HD7002纯电动轿车驱动桥设计

绪论1.1课题研究背景在近年来我国大力实施和推动新能源汽车政策，混合燃料电池动力汽车、纯能源电动汽车和混合燃料电池动力汽车的发展作为我国新能源和纯电动汽车三大产业的发展战略方向,由于国内生产技术、配套基础设施等条件的严重限制,发展的情况也与国际有所明显的差别。目前,国内的混合动力汽车的市场仍然还处于一个刚刚起步的阶段,而混合燃料和电池动力汽车也尚未在国内实现大规模的生产和对外销售,纯能源和电动汽车累计产销的数量和规模预计将呈现逐年大幅上升的增长势头。2018年,我国纯能源和电动汽车的产销分别累计完成98.6万辆和98.4万辆,同比分别按年增长47.9%和50.8%,占据当前我国新一代能源车和电动汽车相关产业和应用市场的技术核心和市场主导地位[1]。对于纯电动能源和新电动汽车而言,作为未来十年我国新一代能源和纯电动汽车乃至整个世界新能源电动汽车行业都将持续快速健康发展的主要国家战略发展方向,未来的发展前景广阔。然而,对于纯电动车型,国家及各省市人民政府正在逐年进一步下调其补贴的力度,提高纯电动车补贴的门槛,2019年3月26日,国家财政部正式颁布了通知,披露了新一年的对新能源纯电动汽车的财政补贴和优惠政策。这对纯电动汽车的整车、电池及驱动系统的设计提出了非常严格的设计要求。故整车厂家着眼于整车层面的设计提升,降低整车行驶阻力,优化整车控制策略出发;电池厂家着眼于电池系统及电池单元的设计,优化提升电池包的能量密度;驱动系统厂家则着眼于驱动系统及部件的设计,优化驱动系统的能量利用率及传递效率。因此对于电动驱动桥的设计有着巨大的意义。1.2电动汽车驱动系统介绍纯电动汽车驱动系统自身的结构型式发展方向是高度集成化[2]，E-Axle方案是各驱动系统零部件厂商的下一步主流解决方案。故对于乘用车驱动系统而言，主驱三合一实现了电机控制器、驱动电机及减速器的物理集成，大大节省了布置空间；而对于商用车驱动系统而言，主驱控制器与辅驱控制器、高压配电箱等已经实现了高度集成化，电机与传统后桥集成后的电驱桥是各商用车后桥厂商的下一步主流解决方案。从整车的布置角度分析，乘用车及商用车的纯电动汽车驱动构型有所不同，本次只对乘用车的驱动系统进行介绍。常见纯电动乘用车驱动系统构型主要有以下三种（1）单电机前置前驱最为常见的驱动系统布置形式，如图1-1所示从性能方面讲，前置前驱可以增加前轴负荷，可以提升高速行驶时的操纵稳定性和制动时的方向稳定性；在低附着系数路面上行驶时，靠前轮牵引车身，有利于保证方向稳定性。另外，因为传统燃油车平台相对较为成熟，可以大大缩短开发周期及开发费用，产品可靠性高的原因，故很多电动车借用燃油车平台进行开发。图1-1单电机前置驱动系统（2）单电机后置后驱如图1-2所示，宝马i3及A00级别乘用车采用此系统。此种布置形式，一般具备良好的起步性能和爬坡性能，且由于前轮负荷小，故转向相对较为轻便，但同时也不利于在低附着系数路面行驶。图1-2单电机后置驱动系统（3）双电机四驱如图1-3所示，该系统常见于定位较为高端或追求强劲动力的纯电动汽车，如特斯拉ModelS/X/3、蔚来ES8等。此类驱动形式，操控性能好，动力强劲，但能耗较高。图1-3双电机四驱1.3纯电动汽车国内外研究现状我在19世纪90年代，世界上就诞生了第一台纯电动汽车，而后的发展历程中，由于汽车电力电子学尚未发展成熟，既缺乏完善的科学理论指导，更缺乏具有相当科技含量的电力电子装置供车载使用，故纯电动汽车很大程度上只属于研发产品，未出现成熟且畅销的纯电动汽车[3]。现如今，随着汽车电力电子学的发展及高能量密度的锂电子蓄电池、电容器的发明，纯电动汽车已经逐渐转型实现了商品化，虽然离真正的商业化还需要一段距离，但当今的纯电动车已经在充电时间、续航里程及动力性等方面取得了里程碑式的进步。中国、日本、美国、欧盟在全球电动汽车市场中位居前列。当今世界上最著名的纯电动汽车车型当属美国的特斯拉，特斯拉车型在纯电动汽车市场中属于标杆产品，引领当今纯电动汽车市场。