太阳能混合动力观光车驱动系统设计

CHANGZHOU INSTITUTE OF TECHNOLOGY 毕 业 设 计 说 明 书 题目 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 二级学院 直属学部 专业 班级 学生姓名 学号 指导教师姓名 职称 评阅教师姓名 职称 2014 年 11 月 常州工学院毕业设计 摘 要 太阳能是一种清洁能源 不仅可以部分代替石化燃料 而且可以减少二氧化碳和 有害气体的排放 防止地球环境恶化 太阳能车尤其适合在环保要求较高的旅游景点 使用 可以做到真正的零排放 实现完全意义上的环保 毕业设计的主要内容是太阳能混合动力观光车的总体方案设计和驱动系统设计 总体方案设计包括 分析给定的技术参数及工作条件 进行调查研究 收集资料 确定个部分的构造型式 主要尺寸及估重 并做布置位置草图 初算整机重心位置 桥负荷 稳定性 牵引性 制动性 机动性等 绘制总体外型尺寸及参数性能图 驱动系统设计包括 1 驱动系统传动方案的确定 采用单电机集中驱动系统 由减速箱总成 差速 器总成及驱动桥组成 驱动电机与减速器主动齿轮直接相连 通过两级减速及差速器 将扭矩传送到左右两个驱动轮 电机轴线与车轮轴线平行 因此减速器采用两极圆柱 齿轮传动 半轴采用全浮式结构 与轮毂用螺钉连接传递转矩 桥壳采用组合式结构 一端由轮毂轴承支承在车轮上 另一端与减速器相连 2 减速器的设计 分配传动比 计算动力和运动参数 按接触强度确定中心距 计算齿轮的主要参数 按扭转强度设计轴的尺寸 按弯扭合成校核轴的强度 减速器 箱体的设计 轴承的寿命校核 3 半轴 桥壳等零件的结构设计与强度校核 关键词 电动车 驱动桥 减速器 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 目 录 第 1 章 绪论 1 1 1 引言 1 1 2 太阳能电动车的发展趋势 1 1 3 太阳能电动车的组成 1 1 4 太阳能电动车驱动系统组成 1 第 2 章 电动车总体设计 3 2 1 技术参数 3 2 2 构造形式及工作条件 3 2 3 主要参数选择 3 2 3 1 主要尺寸 3 2 3 2 电动车质量 3 2 3 3 电动机参数 3 2 3 4 轮胎参数 4 2 3 5 传动比计算 4 2 3 6 最大爬坡度计算 4 2 4 核心件参数 4 2 5 总体布置计算 5 2 5 1 各部分质量及重心坐标 5 2 5 2 空载及满载时重心坐标 5 2 5 3 轴荷分配计算 5 2 6 稳定性计算 6 2 6 1 汽车不纵向翻倒的条件 6 2 6 2 汽车不横向翻倒的条件 6 2 7 最小转弯直径的计算 6 2 8 行程计算 7 第 3 章 双电动机驱动桥设计 8 3 1 驱动系统总体设计 8 3 2 减速器的设计 8 3 2 1 传动比分配 8 3 2 2 运动和动力参数计算 8 3 2 3 齿轮参数计算 9 3 2 4 轴的设计 16 3 2 5 平键的强度校核 17 3 2 6 轴的强度校核 17 3 2 7 轴承的寿命校核 22 常州工学院毕业设计 3 2 8 减速器箱体的设计 24 3 3 半轴的设计 24 3 3 1 半轴的形式 24 3 3 2 半轴轴径的确定 24 3 3 3 花键的设计和校核 25 3 3 4 半轴连接螺钉强度校核 25 3 4 轮毂的设计 26 3 4 1 轮毂的外形设计 26 3 4 2 轮毂与轮辋的连接螺栓强度校核 26 3 5 驱动桥壳的设计 27 3 5 1 驱动桥壳的结构设计 27 3 5 2 驱动桥壳的强度计算 27 3 5 3 桥壳与减速器连接螺钉强度校核 29 3 6 轮毂轴承的寿命计算 29 致 谢 31 参考文献 32 常州工学院毕业设计 1 第 1 章 绪论 1 1 引言 伴随着 21 世纪的到来 由于降低公害 安全节能及新颖化的社会要求 汽车技术 在不断引入以新材料 电子技术为基础的新技术过程中取得巨大的进步 汽车能源利用效率 有害物排放 车用新能源的开发和利用等问题 近年来一直 受到各国政府 专家和公众的关注 人们投入巨额资金和大量人力研究更加清洁的汽 车 寻找更加洁净的 可持续利用的替代能源 使用最清洁 最丰富的能源一太阳能 作为燃料的太阳能电动车诞生了 它已成为当前世界各发达国家竞相研究开发的前沿 项目 1 2 太阳能电动车的发展趋势 太阳光能变为电能 是利用太阳能的一条重要途径 太阳能属于清洁能源 绿色 环保 绝无污染 取之不尽 用之不竭 对太阳能的直接利用 代表了人类文明发展 的新水平 有利于人类社会的可持续发展 因此太阳能电动车被人类称之为 未来汽 车 电动汽车是最近这些年来世界各大汽车厂竞相开发的项目 因为清洁环保汽车 一直是人们追求的目标 随着人类对地球升温的担心和大气污染的日益加重 人们对 太阳能的关心越来越增长 1 3 太阳能电动车的组成 太阳能电动车是指利用太阳能电池的光伏特性将太阳能转化为电能 并利用该电 能作为能源驱动行使的汽车 它由驱动桥 转向系 制动系 车架 车身 太阳能 1 电池板 蓄电池 驱动电机和电控系统等组成 电动汽车的驱动桥处于传动系的末端 它的基本功用是增大由传动器传来的转矩 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之间的铅垂力 纵向力和横向力 8 转向系的功用是改变汽车的行驶方向和保持汽车稳定的直线行驶 汽车一般采用 前轮转向 转向系的主要组成机构包括 转向盘 转向器 转向传动杆系等 1 制动系是用来强制汽车减速或停车 并可使汽车在坡道上停放的装置 为保证 汽车在紧急情况下可靠的制动 应有两套独立的制动系统 其中一种是用机械方式传 递其操纵力的 制动系的主要组成机构包括 制动踏板 驻车制动杆 车轮制动器 1 等 