PAGE15噸電動牽引車傳動系統(tǒng)的設計PAGEI目錄TOC\o"1-4"\u摘要 Iabstract II第1章緒論 11.1本設計的目的和意義 11.2電動牽引車現(xiàn)在的發(fā)展趨勢 11.3本次設計的主要內(nèi)容和方法 2第2章電動汽車總體布置 42.1電動汽車總體設計的原則 42.1.1普及與提高相互促進 42.1.2發(fā)揮特征優(yōu)勢，簡化傳動系統(tǒng) 52.1.3合理選擇主參數(shù) 62.2電動汽車的基本結構 72.3驅動傳動形式的分析與確定 72.3.1驅動方式的分析與確定 82.4電動汽車傳動方案的確定 92.4.1電機軸與驅動軸相互垂直的電驅動系統(tǒng)結構方案 92.4.2電機軸與驅動軸相互平行的電驅動系統(tǒng)結構方案 92.4.3電機軸與驅動軸組成整體驅動橋式的電驅動系統(tǒng)結構方案 102.4.4電動輪式的電驅動系統(tǒng)結構方案 112.5本章小結 12第3章基本參數(shù)的擬定和電動機的選擇 143.1牽引車主要參數(shù)的擬定 143.2相關參數(shù)的計算 143.3減速器傳動比的確定 143.4本章小結 15第4章主減速器設計與校核 164.1主減速器的結構方案分析 164.1.1主減速器的齒輪傳動形式 164.1.2主減速器的減速形式 184.2主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 184.2.1主動錐齒輪的支承 184.2.2從動錐齒輪的支承 194.3主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇 204.3.1主減速器錐齒輪強度計算 244.3.2減速器錐齒輪軸承的載荷計算 264.4錐齒輪材料 274.5齒輪軸的強度設計 284.5.1按扭轉強度條件計算 284.6本章小結 29第5章差速器的設計 325.1差速器結構形式的選擇以及基本參數(shù)的分析 305.2差速器齒輪主要參數(shù)的選擇 305.3差速器齒輪強度的計算 335.4半軸計算 345.5半軸結構的設計 355.6本章小結 35第6章牽引車的整車參數(shù)6.1驅動力 376.2總體布置 376.3電池的布置 386.4質(zhì)量和質(zhì)心位置 386.5本章小結 39結論 40參考文獻 41致謝 42摘要隨著我國中小港口的不斷建設和發(fā)展，牽引車的需求量不斷增加，而15噸牽引車應用比較普遍。另外，隨著石油資源的緊張，石油價格的上漲，燃油車輛的運輸成本在不斷升高。人們的環(huán)保意識的曾強，人們對燃油車輛的排放要求和噪音要求越來越高。這種情況下，電動汽車以其自身的優(yōu)點成為各個公司和個人的研究對象。本設計將在選擇電動機和確定總體布置形式的基礎上，進行牽引車核心部分——傳動系統(tǒng)的設計。本設計的特點是結構簡單，維修方便，制造成本運營成本低。有廣闊的市場空間。設計先對電動汽車優(yōu)點和設計的主要傳動形式進行了分析，并對電動牽引車的基本參數(shù)進行了選定，對傳動系統(tǒng)進行了設計。通過設計，靈活運用了所學知識，鍛煉了搜集資料和調(diào)研的能力，掌握了獨立完成設計任務的方法。關鍵詞：電動；牽引車；傳動系；設計；15噸ABSTRACTAsthedevelopmentofport，theneedoftractorisrising.And15tontractorisusedverywidly.Asoilbecomesless,thepriceoffuel’stransportationrises.People’sawarenessofenvironmentbecomesstronger,thedemandsandrequirementsofemitionandnoiseincrease.Inthiscondition,becauseofelectricvehicle’sadvantage,itbecomescompanies’andpersons’studyobjiect.TosatisfyitsrequestIdoamarketsurveyanddesignthedrivetrainof15tonelectrictactor.Drivetrainisthemainpartinthedesignoftractortransmission.Thedesignhasthevirtureofsimpleconstructon,easyrecommended,lowcost.Itwillhaveabrightfuture.Thedesignfirstanalysisthevirtureofelectricaltractoranditsmaintransmissionform.Thearticledeterminedtheparameterofelectricaltractor.Themainreducerisdesigned.Accordingthedesign,usingtheknowledgewidly.Exercisingtheenergyofchartandinvetunation.Andlearnthemeanofdesignbymyself.KeyWords：Electric；Tractor；Transmission；Design；15tonPAGE41第1章緒論1.1本設計的目的和意義目前，世界上各種汽車的保有量超過6億輛，每年新生產(chǎn)的各種汽車約3500萬輛，按平均每輛汽車年消耗10－15桶石油及石油制品計算，汽車的石油消耗量每年達到60－70億桶，占世界石油產(chǎn)量的一半以上，石油資源的開采每年達到幾十億噸。經(jīng)過長時期的現(xiàn)代化大規(guī)模開采，石油資源日漸枯竭，按科學家預測，地球上的石油資源如果按目前的消耗水平，僅僅可以維持60－100年。隨著汽車保有量的增加，汽車發(fā)動機的排氣對大氣造成的直接污染愈來愈嚴重，根據(jù)國家環(huán)保中心預測，2010年汽車尾氣排放量將占空氣污染源的64％。基于燃油內(nèi)燃機汽車的上述兩個方面原因，人們又開始關注電動汽車[1]。隨著我國中小港口的不斷建設和發(fā)展，小噸位牽引車的需求量不斷增加。現(xiàn)有大多數(shù)定型牽引在一般都存在以下一些問題，如采用柴油發(fā)動機，燃油消耗量大，冷啟動困難，用于北方時需預熱啟動。從國外直接引進的電動牽引車成本高。根據(jù)國內(nèi)市場的特殊需要而研制的具有自動化程度高、性能先進、結構緊湊、質(zhì)量可靠、操作簡單以及維修方便等特點的適用于港口運輸牽引的電動牽引車是很必要的。電動牽引車結構簡單，沒有龐大的內(nèi)燃機及其結構復雜的傳動結構，電動機可根據(jù)總布置設計的要求，安排在的前部驅動軸上或車輪轂中，電池也可以隨便安放。這樣可以形成獨特的風格，正如其靈活性。電動牽引車的零污染和低噪音進一步滿足日益提高的的環(huán)保要求。1.2電動牽引車現(xiàn)在的發(fā)展趨勢目前電動汽車的設計有兩種方法，即改裝設計和全新設計。我國目前的電動汽車幾乎都是采用改裝設計，但這種改裝設計本身不利于發(fā)揮電動汽車的優(yōu)點。