太阳能混合动力观光车驱动系统设计

毕业设计（论文）报告题目电动车驱动桥后桥设计目录摘要关键词ABSTRACTKEYWORDS1绪论111引言112太阳能电动车的发展趋势113太阳能电动车的组成114太阳能电动车驱动系统组成22电动车总体设计321技术参数322构造形式及工作条件323主要参数选择3231主要尺寸3232电动车质量3233电动机参数3234轮胎参数4235传动比计算4236最大爬坡度计算424核心件参数425总体布置计算5251各部分质量及重心坐标5252空载及满载时重心坐标5253轴荷分配计算526稳定性计算6261汽车不纵向翻倒的条件6262汽车不横向翻倒的条件627最小转弯直径的计算628行程计算73双电动机驱动桥设计831驱动系统总体设计832减速器的设计8321传动比分配8322运动和动力参数计算8323齿轮参数计算9324轴的设计19325平键的强度校核20326轴的强度校核20327轴承的寿命校核25328减速器箱体的设计2733半轴的设计27331半轴的形式27332半轴轴径的确定28333花键的设计和校核28334半轴连接螺钉强度校核2934轮毂的设计29341轮毂的外形设计29342轮毂与轮辋的连接螺栓强度校核2935驱动桥壳的设计30351驱动桥壳的结构设计30352驱动桥壳的强度计算30353桥壳与减速器连接螺钉强度校核3336轮毂轴承的寿命计算33致谢35参考文献36附录37太阳能混合动力观光车驱动系统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。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。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1绪论11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。12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。13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、太阳能电池板、蓄电池、1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1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。1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。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。14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。7为了使汽车有足够的牵引力和适当的最高车速，减速器进行增大转矩、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路面上行7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，当左右齿轮与地面的附着系数不同且一个驱7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，则车轮直接由连接差速器和轮毂的半轴来7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，同时还是减速器、7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。车轮由轮辋和轮辐组成。轮胎装7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。72电动车总体设计21技术参数1、额定载人数46人2、总质量约1000KG3、最大行驶速度V行30KM/H4、最大爬坡度（满载）105、最小离地间隙150MM6、最小转弯半径RMIN4500MM7、最大制动距离6M8、自重576KG9、蓄电池电压48V10、电控ACL/48/18022构造形式及工作条件1、电动车形式后置后驱2、电动车动力蓄电池组直流串励电动机驱动额定电压48V3、工作场所旅游景点4、路面条件沥青或混凝土路面23主要参数选择231主要尺寸总长A3200MM，总宽W1600MM，总高H1900MM，轴距L（5460）A代入数据，取整为2000MM,轮距B075L10080代入数据，取整为1350MM,前悬L450MM,后悬L700MM，FR最小离地间隙150MM232电动车质量座位数4座，整车质量人均整备质量座位数965480KG，参考同类车取600KG；总质量取整为1000KG。233电动机参数最大功率P（VV）（2MAXE1T360RAGFMAX76140DCAMAX31）30301096801653135976403156KW其中传动效率09，G重力加速度，滚动阻力系数00165，TFRC空气阻力系数065，A汽车正面投影面积，M汽车质量。DA取安全裕量系数为11，则电机最大功率应为218KW，根据电机资料，以最接近原则选取22KW的串励直流电机，其额定转速为，额定转速时的扭矩为280/MINPNR；MAX2950950758EEPTNN234轮胎参数直径工作半径，单边宽最大承载437KG，胎压,EDKRM160,KBM03MPA；235传动比计算915（200MAX37RNIV270832）式中为汽车的最高车速；AX是最高车速时发动机的转速；0N为车轮的滚动半径。R236最大爬坡度计算（2MAXTMAXEV过爬3）466302366KM最大牵引力F（2MAXTIR4）369150782118KG00165MAXFRF1011810，故满足设计要求。24核心件参数铅酸蓄电池DC48V，160AH，外形尺寸522MM240MM242MM，重量260KG；电动机22KW，DC48V，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2200MM1650MM50MM，重量65KG；转向系60KG；驱动桥100KG；车架车厢80KG。