1 车身包括驾驶室和各种形式的车厢 用以容纳驾驶员 乘客和装载货物 1 太阳能电池置于车身表面 主要由半导体硅制成 在被光照射以后 由于其吸收 光能 激发出电子和空穴 从而产生电动势 如果接上负载 就形成电流 再通过 MPPT 最大功率跟踪 装置给电机和蓄电池提供能量 实现太阳能转换为电能 1 4 太阳能电动车驱动系统组成 一般的汽车结构中 驱动桥包括减速器 差速器 驱动车轮的传动装置及桥壳等 部件 7 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 2 根据其齿轮类型 主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速方式的不同 减速器 的结构形式也不同 减速器的传动比 驱动桥的离地间隙和计算载荷是减速器设计的 原始数据 要在总体设计时就确定 由于发动机在汽车上是纵向安置的 减速器将用 来改变转矩的传递方向 为了使汽车有足够的牵引力和适当的最高车速 减速器进 7 行增大转矩 降低转速的变化 差速器用来解决左右车轮间的转矩分配问题和差速要求 当汽车转弯或在不平 7 路面上行驶时 左右车轮在同一时间内所滚动的行程是不一样的 因此其转速也应不 同 因此 要求驱动桥在传递转矩给左右车轮的同时 能使它们以适应上述运动学要 求的不同角速度旋转 这一要求是由差速器来实现的 装有差速器的汽车 当左右 7 齿轮与地面的附着系数不同且一个驱动车轮滑转而失去牵引力时 另一个附着好的驱 动车轮也将丧失牵引功能 驱动车轮的传动装置的功用在于将转矩由差速器半轴齿轮传到驱动车轮 对转向 驱动桥 则必须在驱动车轮的传动装置中安装等速万向节 对于非转向驱动桥来说 驱动车轮的传动装置也要用万向节传动 如果驱动车轮不是转向轮 则车轮直接由 7 连接差速器和轮毂的半轴来驱动 这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来 在装 有轮边减速器的驱动桥上 轮边减速器的主动齿轮与半轴齿轮以半轴连接 7 桥壳起着支撑汽车荷重的作用 并将载荷传递给车轮 作用在车轮上的牵引力 制动力等力都是通过桥壳传到车架上 因此 桥壳既有承载作用 又有力的传递 7 同时还是减速器 差速器 半轴的外壳 在汽车行使过程中 桥壳承受繁重的载荷 因此 桥壳既要结构简单 降低成本以及方便拆装维修 又要考虑在动载荷下有足够 的强度和刚度 7 轮胎与车轮支撑汽车质量 并承受路面的各种反力 如驱动力和制动力 在汽车 转弯时 还要承受侧向力以及吸收汽车行使时产生的动载荷和振动 车轮由轮辋和 7 轮辐组成 轮胎装在轮辋上 轮辐用轮胎螺栓固定在轮毂上 轮辋是轮胎安装的基础 既要支撑轮胎 又要保证轮胎拆卸方便 7 常州工学院毕业设计 3 第 2 章 电动车总体设计 2 1 技术参数 额定载人数 4 6 人 总质量 约 1000 kg 最大行驶速度 V 行 30km h 最大爬坡度 满载 10 最小离地间隙 150mm 最小转弯半径 Rmin 4500mm 最大制动距离 6m 自重 576 kg 蓄电池电压 48V 电控 Acl 48 180 2 2 构造形式及工作条件 电动车形式 后置后驱 电动车动力 蓄电池组 直流串励电动机驱动 额定电压 48V 工作场所 旅游景点 路面条件 沥青或混凝土路面 2 3 主要参数选择 2 3 1 主要尺寸 总长 a 3200mm 总宽 w 1600mm 总高 h 1900mm 轴距 L 54 60 a 代入数据 取整为 2000mm 轮距 B 0 75L 100 80 代入数据 取整为 1350mm 前悬 L 450mm 后悬 L 700mm FR 最小离地间隙 150mm 2 3 2 电动车质量 座位数 4 座 整车质量 人均整备质量 座位数 96 5 480kg 参考同类车取 600kg 总质量取整为 1000 kg 2 3 3 电动机参数 最大功率 P V V 2 1 maxe1T 360ragfmax76140DCAmax3 30 30 10 96 85 5 9 3 1 56kw 其中 传动效率 0 9 g 重力加速度 滚动阻力系数 0 0165 T fr C 空气阻力系数 0 65 A 汽车正面投影面积 m 汽车质量 D a 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 4 取 安全裕量系数为 1 1 则电机最大功率应为 2 18kW 根据电机资料 以最接近 原则选取 2 2kW 的串励直流电机 其额定转速为 额定转速时的扭矩280 minpnr 为 max2 9509507 58eepTNmn 2 3 4 轮胎参数 直径 工作半径 单边宽 最大承载 437kg 胎压 ed0kr160 kb 0 3MPa 2 3 5 传动比计算 9 15 2 2 00max 37rniV 27830 式中 为汽车的最高车速 是最高车速时发动机的转速 0 为车轮的滚动半径 r 2 3 6 最大爬坡度计算 2 3 maxTmaxeV 过 爬 4 6 6 302 36 6Km 最大牵引力 F 2 4 maxTir 36 9150 782 118Kg 0 0165 maxFrf10 11 8 10 故满足设计要求 2 4 核心件参数 铅酸蓄电池 DC 48V 160Ah 外形尺寸 522mm 240mm 242mm 重量 260kg 电动机 2 2kW DC 48V 56A 2800r min 重量 26kg 太阳能电池板 多晶硅材料 最大转换效率 最大输出功率约 470W 外形尺寸 2200mm 1650mm 50mm 重量 65kg 转向系 60kg 驱动桥 100kg 车架车厢 80kg 常州工学院毕业设计 5 2 5 总体布置计算 2 5 1 各部分质量及重心坐标 