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1、1. 电动车的总体设计2（要空两个字不？）1.1电动车的用途21.2 电动车的结构形式的选择21.3 电动车的主要参数选择21.3.1 电动车质量确定31.3.3 电动车布置尺寸的确定31.4 电动车座位布置43. 电动车驱动力和阻力计算63.1 驱动力63.2 行驶阻力63.2.1 滚动阻力63.2.2 前束阻力73.2.3 转弯阻力73.2.4空气阻力73.2.5 加速阻力83.2.6坡度阻力83.3电动车的行驶方程式94. 驱动电机94.1所需驱动电机功率计算94.2 驱动电机的选择104.3驱动电机特性115. 电动车性能参数试定135.1 传动系统总传动比确定135.2电动车最大行驶
2、坡度计算136. 驱动桥设计146.1 驱动桥的结构形式选择146.2 差速器设计156.2.1差速器结构形式选择156.2.2 差速器齿轮主要参数选择156.2.3差速器齿轮的强度计算206.2.4差速器齿轮材料确定216.3驱动半轴的设计236.3.1半轴结构形式246.3.2半轴结构形式的确定261. 电动车的总体设计1.1电动车的用途本设计中的电动车要求能在承载四人情况下正常行驶。电动车使用环境主要有以下几种：度假村里的行驶、乡村间的代步、野外的游玩赏光。电动车的总体布置参考国内外车厂生产的电动车，参考车型如图1-1所示。图 1-11.2 电动车的结构形式的选择1. 驱动形式采用4X2
3、形式，即车轮数为4个，驱动轮数为2个。此形式结构简单，制造成本低。2. 布置形式电动车采用电机后置后驱形式，此形式结构简单，传动结构紧凑，质心有所降低，前轴不易过载，后轮附着力大，电动车总体布置工作简单，制造成本低，并符合电车的前部空间小，后部空间大的特点。1.3 电动车的主要参数选择1.3.1 电动车质量确定电动车的整车净重（不包括电池）参考网络资料1取：。电池重量参考Trojan电池，型号为GC8 T-860 ，电压为：8V，重量为：，外形尺寸为：。因为一般电动车所用的驱动电机额定电压为48V，所以需要选用六个8V电池串联使用。按国家规定，每人的质量按65kg计算，个人行李重为。所以电动车
4、满载下的总质量为：取 则电动车的重量为1.3.2 轮胎选定选用美国卡莱18*8.5-8 4层轮胎，如图1-2所示，推荐使用的轮毂尺寸类型为：8*7。轮胎最大外径为：；轮胎宽为：；重量：；最大承载重量为。数据参考网络资料2。图1-2 所选用的轮胎1.3.3 电动车布置尺寸的确定1. 轮胎中心距离车轮在车辆支承平面(一般就是地面)上留下的轨迹的中心线之间的距离。轮距还对汽车的总宽、总重、横向稳定性和安全性有影响。一般来说，轮距越宽，驾驶舒适性越高，对操纵平稳性越有利。但是，如果前轮距过宽其方向盘就会很“重”，影响驾驶的舒适性。前后轮距一般有以下几种情况： 1.前后轮距相等通过性最好。越野车选用。2
5、.前轮距比后轮距大有轮向不足倾向，转向精度较低，但操纵平稳性高，家用车通常选用这种形式，有助于安全，也有助于发动机舱和转向的布置。2. 前轮距比后轮距小，有过渡转向倾向，转向精度 图1-3 轮距示意图较高，一般运动型车选用。前轮距越宽转向精宽相对降低，后轮距较宽，即前轮距较小的电动车转弯精度较高。由于本次设计的电动车多在转弯较窄的地方行驶，且车速较低，对前轮比后轮宽的车轮布置方式产生的效果不敏感，所以先用前轮距比后轮距小的形式，有利于转弯。此电动车为四人座电车，共两排座位，一排坐两人，所以可以参考同类型高尔夫球车的前后轮距，参考网络资料1,决定选取前轮距，后轮距。1.4 电动车座位布置电动车座
6、位布置参考参考文献5 P44表1-22 乘用车内部布置尺寸（mm）取相关合理尺寸。具体尺寸如图1-4，1-5所示。电池仓图1-4电动布置简图-XZ平面图1-5电动布置简图-XY平面2. 设计运动参数因为在进行电动车设计时，一些设计参数的大小是不知道的，如电动车的车速在设计前是不知道的，但在设计时又需要用到车速来进行设计，所以在此参考同类型电动车的相关基本参数进行初步确定。现规定如下：设计最大车速为：。设计最大加速度为：。设计车轮最大角速度为：。设计车轮最大转速为：。设计最小转弯半径：。3. 电动车驱动力和阻力计算3.1 驱动力确定电动车的动力性，就是确定电动车沿行驶方向的运动状况。为此，需要掌
