緒論1.1課題背景隨著我國汽車事業(yè)的發(fā)展，汽車的普及越來越高，化石能源的枯竭、化石能源燃燒對環(huán)境的污染的問題也日益嚴(yán)重，電動車因此而興起。公交車在城市中扮演的角色也越來越重要，成為人們?nèi)粘３鲂械谋匾緩街?，大量研究表明，電動汽車與常規(guī)燃油汽車相比，在減排和能量消耗方面有明顯的優(yōu)勢，鑒于我國國情發(fā)展電動公交車不僅可以為電動汽車產(chǎn)業(yè)鋪路也可以為節(jié)能減排做貢獻。1.2國外電動車驅(qū)動橋的發(fā)展概況現(xiàn)在電動車的動力總成一般為傳統(tǒng)汽車改造式、電機與傳統(tǒng)驅(qū)動橋集成、同軸驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)、輪邊電機橋四種，發(fā)展趨勢這是往輪轂電機驅(qū)動橋發(fā)展，但其成本較高，其中傳統(tǒng)改造式驅(qū)動橋具有已經(jīng)成熟的技術(shù)和多年的使用經(jīng)驗。采埃孚（德國）在電力驅(qū)動系統(tǒng)方面做出了重大貢獻：采埃孚（ZF）開發(fā)了用于推廣適用于中小型汽車的電動汽車的產(chǎn)品，并且可以很好地適應(yīng)未來的城市條件。ZF電驅(qū)動軸就是一個典型的例子：兩個驅(qū)動馬達安裝在軸的兩側(cè)。對于較低的齒輪和用于降低齒輪的齒輪，速度會降低，而用于驅(qū)動齒輪的扭矩會增加。ZFAV132軸系統(tǒng)，包含盤式制動器、ABS、彈簧、ASR和制動器保護裝置等零部件。AV132通過中心單元安裝在軸頭上，從而使每個孔的重量減少10千克，而整個軸的重量小于800千克。使用易于維護的區(qū)域單元可以縮短制動蹄的更換時間。專業(yè)鏈輪可確保平穩(wěn)運行。主橋采用兩級變速箱，使傳動軸更加明顯，下部橋箱和側(cè)向差異可以使走廊更寬。AV132具有許多不同的型號，可以滿足不同車輛駕駛員的當(dāng)前需求。其ZF低地板客車電驅(qū)動橋（系統(tǒng)），具有以下優(yōu)點（1）傳承ZF公交車橋一貫的輕量化設(shè)計理念（2）內(nèi)置一體式電機設(shè)計，高度集成在車橋內(nèi)部，沒有獨立的電機外殼（3）水冷高轉(zhuǎn)速電機與大減速比減速機構(gòu)的設(shè)計，使得電機尺寸更小，系統(tǒng)高效區(qū)更寬（4）在整車設(shè)計應(yīng)用時，不需要傳動軸等機械硬連接，經(jīng)測算重量一般能輕250-500kg關(guān)于GKN雙速三合一電驅(qū)系統(tǒng)，埃隆·馬斯克(EconMusk)最近將ModelSP85D的最高速度提高到了155英里每小時，3.2秒的沖刺速度達到了60英里每小時，但它仍然采用了單速的固定齒比減速器。但寶馬i8使用了一個緊湊的雙速變速箱，除了提升最高車速作用明顯以外，雙速減速器對速度、扭矩的調(diào)節(jié)，也節(jié)省了電機的能量，使其動力輸出曲線更加合理，使得續(xù)航里程有了明顯增加。1.3本文主要研究內(nèi)容本文主要研究電動公交車驅(qū)動橋總成的設(shè)計，現(xiàn)在電動車的動力總成一般為傳統(tǒng)汽車改造式、電機與傳統(tǒng)驅(qū)動橋集成、同軸驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)、輪邊電機橋四種，本次設(shè)計選用傳統(tǒng)汽車改造式，主要解決問題，想辦法將驅(qū)動電機輸出扭矩通過傳動裝置將動力傳遞到后輪子上，達到更好的車輪牽引力與操舵力的有效發(fā)揮，從而提高電動客車的行駛能力。通過設(shè)計使減速器、差速器的性能最大化。本課題的設(shè)計思路可分為以下幾點：首先選擇初始方案，選擇的電動公交車屬于大型城市客車，采用后橋驅(qū)動，所以設(shè)計的驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)需要符合大型客車的結(jié)構(gòu)要求。所設(shè)計的電動客車驅(qū)動橋總體制造工藝性好、工作穩(wěn)定可靠。此驅(qū)動橋設(shè)計降低了制造成本、維護成本，設(shè)計的產(chǎn)品符合結(jié)構(gòu)要求并且結(jié)構(gòu)簡單，修理、保養(yǎng)方便；機件工藝性好，制造容易的要求本章小結(jié)本章主要介紹驅(qū)動橋的國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀以及驅(qū)動橋是汽車的重要組成部分，對專業(yè)知識涉獵面積廣，需要知識點多?？梢猿浞值膹?fù)習(xí)所學(xué)知識，補充實踐經(jīng)驗為就業(yè)做準(zhǔn)備，鞏固大學(xué)四年所學(xué)知識。驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜，可以充分的復(fù)習(xí)對軟件的使用。