蓄电池 尺寸 522 240 242 总电压 48V 容量 160AH 重 260Kg 重心坐标 720 371 直流电动机 功率 2 2KW 电压 48V 电流 57A 转速 2800r min 重 26Kg 重心坐标 1840 260 太阳能电池 多晶硅 功率 430W 最大功率时电压 52V 尺寸13 2200 1600 50 重约 60Kg 重心坐标 1600 1875 转向系统 包括前车轮 悬架 制动器 重约 60Kg 重心坐标 100 260 驱动系统 包括减速器 差速器 半轴 后车轮 制动器 重约 100Kg 重心坐标 1950 260 车架 车身 重约 80Kg 重心坐标 1000 225 2 5 2 空载及满载时重心坐标 空载总质量约 600Kg 满载总质量约 880Kg 则空载时重心坐标 2 5 iMxmy 6027061840610950813275262 计算结果 x 1020 y 460 满载时重心坐标 8061240 8160 7532xy 计算结果 1080 570 y 2 5 3 轴荷分配计算 满载静止时 2 6 12GLba 其中 前轴负荷 后轴负荷 汽车总质量12G L 汽车轴距 a 质心距前轴距离 b 质心距后轴距离120890G 405Kg 475Kg12 满载行驶时 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 6 2 7 12 gzzgGbhFLa 其中 为附着系数 在干燥的沥青或混凝土路面上 该值为 0 7 0 8 取 0 75 1280 9 750 18 zzF 275Kg 605Kg1z2z 满载制动 2 8 12 gzzGbhFLa 1280 9 750 2 zzF Kg 341Kg1539z 2z 2 6 稳定性计算 2 6 1 汽车不纵向翻倒的条件 0 75 2 9 gbh 0 75 即满足条件92057 2 6 2 汽车不横向翻倒的条件 0 75 2 10 2gBh 0 75 即满足条件13507 2 7 最小转弯直径的计算 汽车最小转弯直径 9mminD D 2 2 11 2 LBtg 常州工学院毕业设计 7 9000 2 2200 135 tg 汽车前内轮最大转角 36 7 2 8 行程计算 S V t 2 17 a V seeQPt 电 日 30 481603 82 2 158Km 大于目标里程 120Km 故满足要求 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 8 第 3 章 双电动机驱动桥设计 3 1 驱动系统总体设计 驱动系统的总体设计方案示意图如图 3 1 所示 采用单电机集中驱动系统 由减 速箱总成 差速器总成及驱动桥组成 驱动电机与减速器主动齿轮直接相连 通过两 级减速 将扭矩传送到左右两个驱动轮 电机轴线与车轮轴线平行 因此减速器采 7 用两极圆柱齿轮传动 半轴采用全浮式结构 与轮毂用螺钉连接传递转矩 桥壳采用 组合式结构 一端由轮毂轴承支承在车轮上 另一端与减速器相连 桥壳的设计还要 与悬架等配合 根据它的结构和尺寸设计连接部件 7 图 3 1 驱动桥总成 3 2 减速器的设计 3 2 1 传动比分配 总传动比 故采用两级圆柱齿轮减速器 9 15i 根据 的经验公式 取 21413 5i 2 4i 3 2 2 运动和动力参数计算 高速轴 0 Pkw 28 minnr 095952 07 5TNm 中间轴 1123 8 1kw 常州工学院毕业设计 9 10 28 3 5789 minnir 1950126 5TPN 低速轴 22 0kw 1 78 543 innir 95090 164 95Tn 3 2 3 齿轮参数计算 高速级齿轮传动设计 1 齿轮均采用斜齿传动 6 级精度 齿面渗碳淬火 材料选择 小齿轮 38SiMnMo 调质 硬度 320 340HBS 大齿轮 35SiMn 调质 硬度 280 300 HBS 查得 790 760 lim1H 2 NlimH 2 N 640 600 FEFE 2 按接触强度初步确定中心距 并初选主要参数 3 1 132476aHPKTauu 式中 小齿轮传递的转矩 7 51Nm 载荷系数 K K 1 6 齿宽系数 取 0 4 a 齿数比 u 暂取 u 3 55 许用接触应力 HP limHS 取最小安全系数 1 1 按大齿轮计算li 69127601 HP 2 N2 将以上数据代入计算中心距的公式得 56 321 675476 5049 a m 圆整为标准中心距为 60 a 按经验公式 0 007 0 02 0 007 0 02 60 0 42 1 2 nma m 取标准模数 1 初取 10 cos10 985 26 23naZu 取 121 5 3Z 精求螺旋角 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 10 12693cos 0 nmZa 所以 86 1 0cos 9nt 126 3tdmZm 4ab 3 校核齿面接触疲劳强度 3 2 1tHEAVHFuKbd 式中 分度圆上的圆周力 t 120 756tTFN 使用系数 AK 动载系数 V 3 3 21120VAZvuFb 16 83 5 60dnv ms 根据齿轮圆周速度 齿轮精度等级为 9 级 123 0 87K 将有关值代入式 3 17 得 213 263 85 6570 024VK 齿向载荷系数 H 311 8 5Hbbd 234 200 1246 1 齿向载荷分配系数 按 查得HK 2 57 35 69 ATFbNm 1 HK 节点区域系数 按 查得 Z8 0 x 24HZ 常州工学院毕业设计 11 查得 2189 EZNm 接触强度计算的重合度及螺旋角系数查得 Z 首先计算当量齿数 