数输出功率Pe/kW三档(i3)四档(i4)五档(i5)主减速比i0图2.1汽车功率平衡图总体结构设计汽车主减速器主减速比的选择，更加方便初次使用者熟悉、熟练本软件。功率平衡软件的主要作用是输出汽车在不同档位、不同车速时的功率曲线，以便使用者根据曲线选取最佳主减速器主减速比。在本设计中图形输出主要依靠picturebox控件,而进入图形输出代码主要依靠Command控件□,总的输出部分布置如图图2.2输出部分结构设计为了功率平衡软件兼顾输入、输出，本软件设计了参数输入文本框，以便汽车不同情况或不同汽车参数的主减速器设计都可以方便的使用本软件辅助设计。在输入部分，主要应用了VB中的label控件A以及textbox控件其中label控件A主要车轮滚动半径/车轮滚动半径/m车身重量/kg传动效率nt气动阻力系数摩擦阻力系数输出功率Pe/kW五档(i5)主减速比i0为了此软件在本设计中应用更方便，在制作时预先输入计算所需数据，如图2.4车轮滚动半径/车轮滚动半径/m车身重量/kg传动效率n气动阻力系数摩擦阻力系数汽车迎风面积m2输出功率Pe/kW当主减速比i06图2.4参数预先输入的输入部分结构当用于其他电动汽车主减速器主减速比选择时，只需在软件右侧输入框内输入各自的汽车相应的参数后即可应用。考虑到方便使用者更改、进一步完善软件，软件输入框予以预留部分空间。图2.4为软件过程设计总体结构布置，图2.6为软件最终设计总体结构布置一档(i1)二档(i2)三档(i3)五档(i5)458857传动效率nt气动阻力系数摩擦阻力系数输出功率Pe/kW0.35图2.4软件过程设计总体结构布置车轮滚动半径/车轮滚动半径/m车身重量/kg传动效率πt气动阻力系数摩擦阻力系数输出功率Pe/kW汽车功率平衡图四档(i4)主减速比i0458857图2.6软件最终设计总体结构布置3电动汽车传动系统主成速器结构设计主减速器作为传动系中一个重要装置，主要用于传动扭矩、降速增扭和改变动力方向。主减速器可根据减速形式、齿轮类型以及主、从动齿轮的支承形式分类。根据减速形式主要分为：单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速与轮边减速等；根据齿轮类型主要分为：螺旋锥齿轮式、双曲面齿轮式、圆柱直齿轮式、斜齿圆柱齿轮式、行星齿轮式和涡轮蜗杆式；根据主、从动齿轮的支承形式分为：悬主减速器的结构对汽车的动力性、经济性、通过性、操纵的可靠性与灵便性、传动的平稳性与效率、整车的震动、噪音等都有直接影响。变速器与主变速器及发动机的参数作优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；合理选择主减速器、传动齿轮形式、支撑形式及优化参数等可使传动冲击小、噪声低、效率高，提高变速器质量和设为保证主减速器具有良好的工作性能，对主减速器提出如下设计要求：(1)正确选择主减速器传动参数，使之与发动机、变速器的参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；(2)真确选择主减速器传动方式，减小主减速器整体直径，提高汽车的离地间隙，保证汽车的通过性能；(3)设置能量高效回收装置，并保证装置操纵简单、方便、迅速、省力、可靠；(4)保证传动效率高、工作平稳、噪声低；(5)在保证功能的前提下减小体积、减轻质量、增强承载能力，保证工作可靠(6)制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；(7)贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规3.2主减速器的结构分析与型式选择3.2.1主减速器传动机构方案分析与型式选择目前汽车主减速器主要分为：单级主减速器、双级主减速器、双速主减速器、单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器、单级(双级)主减速器附轮边减速器。(1)单级(双级)主减速器附轮边减速器(图3.1)将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或者旁边的轮边减速器，这样一来不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并得到了较大的驱动桥减速比(一般大于12),而半轴、差速器以及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可以减小。但轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂、成本提高、增加车辆重量，因此一般设计要求具有较高动力性、车速相对较低的重型汽车、大型公共汽车、工程和军事上的重型牵引车的驱动桥时，为使变速器、分动器、传动轴等动力总成不致因承受过大转矩而使他们的尺寸及重量过大时才推荐使用。图3.1斯太尔后驱动桥轮边减速器(2)双级贯通式主减速器(图3.2)主要分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮—锥齿轮式两种，现代有不少的多桥驱动汽车采用了圆柱齿轮—锥齿轮式双级贯通式主减速器，其第一级圆柱齿轮便于贯通，也可以减速，但常取其减速比为1:1,第二级可用螺旋锥齿轮，也可以用双曲面齿轮。设计时一般要注意前、中、后桥这些锥齿轮的布置、螺旋方向、旋转方向以及双曲面齿轮的偏置之间的关系，所选的螺旋方向应导致当汽车前进时两锥齿轮有相斥的轴向力。当然也有将第一级圆柱齿轮副布置在第二级锥齿轮副之后的结构。与锥齿轮—圆柱齿轮式双级贯通式主减速器相比，圆柱齿轮—锥齿轮双级贯通式主减速器的结构紧凑，高度尺寸减小，但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小，有时甚至等于1。为此有些汽车在采用这种布置时，为了加大驱动桥的总减速比而增设轮边减速器；而另一些汽车则将从动齿轮的内孔做成齿圈并装入一组行星齿轮减速器机构，以增大减速比。