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1、一款校园电动车后驱动桥的设计毕业设计题 目： 一款校园电动车后驱动桥的设计 学 生： 专 业： 车辆工程 班 级： 0601 学 号： 0106110104 指导老师： 摘要如今，大学校园逐渐趋于大面积化，且同学们在图书馆、教学楼与宿舍间往返频率高，由于路程比较长，导致在这个过程中所需要消耗的时间相对比较长，给同学们带来了很多的不便。为了提高效率，提供同学们学习、生活的便利性。在校园内设置校园电动车是非常必要的，现在已经有许多学校像闽江学院、福建师范大学等等，都已经在校内开通了校园电动车。我们学校在09年下半年也试运行了。校园电动车主要是利用蓄电池提供电能，驱动电动机提供动力。电是可再生资源，
2、而且电动机在运行的过程中噪音比较小，不会对环境造成污染。但是唯一存在的缺陷就是电池，因为电池的充电次数是有限的，并且废旧电池对环境有一定的危害。在电池技术一定的条件下，为减少电池充电次数、提高经济性，这就要求电动车具有高效率的传动系统。并且电动车主要的传动系统就是后桥，所以我们可以通过提高后桥的传动效率，从而提高传动系统的效率。由此可见，对于电动车而言，后桥是非常重要的一个部件。对其进行优化是十分必要的。所以我的毕业设计就选择一款校园电动车后桥的设计。关键词：大学校园，校园电动车，电动车后桥AbstractToday,the university gradually becomes a lar
3、ge area of the campus.And students back and forth between the library,as a longer distance,resulting in,this process would consumes a long time,To bring a lot of inconvenience to students.In order to improve efficiency,to provide students studying and living convenience.It is necessary to have Schoo
4、l Electric Vehicle in university.There are already many schools like Minjiang University, Fujian Normal University, etc.Had already launched.The second half of our school in 2009 also test run in our school.School Electric Vehicle mainly use power batteries to provide energy.use electric motor to pr
5、ovide power.Electricity is from renewable sources,and motor running in a smallnoise,will not cause environmental pollution.But the only defects that battery,because the rechargeable battery is limited,and used batteries were damaged by the environment.Under certain conditions of the battery，To reduc
6、e the number of battery charge and Improve the economy.This requires a highly efficient drive system.And the main drive system is rear axle,So we can improve the transmission efficiency by the rear axle,to improve the efficiency of transmission.This shows,for electric motors Rear axle is a very impo
7、rtant component.It is necessary to optimize.So I chose the Issue of the school electric vehicles rear axle designKeyword：Campus，School Electric Vehicle，School Electric Vehicle rear axle目录前言5设计要求61 驱动桥结构方案拟定72 主减速器设计72.1 主减速器的结构形式72.1.1 主减速器齿轮类型82.1.2主减速器主，从动齿轮的支承形式92.2 主减速器基本参数的选择与计算112.2.1 主减速器计算载荷
8、的确定112.2.2 主减速器基本参数的选择122.2.3 主减速器齿轮的强度计算152.3 小结183 差速器的设计193.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理203.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构213.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计213.3.1差速器齿轮的基本参数的选择223.3.2 差速器齿轮的几何计算233.3.3 差速器齿轮的强度计算253.4 小结254 驱动半轴的设计264.1结构形式分析265 驱动桥壳的设计305.1 铸造整体式桥壳的结构306 总结327 谢辞32参考文献：33前言汽车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用是增扭、降速和改变转矩的传递方向，即增大由