13362 80cos 9v 2335 vZ 求当量齿轮的端面重合度 按 分 v 1286 0 95 8vvZ 别查得 所以 0 8 9 0 829 74 按 纵向重合度 24 1 mb 6 0 按 查得 7v 0 Z 将以上各数值代入齿面接触应力计算公式得 5714 2 4189 51 362 126 H 265 Nm 计算安全系数 HS 3 4 limNTLVRWXHZ 式中 寿命系数 先计算应力循环次数 T 9116028013 021Nknt 822795 对调质钢 查得 2 NTNTZ 润滑油模影响系数 按照 选用 220 号中级压型工业齿轮油 其LVR vms 运动粘度 查得 240 vms1 0LVR 工作硬化系数 因为小齿轮齿面未硬化处理 齿面未光整 故取 W 1WZ 接触强度计算的尺寸系数 XZ 将以上数值代入安全系数的计算公式得 1790 18 017654HS 2 28 查得 lim H 故安全 S 4 校核齿根弯曲疲劳强度 3 5 tFAVFSnKYb 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 12 式中 弯曲强度计算的载荷分布系数 FK 1 26FHK 弯曲强度计算的载荷分配系数 复合齿行系数 按 查得 FSY126 8 95 vvZ 124 7 3 95FSFSY 弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数 按 查得 86v 0 67Y 将以上各数值代入齿根弯曲应力计算公式得 157 3 4 7024F 2 Nm2189 518 FSYN 计算安全系数 3 6 FENTrelRlTXS 式中 寿命系数 对调质钢 按 查得 按TY913 024N 10 98NTY 查得921 50 20 9N 相对齿根圆角敏感系数 12relTrelY 相对齿根表面状况系数 齿面粗糙度 得 12 6aRm RrelT 尺寸系数 查得 XYX 将以上数值代入安全系数 的公式得FS640 9813 47FS 查得 取 min16F 及 均大于 故安全 1FS2inS 5 主要几何尺寸 12 0 6 93 86nt z 16 tdzm 293 28 aah 1953 126 60d 0 4hb 取 16 m 低速级齿轮传动设计 1 齿轮均采用斜齿传动 6 级精度 齿面渗碳淬火 材料选择 常州工学院毕业设计 13 小齿轮 38SiMnMo 调质 硬度 320 340HBS 大齿轮 35SiMn 调质 硬度 280 300 HBS 查得 790 760 lim1H 2 NlimH 2 N 640 600 FEFE 2 按接触强度初步确定中心距 并初选主要参数 3 1 23476aHPKTauu 式中 小齿轮传递的转矩 26 6252Nm 载荷系数 K K 1 6 齿宽系数 取 0 54 a 齿数比 u 暂取 u 2 54 许用接触应力 HP limHS 取最小安全系数 1 1 按大齿轮计算li 69127601 HP 2 N2 将以上数据代入计算中心距的公式得 74 9 321 65476 5049 a m 圆整为标准中心距为 100 a 按经验公式 0 007 0 02 0 007 0 02 100 0 7 2 nma m 取标准模数 1 5 初取 10 cos10 985 262 4naZu 取 13713759 84Z 精求螺旋角 12 cos 0 25nma 所以 043 51 267cos98nt 1 3 49tdmZm 04ab 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 14 3 校核齿面接触疲劳强度 3 2 1tHEAVHFuZKbd 式中 分度圆上的圆周力 t 216 59430tTFN 使用系数 AK 动载系数 V 3 3 21120VAZvuFb 1256 4978 3 60dnv ms 根据齿轮圆周速度 齿轮精度等级为 9 级 123 0 87K 将有关值代入式 3 17 得 213 37 54 9410 508VK 齿向载荷系数 H 2311 5Hbbd 2340 8 1046 9 1 2 齿向载荷分配系数 按 查得HK 2 59 5 36 ATFbNm 1 HK 节点区域系数 按 查得 Z1043 x 247HZ 查得 289 ENm 接触强度计算的重合度及螺旋角系数查得 首先计算当量齿数 13378 cos0 925vZ 2334 v 常州工学院毕业设计 15 当量齿轮的端面重合度 按 分 v 12043 8 97 38vvZ 别查得 所以 0 82 0 82 7 按 纵向重合度 4 14 m 3 按 查得 7v 6Z 将以上各数值代入齿面接触应力计算公式得 92 5412 4189 06 3 2143 H 25 Nm 计算安全系数 HS 3 4 limNTLVRWXHZ 式中 寿命系数 先计算应力循环次数 T8116078910 5210Nknt 22336 对调质钢 查得 12 NTNTZ 润滑油模影响系数 按照 选用 220 号中级压型工业齿轮油 其LVR vms 运动粘度 查得 240 vms 0 95LVR 工作硬化系数 因为小齿轮齿面未硬化处理 齿面未光整 故取 W 1WZ 接触强度计算的尺寸系数 1 XZ 将以上数值代入安全系数的计算公式得 1790 25 034HS 681 查得 故安全 lim HlimHS 4 校核齿根弯曲疲劳强度 3 5 tFAVFSnKYb 式中 弯曲强度计算的载荷分布系数 FK 1 20FH 弯曲强度计算的载荷分配系数 K 复合齿行系数 按 查得 FSY1238 97 38vvZ 124 5 3 96FSFSY 弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数 