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電動車驅動橋設計
說明書
2018年04月
目 錄
摘要………………………………………………………………………………………………Ⅰ
關鍵詞……………………………………………………………………………………………Ⅰ
Abstract……………………………………………………………………………………………Ⅱ
Key words…………………………………………………………………………………………Ⅱ
1緒論………………………………………………………………………………………………1
1.1引言……………………………………………………………………………………………1
1.2電動車的發(fā)展趨勢……………………………………………………………………1
1.3 電動車驅動系統(tǒng)組成…………………………………………………………………………1
2電動車總體設計…………… ……………………………………………………………………3
2.1 技術參數(shù)………………………………………………………………………………………3
2.2 構造形式及工作條件…………………………………………………………………………3
2.3主要參數(shù)選擇…………………………………………………………………………………3
2.3.1 主要尺寸………………………………………………………………………………3
2.3.2 電動車質量……………………………………………………………………………3
2.3.3 電動機參數(shù)……………………………………………………………………………3
2.3.4 輪胎參數(shù)………………………………………………………………………………4
2.3.5 傳動比計算……………………………………………………………………………4
2.3.6 最大爬坡度計算………………………………………………………………………4
2.4 核心件參數(shù)……………………………………………………………………………………4
2.5 總體布置計算…………………………………………………………………………………5
2.5.1 各部分質量及重心坐標………………………………………………………………5
2.5.2 空載及滿載時重心坐標………………………………………………………………5
2.5.3 軸荷分配計算…………………………………………………………………………5
2.6 穩(wěn)定性計算…………………………………………………………………………………… 6
2.6.1 汽車不縱向翻倒的條件………………………………………………………………6
2.6.2 汽車不橫向翻倒的條件………………………………………………………………6
2.7 最小轉彎直徑的計算…………………………………………………………………………6
2.8 行程計算………………………………………………………………………………………7
3 雙電動機驅動橋設計……………………………………………………………………………8
3.1 驅動系統(tǒng)總體設計……………………………………………………………………………8
3.2 減速器的設計…………………………………………………………………………………8
3.2.1傳動比分配………………………………………………………………………………8
3.2.2 運動和動力參數(shù)計算…………………………………………………………………8
3.2.3 齒輪參數(shù)計算…………………………………………………………………………9
3.2.4 軸的設計………………………………………………………………………………19
3.2.5 平鍵的強度校核………………………………………………………………………20
3.2.6 軸的強度校核…………………………………………………………………………20
3.2.7 軸承的壽命校核………………………………………………………………………25
3.2.8 減速器箱體的設計……………………………………………………………………27
3.3 半軸的設計 …………………………………………………………………………………27
3.3.1 半軸的形式……………………………………………………………………………27
3.3.2 半軸軸徑的確定………………………………………………………………………28
3.3.3 花鍵的設計和校核……………………………………………………………………28
3.3.4 半軸連接螺釘強度校核………………………………………………………………29
3.4 輪轂的設計…………………………………………………………………………………29
3.4.1 輪轂的外形設計………………………………………………………………………29
3.4.2 輪轂與輪輞的連接螺栓強度校核……………………………………………………29
3.5 驅動橋殼的設計……………………………………………………………………………30
3.5.1 驅動橋殼的結構設計…………………………………………………………………30
3.5.2 驅動橋殼的強度計算…………………………………………………………………30
3.5.3 橋殼與減速器連接螺釘強度校核……………………………………………………33
3.6 輪轂軸承的壽命計算………………………………………………………………………33
致謝………………………………………………………………………………………………35
參考文獻…………………………………………………………………………………………36
附錄………………………………………………………………………………………………37
摘要： 總體方案設計包括：分析給定的技術參數(shù)及工作條件，進行調查研究、收集資料，確定個部分的構造型式、主要尺寸及估重，并做布置位置草圖；初算整機重心位置、橋負荷、穩(wěn)定性、牽引性、制動性、機動性等，繪制總體外型尺寸及參數(shù)性能圖。
驅動系統(tǒng)設計包括：
⑴驅動系統(tǒng)傳動方案的確定。采用單電機集中驅動系統(tǒng)，由減速箱總成、差速器總成及驅動橋組成，驅動電機與減速器主動齒輪直接相連，通過兩級減速及差速器，將扭矩傳送到左右兩個驅動輪。電機軸線與車輪軸線平行，因此減速器采用兩極圓柱齒輪傳動。半軸采用全浮式結構，與輪轂用螺釘連接傳遞轉矩。橋殼采用組合式結構，一端由輪轂軸承支承在車輪上，另一端與減速器相連。
⑵減速器的設計。分配傳動比，計算動力和運動參數(shù)；按接觸強度確定中心距，計算齒輪的主要參數(shù)；按扭轉強度設計軸的尺寸，按彎扭合成校核軸的強度；減速器箱體的設計；軸承的壽命校核。
⑶半軸、橋殼等零件的結構設計與強度校核。
關鍵詞：電動車；驅動橋；減速器
Abstract： The collectivity design includes: Analyzing with the technical parameters and conditions of work which is given, surveying and collecting information, identifying the structure type, size and major, then the general layout could be done. Those barycentric coordinates, burthen of transaxle, stability, tractive effort, brakeage and maneuverability and so on will be calculating. The arrangement plan will be drawn.