第2章電動公交車驅(qū)動橋2.1電動公交車驅(qū)動橋的組成電動公交車的驅(qū)動橋是傳動系統(tǒng)中最末端的總成，主要由以下四部分構(gòu)成。主要組成部分主減速器根據(jù)減速形式特點分為單級主減速器、雙級主減速器貫通式主減速器等。通過主減速器圓錐齒輪副或雙曲面齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向；差速器是用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，保證驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足汽車行駛要求。按其結(jié)構(gòu)不同分為齒輪式、凸輪式、渦輪式等多種形式。半軸根據(jù)支撐方式分為半浮式、3/4浮式、全浮式三種。通過橋殼體和車輪實現(xiàn)承載及傳力作用。雖然在采用電機驅(qū)動時電動汽車可以省掉變速器、差速器等，但對驅(qū)動電機的要求過高經(jīng)濟性較低。并且電動公交車的驅(qū)動電機需要頻繁的啟動和停車需要承受較大的加速度或減速度，而且要求低速大轉(zhuǎn)矩爬坡和高速小轉(zhuǎn)矩運行和運行速度范圍寬。考慮到本研究課題電動公交車驅(qū)動橋總成的經(jīng)濟性，還是采用傳統(tǒng)改造式。由于非斷開式驅(qū)動橋具有造價低廉、工作可靠等優(yōu)點同時參照國內(nèi)相關(guān)的公交車的設(shè)計,經(jīng)方案驗證，最后選用非斷開式驅(qū)動橋，采用普通錐齒輪式差速器，全浮式半軸。圖2-3非斷開式驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)示意圖2.2HD6118車型電機的選擇本次設(shè)計中最高車速為80km/h，但經(jīng)調(diào)查得知實際使用中公交車為安乘客的舒適性和安全考慮使用最高速度不得高于42km/h。因此在選擇電機參數(shù)時要優(yōu)先滿足最大加速度、最高車速以及0-50km/h的加速時間的要求。要保證峰值功率大于99.7kw。因為電動車車內(nèi)的空間是有限制的，所以放電池的空間也是有限的，不能太大，一定要合適。在循環(huán)工作情況下，所適用的最大功率是145.2kw。最大爬坡度還有加速時間對峰值功率有一定要求，當(dāng)峰值功率增加時，最大爬坡度也會相應(yīng)增加同時加速時間也會縮短，這種情況下，整車的動力性也相對變好。一般情況下，城市公交車速度在25-50km/h，峰值功率不要選的太大，因為有很大的過載荷系數(shù)。要想滿足這種功率，電機功率應(yīng)選為180kw。所以電機額定功率是100kw、最大轉(zhuǎn)速是6000r/min。根據(jù)公式=Tn/9550得出最大轉(zhuǎn)矩是不小于955k?m，這樣才可以滿足所設(shè)計的要求。根據(jù)上述計算選擇電機為100kw的交流電機即可滿足驅(qū)動要求。2.3HD6118車型基本參數(shù)的確定經(jīng)過實際調(diào)研和上網(wǎng)搜集相關(guān)車型和電機參數(shù)等相關(guān)方面的資料，并結(jié)合本次驅(qū)動橋設(shè)計最后確定HD6118電動公交車基本參數(shù)。其主要技術(shù)參數(shù)見表2-1。表2-1HD6118電動公交車主要參數(shù)質(zhì)量參數(shù)整備質(zhì)量（Kg）16500滿載質(zhì)量（kg）18500最大允許總質(zhì)量時前（后）軸荷（Kg）5500/11000基本參數(shù)最高車速（Km/h）80最大爬坡度（%）20最低檔傳動比（i）2.45續(xù)表尺寸參數(shù)總長×總寬×總高（空載）(mm)11253*2498*3640前懸/后懸（mm）2220/2840軸距(mm)5400輪距（前/后）(mm)2040/1900接近離去角(°)9輪胎型號11R22.5電動機型號TZ2712XSB額定電壓（V）336額定功率(kw)100峰值功率（kw）180峰值轉(zhuǎn)矩（N*m）1240最高轉(zhuǎn)速（r/min）6000額定轉(zhuǎn)速（r/min）2000本章小結(jié)本章主要進行電動公交車驅(qū)動橋的選型。首先根據(jù)所需驅(qū)動橋的主要設(shè)計參數(shù)查詢，如東風(fēng)納德等；然后將現(xiàn)有滿足設(shè)計參數(shù)進行驅(qū)動橋設(shè)計，確定驅(qū)動橋各個組成部分的機械結(jié)構(gòu)。

