HD7002純電動轎車驅(qū)動橋設(shè)計

緒論1.1課題研究背景在近年來我國大力實施和推動新能源汽車政策，混合燃料電池動力汽車、純能源電動汽車和混合燃料電池動力汽車的發(fā)展作為我國新能源和純電動汽車三大產(chǎn)業(yè)的發(fā)展戰(zhàn)略方向,由于國內(nèi)生產(chǎn)技術(shù)、配套基礎(chǔ)設(shè)施等條件的嚴重限制,發(fā)展的情況也與國際有所明顯的差別。目前,國內(nèi)的混合動力汽車的市場仍然還處于一個剛剛起步的階段,而混合燃料和電池動力汽車也尚未在國內(nèi)實現(xiàn)大規(guī)模的生產(chǎn)和對外銷售,純能源和電動汽車累計產(chǎn)銷的數(shù)量和規(guī)模預(yù)計將呈現(xiàn)逐年大幅上升的增長勢頭。2018年,我國純能源和電動汽車的產(chǎn)銷分別累計完成98.6萬輛和98.4萬輛,同比分別按年增長47.9%和50.8%,占據(jù)當前我國新一代能源車和電動汽車相關(guān)產(chǎn)業(yè)和應(yīng)用市場的技術(shù)核心和市場主導(dǎo)地位[1]。對于純電動能源和新電動汽車而言,作為未來十年我國新一代能源和純電動汽車乃至整個世界新能源電動汽車行業(yè)都將持續(xù)快速健康發(fā)展的主要國家戰(zhàn)略發(fā)展方向,未來的發(fā)展前景廣闊。然而,對于純電動車型,國家及各省市人民政府正在逐年進一步下調(diào)其補貼的力度,提高純電動車補貼的門檻,2019年3月26日,國家財政部正式頒布了通知,披露了新一年的對新能源純電動汽車的財政補貼和優(yōu)惠政策。這對純電動汽車的整車、電池及驅(qū)動系統(tǒng)的設(shè)計提出了非常嚴格的設(shè)計要求。故整車廠家著眼于整車層面的設(shè)計提升,降低整車行駛阻力,優(yōu)化整車控制策略出發(fā);電池廠家著眼于電池系統(tǒng)及電池單元的設(shè)計,優(yōu)化提升電池包的能量密度;驅(qū)動系統(tǒng)廠家則著眼于驅(qū)動系統(tǒng)及部件的設(shè)計,優(yōu)化驅(qū)動系統(tǒng)的能量利用率及傳遞效率。因此對于電動驅(qū)動橋的設(shè)計有著巨大的意義。1.2電動汽車驅(qū)動系統(tǒng)介紹純電動汽車驅(qū)動系統(tǒng)自身的結(jié)構(gòu)型式發(fā)展方向是高度集成化[2]，E-Axle方案是各驅(qū)動系統(tǒng)零部件廠商的下一步主流解決方案。故對于乘用車驅(qū)動系統(tǒng)而言，主驅(qū)三合一實現(xiàn)了電機控制器、驅(qū)動電機及減速器的物理集成，大大節(jié)省了布置空間；而對于商用車驅(qū)動系統(tǒng)而言，主驅(qū)控制器與輔驅(qū)控制器、高壓配電箱等已經(jīng)實現(xiàn)了高度集成化，電機與傳統(tǒng)后橋集成后的電驅(qū)橋是各商用車后橋廠商的下一步主流解決方案。從整車的布置角度分析，乘用車及商用車的純電動汽車驅(qū)動構(gòu)型有所不同，本次只對乘用車的驅(qū)動系統(tǒng)進行介紹。常見純電動乘用車驅(qū)動系統(tǒng)構(gòu)型主要有以下三種（1）單電機前置前驅(qū)最為常見的驅(qū)動系統(tǒng)布置形式，如圖1-1所示從性能方面講，前置前驅(qū)可以增加前軸負荷，可以提升高速行駛時的操縱穩(wěn)定性和制動時的方向穩(wěn)定性；在低附著系數(shù)路面上行駛時，靠前輪牽引車身，有利于保證方向穩(wěn)定性。另外，因為傳統(tǒng)燃油車平臺相對較為成熟，可以大大縮短開發(fā)周期及開發(fā)費用，產(chǎn)品可靠性高的原因，故很多電動車借用燃油車平臺進行開發(fā)。圖1-1單電機前置驅(qū)動系統(tǒng)（2）單電機后置后驅(qū)如圖1-2所示，寶馬i3及A00級別乘用車采用此系統(tǒng)。此種布置形式，一般具備良好的起步性能和爬坡性能，且由于前輪負荷小，故轉(zhuǎn)向相對較為輕便，但同時也不利于在低附著系數(shù)路面行駛。圖1-2單電機后置驅(qū)動系統(tǒng)（3）雙電機四驅(qū)如圖1-3所示，該系統(tǒng)常見于定位較為高端或追求強勁動力的純電動汽車，如特斯拉ModelS/X/3、蔚來ES8等。此類驅(qū)動形式，操控性能好，動力強勁，但能耗較高。圖1-3雙電機四驅(qū)1.3純電動汽車國內(nèi)外研究現(xiàn)狀我在19世紀90年代，世界上就誕生了第一臺純電動汽車，而后的發(fā)展歷程中，由于汽車電力電子學(xué)尚未發(fā)展成熟，既缺乏完善的科學(xué)理論指導(dǎo)，更缺乏具有相當科技含量的電力電子裝置供車載使用，故純電動汽車很大程度上只屬于研發(fā)產(chǎn)品，未出現(xiàn)成熟且暢銷的純電動汽車[3]?，F(xiàn)如今，隨著汽車電力電子學(xué)的發(fā)展及高能量密度的鋰電子蓄電池、電容器的發(fā)明，純電動汽車已經(jīng)逐漸轉(zhuǎn)型實現(xiàn)了商品化，雖然離真正的商業(yè)化還需要一段距離，但當今的純電動車已經(jīng)在充電時間、續(xù)航里程及動力性等方面取得了里程碑式的進步。中國、日本、美國、歐盟在全球電動汽車市場中位居前列。當今世界上最著名的純電動汽車車型當屬美國的特斯拉，特斯拉車型在純電動汽車市場中屬于標桿產(chǎn)品，引領(lǐng)當今純電動汽車市場。