【《一种用于电力驱动纯直流电动柴油机车的布式驱动桥设计》16000字】

。1.2研究目的驱动桥的设计和制造与其整车动力特点、安全性、舒适度和零部件造价等指标之间有着密切的关系,彼此既存在着冲突又相互影响;如果提高了汽车的安全性、动力稳定性,往往可能导致造价大幅增加或者是降低了舒适度。因此,本设计中应尽量地寻求一种兼顾上述指标最合理的驱动桥设计方案。1.3国内外研究现状及发展趋势首先通过分析近年来汽车产销量，从而可以更直观的看出汽车行业的发展趋势。2018年,我国生产新能源乘用汽车的总量和产销分别为2780.92万辆和2808.06万辆,同比大幅分别下降4.16%和2.76%。年均季度经济预期增速总体预期为去年-2.8%,低于中汽协年初的经济预期增速水平。从公司历年营业销售额及历年营业业务收入的统计数据分析来看,2018年这也是1990年以来该上市公司的历年销售额首次全年出现正或大于负增长的数据情况[9]。如图1.1所示,我国新能源汽车行业发展将面临较大的市场压力,产销同比增速明显下降,行业主要实现经济效益的指标同比增速有所趋缓,增幅有下降图1.12010-2018年中国汽车销量统计及增长情况与目前的我国传统民用柴油动力汽车相关产品市场相比,中国的民用新能源柴油汽车相关产品和服务市场正在继续保持快速健康发展,2018年以来我国民用新能源柴油汽车产量实现了全年累计规模生产的125.62万辆,同比上年同期增长61.74%。其中纯能源电动汽车行业实现累计销量98.37万辆,同比高于上一季度环比增长50.83%。从图1.2可以看得出来,现在电动汽车的发展迅猛,电动汽车被认为是重要的交通工具之一。图1.22013-2018年中国新能源汽车销量统计及增长情况驱动桥系统是车辆作为纯能源电动汽车的主要动力组成的元部件之一,其对于车辆整体驱动性能和车辆驱动系统效率的直接推动影响及其关系涉及到纯能源电动汽车的整体能源综合利用和车辆整车空气动力学系统性能,所以新型驱动桥在目前我国已经进行了广泛研究。究里面显得十分重要。驱动桥的开发研究不仅仅是为了可以改善和提高电动汽车的总体性能,还是为了降低电动汽车在生产和研发的过程中可能会出现的风险,因此,对驱动桥的研究是对电动汽车发展的基础。驱动桥的这些性能将来都会直接性地影响驱动到汽车整辆的行驶性能(包括动力系统特点、经济性、运行稳定等),所以要掌握驱动桥的关键技术成为促进电动汽车发展的关键。在国内的大部分中小企业里面,因为其发展的起步较晚,并且研发资金也相对不足,主要的研发方式为仿造市场上销量比较好的驱动桥产品,仿制或引进国外的驱动桥。但像此类的开发方式并不能够在根本上推进我国的驱动桥制造商的技术和产品研究。而近十几年来,国内的一些实力较强的企业,采取了自主开发模式,在驱动桥的方面也取得了巨大的成就,比如中国一汽研发的500单级桥已达到了国际的水平,汉德车桥也实现了技术出口等。1.4主要研究内容本文主要研究内容为： (1)简要部分介绍了该研究课题技术研究的发展历史背景,纯动力电动汽车及其电力驱动桥在国内外技术应用研究中的技术发展、研究成果现状,研究活动目的及重要学术意义;(2)分析驱动桥的主体结构部件组成、性能、特征和设计技术要求;(3)初步确定驱动桥总成的结构形式及布置;(4)根据设计要求,通过计算初步确定各个重要的参数,包括自动主减速器和自动差速器的结构参数。半轴形式的选择、半轴的载荷计算和强度计算;

第2章总体方案的设计2.1所需达到的设计目标本设计是关于分布驱动纯电动物流车的驱动桥设计，该车所需达到的设计目标如下表2.1所示。表2.1车型设计目标参数参数名称参数值参数名称参数值车辆驱动形式6×6满载轴荷：10+13+13t最高车速vmax=140km/h轮胎类型与规格7.50-16轴距（mm）2420+1800mm轮胎半径（m）0.403额定功率490kw最大转矩2800Nm最大爬坡度60%主减速器传动比5.0本文设计的分布驱动纯电动车应满足以下性能要求：（1）最高车速≥140km/h；（2）最大爬坡度≥60%；2.2电动汽车驱动形式的设计D：差速器M：电机FG：主减速器图2.1驱动桥总布置图2.3.