25总体布置计算251各部分质量及重心坐标蓄电池尺寸522240242,总电压48V,容量160AH,重260KG,重心坐标（720,371）直流电动机功率22KW,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2200160050,13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1000,225252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（2IMXMY5）6027061840610950813275262XY计算结果X1020，Y460满载时重心坐标806124081607532XY计算结果1080,570253轴荷分配计算满载静止时（212GLBA6）其中前轴负荷，后轴负荷，汽车总质量1G2GL汽车轴距，A质心距前轴距离，B质心距后轴距离12089201G405KG,475KG12满载行驶时（212GZZGBHFLGA7）其中为附着系数，在干燥的沥青或混凝土路面上，该值为0708，取075。1280975018ZZF275KG,605KG1Z2Z满载制动（212GZZGBHFLA8）128097502ZZFKG,341KG1539Z2Z26稳定性计算261汽车不纵向翻倒的条件，075（2GBH9）075即满足条件2057262汽车不横向翻倒的条件，075（22GBH10）075即满足条件1350727最小转弯直径的计算汽车最小转弯直径9MMINDD2（22LBTG11）900022200135T汽车前内轮最大转角36728行程计算SVT（2A17）VASEEQPT电日30481603822158KM大于目标里程120KM，故满足要求。3双电动机驱动桥设计31驱动系统总体设计驱动系统的总体设计方案示意图如图31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，因此减速器采用两极圆柱齿轮传动。半轴采7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。732减速器的设计图31驱动桥总成321传动比分配总传动比，故采用两级圆柱齿轮减速器。915I根据的经验公式，取,。214135I24I322运动和动力参数计算高速轴02PKW8/MINNR0095952/8075TNM中间轴101231PKW/8/5789/INNIR11950265TNM低速轴详细DWG图纸三二1爸爸五四0六全套资料低拾10快起212109820PKW/7/543/MINNIR229506495TNN323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320340HBS；大齿轮35SIMN，调质，硬度280300HBS。查得，790,760；LIM1H2/NLIM2H2/N640，600。FEFE（2）按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数。（31）132476AHPKTAUU式中小齿轮传递的转矩751NM载荷系数KK16。齿宽系数取04。A齿数比U暂取U355。许用接触应力HPLIMHS取最小安全系数11，按大齿轮计算LI69127601HP2/NM2/将以上数据代入计算中心距的公式得563216754765049AM圆整为标准中心距为60。按经验公式，（0007002）（0007002）6004212NMAM取标准模数1。初取，。10COS1098512623NAZMU取，1621593精求螺旋角126COS09NMZA所以8610COS9NT1263TDMZM04AB（3）校核齿面接触疲劳强度（32）1THEAVHFUZKBD式中分度圆上的圆周力T1207516TTFND使用系数AK动载系数VK（33）21120VAZVUFB16835/60DNVMS根据齿轮圆周速度，齿轮精度等级为9级。123,087K将有关值代入式（317）得2132685365710024VK齿向载荷系数H23110850BKBD2341208051246齿向载荷分配系数按，查得HK2/7/569/ATFBNM1HK节点区域系数按，查得。Z86,0X24HZ查得2189/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1332680COS9VZ2335V求当量齿轮的端面重合度。按，分别V1286,0,958VVZ查得。所以。082,9082974按，纵向重合度。/24/1,MB8610按，查得。7V07Z将以上各数值代入齿面接触应力计算公式得51424189751362126H265/NM计算安全系数HS（34）LIMNTLVRWXHZ式中，寿命系数先计算应力循环次数NT9116028013021KNT822795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，其运动粘LVR38/VMS度，查得。240/VMS0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。WZ1WZ接触强度计算的尺寸系数。1X将以上数值代入安全系数的计算公式得1790807654HS21128查得，。LIMH，故安全。LIS（4）校核齿根弯曲疲劳强度（35）TFAVFSNKYBM式中弯曲强度计算的载荷分布系数FK126FHK弯曲强度计算的载荷分配系数FFH复合齿行系数按，查得。FSY1268,95VVZ1247,395FSFSY弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数按，查得Y,86V067Y将以上各数值代入齿根弯曲应力计算公式得15713621470624F89/NM22217395180/4FSFYNM计算安全系数（36）FENTRELRLTXYS式中，寿命系数对调质钢，按，查得，按T913024N1098NTY，查得92150N209NY相对齿根圆角敏感系数。12RELTREL相对齿根表面状况系数齿面粗糙度，得。126ARM1RRELTY尺寸系数查得。XYX将以上数值代入安全系数的公式得FS640981347FS查得，取。