Transaxle design includes:
⑴ Transaxle concept design is completed: the system consists of only a traction motor , gear reducer, diff and transaxle. Drive motor and gear reducer are directly linked to the initiative. The torque will be sent to driving wheels through the slowdown and the diff. As the axis of the motor parallels to the axis of the wheel, the reducer must be parallel shaft reducer. The gearing is full-floating axle shaft, which transfers torque with integral hub by screw. Axle housing must be unitized carrier-type axle housing, with one end bears on the wheel; the other end connects with the reducer.
⑵ The design of reducer. Distribution of transmission ratio, computing parameters of power and motion; contacting center distance by strength identified, calculating parameters of the main gear, designing the size of axes; the design of reducer box; checking bearing life.
⑶The structure design and strength check of the axle, bridges and other parts of spare.
Key words: Electric Vehicle；Transaxle；Reducer
1 緒論
1.1 引言
伴隨著21世紀的到來，由于降低公害、安全節(jié)能及新穎化的社會要求，汽車技術在不斷引入以新材料、電子技術為基礎的新技術過程中取得巨大的進步。
汽車能源利用效率、有害物排放、車用新能源的開發(fā)和利用等問題，近年來一直受到各國政府、專家和公眾的關注。人們投入巨額資金和大量人力研究更加清潔的電動汽車，電動汽車已經成為各大汽車企業(yè)競相研究開發(fā)的前沿項目。
1.2電動車的發(fā)展趨勢
電動汽車是最近這些年來世界各大汽車廠競相開發(fā)的項目，因為清潔環(huán)保汽車一直是人們追求的目標。隨著人類對地球升溫的擔心和大氣污染的日益加重，人們對太陽能的關心越來越增長。
電動汽車的驅動橋處于傳動系的末端，它的基本功用是增大由傳動器傳來的轉矩，將轉矩分配給左右驅動車輪，并使左右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；同時，驅動橋還要承受作用于路面和車架之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。
轉向系的功用是改變汽車的行駛方向和保持汽車穩(wěn)定的直線行駛。汽車一般采用前輪轉向。轉向系的主要組成機構包括：轉向盤、轉向器、轉向傳動桿系等。
制動系是用來強制汽車減速或停車，并可使汽車在坡道上停放的裝置。為保證汽車在緊急情況下可靠的制動，應有兩套獨立的制動系統(tǒng)，其中一種是用機械方式傳遞其操縱力的。制動系的主要組成機構包括：制動踏板、駐車制動桿、車輪制動器等。
車身包括駕駛室和各種形式的車廂，用以容納駕駛員、乘客和裝載貨物。
1.3電動車驅動系統(tǒng)組成
一般的汽車結構中，驅動橋包括減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件。
根據(jù)其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速方式的不同，減速器的結構形式也不同。減速器的傳動比、驅動橋的離地間隙和計算載荷是減速器設計的原始數(shù)據(jù)，要在總體設計時就確定。由于發(fā)動機在汽車上是縱向安置的，減速器將用來改變轉矩的傳遞方向。為了使汽車有足夠的牽引力和適當?shù)淖罡哕囁伲瑴p速器進行增大轉矩、降低轉速的變化。