第3章純電動公交車驅(qū)動橋主減速器設(shè)計3.1主減速器結(jié)構(gòu)方案的選擇單級主減速器與雙級主減速器的優(yōu)缺點單級主減速器常采用一對圓錐齒輪組成。這種主減速器結(jié)構(gòu)相對簡單、質(zhì)量小、成本低、操作方便。但是主傳動比較小，一般不大于7.0.若進一步提高主傳動比將會增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙（降低通過性），導(dǎo)致從動齒輪熱處理復(fù)雜化。鑒于上述特點，單級主減速器廣泛應(yīng)用于轎車、輕型及中型貨車上。同單級主減速器相比，在離地間隙相同的情況下采用雙級主減速器可以得到更大的傳動比（），但是由于其尺寸較大、傳動效率低、質(zhì)量較大同時制造成本又高，雙級主減速器又分為整體式和分開式，分開式可以在保證具有較大傳動比的條件下，驅(qū)動橋中央部分尺寸小，離地間隙較大，但是由于必須在每個驅(qū)動輪旁邊均設(shè)一輪邊減速器，導(dǎo)致其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。綜上所述，從經(jīng)濟型、實用性和可靠性方面出發(fā)，又根據(jù)設(shè)計的電動公交車傳動比遠(yuǎn)小于7，經(jīng)方案驗證本次電動公交車的主減速器的設(shè)計采用單級主減速器。單級主減速器有如圖3-1四種傳動形式及其特點：（a）弧齒錐齒輪傳動制造簡單、工作噪聲大、對嚙合精度要求高。即齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，導(dǎo)致使磨損加劇噪聲增大。因此要保證齒輪副的正確嚙合，一定將軸承預(yù)緊以便提高支撐剛度、增大主減速器殼體剛度。其中，螺旋錐齒輪傳動是弧齒錐齒輪的傳動的一種形式。（b）雙曲面齒輪傳動主、從動軸軸線不相交而是有一偏移距E，這是與螺旋錐齒輪傳動的不同之處。（c）圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動結(jié)構(gòu)僅限于用在驅(qū)動電機橫置的驅(qū)動橋中，這時不需要改變傳動方向。（d）蝸桿蝸輪傳動可以在結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小、輪廓尺寸較小的情況下得到的傳動比（傳動比可以大于7），其工作平穩(wěn)、無聲，適宜把多驅(qū)動橋汽車的驅(qū)動橋布置成貫通式。但是，其傳動效率較低，成本較高，蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅，采用的材料價格高。由于以上特點，蝸桿蝸輪傳動盡在生產(chǎn)批量不大的少數(shù)場合得到應(yīng)用。圖3-1主減速器的傳動形式及特點3.1.1單級主減速器齒輪比較表3-1雙曲面齒輪與弧齒錐齒輪的對比特點雙曲面齒輪弧齒錐齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性優(yōu)良抗彎強度提高30%較底接觸強度高較底抗膠合能力較弱強滑動速度大小效率約96%約99%對安裝誤差的敏感性取決于支撐剛度和刀盤直徑同左軸承負(fù)荷小齒輪的軸向力大小齒輪的軸向力小潤滑油有多種添加劑的特種潤滑油普通潤滑油弧齒錐齒輪運轉(zhuǎn)噪音大、對嚙合精度和裝配精度比較敏感。弧齒錐齒輪制造簡單、生產(chǎn)成本低。雙曲面齒輪工作平穩(wěn)且噪聲較小，但是若偏移距E過大，則必須采用特殊的雙曲面齒輪油，以改善油膜的強度，避免齒面燒結(jié)或咬死。當(dāng)采用貫通式驅(qū)動橋時，應(yīng)將主動軸布置在從動齒輪中心平面的下方，以便增大傳動軸的離地高度，提高汽車的通過性。雙曲面齒輪制造復(fù)雜，生產(chǎn)成本高。雙曲面齒輪與弧齒錐齒輪的優(yōu)缺點比較見下表通過對比弧齒錐齒輪與雙曲面齒輪，得出雙曲面齒輪的工作平穩(wěn)、噪聲較小并且能降低離地間隙，所以本次設(shè)計的主減速器選用雙曲面齒輪傳動。