德國的寶馬i系列車型應(yīng)屬于歐洲乃至全球傳統(tǒng)主機廠中較早投入研發(fā)及市場的車型，但受限于i8跑車的小眾定位及i3的產(chǎn)品定位等因素，其市場表現(xiàn)并不盡人意，但這并不說明寶馬以及歐洲傳統(tǒng)主機廠、零部件廠商的深厚的純電動整車及系統(tǒng)解決方案能力。中國的純電動汽車行業(yè)是全球截止目前為止最為繁榮的市場，傳統(tǒng)主機廠如北汽及比亞迪，其品牌銷售量僅次于特斯拉，新興造車實力也如雨后春筍般興起；零部件廠商如寧德時代，長期居于動力電池行業(yè)前列甚至首位。日本的傳統(tǒng)主機廠中，豐田因為早期將主要發(fā)展方向放在混動，故純電動車型相對較弱，日產(chǎn)聆風(fēng)屬于日本車型中的佼佼者，在日本及歐美暢銷。當前純電動汽車的三個重要研究方向為輕量化、智能化及低碳化。輕量化對于純電動汽車而言，不僅代表著續(xù)航里程、能量密度的提升，還間接影響著補貼力度；智能化主要是從自動駕駛及智能駕駛座艙的角度來定位；低碳化是基于目前的能源及環(huán)境因素，是人類各個行業(yè)共同發(fā)展的方向，節(jié)能減排[4]。1.4純電動汽車驅(qū)動系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計及優(yōu)化研究現(xiàn)狀動力性及整車的經(jīng)濟性在理論上整車是一對的矛盾體,想要使整車獲得強勁的整車動力性,必然使駕駛員損失動力經(jīng)濟性,同理,想要使整車獲得達到極致的動力經(jīng)濟性,必然給駕駛員帶來整車動力經(jīng)濟性的巨大損失。所以,必須綜合進行整車動力性及經(jīng)濟性的綜合因素考慮,進行整車動力耦合系統(tǒng)的設(shè)計,以給整車駕駛員自身帶來最佳的整車駕駛視覺感受和最佳的滿意度[5]。當前普適性的純電動汽車驅(qū)動控制系統(tǒng)的參數(shù)層級設(shè)計及其優(yōu)化的工作流程一般認為,首先,整車的層級設(shè)計確定了整車的定位,明確了整車的經(jīng)濟性能主要參數(shù)及整車的動力經(jīng)濟性能指標(如最高車速、最大馬力及爬坡度等);然后,以確定整車的參數(shù)及外部動力性指標參數(shù)作為驅(qū)動系統(tǒng)約束的條件,確定整車驅(qū)動控制系統(tǒng)的經(jīng)濟性參數(shù),包括整車主驅(qū)電機控制器及整車主驅(qū)電機的外部傳動特性等主要參數(shù)(如傳動功率、扭機及外部傳動轉(zhuǎn)速等),傳動系統(tǒng)的總扭矩及傳動壓縮比等主要參數(shù);最后,根據(jù)參數(shù)確定整車的動力經(jīng)濟性能指標(如整車續(xù)航里程、能量消耗率等),以其參數(shù)作為驅(qū)動系統(tǒng)約束的條件,進行驅(qū)動系統(tǒng)的參數(shù)優(yōu)化,主要是進行主驅(qū)控制器及主驅(qū)電機效率指標的優(yōu)化,傳動系統(tǒng)傳動比的優(yōu)化[6]。針對動力性優(yōu)化、經(jīng)濟性優(yōu)化及兩者的綜合優(yōu)化,國內(nèi)外均進行了大量的研究和驗證。國內(nèi)研究方面,早在2003年,吉林大學(xué)的郭孔輝、劉清虎等人就已進一步提出了純電動汽車的驅(qū)動系統(tǒng)的單檔設(shè)計方案[7],而北京航空航天大學(xué)的姬芬竹等人通過進一步研究純電動汽車單檔傳動系統(tǒng)的單檔傳動轉(zhuǎn)速比、檔位數(shù)及動力性換擋規(guī)律等動力性參數(shù),進一步地驗證了純電動汽車單檔驅(qū)動系統(tǒng)的單檔設(shè)計方案的可靠和正確性[8]。針對兩檔甚至多檔的純電動驅(qū)動系統(tǒng)單檔方案,湖南大學(xué)的楊易等人,通過單檔仿真分析的單檔設(shè)計方法,進行了對動力性檔位數(shù)及換擋傳動規(guī)律的仿真分析研究[9]。重慶大學(xué)的秦大同等人,以單檔動力性為基本約束的條件,對純電動汽車單檔驅(qū)動系統(tǒng)的單檔方案和兩檔研究方案分別進行了傳動比經(jīng)濟性指標對比的研究[10];周兵等人以整車的加速行駛時間的整車動力性能量消耗指標及整車的續(xù)航行駛里程的傳動比經(jīng)濟性能量消耗指標為傳動比優(yōu)化的條件,建立了雙重驅(qū)動目標函數(shù)的整車傳動比優(yōu)化計算模型,進行了系統(tǒng)的分析和研究[11];胡明輝等人以整車的續(xù)航行駛里程和加速時間整車驅(qū)動系統(tǒng)能量消耗率為基礎(chǔ)的雙目標驅(qū)動函數(shù),以遺傳算法對整車驅(qū)動系統(tǒng)性能進行了參數(shù)優(yōu)化的分析研究[12]。