7、握沿电动车行驶方向作用于电动车的各种外力，即驱动力与行驶阻力。根据这些力的平衡关系建立电动车的行驶方程式，就可以估算电动车的最高车速、加速度和最大爬坡度。汽车的行驶方程式为式中：-驱动电机动力传递到驱动轮上的切向力，称驱动力；行驶阻力之和。驱动力是由发驱动电机的转矩经传动系传至驱动轮上得到的。行驶阻力有滚动阻力、空气阻力加速阻力和坡度阻力。3.2 行驶阻力3.2.1 滚动阻力滚动阻力是由轮胎与路面接触印迹处的变形而产生的，是作用于电动车车轮上的行驶阻力。图3-1 滚动阻力天成的机理图滚动阻力的计算公式为：式中：滚动阻力系数，此处依据文献3 BOSH汽车工程手册P369给出的各种路面滚动阻力系数
8、值，取为：；W车轮载荷，此处即为电动车满载重量G。所以滚动阻力为： 3.2.2 前束阻力实际电动车结构中，前轮存在前束角。车轮前束使车轮在行驶方向产生反向的前束阻力。前束阻力可采为滚动阻力的5%。3.2.3 转弯阻力当电动车转弯行驶时，车轮上除了作用有滚动阻力和前束阻力外，还作用有转弯阻力：式中：转弯阻力系数。转弯横向加速度计算：设定电动车转弯平均车速为：设定最小转弯半径为：2.6m能过弯路时所用的时间：平均加速度为：查文献4图3-9，取所以 3.2.4空气阻力电动车运动时，除受来自地面的作用力外，还受到周围气流的空气阻力和力矩作用，空气阻力是电动车直线行驶时，空气介质作用于车身上在行驶方向x
9、上的分力，用表示。若取空气密度单位为km/h,则可表示为：式中：空气阻力系数，此处查文献3 BOSH汽车工程手册P370,取0.35； A迎风面积，此处取为：。 电动车最大车速加上风速。所以3.2.5 加速阻力当驱动力大于行驶阻力时，电动车将加速，此时电动车须克服其加速运动时的惯性。把这一惯性作用按力学原理假想为作用于电动车上的惯性力，称为加速阻力。式中：旋转质量换算系数，此处取1.1。3.2.6坡度阻力电动车上坡行驶时，整车重力沿坡道的分力即为汽车爬坡的坡度阻力，如图3-2所示。用下式计算： 图3-2 汽车坡度阻力式中：G电动车重力 道路坡度角道路坡度是以坡高与坡底之比来表示，即根据我国的公
10、路路线设计规范，高速公路平原微丘区最大纵坡为3%，山岭重丘区为5%；一级汽车专用公路平原微丘区最大坡度4 % , 山岭重丘区为 6 % ；一般四级公路平原微丘区为5%，山岭重丘区为9%。考虑到电动车的行驶环境，所走的道路虽然起伏不平，局部坡度较大，但可由电动车的惯性力抵消。此处计算时坡道不妨取。所以3.3电动车的行驶方程式电动车在坡度为5%的道路上，以加速度，加速到接近最大行驶速度的行驶方程式为代入前面所计算的结果，得从上式可知，电动车在上面条件下正常行驶所需的最少驱动力为。4. 驱动电机4.1所需驱动电机功率计算电动车传动系统只要包括斜齿轮主减速器和差速器，故可初定传动系统的总传动效率为：。
11、则驱动电机的额定功率可按下式计算式中：计算的驱动电机额定功率；驱动轮在上所算了的驱动力作用下所产生的转矩，按下式计算。所以电机4.2 驱动电机的选择根据所计算出的功率，从互联网查找相关电动机公司网页选用常州市华盛电机厂生产的驱动电机，所选型号为：XQT-4CHVW,如图4-1所示。基本参数：额定功率：4kW 定 额：60min额定电压：48V 励磁方式：他励额定电流：101A 额定励磁电流：9A额定转速：2800r/min 最小励磁电流：5A最高转速：5600r/min 绝缘等级：F级执行标准：JB5335-91 防护等级：IP44电机结构特点：24齿内花键（INT 24Z1m30R6H）GB
12、3478.1产品性能：能承受3倍的过载电流（时间1分钟）并产生4.5倍以上的过载转矩。XQT系列电机为直流他励型牵引电动机，通过斩波器对他励绕组及电枢绕组供电系统的分别调制，本系列电机可满足车辆的重载起动、爬坡及平道高速运行等各种工况而不必借助换档变速来实施。还具有以下特点：a、上坡防后滑；b、下坡及减速时利用电机的再生制动回收电能；c、下坡时设置限速运行；d、改变电机转向时用电子换向来代替大电流接触器等。图4-1 所选电机图片电机所在网址见网络资料3、4、5。4.3驱动电机特性从电机额定功率，额定转速及电机的最大转速，可画出电机转速转矩图，借助AUTOCAD2004的精确定位作图。额定转矩所