本次設(shè)計采用雙曲面錐齒輪傳動(如圖3-2)，其具有以下特點：主、從動軸軸線不相交而是有一偏移距E，這是與螺旋錐齒輪傳動的不同之處。圖3-2雙曲面齒輪副的受力情況由于偏移距E的存在嚙合點，兩齒輪嚙合齒面的法線方向相同。此時嚙合齒面上的法向力應(yīng)彼此相等，都為。而：（3-1）（3-2）所以：（3-3）（3-4）設(shè)主、從動齒輪平均分度圓半徑分別為和，對螺旋錐齒輪傳動，其傳動比為（3-5）得：（3-6）3.2主減速器錐齒輪的許用偏移量在設(shè)計錐齒輪傳動時，首先考慮主、從動錐齒輪嚙合要良好、工作可靠、運行平穩(wěn)。下圖給出了主減速器錐齒輪的許用偏移量。圖3-3主減速器錐齒輪的許用偏移量為了使錐齒輪能夠正常工作，各偏移量應(yīng)該控制在上述許用偏移量范圍內(nèi)。3.3主減速器錐齒輪的支承方案在錐齒輪的主減速器中要使主、從動錐齒輪嚙合狀況良好，除了同齒輪加工質(zhì)量、齒輪的裝配間隙以及主減速器整體的剛度等因素有關(guān)外，也與齒輪的支承剛度有著密切的關(guān)系。支承剛度不足，可能造成齒輪受載荷變形、位置偏移，破壞嚙合精度。圖（3-4）分別主動錐齒輪的兩種支撐形式：懸臂式支承、跨置式支承。圖3-4主動錐齒輪支撐形式表3-2主動錐齒輪支撐特點圖a懸臂式支承其特點是可以提高主動軸的支承剛度、支承結(jié)構(gòu)簡單、支承剛度較差。主要用于傳遞較小轉(zhuǎn)矩的貨車的單級主減速器或雙級主減速器中。圖b跨置式支承其持點是錐齒輪的兩端均用軸承支承，可以減少軸承負(fù)荷，提高齒輪的承載能力。但是因為主動齒輪和從動齒輪之間的空間很小，使主動齒輪小頭的軸承尺寸受到限制，并且也給主減速器殼體的鑄造和加工增加了困難。本次設(shè)計選用懸臂式支承形式。因為它結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低，在滿足支撐載荷需要的同時，還減少了使用空間。圖3-5懸臂式支承3.4主減速器載荷的計算及確定：可見主減速比在3.29～6.44之間滿足實際使用的動力性能要求，因此確定主減速比為4.11。3.4.1主減速器錐齒輪的計算載荷的三種確定方法表3-3計算載荷的三種方法Tce：按驅(qū)動電機最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定轉(zhuǎn)矩20974.9Nm續(xù)表式中Tce--計算轉(zhuǎn)矩，N.m；Temax--驅(qū)動電機最大使用轉(zhuǎn)矩，N·m，本車為1240N·m；N--驅(qū)動橋數(shù)，本車為1；I1--變速器一檔傳動比（本車:2.45）；If--分動器傳動比，本車無分動器；i0--主減速器傳動比（本車:4.11）；--從驅(qū)動電機到主減速器從動齒輪的傳動效率，為0.95；k--液力變矩器系數(shù)，本車沒有液力變矩器；Kd--由于猛踩離合器而產(chǎn)生的動載荷系數(shù)，對液力自動變速器kd=1，手操縱高性能賽車，kd=3；對于一般貨車、礦用汽車和越野車，kd=1本車為1；Tcs：按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)距確定從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩42243N式中Tcs--計算轉(zhuǎn)矩，N·m；G2--滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜負(fù)荷N；--汽車最大加速度時的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)(本車:1.1)；--輪胎與路面間的附著系數(shù)，安裝一般輪胎的汽車，在良好路面上，可取0.85；安裝了防側(cè)滑輪胎的轎車，取1.25；對于越野車，變化較大，一般取1或其他值。(本車:0.85)；--車輪滾動半徑(本車:0.285m)；--主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率95%；Tcf：按日常行駛平均(當(dāng)量)轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩性能系數(shù)：當(dāng)時??；12789N·m式中Tcf—計算轉(zhuǎn)矩，N．m；Ga—汽車滿載總重N；Ft—汽車日常行駛平均(當(dāng)量)牽引力，N；按上述方法計算的轉(zhuǎn)矩Tce、Tcs僅為錐齒輪的最大轉(zhuǎn)矩只可作為計算錐齒輪的最大應(yīng)力。