9、传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。设计驱动桥时应当满足如下基本要求：(1) 选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。(2) 外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。(3) 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。(4) 在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。(5) 具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，减
10、少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。(6) 与悬架导向机构运动协调。(7) 结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。设计要求一、 车型：一款校园电动车二、 设计基础数据：1. 车型：校园电动车；2. 额定乘员：8个3. 外形尺寸（mm）（长宽高）：3900X1400X18004. 空载质量：780kg5. 满载质量：1230kg前：516kg后：714kg；6. 轮距：前：1230mm后：1200mm；7. 最小离地间隙（mm）：2058. 最高车速：33km/h；最大爬坡度（满载）：大于25%；9. 主减速器传动比：10:1；10. 额定功率：4kw（最高车速时3265r/mi
11、n时）；11. 额定转矩：19.6Nm；T=9549*P/n12. 轮胎规格：145/80R12真空轮胎；轮胎半径0.145*8012*2.54/100/2=0.2684m1 驱动桥结构方案拟定由于要求设计的是校园电动车的后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式驱动桥以与非独立悬架相适应。对比轿车的后桥，电动车后桥的主要特点是传动路径不一样，输入轴与半轴是平行的。其他的结构组成基本一致。借鉴东风EQ8081校园电瓶车后桥，其布置方案如下图所示。图1-12 主减速器设计2.1 主减速器的结构形式主减速器的传动比： （2-1）式中：rr车轮的滚动半径，m；np最大功率时的电动机的转速
12、，r/min;va max汽车的最高车速，km/h;igH变速器最高挡传动比，通常为1；此公式参照汽车车桥设计刘惟信 编著 P91主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。1. 驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：(1) 所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。(2) 外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。(3) 在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。(4) 在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。(5) 结构简单，加工工艺性好，制造容易，
13、拆装、调整方便。2. 按主减速器的类型分，驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：(1) 中央单级减速器。（主减速比i7.6）(2) 中央双级主减速器。由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时（传动比在7.6i012）(3) 中央单级、轮边减速器。（i012）综上所述，应该选用中央双级主减速器，分析如下：该后桥减速器的传动比为10，传动比7.6io12，超出了单级减速器的最大传动比，所以必须使用二级减速器。所以此设计采用二级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳。图2-12.1.1 主减速器齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式
14、。借鉴东风EQ8081电动车，其后桥的布置形式不同于一般汽车，电动机的输入轴与后桥半轴是平行的，不需对齿轮的传动方向改变90，因此主减速器选用圆柱齿轮传动。所以该主减速器应该选用双级圆柱齿轮传动的减速器。2.1.2主减速器主，从动齿轮的支承形式借鉴闽江学院东风EQ8081电瓶车，确定主减速器主从动齿轮的支承方式分别如下图所示：图2-2（为第一级主动齿轮，为非对称布置）图2-3（为中间轴，为非对称布置）图（2-4）图2-52.2 主减速器基本参数的选择与计算半轴车轮的最大转速：n=326.3r/min各零件的传动效率值：轴承1=0.99，齿轮2=0.972.2.1 主减速器计算载荷的确定1. 按
15、电动机最大转矩和最低挡传动比确定从动齿轮的转矩（Tce、Tj），参照文献汽车车桥设计刘惟信 编著 P109其中较小者为计算载荷： （2-2） （2-3）式中：Temax电动机最大转矩；Temax =19.6iTL由电动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比，in=10；T传动系上传动部分的传动效率，取T=0.99*0.99*0.99*0.99*0.97*0.970.90；Kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；n汽车的驱动桥数，n=1；G2汽车满载时一个驱动桥给水平面的最大负荷，714*9.86997.2N；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；