13、以可画出下图：图4-2 电机固有机械特性由图4-2可知转速和转矩满足以下关系：而转速、转矩和功率又满足以下关系：即取以下十个点画功率曲线： 通过取点，可画出图4-3所示的功率曲线：图4-3 电动机的功率曲线图从图4-3可知此电机的最大转矩在左右。5. 电动车性能参数试定5.1 传动系统总传动比确定由于度假村、乡村、野外的路型较普通道路复杂，多为泥路、砂石路，路的坡度相对我国的公路路线设计规范大。对电动车的爬坡能为要求较高，所以在选择驱动电机时要选用较大转矩和较大功率。电动车在上面所说的环境下行驶的车轮转速为，转矩为，此时电机转速为，输出的转矩为。总传动比须依据转矩和速度综合考虑。可按下面两式计
14、算为使电动车能在更大的坡度上行驶，当在上面所说到的环境下行驶满足转矩要求，而由转矩计算出的总传动比较小会导致转速大于设计转速，所以按转速计算出来的总传动比作为电动车的主减速器的总传动比，即取。5.2电动车最大行驶坡度计算假设电动车在没有风的情况下在最大的坡度上平稳向前行驶。跟据图3-5 电动机的功率曲线图，因为所对应的转矩较大，而转速也适中，不妨选点作为最大行驶坡度时的功率，此时电机输出转矩，转速。车轮所受到驱动转矩为车轮输出的最大驱动力车轮转速为：此时车速为可见电动车在点功率下走坡车速是可以接受的。在最大坡度上行驶，电动车必然受到滚动阻力、前束阻力、空气阻力和坡度阻力。此时所受到的最大坡度阻
15、力最大斜坡角度为最大坡度为6. 驱动桥设计电动车的驱动桥处于传动系的末端，其基本功用是增大由驱动电机传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力在电动车设计中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。6.1 驱动桥的结构形式选择驱动桥结构形式与其悬架密切相关。当采用非独立悬架时，驱动桥 就为非断开式，即驱动桥壳是一根刚性梁，非断开式驱动桥又可分为普通的非断开式驱动桥（图6-1（a）、带有摆动半轴的非断开式驱动桥(图6-1（b）)；当采用独立悬架时(图6-1
16、（c）)，为保证运动协调，驱动桥应为断开式，此时主减速器和差速器装在车架上，车轮传动装置采用万向传动。图6-1 驱动桥布置形式简图本次设计采用普通的非断开式驱动桥。因为普通的非断开式驱动桥，其结构简单、制造工艺性好、成本低、可靠性好、维修调整容易.桥壳是一根支承在左、右驱动车轮上的刚性空心梁，而齿轮及半轴等所有的传动机件都装在其中这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属簧下质量，使汽车的簧下质量较大，这是它的一个缺点。6.2 差速器设计电动车在转弯过程中，左右轮所走的弧线曲率是不同的，里面的车轮的转速总是比外面车轮的转速要快。如果后轮轴做成一个整体，就无法做到两侧轮子的转速差异，也就是做不到自
17、动调整。为了解决这个问题，就需要差速器来解决了。普通差速器由行星齿轮、行星轮架（差速器壳）、半轴齿轮等零件组成。电动机的动力经传动轴进入差速器，直接驱动行星轮架，再由行星轮带动左、右两条半轴，分别驱动左、右车轮。差速器的设计要求满足：（左半轴转速）+（右半轴转速）=2（行星轮架转速）。当汽车直行时，左、右车轮与行星轮架三者的转速相等处于平衡状态，而在汽车转弯时三者平衡状态被破坏，导致内侧轮转速减小，外侧轮转速增加。因为电动车的驱动桥所受力情况与汽车一样，只是大小不现，所以此处减速器的设计主要参考文献1，即可。6.2.1差速器结构形式选择由于普通锥齿轮式差速器结构紧凑，质量较小，工作平稳、可靠，
18、所以本次设计将采用此形式差速器。6.2.2 差速器齿轮主要参数选择1） 减速器行星齿轮个数由于电动车的承载量不大，取2。2） 行星齿轮背面的球面半径行星齿轮背面的球面半径反映了锥齿轮节锥距的大小和承载能力。可根据经验公式确定。 mm式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有2个行星齿轮的载货汽车取大值，此处取； T计算转矩，此处为差速器壳体所受的最大转矩，即。圆整后取确定后可根据下式预选其节锥距3） 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比