3.4.2主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tz計算錐齒輪的最大應(yīng)力時，從動錐齒輪轉(zhuǎn)矩Tc則取最小值計算，即Tc=min[Tcs,Tcf]；當(dāng)計算齒輪疲勞壽命時，Tc取Tcf。主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩：（3-7）3.5主減速器錐齒輪的參數(shù)計算3.5.1主、從動錐齒輪齒數(shù)的選擇表3-4主、從動錐齒輪齒數(shù)選擇在進行主、從動錐齒輪齒數(shù)Z1、Z2的選擇時，應(yīng)考慮如下表以下因素：1對于不同的主傳動比，Z1和Z2應(yīng)有適宜的搭配。2為了磨合均勻，Z1和Z2應(yīng)避免公約數(shù)的存在。3為了有平穩(wěn)的嚙合、較小的噪聲和疲勞強度足夠高，對于商用車，Z1一般不得小于6。4要是齒輪有較高的輪齒彎曲強度和最佳齒面重合度，主、從動齒輪之和應(yīng)大于40。5主傳動比i0較大時，Z1盡量取得小些，以便得到合適的離地間隙。根據(jù)上述要求，取Z1=11，Z2iZ1，Z2取39。3.5.2從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即：(3-8）式中--（mm）；--直徑系數(shù)，；--從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩,=min[，]。由式（3-8）計算得，的取值范圍在382.83～450.56mm，則取=390mm。(3-9)式中--。同時，還應(yīng)滿足(3-10)式中--，取0.3～0.4計算得的取值范圍在8.83～11.78之間，則=10符合要求。3.6雙曲面齒輪偏移距的選擇表3-5雙曲面齒輪偏移距的選擇若E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動的特點；若E值過大，將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷。一般對于總質(zhì)量較大的商用車，E(0.10～0.12)，因此E的取值范圍為42.90～51.48mm,并且E20%A2=43.79mm。另外，主傳動比越大，則E也應(yīng)越大，但應(yīng)保證齒輪不發(fā)生根切。因此本次設(shè)計中E=43mm。雙曲面齒輪的偏移可分為上、下偏移兩種，在從動齒輪的錐頂向其齒面看去，這時主動齒輪應(yīng)處于左側(cè)，若主動齒輪在從動齒輪中心線的下方，則為下偏移；反之在從動齒輪中心線上方，則為上偏移。如果主動齒輪處于右側(cè)，則情況相反。本設(shè)計中采用如圖3-6所示的方案，主動錐齒輪相對于從動錐齒輪呈下偏移布置。圖3-6雙曲面齒輪下偏移布置3.7主、從動錐齒輪齒面寬和錐齒輪齒面設(shè)計過寬不僅不能增加齒輪的強度和使用壽命，反而還會使錐齒輪輪齒小端的齒溝變窄，進而造成切削刀頭頂面寬過窄、刀尖圓角過小，根圓角半徑也因此而變小，進而形成應(yīng)力集中，造成應(yīng)力增加。而且使刀具的使用壽命大幅度減少。同時在裝配時因齒面過寬導(dǎo)致安裝產(chǎn)生的誤差、生產(chǎn)導(dǎo)致的熱處理變形等原因，致使齒輪運轉(zhuǎn)時作用力都施加在薄弱的邊緣，造成輪齒小端破損、疲勞損傷減少齒輪表面的使用壽命。因此從動錐齒輪齒面寬，推薦其不大于它的節(jié)錐距A2的3分之一，即，還有滿足，一般也推薦。所以，=0.155=0.155×390=60.45mm,取60mm=1.1，取66mm。3.7.1中點螺旋角β螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端螺旋角最大，反之正好相反。因本次設(shè)計的是雙曲面齒輪副，因此中點螺旋角是不相等的。表3-6中心螺旋角的選擇1.在選擇中點螺旋角β時，不僅僅要考慮對齒面重合度、輪齒強度和軸向力大小的影響。一般應(yīng)不低于1.25，在1.5～2.0時效果最好。若是β的值過大，則會導(dǎo)致軸向力增大。雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般在35°～40°之間最好。商用車通常采用較小的β值用來防止軸向力過大，常取35°。