16、rr车轮滚动半径，0.2684m；LB,iLB分别由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比。LB取0.9，由于没有轮边减速器，所以取iLB=1;由以上数据代入公式（2-2）、（2-3）计算得：Tje=19.6*10*1*0.9/1=176.4Nm Tj=6997.2*0.85*0.2684/（0.9*1）=1773.7Nm2.按汽车日常行驶平均转矩确定从动齿轮的平均计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定参照文献汽车车桥设计刘惟信 编著 P110： （2-4）式中：汽车满载时的总重量，12054N；所牵引的挂车满载时总
17、重量，N，但仅用于牵引车的计算；道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取0.0100.015，在这我们取0.013汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于轿车通常取0.08；汽车的性能系数：时，取；主减速器主动齿轮到车轮之间的效率为0.9；主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比为1；驱动桥数为1。车轮的滚动半径 为0.2684m以上数据代入式（2-4）得： =334.312.2.2 主减速器基本参数的选择对于普通的双级主减速器来说，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些（通常i01/i021.42.0）。借鉴东风朝阳系列电动车EQ8081后桥其主减速器为圆柱斜齿轮式二级减速器，其中各级齿轮的参数如
18、下：表2-1对象齿数z传动比总传动比第一级主动齿轮172.52910.51第一级从动齿轮43第二级主动齿轮194.158第二级从动齿轮79如图2-6，并根据已知条件得：a12=mn1（z1+z2）/(2cos1)=61mn1=122cos1/60 mn1=2.0333 （2-5）a23=mn2（z3+z4）/(2cos2)=99mn2=198cos2/98 mn2=2.0204 （2-6）zmin=zvmincos =17cos （2-7）其中法面模数第一系列标准值有1、1.25、2、2.5、6、8、10、12等。综合（2-5）、（2-6）、（2-7）可预测出齿轮的法面模数与螺旋角（查阅机械原
19、理孙恒 主编 第七版 高等教育出版社 斜齿轮的螺旋角一般取820之间）压力角是决定齿廓形状的主要参数；国家标准（GB/T 13561988）中规定，分度圆上的压力角为标准值，=20。试取mn1=2、1=12、mn2=2、2=12；图2-6（主减速器各齿轮的布置方式）表2-2主减速齿轮参数参数符号主动齿轮Z1从动齿轮Z2主动齿轮Z3从动齿轮Z4端面模数mt=mn/cos2.04472.04472.04472.0447分度圆直径d=mnz/cos34.7687.9238.85161.53齿顶高ha=mn（ha*n+xa）2.52.52.52.5齿根高Hf=mn(ha*n+cn*-xn)3.1253
20、.1253.1253.125齿顶圆直径da=d+2ha38.7691.9232.85165.53齿根圆直径df=d-2hf29.7682.9233.85156.53法面齿厚St=（/2+2xttant）mt3.213.213.213.21齿宽B=dd=0.8d3336（查阅机械设计 第八版 高等教育出版社P205 表107两支承相对于小齿轮做不对称布置，取b=0.71.15，取b=0.8。注：圆柱齿轮的实用齿宽，在按b=dd计算后再做适当的圆整，而且常将小齿轮的齿宽在圆整的基础上人为地加宽510mm，以防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大齿轮单位齿宽的工作载荷。）主减速器
21、齿轮的螺旋方向主、从动齿轮的螺旋方向是相反的。以最小轴向力为前提设计。借鉴东风EQ8081得齿轮的各齿轮的旋向图2-7图示中 Fa为斜齿轮产生的轴向力，n为各轴的转速。图2-7所示，中间轴上齿轮产生的轴向力Fa2与Fa3方向是相反的，可以相互抵消。这就使中间轴所受的载荷最小，可以延长轴与轴承的使用寿命。所以所选齿轮的旋向合理。 主减速器齿轮材料 驱动桥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器齿轮的材料应满足如下的要求：a） 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐
22、磨性。b） 齿轮芯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。c） 锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。d） 选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较
23、好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.0050.020mm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25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。2.2.3 主减速器齿轮的强度计算在选好主减速器齿轮的主要参数后，应根据所选的齿形计算齿轮的几何尺寸，对其强度进行计算，以保证其有足够的强
24、度和寿命。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。1. 单位齿长圆周力查阅汽车设计 刘惟信 编著 清华大学出版社P176有：在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 Nmm2 （2-8）式中：P作用在齿轮上的圆周力，按电动机最大转矩Temax和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N； F从动齿轮的齿面宽，第一级从动齿轮：=33/cos12=33.737mm. 第二级从动齿轮：b4=36.804mm按电动机最大转矩计算时： Nmm (2-9)式中：电动机输出的最大转矩，在此取19.6； 计算齿轮之前的传动比，i12=2.529，i3