双级贯通式主减速器的特点是：有较大主减速比，但结构的高度尺寸大，特别是主动锥齿轮的工艺性差，而从动锥齿轮又需要采用悬臂式安置，支撑刚度差，拆装也不方便。图3.2延安SX2150汽车双级贯通式主减速器(3)单级贯通式主减速器又分为双曲面齿轮式(图3.3)和蜗轮式(图3.4)两种，其中双曲面齿轮式单级贯通式主减速器利用了双曲面齿轮传动主动齿轮轴线相对于从动齿轮轴线的偏移，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥，但这种结构受主动齿轮最少齿数的偏移距大小的限制，而且主动齿轮的工艺性差，通常主动齿轮的最小齿数为八，因此最大传动比只能在五左右，但其优点是结构简单、主减速器质量较小、尺寸紧凑、并可使中、后桥大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性，因此主要应用于多桥驱动汽车的贯通桥上。图3.3双曲面齿轮传动的单级贯通式主减速器图3.4蜗轮传动的单级贯通式主减速器(4)双速主减速器(图3.5)由两级齿轮减速构成，第一级均为螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，而根据第二级减速齿轮的不同分为锥齿轮—行星齿轮式和锥齿轮一圆柱齿轮式两种，此二种各有特点，但前者较后者体积及质量较小，刚度和强度较大，但需加强行星轮系和差速器的润滑；后者较前者获得更大的主减速比。因此主要应用于载荷及路面状况变化较大、使用条件非常复杂的重型载货汽车上。图3.5双速主减速器(5)双级主减速器(图3.6)根据汽车的总体布置要求，主要分为纵向水平布置的锥齿轮—圆柱齿轮式双级主减速器、垂向布置的锥齿轮一圆柱齿轮式双级主减速器和斜向布置的锥齿轮—圆柱齿轮式双级主减速器三种：纵向水平布置的锥齿轮一圆柱齿轮式双级主减速器使总成的垂向轮廓尺寸缩小而纵向尺寸增加，用在长轴距的汽车上可减小传动轴的长度，但不利于短轴距汽车的总体布置，因会是传动轴过短，是传动轴夹角增大，这种结构可将主减速器与差速器组合为一个大总成并从整体式桥壳前面的开孔装入桥壳内，方便拆装；垂向布置的锥齿轮—圆柱齿轮式双级主减速器有利于使短轴距的汽车能相应的加长传动轴以减小传动轴的夹角，也便于多桥驱动汽车对贯通式驱动桥的布置，这种结构的主减速器与差速器组合为一个整体，并从整体式桥壳上部的开口处装入桥壳内。这样便于重型汽车主减速器的吊装，但拆装时需要移开车厢，并且桥壳在中上部上方开孔，会显著降低其垂向刚度，严重时会引起半轴由于受弯而过载和齿轮啮合变差；斜向布置的锥齿轮—圆柱齿轮式双级主减速器第二级的从动圆柱齿轮布置在主动圆柱齿轮的后斜下方，这两个齿轮轴所决定的平面与铅锤面的交角可根据布置上的需要进行选择，当为45°时，则这一布置形式就成为前两种布置形式的折中方案，这是桥壳与主减速器桥的安装接合面也可做成与铅锤面成45°的斜面，与前述垂向布置型式中该接合面为水平的情况相比，这里对改善桥壳垂向刚性有好处，而与纵向—水平布置型式相比，其纵向尺寸有所减小。但是双级主减速器由两级齿轮减速组成，结构复杂、质量加大、制造成本也显著增加，因此仅用于主减速较大(7.6<i₀≤12)且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车图3.6双级主减速器(6)单级主减速器(图3.7)的结构形式，尤其是其齿轮的支撑形式和拆装方法，与桥壳的结构形式密切相关，根据桥壳结构形式的不同单级主减速器又有以下几种典型的结构：采用组合式桥壳的单级主减速器、采用对分式桥壳的单级主减速器、采用整体式(琵琶式)桥壳的单级主减速器。采用组合式桥壳的单级主减速器的主、从动锥齿轮轴承都直接支撑在与桥壳铸成一体的主减速器壳上，结构简单、支撑刚度大、质量小、造价低，为某些小型汽车所用，但有装配调整困难的缺点，但某些改进型不仅保持了原结构所具有的支撑刚度良好的优点，而且拆装、调整也很方便，适用于中型载货汽车和越野汽车；采用对分式桥壳的单级主减速器桥壳中部也是主减速器壳，它由一个纵向接合面将其分为左、右两个半壳，并由在接合面处的一圈螺栓连接而成，其从动锥齿轮轴承也直接装在桥壳的轴承座孔内，因此支撑刚度大，但由于调整主减速器时必须将桥壳分开，维修、调整十分不便，故此种结构已经很少使用；采用整体式(琵琶式)桥壳的单级主减速器的主减速壳与桥壳是分开的，主减速器和差速器的全部零件都安装在主减速器壳上，并作为一个已经安装、调整好的独立总成插入整体式桥壳中，当轿车或轻型以下汽车采用这种结构时，主动锥齿轮是直接悬臂支撑在主减速器壳内的，以便简化结构，减少质量，但对于中、重型汽车、越野车和大型客车，则将主动锥齿轮及其支撑装置作为一个单独的分总成，可由主减速器壳上拆下，以方便安装、调整。图3.7单级主减速器im——变速器最高档传动比。根据任务书所给汽车要求参数，得主减速器减速比应满足8.26>io>6.60,因此本电动汽车传动系统主减速器设计的减速形式应采用单级减速形式，使设计在满足参数条件下结构简单，减小质量，降低成本，方便拆装、调整以及维修。3.2.2主减速器齿轮方案分析与型式选择单级主减速器一般采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的，但基本上不用直齿圆锥齿轮，这是为了减小驱动桥的外廓尺寸。当选定车轮规格后，驱动桥中间部分在高度方向的尺寸H,对上影响车身底板高度，对下决定了汽车最小离地间隙h;离地间隙太小，将使驱动桥易与路面凸起的障碍物碰撞，因而降低了汽车在坏路上的通过能力。而驱动桥在高度方向上的尺寸主要决定于主减速器从动锥齿轮直径的大小。在同样的主传动比i。情况下，若主动锥齿轮齿数愈多，相应的从动锥齿轮齿数愈多，其直径也愈大。因此在保证所要求的传动比以及足够的齿轮强度、刚度条件下，应尽可能较少主动齿轮的齿数，从而减小从动齿轮的直径，以保证足够的离地间隙。但每一种齿轮其最少齿数都有一定限制，齿数过少时在加工中要产生轮齿根部被切薄的现象(即“根切”现象),而大大降低了齿轮强度。