其中“格里森”制齒輪是現(xiàn)在常見的齒輪，其推薦用公式（3-11）預(yù)選主動齒輪螺旋角的名義值：(3-11)式中--主動齒輪名義（中點）螺旋角的預(yù)選值；、--主、從動齒輪齒數(shù)；--從動齒輪的分度圓直徑；E--雙曲面齒輪副的偏移距；雙曲面齒輪的螺旋角名義值還需要按照標(biāo)準(zhǔn)刀號反算，最終計算得到的螺旋角名義值同預(yù)選值之差不應(yīng)超過5°，。3.7.2螺旋方向汽車電動機是順時針旋轉(zhuǎn)，采用圖a中的布置：主動齒輪軸線下偏移，主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。主動錐齒輪從錐頂看是逆時針旋轉(zhuǎn)，則從動錐齒輪從錐頂看是順時針旋轉(zhuǎn)。圖3-7雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向3.7.3法向壓力角α法向壓力角可以取大些這樣可以增加輪齒的強度，同時可以減少齒輪發(fā)生不必要的根切的最少齒數(shù)。選取平均壓力角時，乘用車為19°或者20°，商用車為20°或22°30′。本設(shè)計是商用車，在此取α=22°30′。3.8主減速器錐齒輪的強度計算1.常使用輪齒上的單位齒長圓周力來進行估算表面耐磨性，即(3-12)式中P--；-為作用在齒輪上的圓周力N；-；按電動機最大轉(zhuǎn)矩計算：(3-13)式中--=1240；--主動錐齒輪中點分度圓直徑，=83.5962mm；得，[p]=982，[1.2p]=1178.4計算得：一檔時p=1854.13<[1.2p]因為其材質(zhì)和生產(chǎn)精度的提高，[p]偶爾比表中高20%～25%。2.錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為：(3-14)式中--齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（）,對于從動齒輪：=min[，]=25537.88,對于主動齒輪：===5820.5994；K0--過載系數(shù)，常取1；Km--齒面載荷分配系數(shù)，Km取1.1；Kv--質(zhì)量系數(shù)，Kv=1.0；J--所計算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)；Ks--尺寸系數(shù)，本設(shè)計中ms=10>1.6mm,ks=(/25.4)0.25=0.7921；圖3-8齒輪彎曲強度計算系數(shù)得1=452.59MPa<700MPa,2=133.18<700MPa滿足要求。3.錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為：(3-15)式中--主動錐齒輪大端分度圓直徑；b--和中的最小的數(shù)值b=60mm；----齒面品質(zhì)系數(shù)，取1.0；--齒面接觸強度的綜合系數(shù)，=0.163；--綜合彈性系數(shù)，取232.6。計算得：=1772.63MPa<[]=2800MPa，因為主、從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力相同，所以主、從動齒輪都是符合彎曲強度要求。圖3-9接觸強度綜合系數(shù)3.9主減速器齒輪軸承的載荷計算主減速器齒輪齒面上的作用力：圖3-10主動錐齒輪齒面受力圖3.9.1齒寬中點處的圓周力齒寬中點處的圓周力F為：(3-16)式中--（=839.72）；--從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑；計算得：從動齒輪齒寬中點處的圓周力F2=20.09KN；由可得F1=24.67KN。(3-17)式中--電動機最大轉(zhuǎn)矩；--變速器位于各擋的使用率；--變速器d各擋傳動比；--變速器在各擋時電動機轉(zhuǎn)矩利用率，其中為變速器處于第i檔時的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩；所以主動錐齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩為=839.72。3.9.2主減速器齒輪的軸向力、徑向力螺旋方向左旋,錐頂看旋轉(zhuǎn)方向逆時針。主動齒輪的軸向力：(3-18)式中--主動錐齒輪的面錐角（=14°32′13″）；--輪齒驅(qū)動齒廓的法向壓力角（α=22°30′）；計算得=-17.11KN；軸向力為負(fù)值表明力的方向為沿錐頂方向。