差速器用來解決左右車輪間的轉矩分配問題和差速要求。當汽車轉彎或在不平路面上行駛時，左右車輪在同一時間內所滾動的行程是不一樣的，因此其轉速也應不同。因此，要求驅動橋在傳遞轉矩給左右車輪的同時，能使它們以適應上述運動學要求的不同角速度旋轉，這一要求是由差速器來實現(xiàn)的。裝有差速器的汽車，當左右齒輪與地面的附著系數(shù)不同且一個驅動車輪滑轉而失去牽引力時，另一個附著好的驅動車輪也將喪失牽引功能。
驅動車輪的傳動裝置的功用在于將轉矩由差速器半軸齒輪傳到驅動車輪。對轉向驅動橋，則必須在驅動車輪的傳動裝置中安裝等速萬向節(jié)，對于非轉向驅動橋來說，驅動車輪的傳動裝置也要用萬向節(jié)傳動。如果驅動車輪不是轉向輪，則車輪直接由連接差速器和輪轂的半軸來驅動，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，輪邊減速器的主動齒輪與半軸齒輪以半軸連接。
橋殼起著支撐汽車荷重的作用，并將載荷傳遞給車輪，作用在車輪上的牽引力、制動力等力都是通過橋殼傳到車架上。因此，橋殼既有承載作用，又有力的傳遞，同時還是減速器、差速器、半軸的外殼。在汽車行使過程中，橋殼承受繁重的載荷。因此，橋殼既要結構簡單，降低成本以及方便拆裝維修，又要考慮在動載荷下有足夠的強度和剛度。
輪胎與車輪支撐汽車質量，并承受路面的各種反力，如驅動力和制動力，在汽車轉彎時，還要承受側向力以及吸收汽車行使時產生的動載荷和振動。車輪由輪輞和輪輻組成。輪胎裝在輪輞上，輪輻用輪胎螺栓固定在輪轂上。輪輞是輪胎安裝的基礎，既要支撐輪胎，又要保證輪胎拆卸方便。
2 電動車總體設計
2.1 技術參數(shù)
1、 額定載人數(shù) 4～6人
2、 總質量 約1000 kg
3、 最大行駛速度V行 30km/h
4、 最大爬坡度（滿載） 10%
5、 最小離地間隙δ 150mm
6、 最小轉彎半徑Rmin 4500mm
7、 最大制動距離 6m
8、 自重 576 kg
9、 蓄電池電壓 48V
10、電控 Acl/48/180
2.2 構造形式及工作條件
1、電動車形式：后置后驅
2、電動車動力：蓄電池組—直流串勵電動機驅動
額定電壓：48V
3、路面條件：瀝青或混凝土路面
2.3主要參數(shù)選擇
2.3.1 主要尺寸
總長a=3200mm，總寬w=1600mm，總高h=1900mm，
軸距L=（54%~60%）a代入數(shù)據(jù)，取整為2000mm,
輪距B=0.75L+100(±80) 代入數(shù)據(jù)，取整為1350mm,
前懸L=450mm,后懸L=700mm，
最小離地間隙150mm
2.3.2 電動車質量
座位數(shù)：4座，
整車質量=人均整備質量 座位數(shù)=96 5=480kg，參考同類車取 600kg；
總質量取整為1000 kg 。
2.3.3 電動機參數(shù)：
最大功率P=（V+V） （2-1）
=(30+30)
=1.56kw
其中：傳動效率0.9，g重力加速度，滾動阻力系數(shù)0.0165，
C空氣阻力系數(shù)0.65，A汽車正面投影面積，m汽車質量。
取 安全裕量系數(shù)為1.1，則電機最大功率應為2.18kW，根據(jù)電機資料，以最接近原則選取2.2kW的串勵直流電機，其額定轉速為，額定轉速時的扭矩為；
2.3.4 輪胎參數(shù)
直徑工作半徑，單邊寬最大承載437kg，胎壓0.3MPa；
2.3.5 傳動比計算
==9.15 （2-2）
式中： 為汽車的最高車速；
是最高車速時發(fā)動機的轉速；
為車輪的滾動半徑。
2.3.6 最大爬坡度計算
= （2-3）
=46.6
=36.6Km
最大牽引力F= （2-4）
=
=118Kg
－=－0.0165
=11.8%>10%，故滿足設計要求。
2.4 核心件參數(shù)
鉛酸蓄電池：DC 48V，160Ah，外形尺寸 522mm 240mm 242mm，重量 260kg；
電動機： 2.2kW，DC 48V，56A，2800r/min，重量 26kg;
轉向系 60kg；
驅動橋 100kg；
車架車廂 80kg。
2.5 總體布置計算
2.5.1 各部分質量及重心坐標：
蓄電池：尺寸522×240×242,總電壓48V,容量160AH,重260Kg,重心坐標（720,371）.
直流電動機：功率2.2KW,電壓48V,電流57A,轉速2800r/min,重26Kg，重心坐標(1840，260).
轉向系統(tǒng):包括前車輪、懸架、制動器,重約60Kg,重心坐標(100,260).
驅動系統(tǒng):包括減速器、差速器、半軸、后車輪、制動器,重約100Kg,重心坐標(1950,260).
車架、車身:重約80Kg,重心坐標(1000,225).