动力性的分析纯电动车的动力性主要是从最大爬坡度、最高车速和加速时间这三个方面来评价；经济型则主要从续航里程来评价。2.4驱动桥的结构及选择作为一个处在驱动装置和传动体系末端的驱动桥,增大从齿轮到传过去的转矩就是它最基本的作用。驱动桥通常主要有四个部件构成。第一个部分采用了主减速器,其作用主要是增加传过来的扭矩,同时降低转速。第二个部分是差速器,其作用主要是可以使得左边和右边的两侧车轮可以以不同的转速进行运动,同时其还可以传递传输过来的扭矩。第三个部分就是一种驱动汽车和齿轮的传动设备,其主要作用之一就是可以把差速器上传过来的最大扭矩直接传给齿轮,从而可以使得汽车可以运动。第四个部分是桥壳,其主要的作用是当作差速器、车轮的传动装置以及主减速器的支架,同时还可以传递地面传来的各种力。驱动桥根据其工作的特性来划定其结构的形式,其又可分为断开型的驱动桥和非断开型的驱动桥。考虑到非断开型或者更多的分布式驱动车辆和物流电力机车驱动桥在造价上相对比较便宜,工作也比较安全可靠,结构也相对简单易懂,再通过翻阅国内有关分布式驱动电力机车和物流电力机车驱动桥的相关参考资料,本文的设计最终采用了非断开型或者更多的驱动车辆结构。2.4.1主减速器结构方案的分析对于电动汽车的主减速器来说，一般有两种形式的选择，分别为固定速比的主减速器和可变速比的主减速器。对于固定速比的主减速器来说，其电机的额定值比较高，制造的成本比较低，体积相对来说较小，可靠性以及效率也比较高。固定速比的主减速器的综合性能十分好，超过可变速比主减速器的性能，并且目前市面上大多数的电动汽车基本都是用固定速比的主减速器。因此，本设计采用固定速比的主减速器。2.4.2差速器结构方案的分析本设计选用的差速器为对称锥齿轮行星差速器。常见的对称锥齿轮行星齿轮差速器由差速器左右壳体、两个半轴齿轮、行星齿轮轴(许多装有四个行星齿轮的差速器都是采用了十字轴式的结构)、四个半轴式行星齿轮(少数车辆采用三个行星齿轮,大多数中小型和较少数小型汽车则是同时采用两个行星齿轮)、四个行星齿轮垫片、半轴式行星齿轮等。因为其优越的性能,所以被广泛应用在汽车、公共汽车和各类道路上。目前采用渗碳型铝合金所用钢材已经是大部分新型差速器主轴锥齿轮一般运用的主要主体材料,本文作者所研究设计的新型差速器主轴锥齿轮一般运用都会优择选取大量采用20crmnti合金作为主要运用材料。2.4.3半轴的选择考虑到全浮式半轴的结构简单、成本低廉、工作可靠、所占的体积以及质量都比较小，所以本设计采用的半轴是全浮式半轴结构。半轴的材料一般采用40cr,并对其中频淬火可以使半轴本身具有适当的硬化涂层,同时半轴还可以在其表面产生形成较大的残留应力,从而能够可以极大地提高半轴的疲劳和抗扭强度。2.4.4驱动桥桥壳的选择驱动桥壳一般有三种结构形式：可分式、整体式和组合式。并且整体式车桥具有良好的综合性能，其具有比较好的刚度，除此之外主减速器、差速器以及半轴在整体式桥壳上也比较好安装，因此本设计采用整体式车桥。目前，整体式车桥广泛应用于越野车辆上。第3章电驱动桥的设计与计算3.1主减速器的设计与计算3.1.1减速比的分配根据现有车型（参考特斯拉Model3）考虑到单级主减速器的传动比过大，会导致其外廓尺寸过大，不符合最小离地间隙的要求，所以主减速器选择双级斜齿圆柱齿轮。通过查阅相关的文献可以得到，当和接近时，中心距可以取得最小值，主减速器结构最为紧凑。因此，此处可使==2.24==5.0183.1.2运动和动力参数计算高速轴处的功率，转速及扭矩： （3-1）中间轴处的功率，转速及扭矩：查得各零件传动效率值为：轴承，齿轮 （3-2） （3-3） （3-4）低速轴功率，转速及扭矩: （3-5） （3-6） （3-7）3.1.3齿轮的参数计算首先开始进行的是高速级齿轮设计计算。（1）主减速器的齿轮通过翻阅资料，采用斜齿圆柱齿轮传动：减速器的小齿轮：17CrNiMo6，热处理方式为渗碳淬火，齿面的硬度为54~62HRC；减速器的大齿轮：17CrNiMo6，热处理方式为渗碳淬火，齿面的硬度为54~62HRC。通过查阅相关资料可得，=1650，=1650；=1050，=1050。