由于電動汽車沒有龐大的內(nèi)燃機及結構復雜的傳動結構，其造型就突破了傳統(tǒng)汽車造型的羈絆，形成其獨特的風格，突出流線型、小型化及輕量化的特征。因此論文主要研究如何對電動汽車進行全新設計，力求使電動汽車的形態(tài)設計符。合形式美、人機工程學、空氣動力學的要求并符合綠色設計的原則。一隨著電動汽車的發(fā)展，電動牽引車漸漸成為牽引車的新寵。其大連交通大學研制的S01-10型蓄電池牽引車就是其中的佼佼者[2]。主要技術參數(shù)如表1.1。表1.1S01-10型蓄電池牽引車主要技術參數(shù)額定牽引重量(kg)25000額定牽引力(N)5000最大牽引力(N)16000爬坡能力(％)4／25(滿載／空載)行駛速度(km／h)11／25(滿載／空載)外型尺寸：長×寬(mm×mnq)3245×1300最小轉彎半徑(mm)3250軸距(mm)1650前輪距(mm)1120后輪距(mm)10901—方向盤；2—儀表架；3—行車制動；4—駐車制動；5—轉向車輪；6—轉向橋；7—司機座；8—電池組；9—驅動橋總成；10—電器系統(tǒng)；11—減速器總成；12—車駕；13—液呀系統(tǒng)；圖1.1整車總布置圖1.3本次設計的主要內(nèi)容和方法隨著我國中小港口的不斷建設和發(fā)展，小噸位牽引車的需求量不斷增加。現(xiàn)有大多數(shù)定型牽引在一般都存在以下一些問題，如采用柴油發(fā)動機，燃油消耗量大，冷啟動困難，用于北方時需預熱啟動；從國外直接引進的電動牽引車成本高。根據(jù)國內(nèi)市場的特殊需要而研制的具有自動化程度高、性能先進、結構緊湊、質(zhì)量可靠、操作簡單以及維修方便等特點的適用于港口運輸牽引的電動牽引車是很必要的。本人的設計結構簡單，維修方便，制造成本運營成本低。有廣闊的市場空間。本設計先對電動汽車優(yōu)點和設計的主要傳動形式進行分析。主要對電動牽引車的基本參數(shù)進行了選定。對傳動系統(tǒng)的主減速器進行了設計。在油價飛速上漲，運輸成本部斷提高的今天。電動牽引車以其自身的有點正在以百花爭鳴的姿態(tài)蓬勃發(fā)展。讓我們抓住機遇迎接挑戰(zhàn)，為我國電動汽車行業(yè)的發(fā)展貢獻一份力量，為實現(xiàn)我國汽車行業(yè)的騰飛而努力。

第2章電動汽車總體布置目前，以內(nèi)燃機為動力的汽車雖然在發(fā)展，但受到全球石油資源逐漸枯竭和環(huán)境污染兩大難題的制約。而電動汽車具備低噪聲、零排放和綜合利用能源等優(yōu)點，已成為國際上研究與開發(fā)的熱點。一些發(fā)達國家依靠雄厚的資金，采用高新技術已研制出高成本、高水準的電動汽車，國內(nèi)不少研究部門與企業(yè)也在積極進行研發(fā)工作，并取得明顯成績。根據(jù)我國經(jīng)濟狀況，研制了一種低成本港口牽引電動汽車，具有實用性和經(jīng)濟效益。在設計過程中對電動汽車總體設計原則進行了探討，使設計工作得以順利進行。2.1電動汽車總體設計的原則2.1.1普及與提高相互促進我國在電動汽車研發(fā)上有幾種情況。一種是在政府或企業(yè)的資助下，利用資金和人才的優(yōu)勢，對電動汽車技術進行攻關，使電池、電機和電控系統(tǒng)三大關鍵技術取得實質(zhì)性突破。如北京有色金屬研究總院研制的鎳氫電池；深圳雷天綠色電源公司開發(fā)的鋰離子電池等。華中科技大學開發(fā)的全數(shù)字化開關磁阻電機；中船712所開發(fā)的永磁無刷電機；中科院三環(huán)通用電氣公司開發(fā)的715kw輪轂電機等都是我國電動汽車技術的重大突破。我國汽車工業(yè)比發(fā)達國家落后，但在電動汽車技術方面與其他國家比，差距不明顯，有些技術如驅動電機和控制技術還有優(yōu)勢。但利用這些先進技術研制的電動汽車成本昂貴，只能在特殊地區(qū)作示范，尚不能投入市場。國內(nèi)還有些企業(yè)從市場需求出發(fā)，生產(chǎn)游覽、觀光、高爾夫球場、港口運輸用車。這種車采用鉛酸電池，形體小巧靈活，行駛速度約20km/h左右，結構較簡單，售價便宜(3～5萬元/輛)，在國內(nèi)外有一定市場，年產(chǎn)總計幾千輛，廠家分布在蘇州、天津、福建等地。從上世紀90年代起，在蘇、錫、常地區(qū)有很多鄉(xiāng)鎮(zhèn)企業(yè)，大量生產(chǎn)以普通鉛酸蓄電池為動力源，結構簡單，操作方便，自重約350kg，載重為300kg左右，最高行駛速度為20km/h，續(xù)駛里程約80km，售價僅3～42.1.2發(fā)揮特征優(yōu)勢，簡化傳動系統(tǒng)電動汽車是以電動機為動力，它的工作特性與燃油汽車使用的內(nèi)燃機有著很大的差別，具有明顯的特征優(yōu)勢。內(nèi)燃機運行的工況為P∝Tn（2.1）式中：P—有效功率，n—內(nèi)燃機工作轉速，T—轉矩。由式(2.1)可見，當內(nèi)燃機功率一定時，其轉速與扭矩成反比。以P－n為坐標繪出內(nèi)燃機可能運行的工況如圖2.1所示。顯然內(nèi)燃機的工作區(qū)域被限定在一定范圍內(nèi)。其上邊界為油量控制機構處于最大位置時，內(nèi)燃機不同轉速下發(fā)出的最大功率；右側界線為最高轉速限制線；左側界線為內(nèi)燃機最低穩(wěn)定轉速限制線，低于此轉速，由于曲軸飛輪等運動部件儲存能量較小，會導致轉速波動甚至停轉。為此，所有以內(nèi)燃機為動力的車輛，必需設置離合器。離合器的基本功用是：在汽車起步時，先讓內(nèi)燃機在零負荷下起動，待轉速穩(wěn)定時，使旋轉著的發(fā)動機與靜止的傳動系平穩(wěn)結合，以保證汽車平穩(wěn)起步；在變速器換擋時，切斷動力傳遞，以減輕換擋時輪齒間的沖擊，便于換擋；當傳給離合器的轉矩超過其所能傳遞的最大力矩時，其主從動部分將產(chǎn)生滑摩，離合器起著保護傳動系統(tǒng)防止其過載的作用。圖2.1內(nèi)燃機運行工況圖電動機的負載特性對驅動車輛十分有利。以大多數(shù)電動汽車選用的直流串激電動機為例，其勵磁電流I就是電樞電流，它隨負載變化而變化。電動機運行時的轉矩T、轉速特性和機械特性如圖2.2所示。圖2.2直流串激電動機負載特性在電動機空載時，電流I很小，轉速n很高；而在負載較重，汽車起動時，轉速較低，這時起動電流大于額定電流，電機卻能發(fā)揮很大的驅動扭矩T，這就十分適合于起動需大扭矩不空載的電動汽車。由于直流電動機的起動、加速性能特別好，其轉速轉矩性能可滿足各種行駛工況的需要，電動汽車上就不必安裝離合器。一般電動汽車采用電控調(diào)速，故普通汽車上的變速器也不必安裝，這樣電動汽車的傳動系統(tǒng)大為簡化，傳動效率明顯提高，成本大大降低。將直流串激電動機通過鏈條直接驅動后橋差速器殼體上的大鏈輪，結構十分簡單。電動汽車起動時加速度并不大，感覺十分平穩(wěn)。在重載時起動加速度更小[3]。2.1.3合理選擇主參數(shù)電動汽車設計首先要考慮其實用性和經(jīng)濟性。同時在條件許可的情況下采用某些先進技術。要使電動汽車的性價比接近或優(yōu)于普通汽車，它才能成為商品，進入市場。