MIN16F及均大于，故安全。1S2INS（5）主要几何尺寸121,0,6,93,86NTMMZ26TDZ293T121863AAHM295D120046HBAM取12,B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。材料选择小齿轮38SIMNMO,调质，硬度320340HBS；大齿轮35SIMN，调质，硬度280300HBS。查得，790,760；LIM1H2/NLIM2H2/N640，600。FEFE（2）按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数。（31）234761AHPKTAUU式中小齿轮传递的转矩266252NM载荷系数KK16。齿宽系数取054。A齿数比U暂取U254。许用接触应力HPLIMHS取最小安全系数11，按大齿轮计算LI69127601HP2/N2/将以上数据代入计算中心距的公式得7493216547625049AM圆整为标准中心距为100。M按经验公式，（0007002）（0007002）100072NAM取标准模数15。初取，。10COS1098512624NAZMU取求螺旋角12COS098251NMZA所以04315267COS98NT1349TDMZM04AB（3）校核齿面接触疲劳强度（32）1THEAVHFUZKBD式中分度圆上的圆周力T21659430TTFND使用系数AK动载系数V（33）21120VAKZVUFB125649783/60DNVMS根据齿轮圆周速度，齿轮精度等级为9级。123,087K将有关值代入式（317）得213375439410508VK齿向载荷系数H23110850BKBD234120805140569齿向载荷分配系数按，查得HK2/9/536/ATFBNM1HK节点区域系数按，查得。Z1043,X247HZ查得2189/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13378COS0925VZ2334V当量齿轮的端面重合度。按，分别V12043,8,9738VVZ查得。所以。082,0827按，纵向重合度。4/14,M3按，查得。170V4103076Z将以上各数值代入齿面接触应力计算公式得942512897632103H2451/NM计算安全系数HS（34）LIMNTLVRWXHZ式中，寿命系数先计算应力循环次数NT81160789105210KNT22336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，其运动粘LVR/VMS度，查得。240/VMS095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。WZ1WZ接触强度计算的尺寸系数。1X将以上数值代入安全系数的计算公式得179025034HS681查得，。，故安全。LIMHLIMHS（4）校核齿根弯曲疲劳强度（35）TFAVFSNKYB式中弯曲强度计算的载荷分布系数120FH弯曲强度计算的载荷分配系数FK1FHK复合齿行系数按，查得。FSY1238,9738VVZ1245,396FSFSY弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数按，查得Y,0V07Y将以上各数值代入齿根弯曲应力计算公式得19435124150670F2/NM221396107/45FSFYNM计算安全系数（36）FFETRELRLTXY式中，寿命系数对调质钢，按，查得，按NTY81520N1098NTY，查得823610N209相对齿根圆角敏感系数。12RELTREL相对齿根表面状况系数齿面粗糙度，得。126ARM1RRELTY尺寸系数查得。XYX将以上数值代入安全系数的公式得FS640915632FS473查得，取。及均大于，故安全。MIN1F1FS2MINFS（5）主要几何尺寸12,567,3,94,103NTZ13128TDZ29450TMM125648215948AADHM30601231取04HBAM124,BM324轴的设计材料选择45钢，调质处理，硬度217255HBS，许用疲劳应力。MPA20718（1）高速轴A最小轴径的确定取A11503344112510608PDAMN由于有花键，适当增加轴径，取。1MIN5DB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15MM32MM9MM配合轴段直径为15MMD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A115133251978PDAMN由于开有键槽，轴径适当增加，取。2IN0DB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。12630289D基本尺寸20MM42MM12MM配合轴段直径20MMD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33MM10MM8MM。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26MM8MM7MM。325平键的强度校核中间轴单个平键，基本尺寸26MM8MM7MM键连接的许用挤压应力MPAP10，故满足要求。1426548PPTDHL326轴的强度校核（1）高速轴高速轴的受力分析如图31所示。高速轴传递的转矩075TNM齿轮的圆周力127163TFD齿轮的径向力1TANTAN2053COSCOS86RN齿轮的轴向力1T71TAF计算作用在轴上的支反力如图31（A）,垂直面内的支反力121/57/28VTN如图31（C）,水平面内的支反力11/2380263/107HRBCAABFLDL174HRHN计算齿轮中心C处的弯矩12857269VAMFLNM03HC11/80263/4875AALDNM画出高速轴在垂直面和水平面内的弯矩图，如图31（B）、（D）所示。计算C处的合成弯矩2221199VHM26487516画出合成弯矩图如图31（E）所示。画出扭矩图如图31（F）所示。