國外方面,E.Hall.M等人,通過優(yōu)化單檔驅(qū)動系統(tǒng)的傳動比,進行了續(xù)航里程的優(yōu)化研究[13];LiangChen等人,分析了不同的電動汽車循環(huán)能耗的工況,通過設(shè)計優(yōu)化了主驅(qū)電機的結(jié)構(gòu)和參數(shù),進行了效率和經(jīng)濟性優(yōu)化的研究[14];THoman等人分析了傳動發(fā)電機的效率和經(jīng)濟性變化對于電動汽車循環(huán)能耗的直接影響[15];Knowles.M等項目負責(zé)人主要研究了汽車制動系統(tǒng)能量的回收管理系統(tǒng),對小型純電動汽車在道路和城市復(fù)雜工況下的能量消耗和制動效率的高低產(chǎn)生影響;P.Prochazka等項目負責(zé)人以提高動力和電機制動效率的可靠性為主要目標優(yōu)化小型純電動汽車的傳動比和電機效率等參數(shù);OliverKonig等技術(shù)負責(zé)人則對動力電池的應(yīng)用規(guī)模型進行了研究。1.5本文主要研究內(nèi)容本文主要以前置驅(qū)動電動轎車為研究對象，對電動轎車的驅(qū)動電機相關(guān)參數(shù)、驅(qū)動橋設(shè)計方案、主減速器、差速器、半軸、萬向節(jié)、橋殼等進行了設(shè)計，主要內(nèi)容如下（1）進行驅(qū)動橋設(shè)計方案與基本參數(shù)的確定;（2）進行驅(qū)動橋總成方案的論證;（3）進行主減速器的設(shè)計;（4）進行差速器半軸的設(shè)計;（5）驅(qū)動半軸的設(shè)計;（6）進行總結(jié);（7）撰寫設(shè)計說明書;（8）繪制零件圖與裝配圖。

驅(qū)動橋的設(shè)計方案及參數(shù)匹配2.1電動汽車基本參數(shù)及行駛性能要求2.1.1電動汽車的基本參數(shù)本文設(shè)計的電動汽車參數(shù)如表2-1所示表2-1汽車基本參數(shù)名稱單位數(shù)值備注長×寬×高mm4631×1789×1495軸距mm2650前/后輪距mm1502/1492輪胎滾動半徑mm310205/50R17最小離地間隙mm120額定乘員人5空氣阻力系數(shù)0.46估計值滾動阻力系數(shù)0.02傳動系統(tǒng)機械效率0.9估計值迎風(fēng)面積㎡2.08經(jīng)驗公式0.78×W×H整備質(zhì)量Kg1595軸荷分配（前/后）865/730載荷質(zhì)量Kg375滿載質(zhì)量Kg1970滿載時軸荷分配Kg980/9900-100加速時間S電動汽車行駛性能的要求我國對于電動汽車的行駛性能有著自己的要求，GB/T2832-2012對行駛過程中的性能做了一系列的規(guī)定，最主要的性能包括：爬坡能力、可靠性原則、安全性原則、續(xù)駛里程和加速性能。國家標準如表2-2所示表2-2汽車基本參數(shù)性能指標指標要求最大爬坡度不低于20%最高行駛車速不低于85km/h通過4%坡度的車速不低于60km/h0-50km/h的加速時間不超過10s根據(jù)表2-2可以知道，本次選用車型0-100km/h的加速時間已經(jīng)達到9.3s完全符合國家的相關(guān)規(guī)定。2.2驅(qū)動電機參數(shù)的選擇2.2.1驅(qū)動電機額定功率的計算由于根據(jù)工況，該電動汽車主要在主要的運行工況為城市市區(qū)內(nèi)，因此選定額定功率計算的時候，最大車速按照計算即可[16]。根據(jù)計算電動汽車功率的經(jīng)驗公式（2-1）其中：表示永磁驅(qū)動電機的額定功率表示汽車的最高行駛速度，在計算額定功率時取表示汽車的總質(zhì)量，設(shè)計中表示重力加速度，表示空氣阻力系數(shù)，表示迎風(fēng)面積，表示滾動阻力系數(shù)，=0.02表示總傳動效率，帶入公式2-1計算得；2.2.2驅(qū)動電機峰值功率的計算最高車速下峰值功率，根據(jù)經(jīng)驗公式（2-2）其中：表示永磁驅(qū)動電機的峰值功率。表示汽車設(shè)計的最高行駛速度，表示汽車的滿載質(zhì)量，設(shè)計中表示重力加速度，表示空氣阻力系數(shù)，表示迎風(fēng)面積，表示滾動阻力系數(shù)，=0.02表示總傳動效率，帶入公式2-2計算得；最大爬坡時所需的峰值功率（2-3）其中：表示永磁驅(qū)動電機最大爬坡時的峰值功率；表示坡度角，按照百分之20計算坡度角；表示汽車爬坡時的穩(wěn)定車速，；其余參數(shù)同公式2-2帶入公式2-3計算得按照加速時間計算所需峰值功率（2-4）式中：表示0-100的加速時間，表示加速到的最大速度，=100表示旋轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)，其余參數(shù)同公式2-2帶入公式2-4，計算得因此峰值功率取2.2.3驅(qū)動電機的選取因此驅(qū)動電機選擇參數(shù)如下項目參數(shù)單位額定功率42Kw峰值功率120Kw額定轉(zhuǎn)矩105N.m峰值轉(zhuǎn)矩250N.m額定轉(zhuǎn)速4200r/min峰值轉(zhuǎn)速12000r/min電機旋轉(zhuǎn)方向逆時針對驅(qū)動電機選取的參數(shù)進行校核，根據(jù)電機的過載系數(shù)進行校核對所選驅(qū)動電機進行驗證，根據(jù)電機過載系數(shù)的經(jīng)驗公式[17]（2-5）式中：——電機過載系數(shù)，取值通常介于2-3之間；——電機的峰值功率；——電機的額定功率。帶入公式2-5，，因此所選驅(qū)動電機符合設(shè)計要求。