2.5.2 空載及滿載時重心坐標
空載總質量約600Kg,滿載總質量約880Kg
則空載時重心坐標
（2-5）
計算結果x=1020，y=460
滿載時重心坐標
計算結果=1080,=570
2.5.3 軸荷分配計算
滿載靜止時
（2-6）
其中：前軸負荷，后軸負荷，汽車總質量
L汽車軸距，a質心距前軸距離，b質心距后軸距離
=405Kg,=475Kg
滿載行駛時
（2-7）
其中為附著系數(shù)，在干燥的瀝青或混凝土路面上，該值為0.7~0.8，取0.75。
=275Kg,=605Kg
滿載制動
（2-8）
Kg,341Kg
2.6 穩(wěn)定性計算
2.6.1 汽車不縱向翻倒的條件
>，=0.75 （2-9）
>0.75即滿足條件
2.6.2 汽車不橫向翻倒的條件
>，=0.75 （2-10）
>0.75即滿足條件
2.7 最小轉彎直徑的計算
汽車最小轉彎直徑=9m
D2 （2-11）
90002
汽車前內輪最大轉角36.7
2.8 行程計算
S=Vt （2-17）
= V()
= 30()
=158Km
大于目標里程120Km，故滿足要求。
3 電動機驅動橋設計
3.1 驅動系統(tǒng)總體設計
驅動系統(tǒng)的總體設計方案示意圖如圖3-1所示，采用單電機集中驅動系統(tǒng)，由減速箱總成、差速器總成及驅動橋組成，驅動電機與減速器主動齒輪直接相連，通過兩級減速，將扭矩傳送到左右兩個驅動輪。電機軸線與車輪軸線平行，因此減速器采用兩極圓柱齒輪傳動。半軸采用全浮式結構，與輪轂用螺釘連接傳遞轉矩。橋殼采用組合式結構，一端由輪轂軸承支承在車輪上，另一端與減速器相連。橋殼的設計還要與懸架等配合，根據(jù)它的結構和尺寸設計連接部件。
圖3-1 驅動橋總成
3.2 減速器的設計
3.2.1傳動比分配
總傳動比，故采用兩級圓柱齒輪減速器。
根據(jù)的經驗公式，取,。
3.2.2 運動和動力參數(shù)計算
高速軸：
中間軸：
低速軸
3.2.3 齒輪參數(shù)計算
高速級齒輪傳動設計：
（1）齒輪均采用斜齒傳動，6級精度，齒面滲碳淬火。材料選擇：
小齒輪：38SiMnMo,調質，硬度 320～340HBS；
大齒輪：35SiMn，調質，硬度 280～300 HBS。
查得，=790,=760；
=640，=600。
（2）按接觸強度初步確定中心距，并初選主要參數(shù)。
（3-1）
式中 小齒輪傳遞的轉矩=7.5
載荷系數(shù)K：K=1.6。
齒寬系數(shù)：取=0.4。
齒數(shù)比u:暫取u==3.55。
許用接觸應力：
取最小安全系數(shù)=1.1，按大齒輪計算
=691
將以上數(shù)據(jù)代入計算中心距的公式得
=56
圓整為標準中心距為=60。
按經驗公式，=（0.007～0.02）=（0.007～0.02）60=0.42～1.2
取標準模數(shù)=1。
初取，=。
取，
精求螺旋角
所以
（3）校核齒面接觸疲勞強度
（3-2）
式中 分度圓上的圓周力
使用系數(shù)
動載系數(shù)：
（3-3）
根據(jù)齒輪圓周速度，齒輪精度等級為9級。
將有關值代入式（3-17）得
齒向載荷系數(shù)：
齒向載荷分配系數(shù)：按，查得
節(jié)點區(qū)域系數(shù)：按，查得。
查得
接觸強度計算的重合度及螺旋角系數(shù)查得：
首先計算當量齒數(shù)
求當量齒輪的端面重合度。按，分別查得。所以。
按，縱向重合度。
按，，，查得。
將以上各數(shù)值代入齒面接觸應力計算公式得
計算安全系數(shù)：
（3-4）
式中，壽命系數(shù)：先計算應力循環(huán)次數(shù)：
對調質鋼，查得。
潤滑油模影響系數(shù)：按照，選用220號中級壓型工業(yè)齒輪油，其運動粘度，查得。
工作硬化系數(shù)：因為小齒輪齒面未硬化處理，齒面未光整，故取。
接觸強度計算的尺寸系數(shù)。
將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的計算公式得
查得，。
，故安全。
（4）校核齒根彎曲疲勞強度
（3-5）
式中 彎曲強度計算的載荷分布系數(shù)：
彎曲強度計算的載荷分配系數(shù)：
復合齒行系數(shù)：按，查得。
彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)：按，查得
將以上各數(shù)值代入齒根彎曲應力計算公式得
計算安全系數(shù)：
（3-6）
式中，壽命系數(shù)：對調質鋼，按，查得，按，查得
相對齒根圓角敏感系數(shù)。
相對齒根表面狀況系數(shù)：齒面粗糙度，得。
尺寸系數(shù)：查得。
將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的公式得
查得，取。
及均大于，故安全。
（5）主要幾何尺寸
取
低速級齒輪傳動設計
（1）齒輪均采用斜齒傳動，6級精度，齒面滲碳淬火。材料選擇：
小齒輪：38SiMnMo,調質，硬度 320～340HBS；
大齒輪：35SiMn，調質，硬度 280～300 HBS。
查得，=790,=760；
=640，=600。
（2）按接觸強度初步確定中心距，并初選主要參數(shù)。
（3-1）
式中 小齒輪傳遞的轉矩=26.625
載荷系數(shù)K：K=1.6。
齒寬系數(shù)：取=0.54。
齒數(shù)比u:暫取u==2.54。
許用接觸應力：
取最小安全系數(shù)=1.1，按大齒輪計算
=691
將以上數(shù)據(jù)代入計算中心距的公式得
=74.9
圓整為標準中心距為=100。
按經驗公式，=（0.007～0.02）=（0.007～0.02）100=0.7～2
取標準模數(shù)=1.5。
初取，=。
取，
精求螺旋角
所以
（3）校核齒面接觸疲勞強度
（3-2）
式中 分度圓上的圓周力
使用系數(shù)
動載系數(shù)：
（3-3）
根據(jù)齒輪圓周速度，齒輪精度等級為9級。
將有關值代入式（3-17）得
齒向載荷系數(shù)：
齒向載荷分配系數(shù)：按，查得
節(jié)點區(qū)域系數(shù)：按，查得。
查得
接觸強度計算的重合度及螺旋角系數(shù)查得：
首先計算當量齒數(shù)
當量齒輪的端面重合度。按，分別查得。所以。
按，縱向重合度。
按，，，查得。
將以上各數(shù)值代入齒面接觸應力計算公式得
計算安全系數(shù)：
（3-4）
式中，壽命系數(shù)：先計算應力循環(huán)次數(shù)：
對調質鋼，查得。
潤滑油模影響系數(shù)：按照，選用220號中級壓型工業(yè)齒輪油，其運動粘度，查得。
工作硬化系數(shù)：因為小齒輪齒面未硬化處理，齒面未光整，故取。
接觸強度計算的尺寸系數(shù)。
將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的計算公式得
查得，。 ，故安全。
（4）校核齒根彎曲疲勞強度
（3-5）
式中 彎曲強度計算的載荷分布系數(shù)：
彎曲強度計算的載荷分配系數(shù)：
復合齒行系數(shù)：按，查得。
彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)：按，查得
將以上各數(shù)值代入齒根彎曲應力計算公式得
計算安全系數(shù)： （3-6）
式中，壽命系數(shù)：對調質鋼，按，查得，按，查得
相對齒根圓角敏感系數(shù)。
相對齒根表面狀況系數(shù)：齒面粗糙度，得。
尺寸系數(shù)：查得。
將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的公式得
查得，取。及均大于，故安全。
（5）主要幾何尺寸
取
3.2.4 軸的設計
材料選擇45鋼，調質處理，硬度217~255HBS，許用疲勞應力。
（1）高速軸
a 最小軸徑的確定
取A=115
由于有花鍵，適當增加軸徑，取。
b 主要分布零件有：齒輪、軸承、軸承端蓋等。
c 根據(jù)工況，選擇軸承類型為滾動軸承 6002。
基本尺寸：15mm×32mm×9mm
配合軸段直徑為15mm
d 齒輪安裝：安裝軸段直徑24mm，軸段長度26mm。
e 齒輪定位：由于齒輪分度圓直徑小于兩倍軸徑，故齒輪采用齒輪軸。
（2）中間軸
a 中間軸為實心軸，故
取A=115
由于開有鍵槽，軸徑適當增加，取。
b主要分布零件有：齒輪、軸承、鍵、軸承端蓋等。
c 根據(jù)工況，選擇軸承類型為滾動軸承 6004。
基本尺寸：20mm×42mm×12mm
配合軸段直徑20mm