FV1NFNTR531902COSA8“FV2T0FT1ABCDEFFH1FH2FR1FA1ABC22269NMM5538NMM44875NMM22947NMM22716NMM7500NMM图32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。700则2222113394501016CMTMPAD故轴的强度满足要求。（2）中间轴中间轴的受力分析如图32所示。中间轴传递的转矩1265TNM齿轮的圆周力7TTF139427568TD齿轮的径向力213RN3TANTAN20947346COSCOS8RFN齿轮的轴向力2180A3TN9427TAN61342计算作用在轴上的支反力如图32（A）,垂直面内的支反力123/5789410693VTBCTDABFLLN2357428174VTTV如图32（C）,水平面内的支反力13223/24614580154568/2108HRBDRBCAAABFLLFDLN232169HRHN计算齿轮中心的弯矩2195318VACMFLM32817432916VBDMFLNM18HAC22/04351/248956ALDNM39634296HBDFNM32/158/7AHBML画出中间轴垂直面和水平面内的弯矩图，如图32（B）、（D）所示。计算C处和D处的合成弯矩22211538641539VHNM222608C2213797DVHM2216459NM画出合成弯矩图，如图32（E）所示。画出扭矩图，如图32（F）所示。FV1FV2FT2FT3AFH1FH2FR2FA2FA3FR3BCDEFACDB153186NMM277916NMM32946NMM8448NMM4957NMM48956NMM153419NMM160819NMM277969NMM279869NMM26625NMM图33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。700则22221331798606519014CMTMPAD故轴的强度满足要求。327轴承的寿命校核设计标准HLH50（1）高速轴轴承轴承代号6002查阅机械设计手册，得CR5580N,CO2850N。根据工况，载荷平稳，取。1PF由机械设计表175知，。RSF50FRAFRBFA1FSAFSB图34高速轴轴承受负荷示意图计算轴承径向载荷22185710942RAVHFN238RB计算附加轴向力0594SARA31850SBRBFN计算轴承所受轴向载荷因为1590829SBASAF所以左端轴承A被压紧，右端轴承B被放松。由此可得15035SBAFN9ASN计算当量动载荷0235084AFC由机械设计表177查得E028。由于，查机械设计表177得X056,Y155。23905814ARFE当量动载荷05629415239058APRAPFXFYN计算轴承寿命故满足要求。6630110825RHHACLLN（2）中间轴轴承轴承代号6004查阅机械设计手册，得CR9380N,CO5020N。根据工况，载荷平稳，取。1PF由机械设计表175知，。RSF50FRAFRBFA2FSAFSBFA3图35中间轴轴承受负荷示意图计算轴承径向载荷22169384697RAVHFN221731RB计算附加轴向力05SARA8345SBRBFN计算轴承所受轴向载荷因为234701269SAASBF所以右端轴承B被压紧，左端轴承A被放松。由此可得8ASFN5629B计算当量动载荷0348706952AFC查机械设计表177并用线性插值法得E027。由于348769AREF查机械设计表177并用线性插值法求得X056,Y164。当量动载荷105697413871056APRAPFXFYN计算轴承寿命故满足要求。66310098715RHHACLLN328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。在箱体的设计过16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16键问题，采用了侧面箱盖的方式，在减速器箱体的另一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。1633半轴的设计331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。7332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（37）2/RMG式中为负荷转移系数，查表得；2M14为驱动桥的最大轴载质量，；G2678N为车轮滚动半径，；R0R为附着系数，取。8代入计算NM全浮式半轴的扭转应力按下式计算；316MD式中许用剪应力2507/NM计算得3MIN3124186D由于加工花键，轴径适当增加，取。0D333花键的设计和校核花键采用矩形花键，齿数Z6，其基本尺寸为26MM23MM6MM，长度L30MM。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22649502618600713PPMTMPAPAZHLD式中，T为工作转矩，NMM；为各齿间载荷分配不均匀系数，取；5Z为花键齿数；HDD/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。P334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48则屈服强度S320MPA许用切应力S/25320/25128MPA许用挤呀压应力PS/125320/125256MPA（1）螺钉抗剪强度校核单个螺钉所受的剪力64957012STFNNR式中，T为螺钉所受扭矩，NM；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。224967081SFMPAD式中，FS为单个螺钉所受剪力，N；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。23568SPPFMPADH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。