实践和理论分析证明，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮不发生根切的最小齿数比直齿的最小齿数要少，显然采用螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在同样传动比下主减速器结构就比较紧凑，由于螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的啮合特点，使其工作过程中的噪声也比较小。螺旋锥齿轮的主、从动齿轮线相交于一点，交角可以是任意的，但是绝大多数汽车驱动桥上主减速器齿轮副都是采用的90°交角布置，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此螺旋锥齿轮能承受大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐的由齿的一端连续而平稳的转向另一端，使得其工作平稳，即使在高速运动时噪声和震动也是很小的。双曲面齿轮的主、从动轴线不相交而呈空间交叉，其空间交叉角(即将一轴线平移，使之与另一轴线相交的交角)也都采用90°交角布置，主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，即上偏置或下偏置，这个偏置量即为双曲面齿轮的偏移距，当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过，这样就能在每个齿轮两边布置尺寸紧凑的支撑，这对支撑刚度、保证齿轮正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。和螺旋齿轮由于齿轮副轴线相交而使的主、从动齿轮的螺旋角相等的情况不同，双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角，因此双曲面齿轮传动的法向模数或发向周节虽然相等，但是端面模数或端面周节是不相等的，主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的，这使得双曲面传动的主动锥齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度、刚度，其增大的程度与偏移距的大小有关；另外由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随着偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175%,双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生跟切的最少齿数可以减小，所以可以选用较少的齿数，有利于大传动比传动，当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时采用双曲面齿轮更为合理，因为如果保持两种传动的主动锥齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i₀≥4.5的传动有其优越性，对中等传动比，两种齿轮都有很好的适应，当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这是选择螺旋锥齿轮更为合适，因为后者有较大因此，与螺旋锥齿轮传动相比较，双曲面齿轮传动具有以下优点：当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面传动具有更大的传动比；当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有更大的直径和较高的轮齿强度及较大的主动齿轮轴和轴承钢度；当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮比相应的螺旋锥齿轮尺寸要小，从而可以获得更大的离地间隙；此外，由于偏移距的存在，是双曲面齿轮在工作过程中不仅存在与螺旋锥齿轮相同的沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动，从而可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运动平稳性；双曲面齿轮传动的主动齿轮的螺旋角较大，同时啮合的齿数较多，重合度更大，既可以提高传动的平稳性，又可以使齿轮的弯曲强度提高约30%;双曲面传动的主动齿轮直径及螺旋角都大，所以啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮大，从而可以降低齿面间的接触应力；双曲面传动的主动齿轮螺旋角较大，则不产生根切现象的最小齿数可以减小，因此可以选用较少的齿数，有利于增加传动比；双曲面传动的主动齿轮较大，因此加工时所需刀盘刀顶距较大，切削刃寿命较长；双曲面齿轮的偏移距还有利于实现汽车的总体布置。但是这也会导致双曲面齿轮传动沿齿长方向纵向滑动会使摩擦损失增加，减低传动效率：双曲面齿轮传动的效率约为96%,而螺旋锥齿轮传动效率约为99%;双曲面齿轮齿面间的压力和摩擦力功较大，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，抗胶合能力较低，因此需要选用可改善油膜强度和带有防刮伤添加剂的双曲面齿轮油来进行润滑。综上所述本设计采用双曲面主动锥齿轮单级主减速器。图3.8螺旋锥齿轮与双曲面齿轮主减速器传动汽车主减速器在正常条件下工作应满足如下基本要求：工作平稳，噪声小，并具有足够的刚度、强度和高的传动效率。而所说的正常条件是指汽车主减速器装配时各个部件应能够正确的装配，其中关键的是要保证主减速器能传递正确的扭矩转速及功率。由于主减速器转速较高，转距较大，且转速转距变化幅度较大，对齿轮副啮合精度要求较高，尤其主减速器螺旋锥齿轮副，齿顶稍有不吻合便使工作条件急剧变坏，随之而来的就是齿轮齿面的磨损加剧，噪声增大，齿轮副使用寿命降低，进而影响到整个主减速器的使用寿命，因此对主减速器的设计要求很高。