主動齒輪的徑向力：(3-19)計算得=16.80KN徑向力是正值表明徑向力的方向為向心。從動齒輪的軸向力:(3-20)式中γ從動齒輪的根錐角，γ=75°。計算得=15.48KN從動齒輪的徑向力:(3-21)計算得。圖3-11主動齒輪的受力簡圖3.9.3主減速器齒輪軸承的載荷計算圖3-12主減速器軸承的布置尺寸如圖（3-12）示：對于A軸承：對于B軸承：對于C軸承：，對于D軸承：，3.9.4主減速器齒輪軸承壽命校核軸承A壽命校核：軸承A（30212）的當(dāng)量動載荷（查機械工程手冊得，當(dāng)時）：（3-22）式中（載荷系數(shù)，在車輛設(shè)計中，本設(shè)計?。◤较騽虞d荷系數(shù)、軸向動載荷系數(shù)）（判斷系數(shù)，查機械設(shè)計手冊得）基本額定壽命以轉(zhuǎn)為單位時：>（3-23）2.軸承B壽命校核：同軸承A。C、D軸承的壽命校核：C、D軸承代號為32218U，額定動載荷Cr=262KN。，故軸有向右移動的趨勢；C、D軸承面對面正裝，軸承D受壓，軸承C放松；軸承C、D的派生軸向力分別；；；；根據(jù)公式（3-23）計算得：C軸承；D軸承，因此C、D軸承均滿足壽命要求。3.9.5主減速器齒輪材料的選擇與傳動系統(tǒng)中其他的齒輪相比，驅(qū)動橋錐齒輪的工作環(huán)境及其惡劣且具有大載荷、工作時間長、所受沖擊力大等特點，是傳動系統(tǒng)中的最薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應(yīng)符合下列要求：彎曲疲勞和表面接觸疲勞強度足夠高，硬度足夠高，保證耐磨性與工作強度相適應(yīng)。齒心韌性足以保證沖擊載荷，避免牙根斷裂。鍛造性能、可加工性和熱處理性能良好，熱處理能更好地適應(yīng)工作條件。盡量少用含鎳、鉻的材料，而是選用我國較多的合金鋼。汽車主減速器錐齒輪多采用滲碳合金鋼制造，經(jīng)過滲碳、淬火和回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達到58～64HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)＞8時為29～45HRC。對滲碳層＞8時，厚度為1.2～1.6mm。為提高齒輪的工作磨合，錐齒輪需經(jīng)過一系列的處理，如作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理、鍍銅錫等處理便可提高齒輪的壽命25％?；瑒铀俣雀叩凝X輪進行滲硫處理，使摩擦因數(shù)可顯著降低防止齒面擦傷、咬死和膠合。本次設(shè)計中，主減速器主、從動齒輪材料選用20CrMnTi,齒輪滲碳1.2～1.6,齒面淬火使其硬度達到58～64HRC。本章小結(jié)本章首先介紹主減速器的結(jié)構(gòu)和工作原理，然后根據(jù)主、從動齒輪的齒輪類型，減速類型和支撐類型設(shè)計用于主減速器的各種零部件。根據(jù)機械設(shè)計和機械制造的標(biāo)準(zhǔn)值，對主減速器錐齒輪的幾何尺寸表進行排序，并進行強度檢查。最后，確定了主減速器的參數(shù)并滿足強度檢查要求。

第4章差速器設(shè)計在行駛過程中，汽車兩側(cè)車輪的行駛距離通常不同。例如，轉(zhuǎn)彎時，內(nèi)圈和外圈的行進距離明顯不同。即外圈的行進距離比內(nèi)圈的行進距離長。如果汽車在崎嶇不平的道路上行駛，則由于道路波形不同，兩側(cè)車輪之間的距離也會有所不同；即使是在直行道路上，輪胎壓力，輪胎負(fù)載以及各種程度的胎面磨損由于存在制造誤差等客觀因素，因此左右車輪的滾動半徑根據(jù)左右車輪而不同。右輪的運動不同。為了避免這些現(xiàn)象，使其滿足車輛運動學(xué)的要求，在汽車左右車輪上的差速器使驅(qū)動軸兩側(cè)的車輪在行駛距離不同時具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度。4.1普通錐齒輪式差速器的差速原理圖4-1差速器差速原理由圖（4-1）知，即：（4-1）若以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)表示角速度，則有（4-2）公式（4-2）是兩軸齒輪直徑相同的對稱錐齒輪差速器的運動特性方程，從而車輪可以以不同的速度在兩側(cè)滾動而不打滑。4.2普通錐齒輪式差速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖4-2普通的對稱式錐齒輪差速器如圖（4-2）所示因為主從齒輪安裝在差速器中，所以在確定主減速從動齒輪的尺寸時必須考慮差速器的安裝。