2.4電動驅(qū)動橋的設(shè)計方案常見的電動驅(qū)動橋主要有3種，分別是前置驅(qū)動橋、后置驅(qū)動橋以及四驅(qū)驅(qū)動橋，后置驅(qū)動橋多使用在一些觀光車上，此外寶馬i3也采用的后置驅(qū)動橋，四驅(qū)驅(qū)動橋目前在一些高端的轎車上有使用，最常見的后置驅(qū)動橋為特斯拉MODELS系列，而前置驅(qū)動橋則廣泛的應(yīng)用在常見的電動汽車上，其結(jié)構(gòu)簡單，運行穩(wěn)定，本次設(shè)計中選用前置驅(qū)動橋，查閱相關(guān)的驅(qū)動橋論文以及文獻，本次設(shè)計初步采用前置驅(qū)動的設(shè)計方案.2.5本章小結(jié)本章主要介紹了驅(qū)動電機的計算以及驅(qū)動橋的設(shè)計方案主減速器的設(shè)計3.1主減速器傳動比的確定查閱關(guān)于帝豪EV450相關(guān)的資料，可以知道其傳動系統(tǒng)主要部件包括固定速比減速器、差速器、半軸等，減速器傳動比的選擇直接影響車輛傳動系統(tǒng)的工作性能，因此需要確定減速比的大致選擇范圍再進行選取。1）傳動比上限的選擇傳動比上限的計算公式為[18]：（3-1）式中——驅(qū)動電機轉(zhuǎn)速上限；；——汽車的最大車速；；——汽車車輪的滾動半徑；；帶入公式3-1求得：傳動比下限的選擇由電動機最高轉(zhuǎn)速對應(yīng)的額定輸出轉(zhuǎn)矩和最高車速對應(yīng)的行駛阻力確定傳動比下限，計算公式為：（3-2）式中——最高轉(zhuǎn)速對應(yīng)的額定輸出轉(zhuǎn)矩；——最高車速下對應(yīng)的行駛阻力；（3-3）帶入公式3-3求得，帶入公式3-2求得由電動機最大輸出扭矩和最大爬坡度對應(yīng)的行駛阻力確定傳動比的下限計算公式為（3-4）式中——最大定輸出轉(zhuǎn)矩；——最大爬坡度下對應(yīng)的行駛阻力；（3-5）帶入公式3-5求得帶入公式3-4求得選取和中的最大值為傳動比的下限，因此減速比介于6.96-10.02之間由于帝豪EV450選用的電動驅(qū)動橋為博格華納的eGearDrive減速器，其減速比共有5種，分別為6.54、7.17、8.00、8.28、9.07，綜合考慮后選取減速器的減速比為3.2主減速器傳動方案的確定純電動模式下，汽車的驅(qū)動系統(tǒng)不再需要多擋位的變速器，驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)得以大幅簡化。由于汽車需要增大電機轉(zhuǎn)矩，所以需要設(shè)置一個固定轉(zhuǎn)速比的減速裝置，將電機的轉(zhuǎn)速進行一定的降速并增大轉(zhuǎn)矩，以適應(yīng)汽車多種工況。電動汽車單速變速器是采用固定傳動比將電機轉(zhuǎn)速降低并增大轉(zhuǎn)矩裝置，不同車型傳動比不同。減速器介于驅(qū)動電機和驅(qū)動半軸之間，驅(qū)動電機的動力輸出軸通過花鍵直接與減速器輸入軸齒輪連接。一方面減速器將驅(qū)動電機的動力傳給驅(qū)動半軸，起到降低轉(zhuǎn)速增大轉(zhuǎn)矩的作用，另一方面滿足汽車轉(zhuǎn)彎及在不平路面上行駛時，左、右驅(qū)動輪以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，保證車輛的平穩(wěn)運行。因此本次設(shè)計采用二級圓柱斜齒齒輪減速器，傳動方案如圖3-1所示3.3主減速器齒輪齒數(shù)的確定本次設(shè)計中主減速器的齒輪采用斜齒圓柱齒輪減速器，為了增大輸出轉(zhuǎn)矩，中間增加一對固定減速比的斜齒圓柱齒輪，因此該主減速器為二級斜齒圓柱齒輪減速器主減速器的減速比為，為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主動齒輪和從動齒輪之和應(yīng)該大于40，為了保證傳動穩(wěn)定性，兩級斜齒圓柱齒輪減速器的小齒輪齒數(shù)應(yīng)該相等；且應(yīng)該大于17。綜合考慮選取，，，3.4主減速器計算載荷的確定1）根據(jù)最大轉(zhuǎn)矩的計算公式（3-1）式中——汽車驅(qū)動電機的最大轉(zhuǎn)矩（），=250;——一級圓柱齒輪的傳動比；;——汽車的傳動效率；取=0.9——汽車的超載系數(shù)；取=1——汽車的驅(qū)動驅(qū)動橋橋數(shù)；根據(jù)設(shè)計要求取=1。帶入公式3-1，2）根據(jù)路面上的打滑轉(zhuǎn)矩計算公式（3-2）式中：——滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷（）；——汽車車輪胎對地面的附著系數(shù)；查表取——汽車車輪滾動半徑()；根據(jù)前文計算——從動齒輪到驅(qū)動輪的傳動效率；查閱設(shè)計手冊取——從動齒輪驅(qū)動輪的傳動比；查閱設(shè)計手冊取代入公式3-2，計算得計算時取二者中的最小值；即由于上述計算得為最大轉(zhuǎn)矩，并非常規(guī)使用的正常轉(zhuǎn)矩，并不能作為計算疲勞損壞等的依據(jù)，因此需要計算汽車的平均轉(zhuǎn)矩根據(jù)經(jīng)驗公式計算平均轉(zhuǎn)矩(3-3)式中——汽車在道路上滾動的阻力系數(shù)，查閱資料取=0.015；——汽車在正常行駛過程中平均爬坡的能力系數(shù)，=0.05；——汽車本身的性能系數(shù)；根據(jù)經(jīng)驗公式：當=15.06＜16時，取=0.01。