查得接触寿命系数为：0.96，0.98；查得弯曲寿命系数为：0.92，0.91。其中： 60×1800×10×260×8=2.246×109 （3-8） 60×1800×10×260×8=2.246×109 （3-9）通过查阅机械设计手册，取安全系数如下：、，于是 （3-10） （3-11） （3-12） （3-13）（2）通过分析失效的形式，从而确定设计的准则考虑到本设计的主减速器齿轮是在封闭的主减速器箱体中传动的，属于闭式传动形式，又因为本主减速器的齿轮为硬面齿轮，所以齿根的疲劳折断是最有可能的失效形式，同时也可能会发生齿面的疲劳强度的破坏。所以本主减速器齿轮采用弯曲疲劳强度进行设计，再确定了主要参数之后，进行齿面的接触疲劳强度的校核。（3）通过主减速器齿轮的弯曲疲劳强度进行计算齿轮的主要参数下式（4-14）为齿轮的设计式： （3-14）式中齿宽系数，为齿数，为齿轮螺旋角，为复合齿形系数。下式（4-15）是小齿轮的转矩的计算式： （3-15）通过查阅相关书籍进行初选，考虑到以电动机作为驱动的方式，载荷有轻微冲击，所以选取载荷系数K=1.4。 （3-16）齿宽系数通过查表可得，硬齿面齿轮选取=0.4。初选=17，=2.24×17=38，，则： =24.698 （3-17） =55.205 （3-18）通过查阅机械设计手册，可得两轮复合齿形系数为=3.97由于，将高速级小齿轮的参数代入计算，于是 （3-19）通过查阅机械设计手册可得，取标准模数=7mm，则 （3-20）为便于箱体孔的加工和校核，取中心距220mm。下面则进行螺旋角的修正: （3-21）（4）选择齿轮精度等级 136mm （3-22）齿轮传动啮合宽度： （3-23）取55mm，，取=65mm。为高速级小齿轮齿厚，为高速级大齿轮齿厚。齿轮的圆周速度： （3-24）通过查阅相关书籍可得，选择7级精度。（5）精确的计算计算载荷式中：为载荷系数，取=1.25；为动载系数，取=1.06；为齿间载荷分配系数，取=1.1；为齿间载荷分布系数；由于减速器轴刚度较大，取=1.1； =1.25×1.06×1.1×1.1=1.6 （3-25） =1.6×2600N·m=4160N·m （3-26） =61.18kN （3-27）（6）齿轮接触疲劳强度校核 （3-28）节点区域系数通过查阅相关书籍可以得到，标准齿轮=2.26；弹性系数通过查阅相关书籍可得，；重合度系数通过计算可得，=0.94；因为小齿轮的许用齿面接触疲劳应力比较小，所以可以将=1440MPa代入，于是可得 （3-29）=1386.87MPa＜[σH1结论：齿面接触疲劳强度足够。（7）齿轮弯曲疲劳应力的校核 （3-30） =1.21 （3-31）式中，为螺旋角系数。 =0.76 （3-32）带入式中得 （3-33） （3-34）结论：轮齿弯曲疲劳应力强度足够。（8）减速器的高速级齿轮的几何尺寸计算见下表。高速级齿轮的几何尺寸计算表代号名称高速级小齿轮高速级大齿轮齿数z1738法向模数/mm77法向压力角螺旋角分度圆直径d/mm=136=304齿顶高/mm=7=7齿根高/mm=8.75齿全高h/mm=15.75齿顶圆直/mm=150=328齿根圆直径/mm顶隙c/mm=0.25×7=1.75标准中心距a/mm传动比i=2.24接下来进行的便是主减速器低速级齿轮的设计：（1）主减速器低速齿轮均采用斜齿传动，材料选择：低速小齿轮：17CrNiMo6，热处理为渗碳淬火，齿面的硬度54-62HRC；低速大齿轮：17CrNiMo6，热处理为渗碳淬火，齿面的硬度54-62HRC。通过查阅机械设计手册可得，=1650，=1650；=1050，=1050。查得接触寿命系数为：查得弯曲寿命系数为：其中： （3-35） （3-36）查表取安全系数如下：，于是 （3-37） （3-38） （3-39） （3-40）（2）通过分析失效的形式，从而确定设计的准则考虑到本设计的主减速器齿轮是在封闭的主减速器箱体中传动的，属于闭式传动形式，又因为本主减速器的齿轮为硬面齿轮，所以齿根的疲劳折断是最有可能的失效形式，同时也可能会发生齿面的疲劳强度的破坏。所以本主减速器齿轮采用弯曲疲劳强度进行设计，再确定了主要参数之后，进行齿面的接触疲劳强度的校核。