3.2.3主减速器支撑方案分析与型式选择3.2.3.1主减速器主动锥齿轮的支撑方案及安置方法在壳体结构及轴承形式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支撑形式及安置方法对其支撑刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要原因之一，现在汽车主减速器主动齿轮的支撑方式主要有一下两种形式：(1)悬臂式：齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支撑于一对轴承上，为了增强支撑刚度，应使辆支撑轴承中心间距离b比齿轮齿面宽中点的悬臂长度a大两倍以上，同时尺寸b应比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴颈大于或至少等于悬臂长a。当采用一对圆锥滚子轴承支撑时，为减小悬臂长度a和增大支撑间的距离b,应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，大端朝外，已使b拉长，a缩短，从而增强支撑刚度，同时也便于布置、轴承预紧度的调整以及轴承的润滑。应注意的是，对圆锥滚子轴承来说，由于润滑油只能从圆锥滚子轴承的小端在离心力的作用下流向大端，因此桥壳上应该有通入两轴承间的通油管道及使润滑油返回桥壳的回油道；另外为了拆装方便起见，应使主动锥齿轮后轴承(即紧靠齿轮大端面的轴承)的支撑轴径大于其前轴(即位于驱动桥前部的轴承)的支撑轴径，或名义尺寸虽同但公差有别。支撑刚度也随轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度的增加而增大。(2)骑马式：齿轮前后两端的轴颈均以轴承支撑，故骑马式又称两端支撑式。骑马式支撑使支撑刚度大为增加，使齿轮在载荷的作用下变形(齿轮轴线的偏转角φ)大为减小，约减小到悬臂式支撑的1/30以下。而主动锥齿轮后轴承的径向负载比悬臂式要减小1/5~~1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。此外，由于齿轮大端一侧前轴承及后轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轮轴的长度，使布置更紧凑，这有利于减小传动轴夹角以及整车布置。骑马式支撑的导向轴承(及齿轮小端一侧的轴承)都采用圆柱滚子式的，并且其内外圈可以分离(有事甚至不带内圈)以利于拆卸。为了进一步增强刚度，应尽可能减小齿轮大端一侧两轴承间的距离，增大支撑轴径，适当提高轴承配合紧度。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支撑，因为在传递较大转矩的情况下悬臂式支撑难以满足支撑刚度的要求。但是骑马式支撑增设了导向轴承支座，使主减速器壳结构复杂，加工成本提高；而轿车和载重质量小于2t的载货汽车，由于载荷较小，偏转角φ的绝对值不大，则常采用结构简单，质量较小，成本较低且主动锥齿轮支撑座与主减速器壳铸成一体的悬臂式结构。图3.9主减速器主动齿轮的支撑型式及安置方法综上，在满足汽车参数的前提下，为减小质量、简化结构、降低成本、方便维修，本设计中主减速器主动齿轮采用悬臂式支撑结构，主减速器从动锥齿轮采用骑马式支撑结构。2.2.3.2主减速器从动锥齿轮的支撑方案及安置方法主减速器从动锥齿轮的支撑刚度依轴承的形式、支撑间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支撑中心的距离c和d之比而定。为了增强支撑刚度，支撑间的距离应尽量缩小。但为了是从动锥齿轮背面的支撑凸缘有足够的位置设置加强筋 (一般不会少于6条，且应一直延伸到差速器轴承座近处)及增强支座的稳定性，距离(c+d)应不小于从动锥齿轮节圆直径的70%。两端支撑多采用圆锥滚子轴承，安装时应使其圆锥滚子大端相向朝内而小端相背朝外。为了使载荷尽量均匀分布在两个轴承上，并且让出位置来加强从动齿轮凸缘的刚性，应尽量使c≥d;为了防止从动齿轮在轴向载荷的作用下偏移，圆锥滚子轴承也应该预紧；由于从动锥齿轮的轴承是安装在差速器壳上，尺寸较大因此足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承具有自动调位性能，对轴歪斜敏感性较小，这对主减速器从动齿轮轴承尺寸大时极为重要，但在本设计中不适用；向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车主减速器中，考虑维修替换方便的需要，本设计不予以采用；只有采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器从动齿轮才可以安装在向心球轴承上，而本设计采用单级主减速器，因此不适用。综上，本设计采用圆锥滚子轴承，但使用过程中要根据需要进行局部调整，并注意圆锥滚子轴承安装方向以及预紧、加强刚度以及动平衡的要求。轿车和轻型载货汽车主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差速器壳的凸缘上，这种方法对增强刚性效果较好。中、重型汽车主减速器从动齿轮多采用有辐式结构并有螺栓或铆钉与差速器凸缘连接。当从动锥齿轮的径向尺寸较大时，在大是负荷下会产生较大的变形，这时常采用能限制从动锥齿轮因受轴向力而产生偏移的止推装置，对从动锥齿轮外缘背面加以支撑。止推装置的支撑面位置需要进行计算，其正确位置应该是当从动锥齿轮在载荷作用下的偏移量达到容许极限时，即与从动锥齿面接触，以制止从动锥齿轮继续变形。一般支撑面与从动锥齿轮背面间的安装间隙应不大于0.25mm。4.1主减速器主减速比i0的确定i——变速器最高档传动比。根据任务书所给汽车要求参数，得主减速器减速比应满足8.26>io>6.60,但是，如图4.1所示，当主减速器主减速比超过7.5时，汽车最高车速将低于规定值V=130km/h,因此主减速器主减速比范围为7.50>io>6.60。