=3.5斜齒圓柱齒輪參數(shù)的確定齒數(shù)根據(jù)前文設(shè)計，齒數(shù);;傳動比；齒數(shù)；傳動比第一級斜齒圓柱齒輪分度圓直徑的確定（3-4）式中——齒輪的直徑系數(shù)；?。弧虚g軸的輸出轉(zhuǎn)矩；帶入公式3-1得，取螺旋角和壓力角的確定根據(jù)國家規(guī)定，選取齒輪的標準壓力角為20°；查閱汽車設(shè)計手冊，通常情況下，轎車的螺旋角在之間，綜合考慮后，選取螺旋角斜齒圓柱齒輪模數(shù)的確定根據(jù)計算公式（3-5）帶入公式3-5后，求得；因此取對斜齒圓柱齒輪模數(shù)進行校核（3-6）式中——主減速器齒輪的模數(shù)系數(shù)，取——中間軸的輸出轉(zhuǎn)矩；帶入公式3-2得，因此所選的齒輪模數(shù)符合設(shè)計要求中心距的計算，取，取3.6斜齒圓柱齒輪變位系數(shù)的計算3.6.1一級斜齒圓柱齒輪變位系數(shù)的計算端面壓力角（3-7）帶入公式3-7，端面嚙合角（3-8）帶入公式3-8，查閱漸開線函數(shù)表，；變?yōu)橄禂?shù)之和（3-9）帶入公式3-9，查閱變?yōu)橄禂?shù)圖：；3.6.2二級斜齒圓柱齒輪變?yōu)橄禂?shù)的計算端面壓力角（3-9）帶入公式3-9，端面嚙合角（3-10）帶入公式3-10，查閱漸開線函數(shù)表，；變?yōu)橄禂?shù)之和（3-11）帶入公式3-11，查閱變?yōu)橄禂?shù)圖：；3.7斜齒圓柱齒輪參數(shù)的計算3.7.1一級斜齒圓柱齒輪參數(shù)的計算分度圓直徑（3-12）（3-13）中心距變動系數(shù)（3-14）齒頂高（3-15）（3-16）齒根高（3-17）（3-18）齒頂圓直徑（3-19）（3-20）齒根圓直徑（3-21）（3-22）當量齒數(shù)（3-23）（3-24）3.7.2二級斜齒圓柱齒輪參數(shù)的計算分度圓直徑（3-25）（3-26）中心距變動系數(shù)（3-27）齒頂高（3-28）（3-29）齒根高（3-30）（3-31）齒頂圓直徑（3-32）（3-33）齒根圓直徑（3-34）（3-35）當量齒數(shù)（3-36）（3-37）3.8各軸轉(zhuǎn)矩的計算根據(jù)設(shè)計要求該主減速器共3根軸，分別是輸入軸，中間軸和輸出軸，根據(jù)已知條件，輸入軸的轉(zhuǎn)矩既為驅(qū)動電機的額定轉(zhuǎn)矩。輸入軸轉(zhuǎn)矩：中間軸轉(zhuǎn)矩：輸出軸轉(zhuǎn)矩：3.9斜齒圓柱齒輪強度的校核3.9.1彎曲強度的校核（3-38）式中：——計算載荷（）——法向模數(shù)——齒數(shù)；——斜齒輪螺旋角；——應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得；——齒寬系數(shù)——重合度影響系數(shù)，=2.0。（1）計算一級斜齒圓柱齒輪的彎曲應(yīng)力，=19，=36，=0.16，=0.13，=194.98N.m，=105N.m，帶入公式3-38，＜180～350＜180～350（2）計算二級斜齒圓柱齒輪的彎曲應(yīng)力，=19，=83，=0.16，=0.15，=194.98N.m，=834.84N.m，帶入公式3-38，＜180～350＜180～350符合設(shè)計要求3.9.2輪齒接觸應(yīng)力校核（3-39）式中：—輪齒的接觸應(yīng)力；（）—計算載荷；（）—節(jié)圓直徑；（）—節(jié)點處壓力角，—齒輪螺旋角；—齒輪材料的彈性模量；（）—齒輪接觸的實際寬度；（）、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，（）直齒輪、，斜齒輪、；、—主、從動齒輪分度圓半徑（）。彈性模量=20.6×104N·mm-2，齒寬（1）計算一級斜齒圓柱齒輪的接觸應(yīng)力=194.98N.m，=105N.m，，，帶入公式3-39：＜1900～2000＜1900～2000計算二級斜齒圓柱齒輪的接觸應(yīng)力=194.98N.m，=834.84N.m，，，帶入公式3-39：＜1900～2000＜1900～2000符合設(shè)計要求3.10本章小結(jié)本章主要介紹了主減速器的相關(guān)計算，包括傳動比以及傳動方案的擬定，主減速器相關(guān)參數(shù)的計算和校核。第4章差速器設(shè)計在汽車行駛過程中,左右兩個車輪的轉(zhuǎn)動行駛方向路徑通常不相同,左右兩個輪胎氣壓不同，摩擦磨損不一樣。如果車輪驅(qū)動橋的左右兩個車輪牢固地相連接，則左右車輪可能會由于高速旋轉(zhuǎn)或直線式的運動而在路面上發(fā)生打滑，將大大加劇其在輪胎上的磨損、動力和車用燃油等的消耗，降低了通過性和高速行駛時的穩(wěn)定性。為此,在車輪驅(qū)動橋的左右兩個車輪之間分別設(shè)置了車輪差速器。差速器是一種差速器的傳動控制機構(gòu)，可在兩個不同輸出軸之間自動分配不同扭矩，并可以允許兩個不同輸出軸以不同的旋轉(zhuǎn)角度和速度進行旋轉(zhuǎn)，從而可以確保在各種不同運動動力條件下每個軸向驅(qū)動輪的軸向動力均勻傳遞。根據(jù)其基本結(jié)構(gòu)特征，差速器系統(tǒng)可以被細分為各種類型，例如齒輪式、凸輪式和蝸輪式等。