德国的宝马i系列车型应属于欧洲乃至全球传统主机厂中较早投入研发及市场的车型，但受限于i8跑车的小众定位及i3的产品定位等因素，其市场表现并不尽人意，但这并不说明宝马以及欧洲传统主机厂、零部件厂商的深厚的纯电动整车及系统解决方案能力。中国的纯电动汽车行业是全球截止目前为止最为繁荣的市场，传统主机厂如北汽及比亚迪，其品牌销售量仅次于特斯拉，新兴造车实力也如雨后春笋般兴起；零部件厂商如宁德时代，长期居于动力电池行业前列甚至首位。日本的传统主机厂中，丰田因为早期将主要发展方向放在混动，故纯电动车型相对较弱，日产聆风属于日本车型中的佼佼者，在日本及欧美畅销。当前纯电动汽车的三个重要研究方向为轻量化、智能化及低碳化。轻量化对于纯电动汽车而言，不仅代表着续航里程、能量密度的提升，还间接影响着补贴力度；智能化主要是从自动驾驶及智能驾驶座舱的角度来定位；低碳化是基于目前的能源及环境因素，是人类各个行业共同发展的方向，节能减排[4]。1.4纯电动汽车驱动系统参数设计及优化研究现状动力性及整车的经济性在理论上整车是一对的矛盾体,想要使整车获得强劲的整车动力性,必然使驾驶员损失动力经济性,同理,想要使整车获得达到极致的动力经济性,必然给驾驶员带来整车动力经济性的巨大损失。所以,必须综合进行整车动力性及经济性的综合因素考虑,进行整车动力耦合系统的设计,以给整车驾驶员自身带来最佳的整车驾驶视觉感受和最佳的满意度[5]。当前普适性的纯电动汽车驱动控制系统的参数层级设计及其优化的工作流程一般认为,首先,整车的层级设计确定了整车的定位,明确了整车的经济性能主要参数及整车的动力经济性能指标(如最高车速、最大马力及爬坡度等);然后,以确定整车的参数及外部动力性指标参数作为驱动系统约束的条件,确定整车驱动控制系统的经济性参数,包括整车主驱电机控制器及整车主驱电机的外部传动特性等主要参数(如传动功率、扭机及外部传动转速等),传动系统的总扭矩及传动压缩比等主要参数;最后,根据参数确定整车的动力经济性能指标(如整车续航里程、能量消耗率等),以其参数作为驱动系统约束的条件,进行驱动系统的参数优化,主要是进行主驱控制器及主驱电机效率指标的优化,传动系统传动比的优化[6]。针对动力性优化、经济性优化及两者的综合优化,国内外均进行了大量的研究和验证。国内研究方面,早在2003年,吉林大学的郭孔辉、刘清虎等人就已进一步提出了纯电动汽车的驱动系统的单档设计方案[7],而北京航空航天大学的姬芬竹等人通过进一步研究纯电动汽车单档传动系统的单档传动转速比、档位数及动力性换挡规律等动力性参数,进一步地验证了纯电动汽车单档驱动系统的单档设计方案的可靠和正确性[8]。针对两档甚至多档的纯电动驱动系统单档方案,湖南大学的杨易等人,通过单档仿真分析的单档设计方法,进行了对动力性档位数及换挡传动规律的仿真分析研究[9]。重庆大学的秦大同等人,以单档动力性为基本约束的条件,对纯电动汽车单档驱动系统的单档方案和两档研究方案分别进行了传动比经济性指标对比的研究[10];周兵等人以整车的加速行驶时间的整车动力性能量消耗指标及整车的续航行驶里程的传动比经济性能量消耗指标为传动比优化的条件,建立了双重驱动目标函数的整车传动比优化计算模型,进行了系统的分析和研究[11];胡明辉等人以整车的续航行驶里程和加速时间整车驱动系统能量消耗率为基础的双目标驱动函数,以遗传算法对整车驱动系统性能进行了参数优化的分析研究[12]。国外方面,E.Hall.M等人,通过优化单档驱动系统的传动比,进行了续航里程的优化研究[13];LiangChen等人,分析了不同的电动汽车循环能耗的工况,通过设计优化了主驱电机的结构和参数,进行了效率和经济性优化的研究[14];THoman等人分析了传动发电机的效率和经济性变化对于电动汽车循环能耗的直接影响[15];Knowles.M等项目负责人主要研究了汽车制动系统能量的回收管理系统,对小型纯电动汽车在道路和城市复杂工况下的能量消耗和制动效率的高低产生影响;P.Prochazka等项目负责人以提高动力和电机制动效率的可靠性为主要目标优化小型纯电动汽车的传动比和电机效率等参数;OliverKonig等技术负责人则对动力电池的应用规模型进行了研究。