车身重量/kg汽车迎风面积n2输出功率Pe/kW二档(i2)四档(i4)五档(i5)458图4.1满足最高车速情况下主减速器最大减速比然而，由图4.2所示的9种主减速比情况下的汽车功率平衡图分析知，当i₀=6.60时，汽车不仅达到参数要求，还具有很高的后备功率，使得汽车具有良好的动力性，而且最高车速可达到v≈138km/h,同时较小的主减速比可以减小主减速器尺寸，提高离地间隙，增强汽车通过性；但另一方面，在这种情况下，汽车的经济性不高，降低了电池的续航能力，削减了电动汽车的实用性。当i₀=7.50时，汽车也可以达到参数要求，而且经济性最好，保证了电动汽车的续航能力，但是此状态下，较大的主减速比会增加主减速器尺寸，降低离地间隙，减弱汽车的通过性，而且在最高速时没有一点后备动力，实际中往往不予以采用。图4.29种主减速比情况下的汽车功率平衡图(综合)综上所述，主要考虑汽车的使用环境下的经济性、动力性、通过性，本设计中选择i₀=7.30,以使汽车在使用过程中既保证了使用的经济性，又有足够的动力和较好的通过性。4.2主减速器计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(T。,T₁φ)的较小者，轿车一般在高速轻载条件下工作，且工作环境较稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定?1,即主减速器从动齿轮的平均计算转矩T(N·m)为G₁——所牵引的满载总重，N,仅用于牵引车；fn——道路滚动阻力系数；f——汽车正常行驶时平均爬坡能力系数；fp——汽车性能系数；n——汽车驱动桥数目；r;——车轮滚动半径；nu——主减速器与从动齿轮到驱动桥之间的传动效率；iu——主减速器从动齿轮到驱动桥之间的减速比；4.3主减速器齿轮基本参数的确定4.3.1齿数的选择对于单级主减速器，当i₀较大时，则应尽量使主动齿轮齿数z₁取得小一些，以得到满意的驱动桥离地间隙，尤其是当i₀≥6时，z₁最小值可取为5,但为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数z₁、z₂应避免有公约数；为得到理想齿面重叠系数，齿数之和应不小于50。综上所述，主减速器的主动齿轮齿数可选为z₁=6,从动齿轮齿数为z₂=43,因此主减速器主减速比为i₀=43/6=7.166,功率平衡图如4.3图。45*n400250200V档IV档Ⅲ档I档一档(i1)二档(i2)三档(i3)四档(i4)五档(i5)倒挡(ir)3.6071857传动效率nt0.30.35汽车功率平衡图图4.3主减速比io=7.166时的功率平衡图4.3.2节圆直径的选择根据从动锥齿轮的计算转矩，按经验公式选出：K——直径系数，取K=13~16;T——计算转矩，N·m;4.3.3齿轮端面模数的选择d₂选定后，可按式来确定从动锥齿轮大端面模数：4.3.4齿面宽的选择汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F(mm)推荐为：F₂=0.155d₂大10%,即F=23.3926mm。轿车主减速器的E值不用超过从动齿轮节锥距A₀的40%(接近于从动齿轮节圆直径d₂的20%),且传动比越大，E值应越大，大传动比双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径d₂的20%~30%,E值过大会使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小则不能发挥双曲面齿轮传动特点，但是当E较大时，应该检查是偏移距将直接影响双曲面齿轮传动主动齿轮的直径、强度以及刚度。本设计综合4.3.6双曲面齿轮的偏移方向双曲面齿轮的偏移距可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果从动齿轮处于左侧，则情况相反。当主动锥齿轮轴线向下偏移时，在保证一定离地间隙的情况下，可降低主动锥齿轮和传动轴的位置，从而使车身和整车质心降低，这有利于提高汽车行驶的稳定性。尤其是当车速较高时。基于以上原因，本设计选择主动锥齿轮轴线向下偏移。图4.4双曲面齿轮的偏移距和偏移方向轴向推力轴轴向推力轴向推力轴向推力轴向推力(a),(b)主动齿轮左旋，从动齿轮右旋下偏移4.3.7双曲面齿轮的螺旋方向双曲面齿轮的螺旋方向分为“左旋”和“右旋”:对着齿面看去，如果齿轮的弯曲方向从其小端至大端为顺时针走向时，则称为右旋齿；反时针时则称为左旋齿。需要注意的是，主、从动齿轮的螺旋方向是不同的。双曲面传动时产生的轴向力，其方向决定于齿轮的旋转方向和螺旋方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要想齿轮的背面看去。而判断轴向力的方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力方向用左手法则判断；右旋齿轮的轴向力的方向用右手法则判断。判断时，四指沿螺旋方向握起，大拇指所指的方向就是轴向力方向。由于本设计为前轮驱动，传动轴短小，且主动锥齿轮直径较小，为加工、安装方便以及降低制造成本，往往将齿轮与传动轴制成一体，这样在安装主动齿轮附近的传动轴支撑轴承时，必须从另一端套入，为此传动轴另一端直径必须小于主动齿轮附近传动轴的直径。这样在汽车前进时，传动轴支撑轴承只能承受较大的轴向推力，因此本设计中采用主动锥齿轮左旋，从动锥齿轮右旋的方式。主动齿轮旋转方向主动齿轮旋转方向主动齿轮旋转方向主动齿轮旋转方向图4.5螺旋齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向及轴向力由上文及图4.5知，主动齿轮的旋转方向为顺时针。4.3.7双曲面齿轮螺旋角的选择螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。节锥齿线(节锥表面与齿廓表面的交线)上任一点处螺旋角，是该点处的切线和节锥顶点与该点的连线之间的夹角β。