（3）通过主减速器齿轮的弯曲疲劳强度进行计算齿轮的主要参数下式（4-41）为齿轮的设计式： （3-41）小齿轮转矩 （3-42） （3-43）通过查阅机械设计手册进行初选，考虑到通过电动机驱动，载荷有轻微的冲击，所以取载荷系数K=1.4。 =1.4×5592.62=6711.14N·m （3-44）通过查阅机械设计手册，齿宽系数可得，硬齿面取=0.4初选，，则 =24.698 （3-45） =55.205 （3-46）通过查阅机械设计手册可得两轮复合齿形系数为。由于 =0.0065 （3-47）将低速级小齿轮的参数代入计算，于是得： （3-48）查表得，取标准模数，则 （3-49）取中心距则： （3-50）（4）选择齿轮精度等级 （3-51）齿轮传动啮合宽度 （3-52）取，，取。为低速级的小齿轮齿厚，为低速级的大齿轮齿厚。通过计算齿轮圆周速度为： （3-53）查阅机械设计手册可得，可选择7级精度。（5）精确的计算计算载荷式中：为载荷系数，取=1.25；为动载系数，取=1.06；为齿间载荷分配系数，取=1.1；为齿间载荷分布系数；由于减速器轴刚度较大，取=1.1； （3-54） （3-55） 82.72kN （3-56）（6）验算轮齿接触疲劳承载能力 （3-57）节点区域系数通过查阅机械设计手册可得，标准的齿轮=2.26；弹性系数通过查阅相关的书籍可得，；重合度系数通过计算可得,=0.94；由于主减速器低速级的小齿轮的许用齿面接触疲劳应力比较小，所以将=1380MPa代入公式，可得： （3-58）所以可得，低速级齿轮的接触疲劳应力符合要求。（7）齿轮弯曲疲劳应力的校核 （3-59） =2.83 （3-60）式中，为螺旋角系数。 =0.77 （3-61）代入式中得 （3-62） （3-63）所以可得，经过校核，低速级齿轮的弯曲疲劳应力符合要求。（8）低速级齿轮的几何尺寸计算见下表4.2所示。低速级齿轮的几何尺寸计算表代号名称低速级小齿轮低速级大齿轮齿数z1738法向模数/mm99法向压力角螺旋角分度圆直径d/mm=135.22=386.97齿顶高/mm=9齿根高/mm齿全高h/mm=20.25齿顶圆直/mm=153.22齿根圆直径/mm=112.72=364.47顶隙c/mm标准中心距a/mm=280mm传动比i=2.243.2差速器的设计与计算3.2.1差速器的结构型式所选择的差速器采用普通对称型圆锥形行星齿轮传动差速器。它的结构原理如图所展示图3.1普通小型圆锥形驱动齿轮式转向差速器的具体设计工作电路原理及结构简图在电动汽车在道路上行驶时,差速器各个零部件(包括行星齿轮和半轴传动齿轮)之间并不存在相对移动,则有: （3-64）

在电动汽车进行转弯或高速行驶等特殊工况时,要使得差速器的车轮两边速度大小不等,这时差速器就开始运行,差速器的外侧行星锥齿轮这时不仅有一个绕着半轴旋转的运动,同时也有一个绕着行星锥齿轮轴旋转的运动,这时则会出现有外侧半轴齿轮的转速分别为: （3-65）由于此类传动差速器主要属于对称式的半轴圆锥减速齿轮传动差速器,两边半轴传速齿轮的动力传动速和齿数都应该是基本完全相等的,所以内侧半轴传动齿轮的转速传动齿和转速齿数分别为: （3-66）通过以上式（3-65）和式（3-66）可以得出结果 （3-67）左右半轴传动齿轮旋转运行的速度总和为差速器外壳体旋转运行速度的两倍。通过上式（4-67）可以得出：当=0时，，或当=0时，当=0时，3.2.2差速器齿轮的基本参数选择1）行星齿轮的基本参数选择考虑到本越野车车的承载情况，选用4个行星齿轮。2）行星齿轮球面半径的确定球面半径的计算可以通过式（4-68）的经验公式来得到： （3-68）式（4-68）中：——为行星齿轮球面的半径系数，=2.99；——为行星齿轮的计算转矩。，n代表驱动桥的数目，n=3,K代表超载系数，K=1。 =49.6mm （3-69）取=50mm行星齿轮的确定后，就可根据下式（4-70）来选择行星齿轮的节锥矩： （3-70）（3）行星齿轮以及半轴齿轮的齿数选择通过机械设计手册资料了解我们可得,本机械设计中所选择的行星式齿轮所使用的齿数分别为10,半轴式齿轮所使用的齿数分别为15。