普通鉛酸蓄電池在比能量、比功率和循環(huán)使用壽命方面比新研制的產(chǎn)品要差，但現(xiàn)階段它的經(jīng)濟性仍占有較大的優(yōu)勢，它的價格僅為鎳氫電池或鋰電池的1/5左右，且生產(chǎn)、回收技術已十分成熟，故仍本電動牽引車車選作動力源。目前研制電動汽車，不少是利用燃油汽車改裝而成。由于二者動力、傳動系差異較大，將原有結構照搬到電動汽車上就不合適了。為了提高電動汽車的性能，最好從它的特點出發(fā)，重新進行符合其規(guī)律的總體設計[4]。2.2電動汽車的基本結構與燃油汽車相比，電動汽車的結構特點是靈活的，這種靈活性源于電動汽車具有以下幾個獨特的特點：首先，電動汽車的能量主要是通過柔性的電線而不是通過剛性聯(lián)軸器和轉軸傳遞的，因此，電動汽車各部件的布置具有很大的靈活性；其次，電動汽車驅動系統(tǒng)的布置不同（如獨立的四輪驅動系統(tǒng)和輪轂電動機驅動系統(tǒng)等）會使系統(tǒng)結構區(qū)別很大，采用不同類型的電動機（如直流電動機和交流電動機）會影響到電動汽車的質(zhì)量、尺寸和形狀；不同類型的儲能裝置（如蓄電池和燃料電池）也會影響電動汽車的質(zhì)量、尺寸及形狀。另外，不同補充能源裝置具有不同的硬件和機構，例如蓄電池可通過感應式和接觸式的充電機充電，或者采用替換蓄電池的方式，將替換下來的蓄電池再進行集中充電。如圖2.3所示，電動汽車系統(tǒng)可分為3個子系統(tǒng)，即電力驅動子系統(tǒng)、主能源子系統(tǒng)和輔助控制子系統(tǒng)。其中，電力驅動子系統(tǒng)又由電子控制器、功率轉換器、電動機、機械傳動裝置和驅動車輪組成；主能源子系統(tǒng)由主電源、能量管理系統(tǒng)和充電系統(tǒng)構成；輔助控制子系統(tǒng)具有動力轉向、溫度控制和輔助動力供給等功能。根據(jù)制動踏板和加速踏板輸入的信號，電子控制器發(fā)出相應的控制指令來控制功率轉換器的功率裝置的通斷，功率轉換器的功能是調(diào)節(jié)電動機和電源之間的功率流。當電動汽車制動時，再生制動的動能被電源吸收，此時功率流的方向要反向。能量管理系統(tǒng)和電控系統(tǒng)一起控制再生制動及其能量的回收，能量管理系統(tǒng)和充電系統(tǒng)一同控制充電并監(jiān)測電源的使用情況。輔助動力源供給電動汽車輔助系統(tǒng)不同等級電壓并提供必要的動力，它主要給動力轉向、空調(diào)、制動及其它輔助裝置提供動力。除了從制動踏板和加速踏板給電動汽車輸入信號外，轉向盤也是一個很重要的輸入信號，動力轉向系統(tǒng)根據(jù)轉向盤的角位置來決定汽車靈活地轉向[4]。現(xiàn)代電動汽車很多采用三相交流感應電動機，相應的功率轉換器采用脈寬調(diào)制逆變器，機械變速傳動系統(tǒng)一般采用固定速比的減速器或變速器與差速器。2.3驅動傳動形式的分析與確定15噸牽引車作為物流系統(tǒng)中的重要運輸設備，它主要用于機場、火車站、郵政倉庫及工礦企業(yè)，其主要優(yōu)點是機動性好、操作輕便、制動安全可靠、牽引貨物。多、作業(yè)效率高。根據(jù)其工作路面良好，不需要較長行駛距離，對行駛速度的要求不高。故選用電動機作為該車的動力源.本文就介紹電動車傳動系統(tǒng)的設計。底盤傳動系統(tǒng)作為電動汽車主要系統(tǒng)之一，對電動汽車的機械效率、整車結構布置、行駛性能與車輛維修等有重要影響，所以筆者對電動牽引車傳動系的設計和有意義[5]。2.3.1驅動方式的分析與確定汽車的驅動方案主要有前驅、后驅和全驅三種方式。電動汽車也同樣可以分為這三種方式。1、前驅動方式該方式使整車結構緊湊，有利于其它總成系統(tǒng)的安排，在轉向和加速時的行駛穩(wěn)雙線表－械連接粗實線－電氣連接細線－控制信號連接箭頭－電功率和控制信號流動的方向圖2.3電動汽車基本結構定性較好。缺點：上坡時前輪附著力減少，易打滑；前輪驅動兼轉向，結構復雜，使車輛維修不便。同軸式機電集成式、電動橋和電動輪式的傳動系統(tǒng)均可作前驅動。中級及中級以下的電動轎車選擇前驅動方式較合適。2、后驅動方式這是傳統(tǒng)的布置方式，適合中、高級電動轎車和各種類型電動客、貨車，有利于車軸負荷分配均勻，車輛操縱穩(wěn)定性、行駛平順性較好。3、全驅動方式這種方式可采用同一種的傳動系統(tǒng)，其優(yōu)點是制造工藝單一，有利于集中力量進一步開展技術研究與產(chǎn)品開發(fā)，便于提高車輛維修技術，特別是采用電動橋或電動輪傳動的汽車，其改裝與變型十分方便。另一種方案是采用兩種不同的傳動系統(tǒng)，即一軸一種傳動系統(tǒng)的全驅動方案，其特點是有利于優(yōu)化和靈活采用不同的傳動系統(tǒng)，更好地滿足電動汽車使用性能的要求，但要求制造廠家具備綜合、全面的研制能力，且車輛結構復雜，不利于減低傳動系統(tǒng)的成本，維修工藝復雜[6]。4、驅動方式的確定筆者設計的牽引車要求牽引能力強，易于維修，成本不高。所以筆者選用后輪驅動的方式。2.4電動汽車傳動方案的確定電驅動系統(tǒng)對電動汽車的機械效率、整車結構布置、行駛性能等有重要的影響，其方案布置靈活多樣，不同形式的電驅動系統(tǒng)組成不同形式的電動汽車。通常按電機軸的布置方式有以下幾類的電驅動系統(tǒng)形式：①電機軸與驅動軸相互垂直的電驅動系統(tǒng)；②電機軸與驅動軸相互平行的電驅動系統(tǒng)；③電機軸與驅動軸組成整體驅動橋式的電驅動系統(tǒng)；④電動輪式的電驅動系統(tǒng)[7]。2.4.1電機軸與驅動軸相互垂直的電驅動系統(tǒng)結構方案系統(tǒng)典型的布置方案如圖2.4所示，該形式利于軸荷的合理分配，車輛操縱穩(wěn)定性和行駛平順性較好，在早期電動汽車和電動汽車改裝設計中應用廣泛，適于小轉矩、控制簡單的驅動電機，具有設計周期短、成本低的優(yōu)點。其設計的主要任務是研制電氣單元技術裝備，對小批量生產(chǎn)和改裝設計較經(jīng)濟。變速機構可采用兩檔行星齒輪變速器或自動變速器，若采用固定速比減速器，可減少機械傳動裝置的質(zhì)量和體積，但電機難以獲得理想的轉矩特性。該系統(tǒng)零部件較多，傳動效率低，總體質(zhì)量大，不能滿足現(xiàn)代電動汽車性能要求，已逐漸被別的形式取代。D—差速器；DB－變速器；C—離合器；M—電動機圖2.4電驅動的結構形式2.4.2電機軸與驅動軸相互平行的電驅動系統(tǒng)結構方案圖2.5所示為系統(tǒng)的布置方案，該方案利于電動汽車各總成系統(tǒng)的布置，整車結構緊湊，車輛操縱穩(wěn)定性高，多應用在中級及中級以下的轎車上。為其典型的結構示意圖，電機軸與驅動軸平行布置，兩者間布置一齒輪減速機構，若采用固定速比減速器，去除了離合結構，可充分發(fā)揮電機的調(diào)速特性，簡化系統(tǒng)結構，使其結構緊湊，布置靈活，能更好地適應現(xiàn)有汽車底盤的尺寸和布置。其主要缺點是要求有中間齒輪減速機構，系統(tǒng)傳動效率不高，同時要求電機的凋速范圍寬，具有良好的啟動特性。由于齒輪和軸承元件采用脂潤滑方式，須保證電機軸承在高速和大負載下的工作可靠性。在特殊工況時，由于電機輸出小齒輪側的軸承和減速齒輪軸承同時承受著電機輸出轉矩和齒輪軸向分力的作用，因此設計中要求軸承具有足夠的硬度、良好的潤滑條件和潔凈的工作環(huán)境。