按 查得Y 0v 0 7Y 将以上各数值代入齿根弯曲应力计算公式得 1943 5 4 5060F 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 16 21 5 Nm 22213 96107 4 FSFY 计算安全系数 3 6 FFENTrelRlTXY 式中 寿命系数 对调质钢 按 查得 按NT 81 520 10 98NTY 查得823 610N 20 9 相对齿根圆角敏感系数 12relTrelY 相对齿根表面状况系数 齿面粗糙度 得 12 6aRm RrelT 尺寸系数 查得 XYX 将以上数值代入安全系数 的公式得FS640 915 632FS 47 3 查得 取 及 均大于 故安全 min1F1FS2minFS 5 主要几何尺寸 56 37 9 1043nt z 1372 48tdz 2941 510 aah 6m 126843 d 取0 4hbam 12 40b 3 2 4 轴的设计 材料选择 45 钢 调质处理 硬度 217 255HBS 许用疲劳应力 MP27 18 1 高速轴 a 最小轴径的确定 取 A 115 03344112 510 60 8PdAmn 由于有花键 适当增加轴径 取 1min5d126 3 289d 常州工学院毕业设计 17 b 主要分布零件有 齿轮 轴承 轴承端盖等 c 根据工况 选择轴承类型为滚动轴承 6002 基本尺寸 15mm 32mm 9mm 配合轴段直径为 15mm d 齿轮安装 安装轴段直径 24mm 轴段长度 26mm e 齿轮定位 由于齿轮分度圆直径小于两倍轴径 故齿轮采用齿轮轴 2 中间轴 a 中间轴为实心轴 故 0 取 A 1151332 51 978PdAmn 由于开有键槽 轴径适当增加 取 2in0d b 主要分布零件有 齿轮 轴承 键 轴承端盖等 c 根据工况 选择轴承类型为滚动轴承 6004 基本尺寸 20mm 42mm 12mm 配合轴段直径 20mm d 齿轮安装 安装轴段直径 大齿轮 25mm 小齿轮 25mm 安装轴段长度 大齿轮 32mm 小齿轮 40mm e 齿轮定位 大齿轮 一端采用轴肩定位 轴段直径 32mm 轴段长度 8mm 另一端采用套筒定位 套筒内径 20mm 外径 28mm 长度 10mm 径向定位采用平键 基本尺寸 33mm 10mm 8mm 小齿轮 一端采用轴肩定位 轴段直径 25mm 轴段长度 42mm 另一端采用套筒定位 套筒内径 20mm 外径 32mm 长度 4mm 径向定位采用平键 基本尺寸 26mm 8mm 7mm 3 2 5 平键的强度校核 中间轴 单个平键 基本尺寸 26mm 8mm 7mm 键连接的许用挤压应力 MPap10 故满足要求 14265 48 p pTdhl 3 2 6 轴的强度校核 1 高速轴 高速轴的受力分析如图 3 1 所示 高速轴传递的转矩 075TNm 齿轮的圆周力 12716 3tFd 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 18 齿轮的径向力 1 tantan205711 3coscos86rFN 齿轮的轴向力 tt a 计算作用在轴上的支反力 如图 3 1 a 垂直面内的支反力 121 57 28 vtFN 如图 3 1 c 水平面内的支反力 11 380 63 107 hrBCaABldl 2127 4 hrhF 计算齿轮中心 C 处的弯矩 5 269vAMl Nm 1083h 1 7 80 263 487 5Cald Nm 画出高速轴在垂直面和水平面内的弯矩图 如图 3 1 b d 所示 计算 C 处的合成弯矩 2 21199vhM 22 16 画出合成弯矩图如图 3 2 e 所示 画出扭矩图如图 3 2 f 所示 常州工学院毕业设计 19 F v1 Nntr5 31902cosa8 Fv2 T0 Ft1 Fh1 Fh2 Fr1 Fa1 22269N m m 5538N mm 4487 5N m m 22947N mm 22716N mm 7500N mm 图 3 2 高速轴受力分析图 校核轴的强度 由弯矩图和扭矩图可以看出 承受最大弯矩和扭矩的截面 C 处是 危险截面 对其进行校核 按转矩为脉动变化取修正系数 由于截面 C 处为实心轴 故 7 0 0 则 22221 13 3 94 5 1 0 16cMTMPad 故轴的强度满足要求 2 中间轴 中间轴的受力分析如图 3 2 所示 中间轴传递的转矩 1265TNm 齿轮的圆周力 7ttF13294 56 8tTFd 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 20 齿轮的径向力 21 3rFN 3 tantan094 746 coscos8rF 齿轮的轴向力 21 a 3t t32a 计算作用在轴上的支反力 如图 3 2 a 垂直面内的支反力 123 57894 1069 3vtBCtDABFllN 235742817 4vttV 如图 3 2 c 水平面内的支反力 123 2 6 8 5 568 2 1084hrBDrBCaaABllFdlN 23169rhF 计算齿轮中心的弯矩 19 231 vACMl Nm 3274BD 8 8hl 12 0 143 5 24895 6ACaFd Nm 3296 3296BDl 3 14 5 7hahBl 画出中间轴垂直面和水平面内的弯矩图 如图 3 2 b d 所示 计算 C 处和 D 处的合成弯矩 2221 38 6 134 9vhMN 2215 5 608m 379 7 2Dv 22h 画出合成弯矩图 如图 3 3 e 所示 画出扭矩图 如图 3 3 f 所示 常州工学院毕业设计 