4.1差速器的結(jié)構(gòu)形式汽車中廣泛廣為使用的減速齒輪傳動差速器主要技術(shù)類型之一是對稱式的傳動齒輪減速傳動機械差速器,具有相比汽車傳動機械的零部件數(shù)量結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量輕的兩大主要技術(shù)優(yōu)點。本公司設(shè)計的行星齒輪差速器可以根據(jù)總體和結(jié)構(gòu)設(shè)計方案分別選擇對稱式和普通圓錐形的行星齒輪差速器。對稱形的圓錐行星驅(qū)動齒輪差速器由左右兩個行星齒輪差速器殼、兩個半軸行星驅(qū)動齒輪、四個圓錐形行星驅(qū)動齒輪、一個圓錐形行星驅(qū)動齒輪軸、一個半軸行星驅(qū)動齒輪和一個帶有圓錐形行星摩擦片驅(qū)動齒輪的墊片組成。由于其總體結(jié)構(gòu)簡單、工作穩(wěn)定、制造方便以及在各種發(fā)動機和公路專用車輛設(shè)計制造過程中的穩(wěn)定和可靠性,被廣泛地應(yīng)用于各種發(fā)動機和公路專用卡車上。總體結(jié)構(gòu)如所示圖4-1。4.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理如圖4-1是差速器的原理示意圖，如果行星齒輪僅沿著行星架構(gòu)繞差速器的中心軸旋轉(zhuǎn)，則很明顯，相同行星半徑的三個點A、B、C的圓周旋轉(zhuǎn)速度相等，其值為，并且。當行星旋轉(zhuǎn)齒輪4以不同角度繞旋轉(zhuǎn)軸5旋轉(zhuǎn)時，嚙合點A的圓周角速度為，嚙合點B的圓周角速度系數(shù)為。因此：如果角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)表示，則有：圖4-1差速器差速原理4.3對稱式圓錐行星齒輪減速器的設(shè)計4.3.1差速器中的轉(zhuǎn)矩分配由于電動汽車驅(qū)動橋的原理是由電機直接帶動驅(qū)動橋，所以電機的轉(zhuǎn)矩全部傳遞給主減速器，根據(jù)前面幾章所設(shè)計，，電機的峰值轉(zhuǎn)矩=300，傳遞過程中的安全系數(shù)，根據(jù)經(jīng)驗公式有（4-1）帶入公式4-1，差速器在進行工作時，在不鎖死狀態(tài)，電機的轉(zhuǎn)矩直接經(jīng)過差速器、行星齒輪軸、行星齒輪傳遞給半軸齒輪，在傳遞過程中，總是將轉(zhuǎn)矩平均分給左、右兩個齒輪，既（4-2）還有另外一種差速器工作形式，差速器的轉(zhuǎn)矩比,取,半軸最大轉(zhuǎn)矩為，最小轉(zhuǎn)矩為，則有計算公式（4-3）（4-4）帶入公式4-3、4-4求得：；4.3.2差速器基本參數(shù)的確定(1)行星齒輪數(shù)目的選擇行星齒輪的數(shù)目最多為4個行星齒輪。(2)行星齒輪球面半徑的確定根據(jù)經(jīng)驗公式（4-5）式中——行星齒輪的球面半徑系數(shù)，查閱設(shè)計手冊，取——差速器的計算轉(zhuǎn)矩，取=1242帶入公式4-5；取=34根據(jù)球面半徑來粗選節(jié)錐距取(3)行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇通常情況下，根據(jù)汽車設(shè)計原理以及行星齒輪相關(guān)的資料，設(shè)計中行星齒輪齒數(shù)應(yīng)該盡量小，但不能小于10，半軸齒輪的齒數(shù)在之間最為合適；二者齒輪比介于之間。根據(jù)公式（4-6）式中,——行星齒輪左右兩半軸的齒輪齒數(shù)，本次設(shè)計=——差速器行星齒輪數(shù)；——任意整數(shù)即可因此根據(jù)上述條件??；帶入公式4-6驗證，滿足設(shè)計要求(4)差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定確定行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角：式中——差速器行星齒輪的齒數(shù)——差速器半軸齒輪的齒數(shù)粗算模數(shù)=2.5查閱設(shè)計手冊和相關(guān)標準，取模數(shù)=2.5mm；計算節(jié)圓直徑(5)壓力角查閱設(shè)計手冊，壓力角，齒高系數(shù)為。(6)行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定行星齒輪安裝孔與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度，如圖所示。圖4.1安裝孔直徑及其深度L根據(jù)經(jīng)驗公式（4-3）式中——汽車驅(qū)動橋差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩1242；——行星齒輪數(shù)，=4；——行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x（），是半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，l=20mm；[]——支承面的許用擠壓應(yīng)力（），取為98.。