25、44.158； 主动齿轮节圆直径，第一级：34.76mm；第二级：38.85mm按式(2-9)得：第一级圆周力： N/mm第二级圆周力： N/mm按最大附着力矩计算时： Nmm （2-10）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取7140N； 轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； 轮胎的滚动半径，在此取0.2684m； d2从动齿轮的节圆直径 第一轴：87.92mm 第二周：161.53mm按式（2-10）得第一轴圆周力：=242.144 Nmm第二轴圆周力： N/mm在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿
26、长上的圆周力有时提高许用资料的20%25%。经验算以上两数据都在许用范围内。查阅汽车车桥设计刘惟信 编著 清华大学出版社P177 表332。其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力p都为893N/mm2，故满足条件。 2.齿轮弯曲强度查阅汽车车桥设计刘惟信 编著 清华大学出版社P177 得：齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = N/mm （2-11）式中：齿轮轮齿的齿根弯曲应力，N/mm；Tj齿轮的计算转矩，对从动齿轮，取中的较小值，为176.4Nm；对第一级主动齿轮取为=176.4/(10.120.9940.972)=19.286 Nm；第二级主动齿轮取为 Nmk0过载系数，一般取1；ks尺
27、寸系数，当断面模数mTd1.6时，=0.5326；km齿面载荷分配系数，一个齿轮骑马式支承，km=1.25；kv质量系数，取1；F所计算的齿轮齿面宽；F=36mmz计算齿轮的齿数；J 齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，查阅汽车车桥设计P178 图3106 取J=0.03；m端面模数，mt=2.0447对于第二级主动齿轮， T=73.339Nm；从动齿轮，T=176.4Nm；将各参数代入式（2-11）得：从动齿轮齿根弯曲应力： = MPa；主动齿轮齿根弯曲应力： = MPa；查汽车车桥设计刘惟信 编著清华大学出版社P176 表331,主减速器齿轮的许用弯曲应力 =700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。3
28、.轮齿接触强度查阅汽车车桥设计刘惟信 编著清华大学出版社P191 得：轮齿的齿面接触应力为： j= N/mm （2-12）式中：Tjz主动齿轮计算转矩，第一级主动齿轮取为=176.4/(10.120.9940.972)=19.286 Nm；第二级主动齿轮取为 Nmj锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；d主动齿轮分度圆直径，mm；d1=34.76mm，d2=38.85；F主、从动齿轮齿面宽较小值；b1=33，b2=36mm；Kf表面质量系数，取1.0；Cp综合弹性系数，取232N1/2/mm；ks尺寸系数，取1.0；J齿面接触强度的综合系数，查汽车车桥设计刘惟信 编著P186第一级取0.11，第二
29、级取0.142k0、km、kv选择同式（2-7）将各参数代入式（2-12）得： 第一级齿轮齿面接触应力： MPa 第二级齿轮齿面接触应力： MPa查汽车车桥设计刘惟信 编著P176 表331，ww=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。2.3 小结本章的核心内容为电动车后驱动桥主减速器各传动齿轮的设计与校核，通过借鉴了东风EQ8081电动车的后驱动桥主减速器的结构及其相关参数、尺寸，对所设计的主减速器进行结构的选择以及对主减速器齿轮的相关参数进行预选，并结合汽车车桥设计刘惟信 编著、机械设计、机械原理等相关书籍，利用给定的载荷条件对所设计的减速器进行齿轮的圆周力、弯曲强度以及接触强度的校核。3
30、 差速器的设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车
31、轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理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（图3-1），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，啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （3-1） 若角速度以每分钟转数表示，则
32、 （3-2）式（3-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆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（3-2）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。3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四
33、个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图3-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图3-21-轴承；2-左外壳；3-垫片；4-半轴齿轮；5-垫圈；6-行星齿轮； 7-从动齿轮；8-右外壳；9-十字轴；10-螺栓3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。3.3.1差速器齿轮的基本参数的选择参照汽车车桥设计 刘惟信 编著 清华大学出版社 P2201.行星