21 Fv1 Fv2 Ft2 Ft3 a Fh1 Fh2Fr2 Fa2 Fa3 Fr3 b c d e f C D B 15318 6 N mm 27791 6 N mm 3294 6N mm 844 8N mm 495 7N mm 4895 6N mm 15341 9N m m 16081 9N m m 27796 9N m m 27986 9N m m 26625N m m 图 3 3 中间轴受力分析图 校核轴的强度 由弯矩图和扭矩图可以看出 承受最大弯矩和扭矩的截面 D 处 即 齿轮 3 的中心处是危险截面 对其进行校核 按转矩为脉动变化取修正系数 由于截面 C 处为实心轴 故 7 0 0 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 22 则 222213 31 7986 0 65 1 9 0 14cMTMPad 故轴的强度满足要求 3 2 7 轴承的寿命校核 设计标准 hLh5 1 高速轴轴承 轴承代号 6002 查阅 机械设计手册 得 Cr 5580N Co 2850N 根据工况 载荷平稳 取 1 pf 由 机械设计 表 17 5 知 rsF50 Fra Frb Fa1 Fsa Fsb 图 3 4 高速轴轴承受负荷示意图 计算轴承径向载荷 22185 71 094 2ravhFN 38b 计算附加轴向力 0 5 94 sr 3 计算轴承所受轴向载荷 因为 19 8 2 sba saFNF 所以左端轴承 a 被压紧 右端轴承 b 被放松 由此可得 15 0 39 05sbaF a 计算当量动载荷 0239 0 845aC 由 机械设计 表 17 7 查得 e 0 28 由于 查 机械设计 表 17 7 得 X 0 56 Y 1 55 239 814arFe 当量动载荷 1 056294 15239 0 58 apraPfXFY N 计算轴承寿命 常州工学院毕业设计 23 故满足要求 663 011058 062 rh haCL LnP 2 中间轴轴承 轴承代号 6004 查阅 机械设计手册 得 Cr 9380N Co 5020N 根据工况 载荷平稳 取 1 pf 由 机械设计 表 17 5 知 rsF50 Fra Frb Fa2 Fsa Fsb Fa3 图 3 5 中间轴轴承受负荷示意图 计算轴承径向载荷 22169 38 4697 ravhFN 21731b 计算附加轴向力 0 5 sr 85 计算轴承所受轴向载荷 因为 2348 7134 26 9saa sbFNF 所以右端轴承 b 被压紧 左端轴承 a 被放松 由此可得 sN 569ab 计算当量动载荷 0348 702aFC 查 机械设计 表 17 7 并用线性插值法得 e 0 27 由于 348 7569ar eF 查 机械设计 表 17 7 并用线性插值法求得 X 0 56 Y 1 64 当量动载荷 1 05697 4138 7 105 6apraPfXFY N 计算轴承寿命 故满足要求 663 10098 7 rh haCL Ln 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 24 3 2 8 减速器箱体的设计 减速器箱体是减速器中结构和形状最复杂的部件 大都采用铸造生产 在箱体 16 的设计过程中 不仅要保证一定的支承刚度 要便于轴系的安装外 还要尽量使工艺 性好 制造简单 外形美观 在本课题设计的驱动系统中 减速器具有一定的特殊性 与普通的电机和减速器 连接不同 除了电机的输出轴要与减速器的高速轴用花键连接外 电机的外壳要与减 速器的箱体用螺钉连接起来 这使得减速器箱体的设计比较复杂 也成为了设计中的 一个关键 为了解决这一关键问题 采用了侧面箱盖的方式 在减速器箱体的另一 16 侧给安装电机的法兰留出空间 16 总体的结构确定后 开始细化设计 首先根据两极传动的中心距和传动齿轮的大 小确定箱体内部空间尺寸及轴承孔的位置和大小 然后根据刚度的要求 使得壁厚不 小于 8mm 并且设计外形结构 在轴承座处要加大壁厚 且将外壁设计成凸台 可以 减小加工面 安装电机的法兰上的螺钉孔的布置设计是一个关键问题 它们不仅不能 与中间轴的轴承孔干涉 而且还要给螺钉的安装提供空间 为此 法兰设计成正方行 结构 四个螺钉安装在四个角上 为了保证轴承和轴的安装精度 在箱体和箱盖上设计了定位销 在加工轴承孔时 用定位销将箱体和箱盖连成一体加工 同时 由于采用了侧面箱盖的形式 为了防止 润滑油泄漏 箱体和箱盖连接处采用液态密封胶密封 16 3 3 半轴的设计 3 3 1 半轴的形式 半轴的形式有全浮式 半浮式和 3 4 浮式三种 此处采用全浮式半轴结构 驱动车 轮通过两个轴承支承在驱动桥壳上 半轴插在桥壳里面 内端用花键与减速器低速轴 连接 外端通过法兰盘用螺钉与轮毂相连 转矩由半轴传递到驱动车轮上 这种支承 方式 路面对车辆的各种反力及由这些反力引起的弯矩都由桥壳承受 半轴只承受转 矩 不承受弯矩和轴向力 7 3 3 2 半轴轴径的确定 由于采用全浮式半轴结构 半轴只承受转矩 故按照扭转强度来设计 全浮式半轴其计算载荷可按最大附着力矩 计算 M 3 7 2 rMmG 式中 为负荷转移系数 查表得 2 21 4 为驱动桥的最大轴载质量 G678N 为车轮滚动半径 r 0 r 为附着系数 取 8 代入计算得 1 467 802 5124Mm 全浮式半轴的扭转应力 按下式计算 常州工学院毕业设计 25 3106Md 式中 许用剪应力 2507 Nm 计算得 3min31241 86d 由于加工花键 轴径适当增加 取 30d 3 3 3 花键的设计和校核 花键采用矩形花键 齿数 Z 6 其基本尺寸为 26mm 23mm 6mm 长度 L 30mm 此处花键连接为静连接 主要失效形式为齿面压溃 