双曲面齿轮的螺旋角沿节锥齿线是变化的，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角。但是由于双曲面传动有了偏移距而使主、从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，从动齿轮的小。选择齿轮螺旋角时，应考虑它对齿面(或纵向)重叠系数m、齿轮强度和轴向力的大小影响。螺旋角应足够大以使mg不小于1.25,因mg愈大，同时啮合的齿数愈多，传动就愈平稳，噪声愈低，齿轮强度愈高。对于轿车应使m≥1.5~1.8,一般在1.5~2.0时效果最好。但是当螺旋角过大时会引起轴向力也过大，因此应该选择一个合适的范围。汽车主减速器双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°~40°,查表4.6有mr=1.8或1.9或2.0,mz=2.0。乘用车选用较大的螺旋角以保证较大的齿面重合度，因此选m₁=2.0。选择螺旋角β=38°,β₂=36°。内面重叠系数mpmr-0.5中点螺旋角β4.3.8双曲面齿轮压力角的选择法向压力角大一些可以增加齿轮强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸齿轮，压力角大易使尺顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降，因此对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可是齿轮传动平稳、噪声低。对双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。选择压力角时乘用车一般选用19°或20°。根据我国标准本设计选用压力角α=20°。4.4主减速器锥齿轮强度计算在选择好主减速器锥齿轮的主要参数后，可根据所选的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。齿轮损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。以下来进行近似强度验算。4.4.1单位齿长圆周力P——作用在齿轮上的圆周力，N,按发动机最大转矩T和最大附着力矩G₂φr;两种载荷工况进行计算。按发动机最大扭矩时计算：I₈——变速器传动比，常取I档和超速档进行计算；许用的单位齿长圆周力[p]见表4-1。在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等有时高出表中数值的20%～25%。参数类别[p]/(N·mm)(按最大转矩计算)打滑转矩计算)一挡二挡直接挡乘用车商用车货车客车本设计中，当I档时：满足要求。满足要求。按最大附着力矩计算时：φ——轮胎与地面的附着系数；d₂——从动锥齿轮节圆直径，mm。4.4.2齿轮弯曲强度K——载荷分布系数，骑马式支撑时K=1.10~1.25;K,——质量系数，当齿轮接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取K,=1;J——计算弯曲应力的综合系数。汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为700MPa。有以上数据知，减速器弯曲强度满足要求。大齿轮综合系数J小齿轮综合系数J4.4.3齿轮接触强度双曲面齿轮的计算接触应力σ;(MPa)为： 材料弹性系数，对于钢制齿轮副取232.、K₃——尺寸系数，当m≥1.6时，K——载荷分布系数，骑马式支撑时K=1.10~1.25;K,——质量系数，当齿轮接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取K=1;K₁——表面质量系数，对于制造精度可取K=1;小齿轮齿数2!小齿轮齿数2!J——计算弯曲应力的综合系数。主减速器主、从动齿轮的许用接触应力为1750MPa。由以上数据知，减速器接触应力满足要求。大齿轮齿数z;接触强度计算用J图4.8接触强度计算用综合系数J4.5主减速器锥齿轮轴承的载荷计算4.5.1锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。(1)齿宽中点处的圆周力为：d_—为该齿轮齿宽中点处的分度圆直径d₂_从动齿轮节圆直径；F从动齿轮齿面宽；z₁、z₂—主、从动齿轮齿数；Y2—从动齿轮节锥角；Ym—从动齿轮根锥角；β₁、β2--双曲面主、从动齿轮的螺旋角。对于双曲面齿轮传动来说，由于主、从动齿轮的螺旋角β₁、β₂不相等，因此他们的圆周力也不相等，作用在双曲面主动齿轮面宽中点的圆周角为：式中：P₁、P₁—作用在主、从动齿轮齿面宽中点的圆周力。d₂m=d₂-Fsinγk₂=137.2-21.266sin74.9°=128.6mm(2)轴向力：本设计中采用主动锥齿轮左旋、顺时针的方式，因此有轴向力：=3.3287N=3.3863N=1.28N=2.72N—36—4.5.2悬臂式支撑主动锥齿轮轴承载荷的计算轴承的轴向载荷即为齿轮轴向上的力，而轴承的径向载荷则是有齿轮径向力、圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支反力的向量和。当主减速器齿轮尺寸、支撑型式和轴承位置已确定时，并计算出径向力、轴向力以及圆周力以后，则可以计算出=7.6N=22.2N4.5.3骑马式支撑的从动锥齿轮的轴承径向载荷由于从动锥齿轮处要安装差速器，因此骑马式中b需要大些，计算得：=13.3N=1.3N4.6主减速最齿轮材料的选择驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比较具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点，是传动系中薄弱环节。