19、/ 在1.52.0的范围内。 差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数 ，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：(6-1)此处选择=12， =20 满足以上要求。4）差速器圆锥齿轮棋数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角： 再跟据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：圆整后取5）压力角过去汽车差速器齿轮都选用压力角，这时齿高系数为 1 ，而最少齿数是 13 。目前汽车差速器
20、齿轮大都选用的压力角，齿高系数为 0 . 8 ，最少齿数可减至10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。此处所取用的压力角。6）行星齿轮安装孔的直径 及其深度L的确定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： ， 图 6-2所以 ，取 ，取行星齿轮，半轴齿轮的相关参数见表6-1。表6-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表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
21、小值=122半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（5-1）=203模数=2mm4齿面宽b=(0.250.30)A;b10mB=7mm5工作齿高=3.2mm续表6-16全齿高H=3.6277压力角=22.58轴交角=90=909节圆直径； 10节锥角，=，11节锥距=23.32mm12周节=3.1416=6.2832mm13齿顶高;=2.0736mm=1.1264mm14齿根高=1.788-;=1.788-=1.5024mm;=2.4496mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.427mm16齿根角=;=3.68621; =5.9965217面锥角；=35.28=66.0118根锥角；=
22、26.64=52.05续表6-119外圆直径；mmmm20球面半径+1(圆整)=24mm注：实际齿根高将比上表计算值大0.051mm。图6-3 图6-4 Revacycle弧轮廓直齿锥齿轮6.2.3差速器齿轮的强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故。汽车差速器齿轮的弯曲应力为：式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式；差速器的行星齿轮数；为半轴齿轮齿数； 超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取1
23、；尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当时，在此0.5297；载荷分配系数，此处齿轮均用骑马式支承型式，1.001.1；量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0，此处取1.0； F计算齿轮的齿面宽（mm）,此处为7mm； 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由下图6-5可查得行星轮的综合系数0.238。图6-5弯曲计算用综合系数J 所以从文献1可知，弯曲应力不应大于980MPa,所以通过上式计算的差速器齿轮强度在安全范围内。6.2.4差速器齿轮材料确定差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的
24、材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。本设计中的减速器采用的是20CrMnTi，采用精锻。6.2.5 差速器齿轮相关尺寸图行星齿轮的结构简图如图6-6所示，具体尺寸见行星齿轮图纸。图6-6 行星齿轮的结构简图半轴齿轮的结构简图如图6-7所示，具体半轴齿轮图纸。图6-7 半轴齿轮的结构简图6.3 差速器壳体的设计6.3.1 差速器壳体结构确定差速器壳主要承受来自行星齿轮产生的轴向派生力，所以要求强度和刚度要好，而由上差速齿轮的设计结果可知差速器的尺寸不大，故选用整体式铸造差速器壳，材质为球