强度校核 226495026 18 600 71 3 p pmTMPaPaZhld 式中 T 为工作转矩 N mm 为各齿间载荷分配不均匀系数 取 Z 为花键齿数 h D d 2 D 和 d 分别为花键轴的外径和内径 mm 为齿的工作长度 mm l 为花键平均直径 mm md 为许用挤压应力 MPa p 3 3 4 半轴连接螺钉强度校核 由于半轴只承受转矩作用 因此半轴与轮毂的连接螺钉只受剪切力作用 可能损 坏的形式有螺钉被剪断 螺钉或孔壁被压溃 螺钉性能等级 4 8 则 屈服强度 s 320MPa 许用切应力 s 2 5 320 2 5 128MPa 许用挤呀压应力 p s 1 25 320 1 25 256MPa 1 螺钉抗剪强度校核 单个螺钉所受的剪力 64 95 7012STFNnr 式中 T 为螺钉所受扭矩 N m n 为螺钉数目 r 为螺钉中心与半轴轴线的垂直距离 m 则螺钉的抗剪强度 故满足要求 22496 70 8 1SMPad 式中 Fs 为单个螺钉所受剪力 N 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 26 d 为螺钉抗剪面直径 mm m 为螺钉抗剪面数目 2 螺钉与孔壁的挤压强度校核 挤压强度 故满足要求 235 68 Sp pFMPadh 式中 Fs 为单个螺钉所受剪力 N d 为螺钉抗剪面直径 mm h 为螺钉与孔壁挤压面最小高度 mm 结论 综合以上两项强度校核可知 半轴与轮毂连接的螺钉强度满足要求 3 4 轮毂的设计 3 4 1 轮毂的外形设计 轮毂是连接半轴和车轮的部件 是传递转矩部件的一个组成部分 轮毂的材料选 择 40Cr 其内部主要有两个与轴承外圈配合的孔 用来支承桥壳 外部主要是与轮辋 的一个孔轴配合 为了起到定位作用 使车轮在运行过程中不产生偏移 此孔轴配合 采用过盈配合 17 3 4 2 轮毂与轮辋的连接螺栓强度校核 按螺栓受剪切力进行校核 螺栓性能等级 4 8 则 屈服强度 s 320MPa 许用切应力 s 2 5 320 2 5 128MPa 许用挤压应力 p s 1 25 320 1 25 256MPa 1 螺栓抗剪强度校核 单个螺栓所受的剪力 64 9518 0STFNnr 式中 T 为螺栓所受扭矩 N m n 为螺栓数目 r 为螺栓中心与半轴轴线的垂直距离 m 则螺栓的抗剪强度 故满足要求 22418 67 SMPad 式中 Fs 为单个螺栓所受剪力 N d 为螺栓抗剪面直径 mm m 为螺栓抗剪面数目 2 螺栓与孔壁的挤压强度校核 挤压强度 故满足要求 18 39 24Sp pFPadh 式中 Fs 为单个螺栓所受剪力 N d 为螺栓抗剪面直径 mm h 为螺栓与孔壁挤压面最小高度 mm 结论 综合以上两项强度校核可知 轮毂与轮辋连接的螺栓强度满足要求 常州工学院毕业设计 27 3 5 驱动桥壳的设计 3 5 1 驱动桥壳的结构设计 驱动桥壳一般有可分式 整体式和组合式三种结构形式 此处采用组合式结构 使得拆装和维修更加方便 桥壳的一端通过一对轴承支承在轮毂上 另一端用螺钉与 减速器箱体连接 由于驱动桥壳还需要与车架连接 根据后悬架的结构和尺寸 在桥 壳的外端设计凹槽和它连接 在装有轴承的一端车有螺纹 用于圆螺母固定轴承内圈 7 3 5 2 驱动桥壳的强度计算 1 桥壳的静弯曲应力计算 桥壳可看成一根空心横梁 两端经轮毂轴承支承于车轮上 在桥壳与车架的铰接 处承受车身载荷 其受力简图如图 3 6 所示 F1 F2 N1 N2 B S 图 3 6 驱动桥壳受力简图 由图中可以看出 桥壳与车架铰接处为危险截面 对其进行强度校核 该处所受弯矩 1 140 9 802567 22wBSGBSMFg Nm 式中 F1 为地面作用于车轮上的反力 N G 为电动车满载时的重量 N gw 为车轮 轮毂 制动器的重量 N B 为前轮中心距 m S 为桥壳和车架铰接中心的距离 m 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 28 则 弯曲应力 3434687 2 500 1 1 2MMPaDdW 故强度满足要求 2 电动车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 取汽车加速时的质量转移系数 m2 1 2 则桥壳与车架铰接处所受的垂向弯矩为 2140 29 80257 1VwGBSMmg Nm 在行驶时 驱动车轮所受的最大切向反力 2ax64 95 07TPNr 式中 T2 为驱动轮得到的转矩 N m r 为前轮的滚动半径 m 则桥壳与车架铰接处所受的水平弯矩为 ax240 6530 7hBSMm 桥壳还承受驱动桥传递转矩而产生的反作用力矩 264 95TNm 则桥壳与车架铰接处所受的合成弯矩为 22228 1 64 95810 3VhT 则弯曲应力 3 44 50 MMPaDdW 故强度满足要求 3 电动车紧急制动时桥壳强度计算 取汽车紧急制动时的质量转移系数 m 1 2 则桥壳与车架铰接处所受的垂向弯矩 为 2140 29 80257 1VwGBSMmg Nm 桥壳与车架铰接处所受的水平弯矩为 9 8 36 h 紧急制动时铰接点外侧还承受制动力所引起的转矩 140 2 0714 92GTmr Nm 则桥壳与车架铰接处所受的合成弯矩为 22228 36 5 15 4VhMT 常州工学院毕业设计 29 则弯曲应力 3434195 92 500 6 1 22MMPaDdW 故强度满足要求 4 电动车受最大侧向力时的桥壳强度计算 假设电动车向左紧急转弯 则左轮承受的最大垂向力为车重 即 1409 8172FGN 则铰接处所受弯矩为 1720 584 6BSMFNm 弯曲应力 343413 50 6 220MPaDdW 