(1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，具有高的硬度以保证具有高的(2)轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断；(3)锻造性能、可加工性及热处理性好，热处理后变形小或变形规律易控制；(4)选择合金材料时，尽量少用含有镍、铬元素的材料，而是选用含有锰、钒、汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、综上而论本设计主减速器齿轮的材料选择渗碳合金钢，其优点主要有：表面可得到碳含量较高的硬化层，具有相当高的耐磨性和抗压性，而心部较软，具有良好的韧性，抗弯强度、表面接触强度和承受冲击的能力都很好，提高汽车行驶稳定性、同时也增强了主减速器的使用寿命。由于碳含量较低，因此锻造性能和可加工性较好，这将大大降低生产能耗，节约成本。相对的：渗碳钢热处理费用较高，表面硬化层以下基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与心部的碳含量相差过多，便会引起表面硬化层的脱落，但是本设计所涉及的车辆主要行驶在公路上，主减速器一般不会承受较大的压力，因此这些缺点对汽车的影响较小。要注意的是：为改善新齿轮的磨合，防止在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，做厚度为0.005~0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高齿轮寿命25%,对于滑动速度高的齿轮可进行渗硫处理，以降低摩擦因数、提高耐磨性，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦4.7主减速舞的润滑主减速器的齿轮及轴承，均应有良好的润滑，否则极易引起早期磨损。其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承。因为轴承距油面及齿轮都较远，又有后轴承相隔，润滑条件极差，其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现，而必须采取加强润滑的专门措施。通常是在从动锥齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速器壳内壁上设一专门的集油槽，后者将由旋转的齿轮甩出并飞溅到壳体前面内壁上的部分润滑油收集起来，再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子小端处。由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使湿润油由圆锥滚子的小端通向大端。而主动锥齿轮前轴承的前面应有回油孔，使经过前轴承的润滑油再流回驱动桥壳中间的油盆中。这样，由于润滑轴承的进出油孔畅通无阻，使润滑油得到循环，不仅可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不会因润滑油有压力而漏油和损坏。为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高，从而引起漏油，常在主减速器壳或桥壳上装置通气塞。通气塞的位置应避开油溅及之处。加油孔及塞应设在加油方便之处，油孔的位置就是油面的位置。放油孔及塞应设在桥壳的最低处，以便放油时能把油放尽，但也应考虑汽车在通过障碍时放油塞不致图4.9主减速器设计结构及支撑图5基于TRIZ理论的能源高效回收装置设计5.1TRIZ简介前苏联人Altshuller在大量专利分析的基础上，总结出各种技术发展进化遵循的规律模式，以及解决各种技术矛盾的创新原理和法则，构建了TRIZ理论。可以说TRIZ理论是已有科技知识与创新思维规律、方法的完美结合。它对人类创新活动规律和原理更深入和系统的揭示，为更好的创新提供了坚实的理论和方法基础，是认识和推动人类创新活动的一个突破性成果。5.1.1TRIZ理论核心思想和基本特征现代TRIZ理论的核心思想主要体现在三个方面。首先，无论是一个简单产品还是复杂的技术系统，其核心技术的发展都是遵循着客观的规律发展演变的，即具有客观的进化规律和模式。其次，各种技术难题、冲突和矛盾的不断解决是推动这种进化过程的动力。再就是技术系统发展的理想状态是用尽量少的资源实现尽量多的功能。准解系统特性评价40条发明原理图5.1TRIZ科学理论解决问题流程5.1.2TRIZ理论主要内客创新从最通俗的意义上讲就是创造性地发现问题和创造性地解决问题的过程，TRIZ理论的强大作用正在于它为人们创造性地发现问题和解决问题提供了系统的理论5.1.3现代TRIZ理论体系主要包括内客(1)创新思维方法与问题分析方法TRIZ理论中提供了如何系统分析问题的科学方法，如多屏幕法等；而对于复杂问题的分析，则包含了科学的问题分析建模方法——物-场分析法，它可以帮助快速确认核心问题，发现根本矛盾所在。(2)技术系统进化法则针对技术系统进化演变规律，在大量专利分析的基础上TRIZ理论总结提炼出八个基本进化法则。利用这些进化法则，可以分析确认当前产品的技术状态，并预测未来发展趋势，开发富有竞争力的新产品。(3)技术矛盾解决原理不同的发明创造往往遵循共同的规律。TRIZ理论将这些共同的规律归纳成40个创新原理，针对具体的技术矛盾，可以基于这些创新原理、结合工程实际寻求具体的解决方案。(4)新问题标准解法针对具体问题的物-场模型的不同特征，分别对应有标准的模型处理方法，包括模型的修整、转换、物质与场的添加等等。(5)发明问题解决算法ARIZ主要针对问题情境复杂，矛盾及其相关部件不明确的技术系统。它是一个对初始问题进行一系列变形及再定义等非计算性的逻辑过程，实现对问题的逐步深入分析，(6)基于物理、化学、几何学等工程学原理而构建的知识库基于物理、化学、几何学等领域的数百万项发明专利的分析结果而构建的知识库可以为技术创新提供丰富的方案来源。