d 齒輪安裝：安裝軸段直徑 大齒輪25mm，小齒輪25mm。
安裝軸段長度 大齒輪32mm，小齒輪40mm。
e 齒輪定位：
大齒輪：一端采用軸肩定位，軸段直徑32mm，軸段長度8mm。
另一端采用套筒定位，套筒內徑20mm,外徑28mm,長度10mm。
徑向定位采用平鍵，基本尺寸33mm×10mm×8mm。
小齒輪：一端采用軸肩定位，軸段直徑25mm，軸段長度42mm。
另一端采用套筒定位，套筒內徑20mm,外徑32mm,長度4mm。
徑向定位采用平鍵，基本尺寸26mm×8mm×7mm。
3.2.5 平鍵的強度校核
中間軸：單個平鍵，基本尺寸26mm×8mm×7mm
鍵連接的許用擠壓應力
，故滿足要求。
3.2.6 軸的強度校核
（1）高速軸
高速軸的受力分析如圖3-1所示。
高速軸傳遞的轉矩
齒輪的圓周力
齒輪的徑向力
齒輪的軸向力
計算作用在軸上的支反力：
如圖3-1（a）,垂直面內的支反力：
如圖3-1（c）,水平面內的支反力 ：
計算齒輪中心C處的彎矩 ：
畫出高速軸在垂直面和水平面內的彎矩圖，如圖3-1（b）、（d）所示。
計算C處的合成彎矩：
畫出合成彎矩圖如圖3-1（e）所示。
畫出扭矩圖如圖3-1（f）所示。
Fv1
Fv2
T0
Ft1
a
b
c
d
e
f
Fh1
Fh2
Fr1
Fa1
A
B
C
22269N·mm
5538N·mm
4487.5N·mm
22947N·mm
22716N·mm
7500N·mm
圖3-2 高速軸受力分析圖
校核軸的強度：由彎矩圖和扭矩圖可以看出，承受最大彎矩和扭矩的截面C處是危險截面，對其進行校核。
按轉矩為脈動變化取修正系數(shù)，由于截面C處為實心軸，故。
則
故軸的強度滿足要求。
（2）中間軸
中間軸的受力分析如圖3-2所示。
中間軸傳遞的轉矩：
齒輪的圓周力：
齒輪的徑向力：
齒輪的軸向力：
計算作用在軸上的支反力：
如圖3-2（a）,垂直面內的支反力：
如圖3-2（c）,水平面內的支反力：
計算齒輪中心的彎矩：
畫出中間軸垂直面和水平面內的彎矩圖，如圖3-2（b）、（d）所示。
計算C處和D處的合成彎矩：
畫出合成彎矩圖，如圖3-2（e）所示。
畫出扭矩圖，如圖3-2（f）所示。
Fv1
Fv2
Ft2
Ft3
a
Fh1
Fh2
Fr2
Fa2
Fa3
Fr3
b
c
d
e
f
A
C
D
B
15318.6N·mm
27791.6N·mm
-3294.6N·mm
844.8N·mm
-495.7N·mm
-4895.6N·mm
15341.9N·mm
16081.9N·mm
27796.9N·mm
27986.9N·mm
26625N·mm
圖3-3 中間軸受力分析圖
校核軸的強度：由彎矩圖和扭矩圖可以看出，承受最大彎矩和扭矩的截面D處,即齒輪3的中心處是危險截面，對其進行校核。
按轉矩為脈動變化取修正系數(shù)，由于截面C處為實心軸，故。
則
故軸的強度滿足要求。
3.2.7 軸承的壽命校核
設計標準
（1）高速軸軸承
軸承代號：6002
查閱《機械設計手冊》，得：Cr=5580N, Co=2850N。
根據(jù)工況，載荷平穩(wěn)，取。
由《機械設計》表17.5知，。
Fra
Frb
Fa1
Fsa
Fsb
圖3-4 高速軸軸承受負荷示意圖
計算軸承徑向載荷：
計算附加軸向力：
計算軸承所受軸向載荷：
因為
所以左端軸承a被壓緊，右端軸承b被放松。
由此可得：
計算當量動載荷：
由《機械設計》表17.7查得e=0.28。
由于，查《機械設計》表17.7得X=0.56,Y=1.55。
當量動載荷
計算軸承壽命：
故滿足要求。
（2）中間軸軸承
軸承代號：6004
查閱《機械設計手冊》，得：Cr=9380N, Co=5020N。
根據(jù)工況，載荷平穩(wěn)，取。
由《機械設計》表17.5知，。
Fra
Frb
Fa2
Fsa
Fsb
Fa3
圖3-5 中間軸軸承受負荷示意圖
計算軸承徑向載荷：
計算附加軸向力：
計算軸承所受軸向載荷：
因為
所以右端軸承b被壓緊，左端軸承a被放松。
由此可得：
計算當量動載荷：
查《機械設計》表17.7并用線性插值法得e=0.27。
由于
查《機械設計》表17.7并用線性插值法求得X=0.56,Y=1.64。
當量動載荷
計算軸承壽命：
故滿足要求。
3.2.8 減速器箱體的設計