D—差速器；FG－固定比變速器；M—電動機圖2.5電驅動的結構形式2.4.3電機軸與驅動軸組成整體驅動橋式的電驅動系統(tǒng)結構方案隨著電動汽車整體設計技術提高，要求依照電動汽車自身特性和總體設計要求，對驅動系統(tǒng)進行機電一體化設計，圖2.6為將驅動電機與減速—差速器機構集成為一整體構成的整體驅動橋式電驅動系統(tǒng)的布置方案。電機輸出軸為空心軸，一根半軸安裝在空心軸內(nèi)，兩端分別與半軸齒輪內(nèi)花鍵和驅動輪輪載連接。系統(tǒng)采用固定速比行星齒輪機構，可減輕轉子軸承和減速齒輪軸承的載荷；減速—差速機構用油潤滑方式(油浴和飛濺潤滑方式)，電機軸承用脂潤滑方式；設置一冷卻系統(tǒng)對潤滑系統(tǒng)進行冷卻，由溫度傳感器監(jiān)控系統(tǒng)溫度，也可通過潤滑系統(tǒng)循環(huán)油路的布置設計對電機軸承進行潤滑，替代其脂潤滑方式。電機采用液體冷卻系統(tǒng)，通過優(yōu)化設計，系統(tǒng)可布置在整體驅動橋兩側，同時對減速—差速機構進行部分冷卻。該方案改善了上述電機軸與驅動軸相互平行的整體驅動橋方案的缺點，具有結構緊湊、傳動效率高等優(yōu)點，在小型電動汽車上得到普遍應用。但電機功率通過空心軸輸出，在設計中應對電機輸出軸直徑進行合理的優(yōu)化，保證零件有足夠的強度和剛度，另外由于定位軸承外圈工作中隨著電機轉子高速旋轉，必須保證其在工作中有良好的潤滑和可靠的密封。D—差速器FG－固定比變速器M—電動機圖2.6電驅動的結構形式圖2.7是一雙電機驅動橋式電驅動系統(tǒng)的布置方案。電機通過固定速比減速器分別驅動兩側驅動車輪，通過電子差速方式獨立控制兩側驅動車輪轉速，提高了系統(tǒng)的傳動效率。采用雙電機比相同功率的單電機的外形尺寸更小，系統(tǒng)結構更緊湊，簧載質(zhì)量小，系統(tǒng)可布置在車身底板下，利于整車的結構布置設計，但要求電機轉速及轉矩范圍寬，對電機性能及控制策略要求高，系統(tǒng)結構也更復雜。FG－固定比變速器；M—電動機圖2.7電驅動的結構形式2.4.4電動輪式的電驅動系統(tǒng)結構方案電動輪式電驅動系統(tǒng)有直接驅動式電動輪和帶輪邊減速器電動輪兩種基本形式。圖2.8為直接驅動式電動輪電驅動系統(tǒng)結構布置方案，電動輪與車輪組成一個完整部件總成，采用電子差速方式，電機布置在車輪內(nèi)部，直接驅動車輪帶動汽車行駛。系統(tǒng)傳動效率高，結構緊湊，既利于整車結構布置和車身設計，也便于改型設計；電機可采用永磁交流同步電機和開關磁阻電機，車輛總質(zhì)量輕，離地間隙大，通過性好。但由于電機工作產(chǎn)生一定的沖擊和振動，要求車輪輪輛和車輪支承必須堅固、可靠，同時由于非簧載質(zhì)量大，要保證車輛的舒適性，要求對懸架系統(tǒng)彈性元件和阻尼元件進行優(yōu)化設計，電機輸出轉矩和功率也受到車輪尺寸的限制，系統(tǒng)成本高。D—差速器FG－固定比變速器M—電動機圖2.8電驅動的結構形式帶輪邊減速器電動輪電驅動系統(tǒng)能適合現(xiàn)代高性能電動汽車的運行要求。系統(tǒng)具有直接驅動式電動輪電驅動系統(tǒng)的優(yōu)點。圖2.9為系統(tǒng)的結構示意圖，電機輸出軸通過行星齒輪減速機構與車輪驅動軸連接，使電機軸承不直接承受車輪與路面的載荷作用，改善了軸承的工作條件；采用固定速比行星齒輪減速器，使系統(tǒng)具有較大的調(diào)速范圍和輸出轉矩，充分發(fā)揮驅動電機的調(diào)速特性，克服了電機輸出轉矩和功率受到車輪尺寸影響的問題。設計中主要應考慮解決齒輪的工作噪聲和潤滑問題，其非簧載質(zhì)量也比直接驅動式電動輪電驅動系統(tǒng)的大，對電機及系統(tǒng)內(nèi)部的結構方案設計要求更高[3]。M—電動機圖2.9電驅動的結構形式電動汽車電驅動系統(tǒng)設計涉及到機械、電子、控制等諸方面知識，在原有的汽車底盤和總成布置上進行系統(tǒng)設計，具有設計周期短、造價低的優(yōu)點，但整車性能受原車結構影響較大。本設計根據(jù)現(xiàn)在電動汽車發(fā)展的狀況和設計任務的要求，總布置型式選用4×2后輪驅動，如圖2.10所示，驅動系統(tǒng)主要由交流電動機、差速器、主減速器等組成。D—差速器；M—電動機圖2.10電驅動的結構形式2.5本章小結本章針對牽引車的使用條件和任務要求，對欲設計15噸牽引車的總體進行了設計，設計包括動力源即電動驅動形式的選擇，總布置結構形式的確定及傳動方案的確定。滿足了節(jié)能環(huán)保、節(jié)約能源和結構簡單的要求。

第3章基本參數(shù)的擬定和電動機的選擇3.1牽引車主要參數(shù)的擬定電動牽引車主要參數(shù)如表3.1。表3.1電動牽引車主要參數(shù)額定牽引質(zhì)量（kg）15000牽引車質(zhì)量（kg）2500滿載/空載速度(km/h)11/20(滿載/空載)滿載/空載（%）4/25(滿載/空載)車輪直徑驅動輪18×5×123.2相關參數(shù)的計算額定牽引力F(3.1)=額定牽引力初選3000N；最大牽引力：最大牽引力Fmax10000N。電動機的選擇功率P=FV(3.2)kwP=/=kw依據(jù)功率初選11kw的電動機。初選浙江瑞安金龍調(diào)速電機廠的YDJ180L-8電機。電機的主要參數(shù)查表3.1。表3.1電機的參數(shù)列表型號功率

(kw)電流

(A)轉速

(r/min)效率

η(%)功率因數(shù)額定轉矩額定電流額定轉矩YDEJ180L81120110~730860.741.561.83.3減速器傳動比的確定單級主減速的傳動比<5.95可確定主減速器的傳動比為＝4.75輸入軸和輸出軸的功率各軸轉距的確定[7]3.4本章小結本章根據(jù)電動牽引車的設計要求對其基本參數(shù)進行了擬訂和計算，確定了主減速器的傳動比，并對電動機進行了功率和轉矩等參數(shù)的最終選擇和確定，滿足了設計的基本要求，即滿足功能的要求。

第4章主減速器設計與校核4.1主減速器的結構方案分析主減速器可以根據(jù)齒輪的類型、減速器的形式以及主從動齒輪的支撐形式不同分類。4.1.1主減速器的齒輪傳動形式１、弧齒錐齒輪傳動弧齒錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。2、雙曲面齒輪傳動雙曲面齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。由于偏移距正的存在，使主動齒輪螺旋角大于從動齒輪螺旋角。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比（4.1）式中：F1、F2分別為主、從動齒輪的圓周力；β1、β2分別為主、從動齒輪的螺旋角。雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優(yōu)點：（1）在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動。縱向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。