1.5本文主要研究内容本文主要以前置驱动电动轿车为研究对象，对电动轿车的驱动电机相关参数、驱动桥设计方案、主减速器、差速器、半轴、万向节、桥壳等进行了设计，主要内容如下（1）进行驱动桥设计方案与基本参数的确定;（2）进行驱动桥总成方案的论证;（3）进行主减速器的设计;（4）进行差速器半轴的设计;（5）驱动半轴的设计;（6）进行总结;（7）撰写设计说明书;（8）绘制零件图与装配图。

驱动桥的设计方案及参数匹配2.1电动汽车基本参数及行驶性能要求2.1.1电动汽车的基本参数本文设计的电动汽车参数如表2-1所示表2-1汽车基本参数名称单位数值备注长×宽×高mm4631×1789×1495轴距mm2650前/后轮距mm1502/1492轮胎滚动半径mm310205/50R17最小离地间隙mm120额定乘员人5空气阻力系数0.46估计值滚动阻力系数0.02传动系统机械效率0.9估计值迎风面积㎡2.08经验公式0.78×W×H整备质量Kg1595轴荷分配（前/后）865/730载荷质量Kg375满载质量Kg1970满载时轴荷分配Kg980/9900-100加速时间S电动汽车行驶性能的要求我国对于电动汽车的行驶性能有着自己的要求，GB/T2832-2012对行驶过程中的性能做了一系列的规定，最主要的性能包括：爬坡能力、可靠性原则、安全性原则、续驶里程和加速性能。国家标准如表2-2所示表2-2汽车基本参数性能指标指标要求最大爬坡度不低于20%最高行驶车速不低于85km/h通过4%坡度的车速不低于60km/h0-50km/h的加速时间不超过10s根据表2-2可以知道，本次选用车型0-100km/h的加速时间已经达到9.3s完全符合国家的相关规定。2.2驱动电机参数的选择2.2.1驱动电机额定功率的计算由于根据工况，该电动汽车主要在主要的运行工况为城市市区内，因此选定额定功率计算的时候，最大车速按照计算即可[16]。根据计算电动汽车功率的经验公式（2-1）其中：表示永磁驱动电机的额定功率表示汽车的最高行驶速度，在计算额定功率时取表示汽车的总质量，设计中表示重力加速度，表示空气阻力系数，表示迎风面积，表示滚动阻力系数，=0.02表示总传动效率，带入公式2-1计算得；2.2.2驱动电机峰值功率的计算最高车速下峰值功率，根据经验公式（2-2）其中：表示永磁驱动电机的峰值功率。表示汽车设计的最高行驶速度，表示汽车的满载质量，设计中表示重力加速度，表示空气阻力系数，表示迎风面积，表示滚动阻力系数，=0.02表示总传动效率，带入公式2-2计算得；最大爬坡时所需的峰值功率（2-3）其中：表示永磁驱动电机最大爬坡时的峰值功率；表示坡度角，按照百分之20计算坡度角；表示汽车爬坡时的稳定车速，；其余参数同公式2-2带入公式2-3计算得按照加速时间计算所需峰值功率（2-4）式中：表示0-100的加速时间，表示加速到的最大速度，=100表示旋转质量换算系数，其余参数同公式2-2带入公式2-4，计算得因此峰值功率取2.2.3驱动电机的选取因此驱动电机选择参数如下项目参数单位额定功率42Kw峰值功率120Kw额定转矩105N.m峰值转矩250N.m额定转速4200r/min峰值转速12000r/min电机旋转方向逆时针对驱动电机选取的参数进行校核，根据电机的过载系数进行校核对所选驱动电机进行验证，根据电机过载系数的经验公式[17]（2-5）式中：——电机过载系数，取值通常介于2-3之间；——电机的峰值功率；——电机的额定功率。带入公式2-5，，因此所选驱动电机符合设计要求。