減速器箱體是減速器中結構和形狀最復雜的部件，大都采用鑄造生產。在箱體的設計過程中，不僅要保證一定的支承剛度，要便于軸系的安裝外，還要盡量使工藝性好，制造簡單，外形美觀。
在本課題設計的驅動系統(tǒng)中，減速器具有一定的特殊性。與普通的電機和減速器連接不同，除了電機的輸出軸要與減速器的高速軸用花鍵連接外，電機的外殼要與減速器的箱體用螺釘連接起來，這使得減速器箱體的設計比較復雜，也成為了設計中的一個關鍵。為了解決這一關鍵問題，采用了側面箱蓋的方式，在減速器箱體的另一側給安裝電機的法蘭留出空間。
總體的結構確定后，開始細化設計。首先根據(jù)兩極傳動的中心距和傳動齒輪的大小確定箱體內部空間尺寸及軸承孔的位置和大小。然后根據(jù)剛度的要求，使得壁厚不小于8mm，并且設計外形結構。在軸承座處要加大壁厚，且將外壁設計成凸臺，可以減小加工面。安裝電機的法蘭上的螺釘孔的布置設計是一個關鍵問題，它們不僅不能與中間軸的軸承孔干涉，而且還要給螺釘?shù)陌惭b提供空間。為此，法蘭設計成正方行結構，四個螺釘安裝在四個角上。
為了保證軸承和軸的安裝精度，在箱體和箱蓋上設計了定位銷，在加工軸承孔時用定位銷將箱體和箱蓋連成一體加工。同時，由于采用了側面箱蓋的形式，為了防止?jié)櫥托孤潴w和箱蓋連接處采用液態(tài)密封膠密封。
3.3 半軸的設計
3.3.1 半軸的形式
半軸的形式有全浮式、半浮式和3/4浮式三種。此處采用全浮式半軸結構，驅動車輪通過兩個軸承支承在驅動橋殼上，半軸插在橋殼里面，內端用花鍵與減速器低速軸連接，外端通過法蘭盤用螺釘與輪轂相連，轉矩由半軸傳遞到驅動車輪上。這種支承方式，路面對車輛的各種反力及由這些反力引起的彎矩都由橋殼承受，半軸只承受轉矩，不承受彎矩和軸向力。
3.3.2 半軸軸徑的確定
由于采用全浮式半軸結構，半軸只承受轉矩，故按照扭轉強度來設計。
全浮式半軸其計算載荷可按最大附著力矩計算：
（3-7）
式中： 為負荷轉移系數(shù)，查表得；
為驅動橋的最大軸載質量，；
為車輪滾動半徑，；
為附著系數(shù)，取。
代入計算得：
全浮式半軸的扭轉應力按下式計算；
式中： 許用剪應力
計算得：
由于加工花鍵，軸徑適當增加，取。
3.3.3 花鍵的設計和校核
花鍵采用矩形花鍵，齒數(shù)Z=6，其基本尺寸為26mm×23mm×6mm，長度L=30mm。
此處花鍵連接為靜連接，主要失效形式為齒面壓潰。
強度校核：
式中，T為工作轉矩，N·mm；
為各齒間載荷分配不均勻系數(shù)，取；
Z為花鍵齒數(shù)；
h=(D-d)/2，D和d分別為花鍵軸的外徑和內徑，mm；
為齒的工作長度，mm；
為花鍵平均直徑，mm；
為許用擠壓應力，MPa。
3.3.4 半軸連接螺釘強度校核
由于半軸只承受轉矩作用，因此半軸與輪轂的連接螺釘只受剪切力作用，可能損壞的形式有螺釘被剪斷、螺釘或孔壁被壓潰。
螺釘性能等級4.8
則：屈服強度 σs=320MPa
許用切應力 [τ]=σs/2.5=320/2.5=128MPa
許用擠呀壓應力[σp]= σs/1.25=320/1.25=256MPa
（1）螺釘抗剪強度校核
單個螺釘所受的剪力：
式中，T為螺釘所受扭矩，N·m；
n為螺釘數(shù)目；
r為螺釘中心與半軸軸線的垂直距離，m。
則螺釘?shù)目辜魪姸?，故滿足要求。
式中，F(xiàn)s為單個螺釘所受剪力，N；
d為螺釘抗剪面直徑，mm；
m為螺釘抗剪面數(shù)目。
（2）螺釘與孔壁的擠壓強度校核
擠壓強度 ，故滿足要求。
式中，F(xiàn)s為單個螺釘所受剪力，N；
d為螺釘抗剪面直徑，mm；
h為螺釘與孔壁擠壓面最小高度，mm。
結論：綜合以上兩項強度校核可知，半軸與輪轂連接的螺釘強度滿足要求。
3.4 輪轂的設計
3.4.1 輪轂的外形設計
輪轂是連接半軸和車輪的部件，是傳遞轉矩部件的一個組成部分。輪轂的材料選擇HT250，其內部主要有兩個與軸承外圈配合的孔，用來支承橋殼。外部主要是與輪輞的一個孔軸配合，為了起到定位作用，使車輪在運行過程中不產生偏移，此孔軸配合采用過盈配合。
3.4.2 輪轂與輪輞的連接螺栓強度校核
按螺栓受剪切力進行校核。螺栓性能等級4.8
則：屈服強度 σs=320MPa
許用切應力 [τ]=σs/2.5=320/2.5=128MPa
許用擠壓應力[σp]= σs/1.25=320/1.25=256MPa
（1）螺栓抗剪強度校核