25、墨铸铁。结构如图6-8所示，具体尺寸见差速器图纸。图6-8 差速器壳体结构图6.3.2 差速器壳体两端轴承选择其具体参数如下：轴承代号|30000型: 32007基本尺寸/mm|d: 35基本尺寸/mm| D: 62基本尺寸/mm|T: 18基本尺寸/mm|B: 18基本尺寸/mm|C: 14安装尺寸/mm|da(min): 41安装尺寸/mm|db(max): 40安装尺寸/mm| Da(min): 54安装尺寸/mm|Da(max): 56安装尺寸/mm|Db(min): 59安装尺寸/mm|a1(min): 4安装尺寸/mm|a2(min): 4安装尺寸/mm|ra(max): 1安装尺
26、寸/mm|rb(max): 1其他尺寸/mm|a: 15.1其他尺寸/mm|r(min): 1其他尺寸/mm|r1(min): 1计算系数|e: 0.44计算系数|Y: 1.4计算系数|Y0: 0.8基本额定载荷/kN|Cr: 43.2基本额定载荷/kN|C0r: 59.2极限转速/(r/min)|脂: 5600极限转速/(r/min)|油: 7000重量/kg|W: 0.2246.4驱动半轴的设计驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。6.4.1半轴
27、结构形式半轴按其轮端的受力情况，可分为三种，即半浮式（a）、3/4浮式(b)和全浮式(c)，如下图6-9所示。图6-9 半轴形式及受力简图（a）半浮式；(b)3/4浮式；(c)全浮式三种半轴结构形式的特点：1. 半浮式半轴半浮式半轴的特点是承受路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。这种半轴结构较简单，但半轴受载较大，只用于乘用车和小型商用车上。但其有结构简单、质量小、结构紧凑、造价底廉等优点。2. 3/4浮式半轴的特点是半轴通过轴承座支承在半轴套管上的轴承上，这种半轴受载情况与半浮式相似，但有所减轻。这种结构一般也仅用于乘用车和小型商用车上。3. 全浮式半轴的特点是轮毂通过一对滚锥轴承支承在半
28、轴套筒上。从理论上说，此时半轴公受到转矩，而不承受其他的路面反力。但是由于桥壳变形，轮毂与减速半轴齿轮的不同心，半轴法兰平面相对于其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，从而引起弯曲应力。全浮式半轴广泛用于中、重型商用车上。6.4.2半轴结构形式的确定由上三种半轴的特点，加上电动车的重量较轻，负载较小，此处选用半浮式半轴即可以满足使用。其结构与安装简图参照汽车的半浮式半轴如图6-10。图6-10 汽车半浮式半轴的结构与安装此类半轴外端支承在一个圆锥滚子轴承上，向外作用的轴向力由轴承承受，而向内作用的轴向力则由两半轴之问的滑块传给另一半轴的外端轴承。6.4.3半轴的设计与计算半轴的主要尺寸是它
29、的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力最大时()，附着系数预取0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力最大时，其最大值发生于侧滑时，为中，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数 ，在计算中取1.0，没有纵向力作用；（3）垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为，是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。半浮式半轴的设计计算，应根据上述三种载荷工况进行。（1）半浮式半轴在上述第一种工
30、况下半轴同时承受垂向力、纵向力所引起的弯矩以及由引起的转矩。对左、右半轴来说，垂向力为式中：满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，；m汽车加速和减速时的质量转移系数，对于后驱动桥可取 m= 1.21.4；一侧车轮（包括轮毅、制动器等）本身对水平地面的载荷，由前面所选的轮胎参数，保守估计；纵向力应按最大附着力计算，即式中： 轮胎与地面的附着系数，取0.8；对于驱动车轮来说，当按发动机最大转矩及传动系最低档传动比 计算所得的纵向力（见下式）小于按最大附着力所决定的纵向力时，因为当刹车时半轴所受的最大力等于按最大附着力的计算结果，所以应采按最大附着力所决定的纵向力。式中：发动机最大转矩，；传动系最低