帶入公式4-3，4.3.2差速器幾何尺寸的確定差速器的幾何尺寸如表4-1所示表4-1差速器幾何參數(shù)序號項目計算公式及其過程1行星齒輪齒數(shù)2半軸齒輪齒數(shù)3模數(shù)4齒面寬取5工作齒高=46全齒高=4.5217法向壓力角8軸交角9節(jié)圓直徑10節(jié)錐角=arctan=21.31°=90°-=69.69°11節(jié)錐距A===3412周節(jié)t=3.1416=7.85413齒頂高=1.31=2.69續(xù)表14齒根高=1.788-=1.78=1.788-=3.1615徑向間隙=-=0.188+0.051=0.52416齒根角17面錐角=26.62°=72.68°18根錐角==18.32°==64.38°19外圓直徑=27.44==51.8722齒側(cè)間隙B=0.0154.3.3差速器齒輪的強度計算根據(jù)經(jīng)驗公式計算差速器的彎曲應(yīng)力（4-6）式中——行星齒輪對半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩（）查閱設(shè)計手冊帶入得——差速器上行星齒輪的數(shù)目，根據(jù)設(shè)計=4——差速器半軸齒輪的齒數(shù)，根據(jù)前文計算=20——差速器齒輪的超載系數(shù)，取=1.0——差速器齒輪的質(zhì)量系數(shù)，取=1.0——差速器齒輪的尺寸系數(shù)，表示差速器齒輪的分配系數(shù)，=1.1——齒輪的齒面寬（）；根據(jù)前文計算=10——差速器齒輪的模數(shù)，根據(jù)前文計算=2.5——汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力的總和系數(shù)，=0.26帶入公式4-6＜980因此強度滿足設(shè)計要求4.3.4差速器齒輪材料的選擇差速器的齒輪和主減速器齒輪的要求一致，大多數(shù)情況下都采用滲碳合金材料進行鍛造，本次設(shè)計差速器齒輪的材料選用20CrMnTi材質(zhì)。4.4本章小結(jié)本章主要介紹了差速器的主要形式，設(shè)計時選用圓錐行星齒輪差速器，并對行星齒輪減速器的基本參數(shù)、幾何尺寸進行了計算，同時校核了選用齒輪的強度，并對齒輪的材料也進行了選擇。第5章半軸的設(shè)計與校核5.1概述半軸齒輪是一種連接在驅(qū)動差速器和半軸驅(qū)動輪之間的一種實心傳動軸,主要由花鍵、桿的內(nèi)部、墊圈、凸緣、半軸起撥齒輪和螺栓,半軸的緊固起撥螺栓等部件組成,半軸的內(nèi)部通過凸緣的花鍵與驅(qū)動差速器的半軸起撥齒輪相結(jié)合連接,半軸的外部則是通過花鍵凸緣與差速器驅(qū)動輪的半軸輪轂相結(jié)合連接,現(xiàn)在用于汽車傳動系統(tǒng)設(shè)計應(yīng)用領(lǐng)域常見的半軸齒輪連接支撐形式主要有全浮式和半浮式半軸齒輪兩種形式,本次的設(shè)計中主要選用的為半浮式半軸齒輪支撐形式5.2半浮式半軸載荷的確定按照最大附著力進行計算其中：表示汽車輪胎與地面的附著系數(shù)，=0.8表示汽車的質(zhì)量轉(zhuǎn)系系數(shù)，查表取=1.3帶入按照發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩進行計算（5-1）式中——汽車差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，查表取=1.2——汽車發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，根據(jù)設(shè)計要求=250——汽車的傳動效率，取=0.9——傳動系統(tǒng)總傳動比，——汽車車輪滾動半徑；根據(jù)前文計算代入得最大轉(zhuǎn)矩5.3半浮半軸直徑的選取根據(jù)經(jīng)驗公式計算直徑（5-2）式中——半軸的計算轉(zhuǎn)矩，——全浮半軸的扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力，查閱力學(xué)手冊，取=500代入公式5-2并圓整，求得故半浮式半軸的直徑選為5.4半浮半軸的強度計算根據(jù)計算公式計算全浮半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（5-3）式中：——半浮半軸的計算轉(zhuǎn)矩，——半浮半軸桿部的直徑，根據(jù)前文計算，——全浮半軸的扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力，查閱力學(xué)手冊，取代入公式5-3因此半浮式半軸的強度滿足設(shè)計的要求接下來計算半軸的最大扭轉(zhuǎn)角，根據(jù)公式（5-4）式中——半浮半軸的計算轉(zhuǎn)矩，——半浮半軸的長度，根據(jù)設(shè)計要求取——半浮半軸材料的剪切彈性模量，查閱手冊取表示全浮半軸橫截面的極慣性矩，=38330.08帶入公式5-4計算得查閱汽車設(shè)計書籍，常規(guī)下扭轉(zhuǎn)角介于之間，因此全浮半軸的最大扭轉(zhuǎn)角滿足設(shè)計要求5.5半浮半軸花鍵強度的校核通常情況下鍵的強度校核主要是校核剪切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力，本次設(shè)計的全浮半軸花鍵選擇的是漸開式花鍵。