故强度满足要求 3 5 3 桥壳与减速器连接螺钉强度校核 螺钉 M8 性能等级 8 8 级 取安全系数 S 1 2 则 PaSs532 1 640 按紧急制动时的弯矩对螺钉进行强度校核 222807 13 587 9VhMNm 则单个螺钉承受的最大工作载荷为 ax 4725 960MFNnr 式中 n 为螺钉个数 r 为螺钉中心直半轴轴线的垂直距离 m 弯曲应力为 max22475 94 538FPaPad 故螺钉强度满足要求 3 6 轮毂轴承的寿命计算 设计标准 hLh50 左端轴承基本代号 32009 右端轴承基本代号 32010 当电动车直线行使时 没有外界轴向载荷 其受力示意图如图 3 7 所示 Fr1 Fr2 Fs1 Fs2 N A B C 图 3 7 轮毂轴承受负荷示意图 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 30 车身重 G 按 1140kg 计算 则 N G 2 1140 4 285kg 12853016 BCrANlFkg 21 2 7rr 查 机械设计手册 得 X 0 40 Y 1 5 Cr1 67800N Cr2 73200N 由于 且 Y1 Y22r YFrs 所以 116 3 5 8aFkg 由于该处轴承有较大冲击 取冲击载荷系数 fp 1 2 计算当量动载荷 11 2 04 1 74 3praPfXYk 22 375862g 计算轴承寿命 6610 3 10 3 1 8 4 9rh hCL Ln 6610 3 10 3 22 72 57865 rh hP 故这对轴承设计符合要求 常州工学院毕业设计 31 致 谢 经过四个月的辛勤劳动 我终于顺利地完成了毕业设计 在毕业设计的过程当中 老师们和周围的同学给了我极大的帮助 在此对他们表示感谢 王鸿翔老师是我的指导老师 在整个毕业设计过程当中 给了我多方面的帮助 他不仅给我提出了很多宝贵的意见和建议 还给我提供了很多相关的技术支持 帮助 我解决了一个又一个的难题 王老师对待我的每一张图纸都仔细审阅 在指出每一个 微小错误的同时也结合自己丰富的机械设计经验 给我讲解一些常用的设计方法和注 意事项 使我受益非浅 在此 向王鸿翔老师表示衷心的感谢 刘娜老师是我的顾问指导老师 在整个毕业设计过程中 刘娜老师给了我莫大的 帮助 在毕业设计一开始 她便带领我们去合肥电动车厂参观实习 使我们对设计的 内容有了更直观的认识 每周两次的见面 刘老师每次都在早晨上完课之后立即赶来 检查我们的进度 给我们讲解 答疑 一直到晚饭时间才回去 有时为了挤出时间给 我们 她甚至不吃午饭 在平时的设计计算中 刘老师对我们有问必答 在详细讲解 的同时 也指导我们去看参考书籍 既扩充了我们的知识 又提高了我们查阅资料和 自我学习的能力 另外 在我做毕业论文的时候 刘磊老师给我提出了不少建议和意见 毕可东老 师在英文翻译方面给了我很大的帮助 在此向他们表示感谢 同实验室的同学特别是我们课题组的成员也给了我莫大的帮助 我们经常在一起 讨论和研究 大家互相提出宝贵的意见 并且互相配合 顺利地完成了整个项目 在 此 对他们表示感谢 太阳能混合动力观光车驱动系统设计 32 参考文献 1 陆植 电动车设计 北京 机械工业出版社 1991 2 陈慕忱 装卸搬运车辆 北京 人民交通出版社 1986 3 吴克坚 于晓红 钱瑞明 机械设计 北京 高等教育出版社 2003 4 成大先等 机械设计手册 第四版 第一卷 北京 化学工业出版社 1993 1 5 机械工程手册 第 13 卷 物料搬运设备卷 机械工程手册 电机工程手册编辑委 员会 编 北京 机械工业出版社 1997 6 朱礼顺 梅家强 陈福来 电动车驱动桥制动系统漏油故障分析与工艺改进 工 程机械 2006 7 60 61 7 刘惟信 驱动桥 北京 人民交通出版社 1987 8 陶新良 电动车和电动牵引车的构造与维修 北京 中国物资出版社 2006 9 赵九江 赵祖耀 材料力学 哈尔滨 哈尔滨工业大学出版社 1987 10 杨晓军 交流驱动系统引领电动车技术革命 电动车技术 2006 1 11 张启君 宋玉萍 马瑞永 常仁齐 张宏 仇国剑 国内外电动车行业现状 及发展战略探讨 建筑机械化 2003 9 12 张忠泽 电动车传动系统设计 机电工程 1998 5 13 陆刚 电动车的技术发展趋势 物流技术与应用 2007 7 14 蒋宏元 电动车的优势 现代制造 2007 25 15 钱可强 机械制图 北京 高等教育出版社 2007 16 王之栋 王大康 机械设计综合课程设计 北京 机械工业出版社 2003 17 过学迅 邓亚东 汽车设计 北京 人民交通出版社 2005 18 Horberry T Larsson TJ Johnston I Lambert J Forklift safety traffic engineering and intelligent transport systems a case study APPLIED ERGONOMICS 2004 35 575 581 19 N Gubeljak U Zerbst J Predan M Oblak Application of the european SINTAP procedure to the failure analysis of a broken forklift Engineering Failure Analysis 2004 11 33 47 20 Highway Maintenance Concept Vehicle Final Report Phase Four June 2002 Center for Transportation Research and Education Iowa State University