31、档传动比，此处；电动车的总传动系效率，；R轮胎的滚动半径，m。所以按发动机最大转矩及传动系最低档传动比 计算所得的纵向力可见取则左、右半轴的合成弯矩为式中：b见图5-3 ，此处取b=0.08m。所受扭矩为按第三强度理论计算应力式中：计算应力，MPa；折合系数，此处为脉动循环变应力，取0.6； 轴的抗弯截面系数，由于选用的半轴为圆形截面，所以 。 M所受的弯矩，； T所受的扭矩，。所以（2）半浮式半轴在上述第二种载荷工况下半轴只受弯矩。在侧向力的作用下，左、右车轮承受的垂向力、和侧向力、各不相等，而半轴所受的力为式中的“ + ”、“一”号的取舍是这样：当侧向力如图 5-3所示向右作用时，取上面的
32、符号，向左作用时，取下面的符号。式中：驱动车轮的轮距，从1.3.3节可知汽车质心高度，取高过轮胎不多的高度500mm；轮胎与路面的侧向附着系数，取= 1 . 0 ；满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，；一侧车轮（包括轮毅、制动器等）本身对水平地面的载荷，由前面所选的轮胎参数，保守估计。代入数据得左、右半轴所受的弯矩分别为：代入数据得(3)半浮式半轴在上述第三种载荷工况下半轴只受垂向弯矩：式中:动载系数，轿车：，货车：，越野车：,此处电车不妨取所以半轴的合成应力在600mpa -750mpa范围，从上面的计算结果可知，只有在第三种工况下，d=20mm的半轴不符合要求，由于在这种工况下半轴没有受
33、到扭矩，所以可以能过加大轴承处的半轴直径以达到要求。将d加大到d=25mm，而d又符合标准轴承相关尺寸，重新计算得所以在半轴与轴承承接处改为d=25mm，其它半径不变可满足许用合成应力要求。然而半轴除去花键部分后和与车轮毂连接部分后轴的最小直径可设计成等于花键轴的最大直径，这样可以减少加工工序。具体大小需要在下面的半轴花键设计后确定。6.4.4半轴花键的强度计算半轴花键选用渐开线花键，根据半轴最小直径为d=20mm，查国家标准GBT/478.21995表19，选用 外花键，模数m=0.75mm。外花键其具体参数如下：作用齿厚最大值齿数Z29； 分度圆直径D21.75mm；基圆直径 大径22.5
34、0mm渐开线起始圆直径 小径精度取h7 实际齿厚最小值定位方式为齿形定心 有效长度取L16mm与之相配的内花键参数如下： 作用齿槽宽最小值齿数Z29； 分度圆直径D21.75mm；基圆直径 大径23.10mm渐开线起始圆直径 小径精度取h7 实际齿厚最小值定位方式为齿形定心 有效长度取L16mm在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为 （3-1）半轴花键的挤压应力为 （3-1）式中：T半轴承受的最大转矩，T=44.355；半轴花键(轴)大径， 24.00mm；相配的花键孔小径，；Z花键齿数，z=15；L花键工作长度，L=40mm；花键齿宽，；载荷分布
35、的不均匀系数，取0.75。将数据带入得：根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力不应超过71 MPa，挤压应力不应超过196 MPa，以上计算结果均符合要求。 6.4.5 半轴的结构设计及材料与热处理1. 半轴的结构设计。半轴除去花键部分后和与车轮毂连接部分后轴的最小直径等于花键轴上花键的最大外径22.50mm。2.半轴的材料与热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的国角半径以减小应力集中。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如 4OCr