5.2基于TRIZ理论的整体方案的确定现在电动汽车上大多应用电源管理系统来减少能源浪费、节约电源，但极少有汽车上使用能源回收装置来回收能源、重新利用以从根本上达到节约能源，提高电动汽车的续航能力，增加电动汽车的实用性。现在极少部分电动汽车上所使用的能源回收装置为电磁刹车装置，此种装置是以磁电转化产生阻力，来达到刹车以及发电回收的目的，进行能源回收，提高续航能力。但是这种装置存在以下几个缺点：首先，这种装置体积较大，占有较大的空间，不利于其他器件的布置；其次，此装置一般重量都比较大，大大增加汽车本身重量，不利于汽车的轻量化设计，某种程度上会增加能源消耗；第三，当进行刹车制动时，所产生的制动力远不如传统制动系统制动效果，增大制动距离，不利于行车安全；第四，磁电转化系统往往需要半导体等造价高昂的材料，大大的增加了生产成本，不利于企业的利益，降低产品竞争力从而影响产品的推广。针对于现有能源回收装置以上缺点，本设计提出并列于电源管理系统的基础上，另在传动系统主减速器处设置能源高效回收装置。TRIZ理论矛盾分类：管理矛盾、技术矛盾、物理矛盾等，而本能源高效回收装置的设计所涉及矛盾为物理矛盾。物理矛盾定义：指为了实现某种功能，一个子系统或元件应具有某种特性，但该特性出现的同时会产生与此相反的不利或有害的后果。物理矛盾的表现：系统中有害性能降低的同时导致该系统中有用性能的降低，系统中有用性能增强的同时导致该系统中有害性能的增强。基于TRIZ理论的矛盾解决方法主要有：空间分离、时间分离、条件分离、整体与部分分离。空间分离：将矛盾双方分离在不同的空间，以降低解决问题的难度。时间分离：将矛盾双方分离在不同的时间，以降低解决问题的难度。条件分离：将矛盾双方在不同的条件下分离，以降低解决问题的难度。整体与部分分离：将矛盾双方在不同的层次分离，以降低解决问题的难度。当考虑空间分离时，不妨在不同位置上设计高效能源回收装置，并既可以联系使当考虑时间分离时，不防将两不同位置上的高效能源回收装置起作用的时间在不当考虑条件分离时，不妨将两个高效能源回收装置起作用的条件加以鉴定，不同当考虑整体与部分分离时，可以将一个高效能源回收装置设置在主减速器桥壳内部，使其与主减速器公用一部分空间以及一部分部件，以减小整个装置的质量与体积。子系统子系统综上所述，本设计将设置两个高效能源回收装置：其一，将主减速器的从动齿圈设计成电机转子形式，齿圈在保证功能、强度、刚度的情况下设计圆孔，不仅可以增强刚度、防止变形还可以减少材料、节约成本，有利于汽车的轻量化设计；更可以将特殊材料制作的线圈放入作为驱动桥发电机的转子，驱动桥外壳内放入高效永磁体，形成高效磁场——不仅可以将驱动桥内部磨损下来的铁屑吸附，防止铁屑混到润滑油中从而防止擦伤齿轮、避免恶化传动效果；而且在制动时作为发电机制动也可以发电并进行能源回收；更可以在电动汽车某些特殊情况下需要超过电动马达最高功率要求时，提供部分动力驱动。线圈并不是一个整体时时接入的，它是连续分段的，因此可以在不同情况下控制接入发电机的有效长度。其二：主减速器附近还设置微型大功率发电机，传动轴接近主减速器端设置同步器的装置，用于衔接发电机输入端齿轮与传动轴上齿轮——此发电机不仅可以作为汽车辅助刹车，更是高效回收能源的主要装置。发电机另一端与变速器特殊齿轮(此齿轮只有在空档的时候接入发动机，使发动机的功率直接加载在发电机上，此时该发电机也具有辅助驻车刹车系统的功能)啮合，另一端与同步器连接，同步器装置由微型以上两种高效能源回收装置的使用方法是：刹车踏板处放置一个位置传感器测量刹车踏板位置(大部分汽车可以直接取刹车踏板位置传感器而不必另外再加装),当驾驶员进行刹车时，刹车踏板位置传感器可以测量出驾驶员刹车的程度，此信号被高效能源回收装置控制模块单片机接收，单片机根据传感器信号控制驱动桥内发电机接入线圈的有效长度，进而控制刹车阻力来制动，同时发电机发电、回收能源；当踏板位置信号大过某个阀值时，说明驾驶员需要的制动力较大，此时主减速器桥壳内的发电机线圈全部接入，而后，单片机控制微型电机将同步器啮合并将主减速器桥壳内的发电机线圈退回原位置，此时主减速器附近的微型大功率发电机接入制动并发电回收能源；当踏板位置信号继续增大时，说明驾驶员需要更大的制动力，单片机控制驱动桥内发电机接入线圈的有效长度，进而增加二级刹车的阻力并进行发电、回收能源；当踏板位置信号又大过某个阀值时，此时主减速器桥壳内的发电机线圈全部接入，但还是不能满足驾驶员所需要的制动力，此时减小质量与体积的传统制动器接入并开始工作，提供足够的制动力。当汽车需要动力而不需要制动时(即踏板没有被踩下),驱动桥内发电机的线圈不接通，亦不产生阻力，不起刹车和发电的作用；微型电机控制同步器装置使微型发电机与传动轴脱离啮合，不起刹车和发电的作用，汽车处于正常状态。本设计的主要优点是尽可能小的质量和体积下进行高效的能源回收，并将其作为刹车系统的一部分起制动作用，提高电动汽车的续航能力，增强电动汽车的实用性，比现有的能源回收装置质量轻，占有体积小，造价低，并且效果也好。但是由于较高的性能要求使得设计时要考虑新型材料，在减小质量，提高性能的同时有可能增加制造成本。图5.3基于TRIZ科学理论设计的主减速器结构及支撑方式电动汽车传动系统主减速器是电动汽车驱动桥最重要的组成部分，其功用不仅是改变万向传动装置高转速的旋转方向并传递给差速器进而驱动车轮，更是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。不同主减速器的结构形式对主减速器的平稳性、噪声、强度、刚度以及主减速器的寿命有重要影响，而不同的主减速器形式对汽车的经济性、动力性、平稳性以及通过性又有决定性，因此从一部车的总体性能考虑，主减速器的结构与参数至关重要。因此本设计在现实生产和推广中具有很强的实践、应用、参考的意义。1、根据汽车功率平衡图，基于VB编程的辅助设计软件的建立，不仅可以模拟不同主减速器主减速比情况下汽车的功率平衡情况，通过图像形式的反映，也使汽车一些方面性能有直观的反映，更加简化了主减速器主减速比的优化选择。2、基于TRIZ理论对主减速器结构做了部分改动，并创造性的设计出高效能源回收装置，进行合理利用，达到制动