（2）由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的大于從動齒輪的，這樣同時嚙合的齒數(shù)較多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30％。（3）雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪為大，其結果使齒面的接觸強度提高。（4）雙曲綿主動齒輪的變大，則不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可減少，故可選用較少的齒數(shù)，有利于增加傳動比。（5）雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。（6）雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪中心上方，便于實現(xiàn)多軸驅動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。布置在從動齒輪中心下方可降低萬向傳動軸的高度，有利于降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度。但是，雙曲面齒輪傳動也存在如下缺點：（1）沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為96％，螺旋錐齒輪副的傳動效率約為99％。（2）齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力較低。（3）雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。（4）雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑油即可。3、圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅動的轎車驅動橋和雙級主減速器貫通式驅動橋。4、蝸桿傳動蝸桿傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點：（1）在輪廓尺寸和結構質(zhì)量較小的情況下，可得到較大的傳動比(可大于7)。（2）在任何轉速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲。（3）便于汽車的總布置及貫通式多橋驅動的布置。（4）能傳遞大的載荷，使用壽命長。（5）結構簡單，拆裝方便，調(diào)整容易。但是由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。蝸桿傳動主要用于生產(chǎn)批量不大的個別重型多橋驅動汽車和具有高轉速發(fā)動機的大客車上。4.1.2主減速器的減速形式1、單級主減速器單級主減速器可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結構簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。但是其主傳動比扎不能太大，一般7，進一步提高將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。單級主減速器廣泛應用于轎車和輕、中型貨車的驅動橋中。2、雙級主減速器雙級主減速器與單級相比，在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比，io一般為7～12。但是尺寸、質(zhì)量均較大，成本較高。它主要應用于中、重型貨車、越野車和大客車上。3、雙速主減速器雙速主減速器內(nèi)由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。它與普通變速器相配合，可得到雙倍于變速器的擋位。雙速主減速器的高低擋減速比是根據(jù)汽車的使用條件、發(fā)動機功率及變速器各擋速比的大小來選定的。大的主減速比用于汽車滿載行駛或在困難道路上行駛，以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間擋位的變換次數(shù)；小的主減速比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車的燃料經(jīng)濟性和提高平均車速。雙速主減速器的換擋是由遠距離操縱機構實現(xiàn)的，一般有電磁式、氣壓式和電一氣壓綜合式操縱機構。由于雙速主減速器無換擋同步裝置，因此其主減速比的變換是在停車時進行的。雙速主減速器主要在一些單橋驅動的重型汽車上采用。4、貫通式主減速器貫通式主減速器根據(jù)其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結構簡單，體積小，質(zhì)量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點，主要用于輕型多橋驅動的汽車上[6]。4.2主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。4.2.1主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。(a)主動錐齒輪懸臂式支承；(b)主動錐齒輪跨式支撐；(c)從動錐齒輪支撐圖4.1主減速器錐齒輪的支承形式懸臂式支承結構(圖4.1a)的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩支承間的距離凸b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應大于2.5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。靠近齒輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。跨置式支承結構(圖4.1b)的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難。跨置式支承中的導向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個軸承[7]。在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用跨置式支承。4.2.2從動錐齒輪的支承從動錐齒輪的支承，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如（圖4.2）所示。圖4.2從動錐齒輪的許用偏移量4.3主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)和、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)m5、主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角β、法向壓力角α等。