半軸花鍵的剪切應(yīng)力為：（5-5）半軸花鍵的擠壓應(yīng)力為：（5-6）其中：——半浮半軸的計算轉(zhuǎn)矩，；——半浮半軸花鍵外徑，=28mm；——與花鍵相配的花鍵孔內(nèi)徑，取=24mm；——半浮半軸花鍵齒數(shù)，通常情況下=，本次設(shè)計取=14；——半浮半軸花鍵的工作長度，根據(jù)設(shè)計要求；=34mm；——半浮半軸花鍵齒寬，=4.71mm；——載荷分布的不均勻系數(shù)，取為=0.75。分別代入公式5-5，公式5-6=45.53=108.25MPa因此半浮半軸花鍵的剪切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力都滿足設(shè)計要求5.6半軸材料與熱處理設(shè)計中半軸的材料選用40Cr，采用鍛造的方式進行制造半軸，制造過程中不應(yīng)有裂紋，折痕以及其他影響表面的缺陷，鍛造后的半軸需要進行熱處理，熱處理的硬度為52-62HRC,花鍵表面的硬度略小于半軸的硬度即可，50-55HRC。5.7本章小結(jié)本章首先對半軸進行了簡單的介紹，以及本次設(shè)計中選用的半軸形式，同時計算了全浮式半軸的載荷以及半軸直徑的初選,并對全浮式半軸的強度和花鍵強度進行了計算和校核，同時對半軸的材料和熱處理的一些問題進行了簡單的介紹。第6章萬向節(jié)的設(shè)計6.1萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)為了電動驅(qū)動汽車的需要，本次在設(shè)計過程中選用了斷開式驅(qū)動橋，因此對于斷開式驅(qū)動橋來說，在傳動裝置中必須采用萬向節(jié)傳動，以便保證汽車的轉(zhuǎn)向能力，在斷開式驅(qū)動橋上，通常在車輪附近的兩側(cè)各安裝一個萬象節(jié)[19]。萬向節(jié)通常情況下有4種類型：十字軸式萬向節(jié)、準等速萬向節(jié)、等速萬向節(jié)、撓性萬向節(jié)四種，而等速萬向節(jié)中比較常用的是球籠式萬向節(jié)。因此本次帝豪EV450的萬向節(jié)選用球籠式萬向節(jié)。由于是前驅(qū)動，因此采用RF節(jié)和VL節(jié)配合6.2球籠式萬向節(jié)鋼球直徑的計算（6-1）式中——萬向節(jié)傳力鋼球直徑（）；——萬向節(jié)的轉(zhuǎn)矩（）轉(zhuǎn)矩根據(jù)經(jīng)驗公式有（6-2）式中——車輪對水平地面的垂直載荷（）；——汽車車輪的滾動半徑（）；——汽車車輪與地面的附著系數(shù)；帶入公式6-2：帶入公式6-1，?。呵蚧\、星形套相關(guān)尺寸如表6-1所示表6-1球籠式萬向節(jié)相關(guān)參數(shù)計算參數(shù)計算公式計算結(jié)果鋼球分布圓半徑20.955星形套寬度34.29球籠寬度34.29星形套滾道底徑47.625萬向節(jié)外徑93.345續(xù)表球籠槽寬度19.05球籠槽長度25.337滾道中心偏移量3.492軸徑直徑26.67星形套花鍵外徑29.528球形殼外滾道長度45.72中心偏移角球籠槽厚度3.5246.3球籠式萬向節(jié)的校核（6-3）式中——汽車驅(qū)動電機的峰值轉(zhuǎn)矩（）；——萬向節(jié)叉上的螺栓數(shù)量；——橡膠盤平均直徑（）；——拉斷面積——橡膠盤的厚度（）；——螺栓孔直徑（）；帶入公式6-3，因此設(shè)計符合要求6.4本章小結(jié)本章主要介紹了萬象節(jié)的設(shè)計以及斷開式驅(qū)動橋萬向節(jié)相關(guān)形式的選取驅(qū)動橋殼的設(shè)計7.1概述驅(qū)動橋軸殼的作用是支撐和保護這個驅(qū)動橋，將框架及其各組件的質(zhì)量與從動軸一起支撐，承受車輪通過懸架傳遞給車架的路面反作用力和扭矩。本次設(shè)計中選用鋼板沖壓焊接式的整體式橋殼，選定橋殼的結(jié)構(gòu)形式后需要對橋殼進行受理分析，通常情況下需要分析靜彎曲應(yīng)力、沖擊載荷下的強度、緊急制動下的強度，最大側(cè)彎曲應(yīng)力下的強度幾個典型的強度進行受力分析7.2橋殼的靜彎曲應(yīng)力計算橋殼是一空心支承梁，承受懸架以上的質(zhì)量，它的支承是通過兩端的輪轂軸承來實現(xiàn)的，并且在沿兩側(cè)的車輪中心線處，地面給輪胎的反力，橋殼則承受這個力與車輪重力間的值，如圖7-1所示。汽車停止時，橋殼受到靜載荷，兩個鋼板彈簧座之間產(chǎn)生的扭矩為=1146.52(7-1)由彎矩圖（圖7-1）可見，橋殼所能出現(xiàn)的危險斷面一般出現(xiàn)在鋼板彈簧座的附近。因為遠遠小于/2，所以在設(shè)計時不能夠準確計算，可以忽略。而靜彎曲應(yīng)力為：=201.02MPa（7-2）式中——危險斷面出現(xiàn)在橋殼的垂向彎曲截面——扭轉(zhuǎn)截面系數(shù).圖7-1橋殼靜彎曲應(yīng)力的計算簡圖7-3在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算當汽車高速行駛于不平路面凹凸時，橋殼承受靜止狀態(tài)下載荷外而且承受附加的沖擊載荷。在兩種載荷總的作用下，橋殼所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力為（7-3）式中——動載荷系數(shù)，對于轎車取1.75；——橋殼在靜載荷下的彎曲應(yīng)力。根據(jù)上式7.4汽車