單個螺栓所受的剪力
式中，T為螺栓所受扭矩，N·m；
n為螺栓數(shù)目；
r為螺栓中心與半軸軸線的垂直距離，m。
則螺栓的抗剪強度 ，故滿足要求。
式中，F(xiàn)s為單個螺栓所受剪力，N；
d為螺栓抗剪面直徑，mm；
m為螺栓抗剪面數(shù)目。
（2）螺栓與孔壁的擠壓強度校核
擠壓強度 ，故滿足要求。
式中，F(xiàn)s為單個螺栓所受剪力，N；
d為螺栓抗剪面直徑，mm；
h為螺栓與孔壁擠壓面最小高度，mm。
結論：綜合以上兩項強度校核可知，輪轂與輪輞連接的螺栓強度滿足要求。
3.5 驅動橋殼的設計
3.5.1 驅動橋殼的結構設計
驅動橋殼一般有可分式、整體式和組合式三種結構形式。此處采用組合式結構，使得拆裝和維修更加方便。橋殼的一端通過一對軸承支承在輪轂上，另一端用螺釘與減速器箱體連接。由于驅動橋殼還需要與車架連接，根據(jù)后懸架的結構和尺寸，在橋殼的外端設計凹槽和它連接。在裝有軸承的一端車有螺紋，用于圓螺母固定軸承內圈。
3.5.2 驅動橋殼的強度計算
（1）橋殼的靜彎曲應力計算
橋殼可看成一根空心橫梁，兩端經輪轂軸承支承于車輪上，在橋殼與車架的鉸接處承受車身載荷。其受力簡圖如圖3-5所示。
F1
F2
N1
N2
B
S
圖3-6 驅動橋殼受力簡圖
由圖中可以看出，橋殼與車架鉸接處為危險截面，對其進行強度校核。
該處所受彎矩：
式中，F(xiàn)1為地面作用于車輪上的反力，N；
G為電動車滿載時的重量，N；
gw為車輪、輪轂、制動器的重量，N；
B為前輪中心距，m；
S為橋殼和車架鉸接中心的距離，m。
則：彎曲應力
故強度滿足要求。
（2）電動車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算
取汽車加速時的質量轉移系數(shù)m2=1.2，則橋殼與車架鉸接處所受的垂向彎矩為：
在行駛時，驅動車輪所受的最大切向反力：
式中，T2為驅動輪得到的轉矩，N·m；
r為前輪的滾動半徑，m。
則橋殼與車架鉸接處所受的水平彎矩為：
橋殼還承受驅動橋傳遞轉矩而產生的反作用力矩：
則橋殼與車架鉸接處所受的合成彎矩為：
則彎曲應力：
故強度滿足要求。
（3）電動車緊急制動時橋殼強度計算
取汽車緊急制動時的質量轉移系數(shù)m=1.2，則橋殼與車架鉸接處所受的垂向彎矩為：
橋殼與車架鉸接處所受的水平彎矩為：
緊急制動時鉸接點外側還承受制動力所引起的轉矩
則橋殼與車架鉸接處所受的合成彎矩為：
則彎曲應力：
故強度滿足要求。
（4）電動車受最大側向力時的橋殼強度計算
假設電動車向左緊急轉彎，則左輪承受的最大垂向力為車重.
即
則鉸接處所受彎矩為：
彎曲應力：
故強度滿足要求。
3.5.3 橋殼與減速器連接螺釘強度校核
螺釘M8，性能等級8.8級。
取安全系數(shù)S=1.2，則
按緊急制動時的彎矩對螺釘進行強度校核。
則單個螺釘承受的最大工作載荷為：
式中，n為螺釘個數(shù)；
r為螺釘中心直半軸軸線的垂直距離，m。
彎曲應力為：
故螺釘強度滿足要求。
3.6 輪轂軸承的壽命計算
設計標準。
左端軸承基本代號32009，右端軸承基本代號32010。
當電動車直線行使時，沒有外界軸向載荷，其受力示意圖如圖3-6所示。
Fr1
Fr2
Fs1
Fs2
N
A
B
C
圖3-7 輪轂軸承受負荷示意圖
車身重G按1140kg計算，則N=G/2=1140/4=285kg。
查《機械設計手冊》得，X=0.40，Y=1.5，Cr1=67800N，Cr2=73200N。
由于，且，Y1=Y2
所以
由于該處軸承有較大沖擊，取沖擊載荷系數(shù)fp=1.2。
計算當量動載荷
計算軸承壽命：
故這對軸承設計符合要求。
致 謝
經過四個月的辛勤勞動，我終于順利地完成了畢業(yè)設計。在畢業(yè)設計的過程當中，老師們和周圍的同學給了我極大的幫助，在此對他們表示感謝！
在整個畢業(yè)設計過程當中，指導老師給了我多方面的幫助。他不僅給我提出了很多寶貴的意見和建議，還給我提供了很多相關的技術支持，幫助我解決了一個又一個的難題。王老師對待我的每一張圖紙都仔細審閱，在指出每一個微小錯誤的同時也結合自己豐富的機械設計經驗，給我講解一些常用的設計方法和注意事項，使我受益非淺。
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