1、主、從動錐齒輪齒數(shù)和選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：（1）為了磨合均勻，、之間應避免有公約數(shù)。（2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于40。（3）為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于貨車，一般不少于6。（4）當主傳動比較大時，盡量使取得小些，以便得到滿意的離地間隙。（5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。錐齒輪的選擇：主動錐齒輪＝9；從動錐齒輪＝×=9×4.75＝42.75；取＝43。2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms對于單級主減速器，D2對驅動橋殼尺寸有影響，D2大將影響橋殼的離地間隙；D2小則影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。D2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選（4.2）式中：D2—從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；KD2—直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3；Tc—從動錐齒輪的計算轉矩（Nm）。Tc=min[Tce，Tcs](見本節(jié)計算載荷確定部分)m由下式計算（4.3）式中，m為齒輪端面模數(shù)。同時，m還應滿足（4.4）式中，Km為模數(shù)系數(shù)，取0.3～0.4。3、從動輪的直徑mmmm還應滿足帶入數(shù)值得在0.3～0.4之間，符合要求。==9×55.32＝47.92mmmm從動錐齒mmmm4、主、從動錐齒輪齒面寬和錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。從動錐齒輪齒面寬推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b20.3A2，而且b2應滿足10m，一般也推薦=0.155D2。對于螺旋錐齒輪，一般比大10%。從動錐齒mmmm5、中點螺旋角β螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的。選擇β時，應考慮它對齒面重合度、輪齒強度和軸向力大小的影響。β越大，則也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好。但是β過大，齒輪上所受的軸向力也會過大。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副平均螺旋角一般為35°～40°轎車選用較大的β值以保證較大的，使運轉平穩(wěn)，噪聲低；貨車選用較小聲值以防止軸向力過大，通常取35°。6、螺旋方向從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。螺旋方向為左旋，逆時針。7、法向壓力角法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于輕負荷工作的齒輪一般采川小壓力角，町使齒輪運轉平穩(wěn)，噪小低。對于弧齒錐齒輪，轎車：α一般選用14°30′或16°；貨車：α為20°；重型貨車：α為22°30′。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側的壓力角是不等的，選取平均壓力角時，轎車為19°或20°，貨車為20°或22°30′。法向壓力角8、主動錐齒輪的相關幾何尺寸齒的工作高度（4.5）查表（3－16）的[18]＝1.650×5.32＝8.78齒全高查表（3－16）的＝1.832[18]＝1.832×5.32＝9.75節(jié)錐角＝節(jié)錐距＝116.89mm齒頂高查表3－16的＝0.380[18]＝0.380×5.32＝2.02mm＝80780-2.02＝6.67mm齒根高＝9.75-6.76＝1.99mm＝9.75-2.02＝7.73mm齒根角面錐角°根錐角外圓直徑帶入數(shù)值得＝61.18帶入數(shù)值得＝229.59節(jié)錐頂點至齒輪外圓距離帶入數(shù)值得＝112.99帶入數(shù)值得＝21.904.3.1主減速器錐齒輪強度計算1、單位齒長圓周力主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用齒輪上的單位齒長圓周力來估算，即（4.6）＝查表5－1的在需用范圍之內(nèi)。2、錐輪齒輪齒的齒根彎曲應力為（4.7）式中：σJ—錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力(MPa)；T—所計算齒輪的計算轉矩(N·m)，對于從動齒輪，T=min[Tce，Tcs]和Tcf，對于主動齒輪，Tc還要按式換算；k0—過載系數(shù)，一般取1；k0—尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當m.1．6mm時，，當m<1．6mm時，ks=＝0．5；km為齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結構：km＝1．0～1．1，懸臂式結構：km＝1.00-1.25；kv為質(zhì)量系數(shù)，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，kr＝1．0；b為所計算的齒輪齒面寬(mm)；D—所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)；Jw—所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取法見參考文獻[10][10]。其中過載系數(shù)＝1>1.6=0.6765=1.0＝1.1b=35.84D=47.92J=0.244(查表11的)[18]代入數(shù)值計算得＝509.91<7003、齒輪接觸強度錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為（4.8）式中：—錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)；D1—主動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；b取和的較小值(mm)；ks—尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0；kf為齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪，ks取1．