2.4电动驱动桥的设计方案常见的电动驱动桥主要有3种，分别是前置驱动桥、后置驱动桥以及四驱驱动桥，后置驱动桥多使用在一些观光车上，此外宝马i3也采用的后置驱动桥，四驱驱动桥目前在一些高端的轿车上有使用，最常见的后置驱动桥为特斯拉MODELS系列，而前置驱动桥则广泛的应用在常见的电动汽车上，其结构简单，运行稳定，本次设计中选用前置驱动桥，查阅相关的驱动桥论文以及文献，本次设计初步采用前置驱动的设计方案.2.5本章小结本章主要介绍了驱动电机的计算以及驱动桥的设计方案主减速器的设计3.1主减速器传动比的确定查阅关于帝豪EV450相关的资料，可以知道其传动系统主要部件包括固定速比减速器、差速器、半轴等，减速器传动比的选择直接影响车辆传动系统的工作性能，因此需要确定减速比的大致选择范围再进行选取。1）传动比上限的选择传动比上限的计算公式为[18]：（3-1）式中——驱动电机转速上限；；——汽车的最大车速；；——汽车车轮的滚动半径；；带入公式3-1求得：传动比下限的选择由电动机最高转速对应的额定输出转矩和最高车速对应的行驶阻力确定传动比下限，计算公式为：（3-2）式中——最高转速对应的额定输出转矩；——最高车速下对应的行驶阻力；（3-3）带入公式3-3求得，带入公式3-2求得由电动机最大输出扭矩和最大爬坡度对应的行驶阻力确定传动比的下限计算公式为（3-4）式中——最大定输出转矩；——最大爬坡度下对应的行驶阻力；（3-5）带入公式3-5求得带入公式3-4求得选取和中的最大值为传动比的下限，因此减速比介于6.96-10.02之间由于帝豪EV450选用的电动驱动桥为博格华纳的eGearDrive减速器，其减速比共有5种，分别为6.54、7.17、8.00、8.28、9.07，综合考虑后选取减速器的减速比为3.2主减速器传动方案的确定纯电动模式下，汽车的驱动系统不再需要多挡位的变速器，驱动系统结构得以大幅简化。由于汽车需要增大电机转矩，所以需要设置一个固定转速比的减速装置，将电机的转速进行一定的降速并增大转矩，以适应汽车多种工况。电动汽车单速变速器是采用固定传动比将电机转速降低并增大转矩装置，不同车型传动比不同。减速器介于驱动电机和驱动半轴之间，驱动电机的动力输出轴通过花键直接与减速器输入轴齿轮连接。一方面减速器将驱动电机的动力传给驱动半轴，起到降低转速增大转矩的作用，另一方面满足汽车转弯及在不平路面上行驶时，左、右驱动轮以不同的转速旋转，保证车辆的平稳运行。因此本次设计采用二级圆柱斜齿齿轮减速器，传动方案如图3-1所示3.3主减速器齿轮齿数的确定本次设计中主减速器的齿轮采用斜齿圆柱齿轮减速器，为了增大输出转矩，中间增加一对固定减速比的斜齿圆柱齿轮，因此该主减速器为二级斜齿圆柱齿轮减速器主减速器的减速比为，为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主动齿轮和从动齿轮之和应该大于40，为了保证传动稳定性，两级斜齿圆柱齿轮减速器的小齿轮齿数应该相等；且应该大于17。综合考虑选取，，，3.4主减速器计算载荷的确定1）根据最大转矩的计算公式（3-1）式中——汽车驱动电机的最大转矩（），=250;——一级圆柱齿轮的传动比；;——汽车的传动效率；取=0.9——汽车的超载系数；取=1——汽车的驱动驱动桥桥数；根据设计要求取=1。带入公式3-1，2）根据路面上的打滑转矩计算公式（3-2）式中：——满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（）；——汽车车轮胎对地面的附着系数；查表取——汽车车轮滚动半径()；根据前文计算——从动齿轮到驱动轮的传动效率；查阅设计手册取——从动齿轮驱动轮的传动比；查阅设计手册取代入公式3-2，计算得计算时取二者中的最小值；即由于上述计算得为最大转矩，并非常规使用的正常转矩，并不能作为计算疲劳损坏等的依据，因此需要计算汽车的平均转矩根据经验公式计算平均转矩(3-3)式中——汽车在道路上滚动的阻力系数，查阅资料取=0.015；——汽车在正常行驶过程中平均爬坡的能力系数，=0.05；——汽车本身的性能系数；根据经验公式：当=15.06＜16时，取=0.01。