4.2.1差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇1.行星齒輪數(shù)目的選擇和行星齒輪球面半徑RB(mm)的確定：本次設(shè)計為公交車故采用4個行星齒輪。球面半徑根據(jù)公式（4-3）來確定：（4-3）式中--一般為2.52~2.99取最小值；--。2.、和的初步確定：行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角、3.4.：差速器齒輪一般都用，齒高系數(shù)為0.8。因此初定壓力角為。及其的確定根據(jù)《汽車工程手冊》中：（4-4）4.2.2差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表4-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表（長度單位mm）序號項目計算公式計算結(jié)果1行星齒輪齒數(shù)≥10，應(yīng)盡量取最小值=122半軸齒輪齒數(shù)=14～25=203模數(shù)=5mm4齒面寬F=(0.25～0.30)A;b≤10m18mm5工作齒高=1.6m=8mm6全齒高8.9917壓力角22°30′8軸交角90°9節(jié)圓直徑；續(xù)表10節(jié)錐角，=31.96°11節(jié)錐距≈57mm12周節(jié)=3.1416=15.7mm13齒頂高;=5.2mm=2.8mm14齒根高=1.788-;=1.788-=3.7mm;=6.2mm15徑向間隙=-=0.188+0.051=0.991mm16齒根角=;=3.74°;=6.15°17面錐角；=38.11°=61.78°18根錐角；=28.22°=51.89°19外圓直徑；mmmm續(xù)表20節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離mmmm16齒根角=;=3.74°;=6.15°17面錐角；=38.11°=61.78°18根錐角；=28.22°=51.89°19外圓直徑；mmmm20節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離mmmm21齒側(cè)間隙=0.127～0.178mm=0.0.15mm22理論弧齒厚=8.6mm=7.51mm4.2.3差速器齒輪的強度計算差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)的限制，并且負(fù)荷較大。因此，應(yīng)檢查差速器齒輪的抗彎曲強度。為：（4-5）式中--；--；、、、——見說明；--；圖4-3彎曲計算用綜合系數(shù)4.3差速器齒輪的材料差速器齒輪用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等，本設(shè)計采用20CrMnTi。本章小結(jié)這一章主要是介紹了差速器結(jié)構(gòu)功能及其工作原理，隨著時代的進步，對于新型差速器的研究也有一定的成果，本課題中的差速器結(jié)合傳統(tǒng)汽車的差速器進行有關(guān)參數(shù)的選擇與計算，將計算的差速器齒輪進行系統(tǒng)性的校核，將校核的強度與有關(guān)的參數(shù)進行比對，直至滿足強度校核的要求。

半軸的設(shè)計5.1全浮式半軸的設(shè)計與計算本次設(shè)計驅(qū)動橋應(yīng)用是公交車汽車，采用全浮式結(jié)構(gòu)。設(shè)計半軸的主要尺寸是其直徑，在設(shè)計時首先可根據(jù)對使用條件和載荷工況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅(qū)動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度校核。5.1.1半軸的計算載荷的確定計算時要考慮半軸的主要尺寸是直接，設(shè)計和計算時首先要合理的確定計算載荷，其次要考慮到可能出現(xiàn)的三種載荷工況：表5-1載荷工況（驅(qū)動力或制動力）最大時=，附著系數(shù)在計算時取0.8，沒有側(cè)向力作用最大時；是其最大值產(chǎn)生于側(cè)滑時，側(cè)滑時輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)則在計算時取1.0