0；Cp—綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪，Cp取232．6N1/2mm；JJ為齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取法見參考文獻[10]；k0、km、kv見式(5—14)的說明。上述按min[Tce，Tcs]計算的最大接觸應力不應超過2800MPa，按Tcf計算的疲勞接觸應力不應超過1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的。=47.92mmb=35.48mm＝1=0.6765=1.0＝1.1=1.0(查表11的)[18]代入數(shù)值計算的＝2514.43<28004.3.2減速器錐齒輪軸承的載荷計算1、錐齒輪齒面上的作用力齒寬中點處的圓周力齒寬中點處的圓周力F為（4.9）T為作用在從動輪上的轉距；T=235.32Nmm為從動齒輪齒款中點處的分度圓直徑，即（4.10）為從動齒輪大端分度圓直徑；＝228.95mm為從動齒輪齒面寬；＝35.5mm為從動齒輪節(jié)錐角；帶入數(shù)值得＝194.10mmF=2.43KN帶入數(shù)值得＝-1.53KN帶入數(shù)值得＝0.26KN徑向力的計算帶入數(shù)值得＝1.48KN帶入數(shù)值得＝－1.33KN4.4錐齒輪材料驅動橋齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點，是傳動系中薄弱的環(huán)節(jié)。錐齒輪應滿足一些條件：具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。齒輪心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免載沖擊載荷下齒根折斷。鍛造性能、可加工性及熱處理性能良好，熱處理號變形小或變形規(guī)律容易控制。選擇和合金材料，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而是選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。根據(jù)以上的要求我初選20GrMnTi[10]。4.5齒輪軸的強度設計軸的結構主要取決于：軸上載荷的的性質(zhì)、大小、方向及分布情況；軸上零件的類型、數(shù)量、尺寸、安裝位置、定位及固定方式；軸的加工及裝配工藝等。由于影響因數(shù)很多，具體情況各異，所以軸沒有標準的結構形式。軸的結構設計就是在滿足工作能力要求的前提下，針對不同情況，綜合考慮上述各種因素，合理確定軸的結構形式和全部尺寸。其應遵循的一般原則是：（1）軸的受力合理，有利于提高軸的強度和剛度；（2）軸上零件相對于軸，軸相對于機架，應定位準確，固定可靠；（3）軸便于制造，軸上零件便于裝拆和調(diào)整；（4）盡量減小應力集中，并節(jié)省材料、減輕重量。4.5.1按扭轉強度條件計算這種方法是根據(jù)軸所受的轉距進行計算。若軸上還作用彎距，則通過降低許用扭轉剪應力來補償其影響。對實心圓軸，其強度條件為（4.11）式中，T為軸傳遞的轉距(Nmm)；為軸的抗扭截面模量（）；P為傳遞的模量（Kw）；n為軸的轉速（r/min）；為軸的許用扭轉剪應力（MPa），由上式的軸直徑的計算公式（4.12）P=11n=84.15=70帶入數(shù)值計算得d27mm設計齒輪軸如圖4.3所示。由于齒輪軸與錐齒輪是一體，材料相同。齒輪軸的強度和剛度經(jīng)筆者估算滿足設計要求。根據(jù)軸的直徑和主動錐齒輪的軸向里和徑向力圓錐滾子和圓柱滾子軸承[11]。圖4.3主動錐齒輪4.6本章小結本章根據(jù)電動牽引車的基本要求，對主減速器進行了設計和校核。設計過程中，先對主減速器的結構方案和支撐形式進行了分析對比，確定了其齒輪的傳動形式和支撐方案，然后對主減速器的主動錐齒輪和從動錐齒輪進行了設計，并做了強度的校核。完成了主減速器的設計。

第5章差速器的設計汽車在行駛過程中，左、右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，如轉彎時內(nèi)側車輪行程比外側車輪短；左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行駛阻力不等等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行駛或直線行駛，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅動橋的左、右車輪間都裝有輪間差速器。在多橋驅動的汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過性，同時避免在驅動橋間產(chǎn)生功率循環(huán)及由此引起的附加載荷、傳動系零件損壞、輪胎磨損和燃料消耗等。差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。5.1差速器結構形式選擇以及基本參數(shù)的分析5.1.1差速器結構形式選擇在第4章中主減速器的結構方案的討論中已經(jīng)決定，由于普通錐齒輪式差速器結構簡單、工作平穩(wěn)可靠，所以選用普通錐齒輪式差速器[18]。5.1.2差速器基本參數(shù)的分析為差速器殼的角速度；、分別為左、右兩半軸的角速度；為差速器殼接受的轉矩；為差速器的內(nèi)摩擦力矩；、分別為左、右兩半軸對差速器的反轉矩。根據(jù)運動分析可得(5.1)顯然，當一側半軸不轉時，另一側半軸將以兩倍的差速器殼體角速度旋轉；當差速器殼體不轉時，左右半軸將等速反向旋轉。根據(jù)力矩平衡可得(5.2)差速器性能常以鎖緊系數(shù)k是來表征，定義為差速器的內(nèi)摩擦力矩與差速器殼接受的轉矩之比，由下式確定(5.3)可得定義快慢轉半軸的轉矩比kb=T2/T1,則kb與k之間有普通錐齒輪差速器的鎖緊系數(shù)是一般為0.05～0.15，兩半軸轉矩比kb=1.11～1.35，這說明左、右半軸的轉矩差別不大，故可以認為分配給兩半軸的轉矩大致相等，這樣的分配比例對于在良好路面上行駛的汽車來說是合適的。但當汽車越野行駛或在泥濘、冰雪路面上行駛，一側驅動車輪與地面的附著系數(shù)很小時，盡管另一側車輪與地面有良好的附著，其驅動轉矩也不得不隨附著系數(shù)小的一側同樣地減小，無法發(fā)揮潛在牽引力，以致汽車停駛。5.2差速器齒輪主要參數(shù)選擇5.2.1行星齒輪數(shù)n行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇。通常情況下，轎車：n=2；貨車或越野車：n=4。因為扭矩較大的牽引車，所以n=45.2.2行星齒輪球面半徑行星齒輪球面半徑反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定。(5.4)式中：—行星齒輪球面半徑系數(shù)，=2.5～3.0，對于有四個行星齒輪的轎車和公路用貨車取小值，對于有兩個行星齒輪的轎車及四個行星齒輪的越野車和礦用車取大值；—差速器計算轉矩(N·m)，,為球面半徑(mm)。