34轮毂的设计341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。17342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48则屈服强度S320MPA许用切应力S/25320/25128MPA许用挤压应力PS/125320/125256MPA（1）螺栓抗剪强度校核单个螺栓所受的剪力6495180STFNNR式中，T为螺栓所受扭矩，NM；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。2241867SFMPAD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。183924SPPFMPADH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。35驱动桥壳的设计351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。7352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35所示。F1F2N1N2BS图36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1140980256722WBSGBSMFGNM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。则弯曲应力34346872500112MMPADDW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M212，则桥壳与车架铰接处所受的垂向弯矩为214029802571VWGBSMMGNM在行驶时，驱动车轮所受的最大切向反力2AX649507TPNR式中，T2为驱动轮得到的转矩，NM；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MAX24065307HPBSMNM桥壳还承受驱动桥传递转矩而产生的反作用力矩26495TNM则桥壳与车架铰接处所受的合成弯矩为22228071364958103VHT则弯曲应力434250MMPADDW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M12，则桥壳与车架铰接处所受的垂向弯矩为214029802571VWGBSMMGNM桥壳与车架铰接处所受的水平弯矩为9836H紧急制动时铰接点外侧还承受制动力所引起的转矩1402071492GTMRNM则桥壳与车架铰接处所受的合成弯矩为222228365154VHMT则弯曲应力34349950016MMPADDW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14098172FGN则铰接处所受弯矩为17205846BSMFNM弯曲应力3434135062MPADDW故强度满足要求。353桥壳与减速器连接螺钉强度校核螺钉M8，性能等级88级。取安全系数S12，则PASS5321/640/按紧急制动时的弯矩对螺钉进行强度校核。22280713651879VHMNM则单个螺钉承受的最大工作载荷为MAX4725960MFNNR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MAX2247594538PAPAD故螺钉强度满足要求。36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36所示。FR1FR2FS1FS2NABC图37轮毂轴承受负荷示意图车身重G按1140KG计算，则NG/21140/4285KG。12853016BCRANLFKG2127RR查机械设计手册得，X040，Y15，CR167800N，CR273200N。由于，且，Y1Y212RFYFRS/所以1263/58ASRKG由于该处轴承有较大冲击，取冲击载荷系数FP12。计算当量动载荷11204163581743PRAPFXFYKG2210423715862PRAPFXFYKG计算轴承寿命6610/310/318749RHHCLLN6610/310/322257865RHHP故这对轴承设计符合要求。第5章基于人机工程学的驾驶区布置51人机工程学人机工程学是从20世纪50年代开始迅速发展起来的一门新兴的边缘学科，其基础理论涉及到许多学科。除了有关的技术工程学科，还与人体解剖学、人体测量学、劳动卫生学、生理学、心理学、安全工程学等有着密切关系。人机工程学的应用范围十分广泛，从日常用品到工程建筑，从大型机械到高技术产品，从家庭活动到工业系统，各个方面都在运用人机工程学的原理和方法，解决人、机、环境之间的相互关系和系统的优化问题。在车辆人机工程学中，驾驶员车辆环境是主要的研究对象，其中驾驶员是核心。随着机动车用途的日益扩大、形态的日益多样化、功率和速度的不断增、自动化的程度不断提高、行驶道路和交通环境条件的日益复杂，驾驶工作变得越来越繁重，因而对改善驾驶员劳动条件的要求越来越迫切。52二维人体模板的结构图51二维人体模板侧视图基准线人体各部分肢体上标出的基准线是用来调节的，这些角度可以从人体模板相应的部位所设置的刻度盘上读取。头部标出的标准眼轴线表示正常的视线，相当于自眼耳平面成15角向下倾斜的方向，鞋上标出的基准线表示人的脚底。关节人体模板可以在侧视图上演示关节的多种功能，但不能显示侧向外展和转动运动。活动范围模板上带有刻度的人体关节调节范围，使之功能技术测量系统的关节。图51二维人体模板侧视图角度，包括健康人在韧带和肌肉不超过负荷的情况下所能达到的位置，不考虑那些虽然可能，但对劳动姿势来说超出了生理舒适界限的活动。正视图和俯视图关节角度的调节范围参照GB/T1477993坐姿人体模板功能设计要求。53人体尺寸531人体主要尺寸人体主要尺寸包括身高、体重、上臂长、前臂长、大腿长、小腿长等六项。表51列出我国男性成年人的主要尺寸。表51人体主要尺寸百分位数项目151050909599身高/MM1543158316041678175417751814体重/KG44485059717