（4）行星齿轮和半轴齿轮的模数及节圆直径的计算首先通过锥角计算我们可以直接得到全轴行星运动齿轮和半轴行星齿轮之间的可调节锥角,:，： ； （3-71）式（3-71）中：，分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数 （3-72） （3-73）从而接下来计算行星齿轮以及半轴齿轮的大端模数： （3-74） （3-75）通过查锥齿轮标准模数系列，取m=6节圆半径右下式求得： （3-76） =60mm （3-77） =90mm （3-78）（5）压力角的选择现代自动汽车采用传统齿轮驱动桥在其实际设计使用过程中,大部分现代汽车自动差速器的每个传动轴和齿轮都应该是直接使用一个压力大小相等、齿形较高的角系数转动范围大约为0.8的传动齿形。（6）行星齿轮的齿轮轴的直径d以及其支撑的长度的计算行星齿轮轴直径d（mm）通过下式（4-79）可以算出： （3-79）式（4-79）中：为差速器壳传递的转矩，12031.27N·m；为行星齿轮的数目，=4；为锥顶到行星齿轮的支撑面中点的距离； =36mm （3-80）为支持面需用挤压应力，取=76MPa。代入式（4-79）中可得： =31.6mm （3-81）差速器的行星齿轮在差速器行星齿轮轴上的支撑长度L通过下式（4-82）计算可得: =34.76mm （3-82）3.2.3差速器齿轮强度计算 （3-83）上式（4-83）中：——其中为差速器一个由行星形齿轮传递到一个半轴驱动齿轮的旋转矩,其中计算公式定义为=420nm,在此将取值定义为420nm;——为差速器的行星齿轮数,=4;——分别为半轴齿轮半圆齿轮的长度分别也就是半轴的两个半圆齿轮的最大牙宽和其中最大端的大部分度数和圆齿齿直径=13.23mm，=90mm；——为尺寸系数。当时，=0.5；——为载荷分配系数。本设计取=1。——为质量系数，本设计取=1.0；——为汽车差速器齿轮弯曲应力大小数值的综合系数，通过查图可得=0.223；=980MPa。根据上式（4-83）可得： （3-84）得到经过检验的差速器传动齿轮完全能够满足弯曲和强度的要求。 3.3半轴的设计与计算3.3.1半轴轴径的确定全浮式半轴可以按照最大的附着力矩计算出其大力矩附着率和力矩载荷来进行计算其并得出其所使用需要的最大计算能力载荷 （3-85）式（3-85）中：为半轴的负荷转移系数，通过查阅机械设计手册资料得=1.4；为驱动桥的最大载荷，=142100N；为车轮的滚动半径，=0.403M；为汽车的附着系数，取=0.8。代入式（4-85）计算可得： =32069.13N·m （3-86）半浮式半轴的扭转应力可以按照下式（3-87）进行计算； （3-87）式（4-87）中许用剪应力=500~700N/mm2。计算得： =61.56mm （3-88）因为半轴的地方需要进行加工花键，所以轴径应该适当的增加，取=62mm。3.3.2半轴花键及半轴的强度校核（1）半轴扭转应力大小：半轴的扭转应力按下式（4-89）进行校核； （3-89）=500~700N/mm2，所以半轴的扭转应力符合要求。（2）花键处的剪切应力大小为： （3-92）式中：T——半轴的承受最大转矩T=——半轴的花键外径为62mm；——与半轴花键配合的花键孔的内径48mm；Z——半轴的花键齿数为Z=18；——半轴花键的工作长度为70mm；——半轴花键的齿宽为b=10mm； ——半轴和离心花键在不同载荷下的压力分配不均衡影响系数,取0.75。。将上面的一些数据简单地代入公式中便可以求解,半轴的花键剪切应力表示为: （3-93）因为=400MPa，，由此我们可知半轴花键的剪切应力满足设计要求,所以半轴花键连接处的剪切应力值通过校正考核。（5）花键处的挤压应力的计算校核： （3-94）因为=450MPa，，满足强度的计算要求。3.4电驱动桥的桥壳设计以及计算3.4.1驱动桥壳的结构方案分析本设计采用整体式的车桥。3.4.2驱动桥壳的强度计算（1）桥壳的静弯曲应力计算驱动桥壳计算的简图由图中可以看出，危险截面在车架和桥壳的铰接处，所以对此处进行强度校核。