其中=2.5=3556N·m=38.16mm行星齒輪節(jié)錐距A0為(5.5)==37.40mm5.2.3行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)、為了使輪齒有較高的強度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒數(shù)應取少些，但一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)在14～25選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比Z2/Z1在1.5～2.0的范圍內(nèi)。為使四個行星齒輪能同時與兩個半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪齒數(shù)和必須能被行星齒輪數(shù)整除，否則差速齒輪不能裝配。根據(jù)以上要求，行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)分別為=10、=18。5.2.4行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、及模數(shù)行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、分別為=3.63根據(jù)錐齒輪標準模數(shù)系列選5.2.5壓力角汽車差速齒輪大都采用壓力角為、齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些重型貨車和礦用車采用壓力角，以提高齒輪強度。所以差速器的齒輪的壓力角為。5.2.6行星齒輪軸直徑及支承長度行星齒輪軸直徑(mm)為(5.6)式中：—差速器傳遞的轉矩(N·m)，n—行星齒輪數(shù)；—行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x(mm)，約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半；—支承面許用擠壓應力，取70MPa。=3556N·mn=4=17.47mm行星齒輪在軸上的支承長度L為=1.1=19.22mm(5.7)5.3差速器齒輪強度計算差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左、右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度計算。輪齒彎曲應力(MPa)為(5.8)式中：n—行星齒輪數(shù)；—半軸齒輪齒寬；—大端分度圓直徑(mm)；T—半軸齒輪計算轉矩(N·m)，；、、—按主減速器齒輪強度計算的有關數(shù)值選取。當時，；當時，。其中N·m=0.7=1.1=1.0=3.75mm==64.08mmn=4J=0.267符合要求。差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。所以差速度器齒輪的材料是20CrMnTi。5.3半軸計算全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩M，計算(5.9)式中：—驅動橋的最大靜載荷；—車輪滾動半徑；—負荷轉移系數(shù)；—附著系數(shù)，計算時取0.8。(1)(2)=3844.14N·m半軸直徑K為直徑系數(shù)0.205～0.218所以≈31.89mm=32半軸的扭轉切應力為≈550.26MPa(5.10)式中，—半軸扭轉切應力；d—半軸直徑。半軸的扭轉切應力宜為500～700MPa。550.26MPa在500～700MPa之間，所以半軸的扭轉切應力符合要求。5.4半軸的結構設計對半軸進行結構設計時，應注意如下幾點：（1）全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選取=32mm式中，—半軸桿部直徑(mm)；—半軸計算轉矩(N·mm)，按式(5.1)計算；K—直徑系數(shù)，取0.205～0.218。根據(jù)初選的d，在前面已按應力公式進行強度校核，符合要求。（2）半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑，以便使半軸各部分達到基本等強度。（3）半軸的破壞形式大多是扭轉疲勞損壞，在結構設計時應盡量增大各過渡部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的過渡部分，以減小應力集中。（4）對于桿部較粗且外端凸緣也較大時，可采用兩端用花鍵連接的結構。（5）設計全浮式半軸桿部的強度儲備應低于驅動橋其它傳力零件的強度儲備，使半軸起一個“熔絲”的作用。5.5本章小結本章的主要內(nèi)容是對差速器的機構設計和差速器齒輪的主要參數(shù)的選擇和計算，差速度器的結構形式選用普通錐齒輪式差速器,這種形式結構簡單，在當今批量生產(chǎn)的產(chǎn)品中比較常見，便于安裝和維修，降低成本；差速器齒輪的主要參數(shù)經(jīng)過校核，符合設計要求。通過對半軸結構形式的分析，根據(jù)經(jīng)驗，半軸形式選用全浮式；對半軸材料和熱處理方式的討論，半軸的材料選用45鋼，熱處理方式為感應淬火；經(jīng)過計算，半軸的直徑為32mm，該直徑經(jīng)過扭轉切應力計算符合要求。半軸的設計經(jīng)過以上分析和計算，基本達到了設計的要求。第6章牽引車的整車參數(shù)6.1牽引車的驅動力電動汽車的電動機輸出軸輸出轉矩M，經(jīng)過主減速齒器，傳到驅動軸上的轉矩，使驅動輪與地面之間產(chǎn)生相互作用，車輪與地面作用一圓周力，同時，地面對驅動輪產(chǎn)生反作用力。方向與驅動輪前進方向一致，是推動汽車前進的外力，定義為電動汽車的驅動力[1]。式中：—驅動力，M—電動機輸出轉矩，i主減速齒器傳動比，電動汽車機械傳動效率；r—驅動輪半徑。帶入數(shù)值計算得=3200N6.2總體布置本電動汽車的總體布置在很多方面參考傳統(tǒng)汽車的布置原則。采用的驅動系統(tǒng)方案不一樣，則布置情況及復雜程度也會不一樣。總的來說本電動汽車布置方面的靈活性較大，與傳統(tǒng)汽車不一樣，只有少部分需要剛性的機構零部件連接，相當多的部分則通過柔性的導線連接。電動汽車布置方面的特別問題是電池及控制系統(tǒng)導線布置[13]。其外型如圖5.1。圖5.1電動牽引車外型6.3電池的布置本電動牽引車用的電池并不像傳統(tǒng)汽車起動及輔助設備用的電池那么簡單，情況要復雜得多。首先電池質(zhì)量較大，占整車質(zhì)量的30%左右，電池個數(shù)多，占的空間大。此外，電池需要使電解液強制循環(huán)；需要加溫、保溫、散熱、控制溫度；需要監(jiān)測充電、放電程度；對充電、使用及制動回收能量等進行電子控制自動管理。因此不是布置幾個電池單元的問題，而是要布置整個電池系統(tǒng)