=3.5斜齿圆柱齿轮参数的确定齿数根据前文设计，齿数;;传动比；齿数；传动比第一级斜齿圆柱齿轮分度圆直径的确定（3-4）式中——齿轮的直径系数；取；——中间轴的输出转矩；带入公式3-1得，取螺旋角和压力角的确定根据国家规定，选取齿轮的标准压力角为20°；查阅汽车设计手册，通常情况下，轿车的螺旋角在之间，综合考虑后，选取螺旋角斜齿圆柱齿轮模数的确定根据计算公式（3-5）带入公式3-5后，求得；因此取对斜齿圆柱齿轮模数进行校核（3-6）式中——主减速器齿轮的模数系数，取——中间轴的输出转矩；带入公式3-2得，因此所选的齿轮模数符合设计要求中心距的计算，取，取3.6斜齿圆柱齿轮变位系数的计算3.6.1一级斜齿圆柱齿轮变位系数的计算端面压力角（3-7）带入公式3-7，端面啮合角（3-8）带入公式3-8，查阅渐开线函数表，；变为系数之和（3-9）带入公式3-9，查阅变为系数图：；3.6.2二级斜齿圆柱齿轮变为系数的计算端面压力角（3-9）带入公式3-9，端面啮合角（3-10）带入公式3-10，查阅渐开线函数表，；变为系数之和（3-11）带入公式3-11，查阅变为系数图：；3.7斜齿圆柱齿轮参数的计算3.7.1一级斜齿圆柱齿轮参数的计算分度圆直径（3-12）（3-13）中心距变动系数（3-14）齿顶高（3-15）（3-16）齿根高（3-17）（3-18）齿顶圆直径（3-19）（3-20）齿根圆直径（3-21）（3-22）当量齿数（3-23）（3-24）3.7.2二级斜齿圆柱齿轮参数的计算分度圆直径（3-25）（3-26）中心距变动系数（3-27）齿顶高（3-28）（3-29）齿根高（3-30）（3-31）齿顶圆直径（3-32）（3-33）齿根圆直径（3-34）（3-35）当量齿数（3-36）（3-37）3.8各轴转矩的计算根据设计要求该主减速器共3根轴，分别是输入轴，中间轴和输出轴，根据已知条件，输入轴的转矩既为驱动电机的额定转矩。输入轴转矩：中间轴转矩：输出轴转矩：3.9斜齿圆柱齿轮强度的校核3.9.1弯曲强度的校核（3-38）式中：——计算载荷（）——法向模数——齿数；——斜齿轮螺旋角；——应力集中系数，=1.50；——齿形系数，可按当量齿数在图中查得；——齿宽系数——重合度影响系数，=2.0。（1）计算一级斜齿圆柱齿轮的弯曲应力，=19，=36，=0.16，=0.13，=194.98N.m，=105N.m，带入公式3-38，＜180～350＜180～350（2）计算二级斜齿圆柱齿轮的弯曲应力，=19，=83，=0.16，=0.15，=194.98N.m，=834.84N.m，带入公式3-38，＜180～350＜180～350符合设计要求3.9.2轮齿接触应力校核（3-39）式中：—轮齿的接触应力；（）—计算载荷；（）—节圆直径；（）—节点处压力角，—齿轮螺旋角；—齿轮材料的弹性模量；（）—齿轮接触的实际宽度；（）、—主、从动齿轮节点处的曲率半径，（）直齿轮、，斜齿轮、；、—主、从动齿轮分度圆半径（）。弹性模量=20.6×104N·mm-2，齿宽（1）计算一级斜齿圆柱齿轮的接触应力=194.98N.m，=105N.m，，，带入公式3-39：＜1900～2000＜1900～2000计算二级斜齿圆柱齿轮的接触应力=194.98N.m，=834.84N.m，，，带入公式3-39：＜1900～2000＜1900～2000符合设计要求3.10本章小结本章主要介绍了主减速器的相关计算，包括传动比以及传动方案的拟定，主减速器相关参数的计算和校核。第4章差速器设计在汽车行驶过程中,左右两个车轮的转动行驶方向路径通常不相同,左右两个轮胎气压不同，摩擦磨损不一样。如果车轮驱动桥的左右两个车轮牢固地相连接，则左右车轮可能会由于高速旋转或直线式的运动而在路面上发生打滑，将大大加剧其在轮胎上的磨损、动力和车用燃油等的消耗，降低了通过性和高速行驶时的稳定性。为此,在车轮驱动桥的左右两个车轮之间分别设置了车轮差速器。