36、 , 40CrMnMo , 4oCrMnsi , 4oCrMoA , 35CrMnsi , 35CrMnTi 等。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为 HB388 444 （突缘部分可降至 HB248 ）。近年来采用高频、中频感应淬火的日益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达 HRC5263 ，硬化层深约为其半径的 1 / 3 ，心部硬度可定为 HRC3O 35 ；不淬火区（突缘等）的硬度可定在 HB248277 范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳
37、强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳（ 40 号、 45 号）钢的半轴也日益增多。从材料成本和使用性能两方面衡量，选取常用的40Cr作为半轴材料，采用采用高频、中频感应淬火，使半轴表面淬硬达 HRC5263 ，硬化层深约为其半径的 1 / 3 ，心部硬度可定为 HRC3O 35 ；不淬火区（突缘等）的硬度可定在 HB248277 范围内。6.4.6 半轴上轴承选择由于主减速器使用的轴承需要有能承受轴向力的能力，所以全部选用单列圆锥滚子轴承。查机械设计手册摘自（GB/T 297-1994)可选轴承如下：轴承代号|30000型: 33205基本尺寸/mm|d: 25基本
38、尺寸/mm| D: 52基本尺寸/mm|T: 22基本尺寸/mm|B: 22基本尺寸/mm|C: 18安装尺寸/mm|da(min): 31安装尺寸/mm|db(max): 30安装尺寸/mm| Da(min): 43安装尺寸/mm|Da(max): 46安装尺寸/mm|Db(min): 49安装尺寸/mm|a1(min): 4安装尺寸/mm|a2(min): 4安装尺寸/mm|ra(max): 1安装尺寸/mm|rb(max): 1其他尺寸/mm|a: 14.0其他尺寸/mm|r(min): 1其他尺寸/mm|r1(min): 1计算系数|e: 0.35计算系数|Y: 1.7计算系数|Y0:
39、 0.9基本额定载荷/kN|Cr: 47.0基本额定载荷/kN|C0r: 55.8极限转速/(r/min)|脂: 7000极限转速/(r/min)|油: 9000重量/kg|W: 0.2166.4.7 半轴上螺母选择跟据半轴的半径大小，所受力情况，查国家标准GB/T 6178-1986 A级和B级粗牙选用M161型六角开槽螺母。尺寸图如图6-11所标，其参数如下。螺纹规格(6H)|D: M16螺纹规格(6H)|DP: M161.5螺纹规格(6H)|DP: dw min: e min: 26.75s max: 24s min: 23.67m max: 20.8m min: 20.28m min:
40、 11.28W max: 14.8W min: 14.37n min: 4.5 图6-11 螺母尺寸图开口销: 428性能等级(钢): 6、8、10表面处理(钢): 1)氧化;2)不经处理;3)镀锌钝化6.4.8 半轴的结构简图其结构图如图6-12所示，图中待定尺寸要跟据后面驱动桥壳的设计而定。图6-12 半轴的结构7. 主减速器设计7.1传动比分配由上所计算出的主减速器的总传动比为，而一般齿轮传动的单级传动比在35,最大值为10,所以主减速需要使用两级传动。对于单级主减速器，当较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数之间应避免有公
41、约数。为了等到较高离地高度，两级齿轮传动比应相近，充分利用空间。考虑到前面所设计的减速器的外形轮廓尺寸，一，二级传动比可预设为。各级的合适传动比可在以下的计算中修改。7.2 主减速器类型选择确定由于电动车驱动后桥与驱动电机是通过螺钉连接成一体，电机输、轴与主减速器输入轴和半轴三者都是相相平行的，所以主减速器采用圆柱齿轮传动。由于圆柱斜齿轮比圆柱直齿轮传动有如下优点：（1） 啮合性能好，传动平稳，噪声小。（2） 重合度大，降低了每对轮齿的载荷，提高 了齿轮的承载能力。（3） 不产生根切的最少齿数小。但有一缺点，就是在传动过程中会产生一轴向推力，其大小与螺旋角的大小有关。但由于采用两级传动，中间两齿轮产生的轴向推力是可相互消弱。而考虑上驱动电机的安装，两级减速器需为两级展开式减速器。所以，综合考虑，本设计采用两级展开式圆柱人斜齿轮减速传动。其简图大致如图7-1所示。图7-1主减速器初步设计传动简图7.3传动装置的运动和动力参数计