弯矩： （3-95）式中：——式中汽车在车辆满载或者车辆静止在一个横向水平高速道路上的情况时候,驱动桥电机会同时给予车辆一定量的车向地面移动载荷，已知142100N；——车轮（含轮毂、制动器等）的重力，N，因为远小于，故无数据时可以忽略不计；B——驱动车轮轮距，m，B=2m；s——车架铰接处之间的距离，m，s=1.5m。则：弯曲应力 （3-96）故强度满足要求。（2）在冲击载荷的作用下的强度计算当一辆小型汽车桥壳能够在不同的陡坡路面高速运转时,我们通常需要充分考虑到这个桥壳除了必须还需要同时能够承受在静力和载荷运动状态下的那些弯曲载荷以外,还必须还需要同时能够承受额外的带有附加力和冲击力的载荷,所以在这个两种情况状态下桥壳所受的可能受到产生的弯曲应力的基本测量计算公式:计算公式如下: （3-97）式中：——动载荷系数，对于越野车取；——桥壳在静载荷下的弯曲应力，，； 查得。带入数据可得，故强度满足。（3）电动机在以最高牵引力运转行驶时的路面桥壳强度的计算取加速时的质量转移系数大小，则驱动桥桥壳与车架的铰接处所受的垂向弯矩大小为： （3-98）在行驶时，驱动侧的车轮所承受的最大切向反力： （3-99）式中，为驱动轮得到的转矩，N·m；r为车轮的滚动半径，m。则桥壳与车架铰接处所受的水平弯矩为： （3-100）驱动桥的桥壳还承受着产生的反作用的力矩：则驱动桥桥壳与车架的铰接处所接受的合成弯矩大小为： （4-101）则弯曲应力大小： （3-102）故强度已经满足使用的要求。（4）电动机记性紧急制动时桥壳的强度计算取进行紧急制动时的质量转移系数，则驱动桥桥壳与车架的铰接处所受的垂直向弯矩大小为： （3-103）桥壳与传动车架之间的通过铰链连接处理所产生的一个水平角转弯矩由此公式定义为 （3-104）式中：——驱动车轮与地面接触的附着系数，取。铰接点的外侧承受制动力所产生的转矩大小： （3-105）则驱动桥桥壳与车架的铰接处所受的合成弯矩大小为： （3-106）则弯曲应力： （3-107）故强度满足要求。（5）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。则铰接处所受弯矩大小为： （3-108）弯曲应力大小： （3-109）所以强度已经满足要求。

第4章电驱动桥主要零部件校核4.1轴的设计以及校核：4.1.1高速轴设计校核1）作用在齿轮上的力：高速级小齿轮的分度圆直径为d1=136mm则圆周力为： (4-1)径向力为： (4-2)轴向力为： (4-3)2）初步确定各段的直径：选取轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理。,式中C是由轴的载荷和材料确定的常数,取C=100。，由于高速轴的最小轴径是安装联轴器处轴的直径，所以取。，此处与圆锥滚子轴承配合，取轴承内径，。，此处设计为非定位轴肩，取。为高速度等级的这个小齿轮设计直径,将高速度等级的这个小齿轮直径设计出来成为一个小的齿轮轴,处理的便是这个小齿轮的主轴直径。，此处设计是非定位轴肩，取。，此处与圆锥滚子轴承配合，取轴承的内径，。3）高速轴各段的长度 ，取。 ，考虑到了轴承的长度与螺钉的长度，。 ，考虑到各齿轮齿宽和间隙的距离。 ，为高速级的小齿轮齿宽。 ，考虑到非定位轴肩处长度，取。 ，此处长度考虑到了轴承和档油板的长度。主减速器高速轴尺寸示意图（4）高速轴的校核齿轮上的作用力大小则圆周力为： (4-4)径向力为： (4-5)轴向力为： (4-6)力的方向如图5.2a所示。求轴承的支反力水平面上的支反力 (4-7)垂直面上的支反力 (4-8) (4-9)画出弯矩图（图5.2b、c、d）截面C处的弯矩为： (4-10)水平面上的弯矩为： (4-11) (4-12)合成弯矩 (4-13) (4-14)画转矩图（图5.2e） (4-15)画出计算弯矩图（图5.2f）截面C处的当量弯矩为： (4-16) (4-17)5按弯扭合成应力校核轴的强度当量弯矩最大的地方是C截面，因此危险截面的地方很有可能是截面C。已知，查表可得。 (4-18)截面d只受到一个转矩,但是它的直径最小,很有可能这个截面也就是危险的截面 (4-19) (4-20)所以轴的强度足够4.1.2低速轴的设计与校核（1)作用于齿轮上的力大小：低速级小齿轮的分度圆直径为d1=135.22mm则圆周力为： (4-21)径向力为： (4-22)轴向力为： (4-23)2)初步确定各段的直径：选取轴的材料为20CrMnTi,渗碳淬火处理。,式中C是由轴的载荷和材料确定的常数,取C=100。由于低速轴的最小轴径是安装联轴器处轴的直径，所以取 。。，此处设计为非定位轴肩，取。3）低速轴各段的长度 ，取。 ，。 ，考虑到各齿轮的齿宽和间隙距离。 4）低速轴的应力校核齿轮上的作用力大小则圆周力为： (4-24)径向力为： (4-25)轴向力为： (4-26)力的方向如图5.2a所示。求轴承的支反力水平面上的支反力 (4-27)垂直面上的支反力 (4-28) (4-29)截面C处的弯矩为： (4-30)水平面上的弯矩为： (4-31) (4-32)合成弯矩大小 (4-33) (4-34)转矩大小 (4-35)计算弯矩大小危险截面当量弯矩大小为： (4-36) (4-37)采用弯扭合成应力法来校核轴的强度已知，查机械设计相关资料手册可得。 (4-38) (4-39) 低速轴如图所示。主减速器低速轴的示意图计算得到此低速轴强度也是满足使用的要求的。4.2键的设计以及校核本设计中有四处键，以下是关于高速级的大齿轮处键的设计以及校核的过程。由于与该键配合的齿轮的精度的等级为七级，所以该齿轮有一定的定心精度的要求，所以本次采用普通平键(A型)。从标准中查得，当时，取键宽，键高。根据齿轮对应的轴颈处长度为80mm，可取键长，而键的接触长度为 (4-40)键连接处的挤压应力为： (4-41)查机械设计的相关手册得。因为，所以，所选的键满足使用的要求。低速级小齿轮处采用普通平键(A型)。从标准中查得，当时，取适当键宽为，键高为。根据齿轮对应的轴颈处长度为90mm，可以适当取键长，而键的接触长度为 (4-42)键连接处挤压的应力： (4-43)查表得。因为，故所选的键满足要求。高速级左侧处与联轴器啮合键的设计与校核过程。采用普通平键(A型)。从标准中查得，当时，适当取键宽，键高为。根据对应的轴颈处的长度：72mm，可取键长，而键的接触长度为 (4-44)键连接处的挤压应力为： (4-45)查机械设计的相关手册得。因为，故所选的键满足要求。同理可得，与电机轴相配合的键取相同参数。4.3轴承的校核在我们进行高速轴的设计时候,本次的设计中我们选择了一种圆锥形的滚子轴承作为高速转动点处的传动轴承,因此我们所选用的这种轴承型号分别为30308。通过对查阅的机械设计使用手册资料分析可知,其中基本额定载荷cr=86.2kn,y=1.7,e=0.35。(1)首先计算30308轴承的径向载荷。 (4-46) (4-47)(2)然后计算30308轴承的轴向载荷。 (4-48) (4-49)由于,得,30207轴承的左端和右侧轴承被压紧,30308轴承的右侧和左端轴承被放松 (4-50) (4-51)(3)计算出30308轴承的当量载荷因；，通过机械设计手册可查得：可得： (4-52) (4-53)，所以只需校核30308轴承的左端轴承的寿命。(4)求左端轴承的寿命。因为30308轴承有轻微冲击，所以取，。左端轴承的寿命为当电动机转速为1800r/min，左端轴承的寿命为 (4-53)当电动机转速为1200r/min，左端轴承的寿命为 (4-54)满足使用的要求。关于低速轴处轴承的校核。在进行轴的设计的时候，本设计选择圆锥滚子轴承为高速轴处的轴承，因此选用的轴承的型号为30315。通过查阅机械设计手册可知，其基本额定载荷Cr=238kN,Y=1.7,e=0.35。(1)首先计算30315轴承的径向载荷。 (4-55) (4-56)(2)然后计算30315轴承的轴向载荷。 (4-57) (4-58)因为,所以，30310轴承的左端轴承压紧，30315轴承的右端轴承放松 (4-59) (4-60)(3)计算出30315轴承的当量载荷因；，通过机械设计手册可查得：可得： (4-61) (4-62)，所以只需校核30315轴承的左端轴承的寿命。(4)求左端轴承的寿命。因为30315轴承有轻微冲击，所以取，。左端轴承的寿命为当电动机转速为1800r/min，左端轴承的寿命为 (4-63)当电动机转速为1200r/min，左端轴承的寿命为 满足使用的要求