差速器是一种差速器的传动控制机构，可在两个不同输出轴之间自动分配不同扭矩，并可以允许两个不同输出轴以不同的旋转角度和速度进行旋转，从而可以确保在各种不同运动动力条件下每个轴向驱动轮的轴向动力均匀传递。根据其基本结构特征，差速器系统可以被细分为各种类型，例如齿轮式、凸轮式和蜗轮式等。4.1差速器的结构形式汽车中广泛广为使用的减速齿轮传动差速器主要技术类型之一是对称式的传动齿轮减速传动机械差速器,具有相比汽车传动机械的零部件数量结构简单、质量轻的两大主要技术优点。本公司设计的行星齿轮差速器可以根据总体和结构设计方案分别选择对称式和普通圆锥形的行星齿轮差速器。对称形的圆锥行星驱动齿轮差速器由左右两个行星齿轮差速器壳、两个半轴行星驱动齿轮、四个圆锥形行星驱动齿轮、一个圆锥形行星驱动齿轮轴、一个半轴行星驱动齿轮和一个带有圆锥形行星摩擦片驱动齿轮的垫片组成。由于其总体结构简单、工作稳定、制造方便以及在各种发动机和公路专用车辆设计制造过程中的稳定和可靠性,被广泛地应用于各种发动机和公路专用卡车上。总体结构如所示图4-1。4.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理如图4-1是差速器的原理示意图，如果行星齿轮仅沿着行星架构绕差速器的中心轴旋转，则很明显，相同行星半径的三个点A、B、C的圆周旋转速度相等，其值为，并且。当行星旋转齿轮4以不同角度绕旋转轴5旋转时，啮合点A的圆周角速度为，啮合点B的圆周角速度系数为。因此：如果角速度以每分钟转数表示，则有：图4-1差速器差速原理4.3对称式圆锥行星齿轮减速器的设计4.3.1差速器中的转矩分配由于电动汽车驱动桥的原理是由电机直接带动驱动桥，所以电机的转矩全部传递给主减速器，根据前面几章所设计，，电机的峰值转矩=300，传递过程中的安全系数，根据经验公式有（4-1）带入公式4-1，差速器在进行工作时，在不锁死状态，电机的转矩直接经过差速器、行星齿轮轴、行星齿轮传递给半轴齿轮，在传递过程中，总是将转矩平均分给左、右两个齿轮，既（4-2）还有另外一种差速器工作形式，差速器的转矩比,取,半轴最大转矩为，最小转矩为，则有计算公式（4-3）（4-4）带入公式4-3、4-4求得：；4.3.2差速器基本参数的确定(1)行星齿轮数目的选择行星齿轮的数目最多为4个行星齿轮。(2)行星齿轮球面半径的确定根据经验公式（4-5）式中——行星齿轮的球面半径系数，查阅设计手册，取——差速器的计算转矩，取=1242带入公式4-5；取=34根据球面半径来粗选节锥距取(3)行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择通常情况下，根据汽车设计原理以及行星齿轮相关的资料，设计中行星齿轮齿数应该尽量小，但不能小于10，半轴齿轮的齿数在之间最为合适；二者齿轮比介于之间。根据公式（4-6）式中,——行星齿轮左右两半轴的齿轮齿数，本次设计=——差速器行星齿轮数；——任意整数即可因此根据上述条件取；带入公式4-6验证，满足设计要求(4)差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角：式中——差速器行星齿轮的齿数——差速器半轴齿轮的齿数粗算模数=2.5查阅设计手册和相关标准，取模数=2.5mm；计算节圆直径(5)压力角查阅设计手册，压力角，齿高系数为。(6)行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度，如图所示。图4.1安装孔直径及其深度L根据经验公式（4-3）式中——汽车驱动桥差速器传递的转矩1242；——行星齿轮数，=4；——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离（），是半轴齿轮齿面宽中点处的直径，l=20mm；[]——支承面的许用挤压应力（），取为98.。