34、齿轮数目的选择 轿车一般采用2个行星齿轮。 2.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： mm (3-3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有2个行星齿轮的轿车取大值2.8； Tj计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，176.4 .根据上式=15.703mm 所以预选其节锥距A=20mm3.行星齿轮与半轴齿轮的选择借鉴东风EQ8081后桥：图3-3选：行星齿轮的齿数为Z1=10；半轴齿轮的齿数
35、为Z2=16；4.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， =32.00 =90-=58 （3-4） 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=220/10sin32=2.119 （3-5）参照GB135787第一系列模数表，在此取m=2.5mm得d1=mz1=2.510=25mm d2=mz2=2.516=40mm5.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
36、小齿数比压力角为20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5的压力角。6.行星齿轮安装孔的直径及深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： （3-6） （3-7） （3-7）式中：差速器传递的转矩，Nm；TO=19.60.9940.97310.517=186.3 行星齿轮的数目；在此为2 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离， 0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d0.8； 支承面的许用挤压应力，在此取69 根据上式 d=0.840=32 =0.532=16 =8.758 84.3753.3.2
37、差速器齿轮的几何计算查阅汽车车桥设计刘惟信 编著 清华大学出版社 P222表31汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 长度单位：mm项目计算公式计算结果行星齿轮齿数10，应尽量取最小值=10半轴齿轮齿数=1425=16模数=2.5mm齿面宽F=(0.250.30)A;F10m6mm工作齿高=4mm全齿高4.521压力角22.5轴交角=90节圆直径； d1=25mmd2=40mm节锥角，=32，节锥距=23.588mm周节=3.1416=7.854mm齿顶高;=2.564mm=1.436mm齿根高=1.788-;=1.788-=1.906mm;=3.034mm径向间隙=-=0.188+0.05
38、1=0.521mm齿根角=;=4.62; =7.33面锥角；=39.33，=62.62根锥角；=27.38，=50.67外圆直径；d01=29.35mmd02=41.52mm节圆顶点至齿轮外缘距离x01=18.64mmx02=11.28mm3.3.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。查阅查阅汽车车桥设计刘惟信 编著 清华大学出版社 P224，轮齿弯曲强度为 MPa (3-8) 式
39、中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式 在此为55.89Nm； 差速器的行星齿轮数2； 半轴齿轮齿数16； 、见式（2-8）下的说明； J计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，查汽车车桥设计刘惟信 编著P225 得=0.2175;由以上数据代入（3-8）得： MPa查阅汽车车桥设计刘惟信 编著 清华大学出版社 P176 表331 汽车驱动桥齿轮许用应力w 980 MPa。所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。3.4 小结本章介绍了差速器的差速原理，通过借鉴东风EQ8081电动车后驱动桥差速器及相关尺寸要求，并参考刘惟信汽车后桥设计 清华大学出版社 差速器设计相关内容，确定差速器结
40、构及差速器圆锥齿轮的相关参数，并结合载荷要求对其进行强度校核。4 驱动半轴的设计校园电动车不同于普通轿车，由于其电机安装在后桥主减速器的左侧，为了给电机腾出空间并使后桥整体的质量分布相对均匀，所以电动车的后桥半轴需要设计成不等长的，电机安置在长半轴那端。图4-14.1结构形式分析 半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、34浮式和全浮式三种形式。借鉴东风EQ8081电动车，选用半浮式。图4-2图4-3图4-4半浮式半轴的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷
41、较大，只用于轿车和轻型货车及轻型客车上。图4-5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。 计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：1. 按最大附着力计算，纵向力最大，其最大值为，附着系数在计算时取0.8，为汽车加速和减速时的质量转移系数，对于后驱动桥可取（1.21.4）； 2. 按电动机最大最大转矩、传动系最小传动比计算时，计算时其中差速器转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取=0.6；T汽车传动效率，计算时可忽略不计或取为0.9；iTL最小传动比为10.51rr0.2684m3.