第5章总结与展望低污染、低噪音等优势是传统纯电动汽车应用时所必须要求的。因此成为了现代汽车的发展趋势。电动汽车具有其十分重要的优点,其多种驱动电机的结构可以减小每一台电机的工作电流以及功率的额定值,并且它们都可以平衡各种驱动电机的质量以及大小,解开了加速以及续航的死结。对于分布驱动电动越野车而言,驱动桥是极其重要的部件,其性能将会直接影响到整车的性能。本文是为对各种分布式驱动纯电动车所需的驱动桥进行设计,首先是进行总体方案的设计以满足给出的要求,其次再进一步确定各种驱动桥的结构和形式。文中将纯电动汽车驱动桥的设计和选型方案确定为一个整体模块,接下来我们便是对驱动桥中各个零部件的设计和校正进行了详细的研究,主要包括了主减速器、差速器、半轴以及驱动桥壳等。在本次设计中,由于缺乏经验,尤其是在主减速器齿轮以及半轴的选型方面走了很多弯路。因为能力有限,所以导致本文的设计中还存在诸多的不足。对于驱动桥壳和主减速器壳体的设计方面,由于理论知识不充足以及时间有限,设计难免简陋。 

经济性分析报告众所周知，三电系统包括电池，电机，电控是新能源汽车的核心三大技术。随着新能源车行业的发展，原有三电系统在产品形态上发生了一些改变，诞生了新的新能源车三大件，包括带温控控制及风险监测的电池系统，电机+电控+变速箱的电驱动桥系统，以及高压配电盒系统。相比较而言电池系统和高压配电盒系统目前技术包括产业均已相对成熟，而电机电控的集成化产品，电驱动桥有望成为下一个投资风口。电驱动桥也是产品价值量能够提升的优质赛道。电机电控需要与整车系统完美匹配，其技术壁垒较高，对系统一致性匹配的要求也相对较高，把电机、减速机、控制器集成化目前已经是行业的趋势。通过集成，从供应商的角度产品的价值量在提升，产品壁垒在提高，同时一些重复的连接部件将被去除有利于控制成本。而从主机厂的角度看，集成化带来产品的模块化标准化程度变高，其开发匹配以及安装调试的过程将大幅缩短。所以电机电控的一体化集成化是上下游共同选择的结果，其集成化产品得电驱动桥是未来价值量有望提升的优质零部件赛道。高能效，低噪音是纯电减速器的关键指标。相比传统燃油变速器的80%-90%，优化明显。另外，通过采用高速轴承以及两组平行轴斜齿轮，且除倒挡齿轮采用直齿圆柱齿轮以外，为增加啮合度都采用斜齿形式，大幅改善NVH性能（降噪）新能源车型（尤其是纯电）对续航里程敏感度高，传输效率的最大化可以提升整车续航里程。此外，纯电车型因没有发动机噪音，所以齿轮传动的噪音会直接影响整车NVH，降噪至关重要。Tesla所采用的减速器将传输能效的峰值提升至97%。经营环境分析、为推动中国制造由大变强，2015年5月，党中央、国务院着眼全球视野和战略布局，立足我国国情和发展阶段，做出了实施《中国制造2025》的战略决策。这是未来10年引领制造强国建设的行动指南，也是未来30年实现制造强国梦想的纲领性文件，更是我国迈向制造强国的宣言书。新的驱动可以适用于许多类型的车辆——它可以安装在混合动力和电动汽车的前桥或后桥上。它的模块化结构和灵活的制造理念促进了在世界任何地方的功率输出、扭矩和安装空间方面的定制解决方案。由于系统电压也高达800v，通过碳化硅半导体技术更高的功率密度，以及高达96%的效率，电力驱动解决方案被带到一个新的水平。它的好处显而易见:通过高扭矩、快速充电和增加的续航里程来实现令人印象深刻的加速。博世还提供了一个额外的e轴作为二级驱动单元，额外输出高达100千瓦的性能提升。紧凑的设计和高水平的系统集成在一个住房提供了一个具有成本吸引力的整体解决方案。这使得e轴成为电池电动汽车和混合动力应用的电力驱动的完美解决方案，在一个系统中结合了创新，经济和效率。2016年新能源电控供应商分布

2017年新能源电控供应商分布

未来电驱动桥行业竞争情况分析所有的电控类产品要能够持续升级维持竞争力均需要两大核心要素：强大的研发实力