带入公式4-3，4.3.2差速器几何尺寸的确定差速器的几何尺寸如表4-1所示表4-1差速器几何参数序号项目计算公式及其过程1行星齿轮齿数2半轴齿轮齿数3模数4齿面宽取5工作齿高=46全齿高=4.5217法向压力角8轴交角9节圆直径10节锥角=arctan=21.31°=90°-=69.69°11节锥距A===3412周节t=3.1416=7.85413齿顶高=1.31=2.69续表14齿根高=1.788-=1.78=1.788-=3.1615径向间隙=-=0.188+0.051=0.52416齿根角17面锥角=26.62°=72.68°18根锥角==18.32°==64.38°19外圆直径=27.44==51.8722齿侧间隙B=0.0154.3.3差速器齿轮的强度计算根据经验公式计算差速器的弯曲应力（4-6）式中——行星齿轮对半轴齿轮的转矩（）查阅设计手册带入得——差速器上行星齿轮的数目，根据设计=4——差速器半轴齿轮的齿数，根据前文计算=20——差速器齿轮的超载系数，取=1.0——差速器齿轮的质量系数，取=1.0——差速器齿轮的尺寸系数，表示差速器齿轮的分配系数，=1.1——齿轮的齿面宽（）；根据前文计算=10——差速器齿轮的模数，根据前文计算=2.5——汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数，=0.26带入公式4-6＜980因此强度满足设计要求4.3.4差速器齿轮材料的选择差速器的齿轮和主减速器齿轮的要求一致，大多数情况下都采用渗碳合金材料进行锻造，本次设计差速器齿轮的材料选用20CrMnTi材质。4.4本章小结本章主要介绍了差速器的主要形式，设计时选用圆锥行星齿轮差速器，并对行星齿轮减速器的基本参数、几何尺寸进行了计算，同时校核了选用齿轮的强度，并对齿轮的材料也进行了选择。第5章半轴的设计与校核5.1概述半轴齿轮是一种连接在驱动差速器和半轴驱动轮之间的一种实心传动轴,主要由花键、杆的内部、垫圈、凸缘、半轴起拨齿轮和螺栓,半轴的紧固起拨螺栓等部件组成,半轴的内部通过凸缘的花键与驱动差速器的半轴起拨齿轮相结合连接,半轴的外部则是通过花键凸缘与差速器驱动轮的半轴轮毂相结合连接,现在用于汽车传动系统设计应用领域常见的半轴齿轮连接支撑形式主要有全浮式和半浮式半轴齿轮两种形式,本次的设计中主要选用的为半浮式半轴齿轮支撑形式5.2半浮式半轴载荷的确定按照最大附着力进行计算其中：表示汽车轮胎与地面的附着系数，=0.8表示汽车的质量转系系数，查表取=1.3带入按照发动机的最大转矩进行计算（5-1）式中——汽车差速器的转矩分配系数，查表取=1.2——汽车发动机的最大转矩，根据设计要求=250——汽车的传动效率，取=0.9——传动系统总传动比，——汽车车轮滚动半径；根据前文计算代入得最大转矩5.3半浮半轴直径的选取根据经验公式计算直径（5-2）式中——半轴的计算转矩，——全浮半轴的扭转许用应力，查阅力学手册，取=500代入公式5-2并圆整，求得故半浮式半轴的直径选为5.4半浮半轴的强度计算根据计算公式计算全浮半轴的扭转应力（5-3）式中：——半浮半轴的计算转矩，——半浮半轴杆部的直径，根据前文计算，——全浮半轴的扭转许用应力，查阅力学手册，取代入公式5-3因此半浮式半轴的强度满足设计的要求接下来计算半轴的最大扭转角，根据公式（5-4）式中——半浮半轴的计算转矩，——半浮半轴的长度，根据设计要求取——半浮半轴材料的剪切弹性模量，查阅手册取表示全浮半轴横截面的极惯性矩，=38330.08带入公式5-4计算得查阅汽车设计书籍，常规下扭转角介于之间，因此全浮半轴的最大扭转角满足设计要求5.5半浮半轴花键强度的校核通常情况下键的强度校核主要是校核剪切应力和挤压应力，本次设计的全浮半轴花键选择的是渐开式花键。半轴花键的剪切应力为：（5-5）半轴花键的挤压应力为：（5-6）其中：——半浮半轴的计算转矩，；——半浮半轴花键外径，=28mm；——与花键相配的花键孔内径，取=24mm；——半浮半轴花键齿数，通常情况下=，本次设计取=14；——半浮半轴花键的工作长度，根据设计要求；=34mm；——半浮半轴花键齿宽，=4.71mm；——载荷分布的不均匀系数，取为=0.75。分别代入公式5-5，公式5-6=45.53=108.25MPa因此半浮半轴花键的剪切应力和挤压应力都满足设计要求5.6半轴材料与热处理设计中半轴的材料选用40Cr，采用锻造的方式进行制造半轴，制造过程中不应有裂纹，折痕以及其他影响表面的缺陷，锻造后的半轴需要进行热处理，热处理的硬度为52-62HRC,花键表面的硬度略小于半轴的硬度即可，50-55HRC。5.7本章小结本章首先对半轴进行了简单的介绍，以及本次设计中选用的半轴形式，同时计算了全浮式半轴的载荷以及半轴直径的初选,并对全浮式半轴的强度和花键强度进行了计算和校核，同时对半轴的材料和热处理的一些问题进行了简单的介绍。第6章万向节的设计6.1万向节的结构为了电动驱动汽车的需要，本次在设计过程中选用了断开式驱动桥，因此对于断开式驱动桥来说，在传动装置中必须采用万向节传动，以便保证汽车的转向能力，在断开式驱动桥上，通常在车轮附近的两侧各安装一个万象节[19]。万向节通常情况下有4种类型：十字轴式万向节、准等速万向节、等速万向节、挠性万向节四种，而等速万向节中比较常用的是球笼式万向节。因此本次帝豪EV450的万向节选用球笼式万向节。由于是前驱动，因此采用RF节和VL节配合6.2球笼式万向节钢球直径的计算（6-1）式中——万向节传力钢球直径（）；——万向节的转矩（）转矩根据经验公式有（6-2）式中——车轮对水平地面的垂直载荷（）；——汽车车轮的滚动半径（）；——汽车车轮与地面的附着系数；带入公式6-2：带入公式6-1，取：球笼、星形套相关尺寸如表6-1所示表6-1球笼式万向节相关参数计算参数计算公式计算结果钢球分布圆半径20.955星形套宽度34.29球笼宽度34.29星形套滚道底径47.625万向节外径93.345续表球笼槽宽度19.05球笼槽长度25.337滚道中心偏移量3.492轴径直径26.67星形套花键外径29.528球形壳外滚道长度45.72中心偏移角球笼槽厚度3.5246.3球笼式万向节的校核（6-3）式中——汽车驱动电机的峰值转矩（）；——万向节叉上的螺栓数量；——橡胶盘平均直径（）；——拉断面积——橡胶盘的厚度（）；——螺栓孔直径（）；带入公式6-3，因此设计符合要求6.4本章小结本章主要介绍了万象节的设计以及断开式驱动桥万向节相关形式的选取驱动桥壳的设计7.1概述驱动桥轴壳的作用是支撑和保护这个驱动桥，将框架及其各组件的质量与从动轴一起支撑，承受车轮通过悬架传递给车架的路面反作用力和扭矩。本次设计中选用钢板冲压焊接式的整体式桥壳，选定桥壳的结构形式后需要对桥壳进行受理分析，通常情况下需要分析静弯曲应力、冲击载荷下的强度、紧急制动下的强度，最大侧弯曲应力下的强度几个典型的强度进行受力分析7.2桥壳的静弯曲应力计算桥壳是一空心支承梁，承受悬架以上的质量，它的支承是通过两端的轮毂轴承来实现的，并且在沿两侧的车轮中心线处，地面给轮胎的反力，桥壳则承受这个力与车轮重力间的值，如图7-1所示。汽车停止时，桥壳受到静载荷，两个钢板弹簧座之间产生的扭矩为=1146.52(7-1)由弯矩图（图7-1）可见，桥壳所能出现的危险断面一般出现在钢板弹簧座的附近。因为远远小于/2，所以在设计时不能够准确计算，可以忽略。而静弯曲应力为：=201.02MPa（7-2）式中——危险断面出现在桥壳的垂向弯曲截面——扭转截面系数.图7-1桥壳静弯曲应力的计算简图7-3在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算当汽车高速行驶于不平路面凹凸时，桥壳承受静止状态下载荷外而且承受附加的冲击载荷。在两种载荷总的作用下，桥壳所产生的弯曲应力为（7-3）式中——动载荷系数，对于轿车取1.75；——桥壳在静载荷下的弯曲应力。根据上式7.4汽车