《畢業(yè)設計--純電動汽車驅動橋設計.docx》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計--純電動汽車驅動橋設計.docx（40頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、目 錄第一章 緒論1.1 純電動汽車概述1.1.1 電動汽車的分類1.2 驅動橋的概述 1.2.1 驅動橋的功能1.2.2 驅動橋的分類1.2.3 驅動橋的組成1.2.4 驅動橋的設計1.3 電動車出現(xiàn)的背景、意義及國內外純電動車驅動橋發(fā)展現(xiàn)狀第二章 傳動系統(tǒng)工作原理2.1 轎車采用的傳動方案2.2 主減速器的確定2.2.1 電動轎車動力性能要求2.2.2 電機參數(shù)和減速器傳動比的選擇2.2.3 匹配結果2.3 主減速器的結構形式2.3.1 主減速器結構方案分析2.3.2 圓柱齒輪傳動的主要參數(shù)2.3.3 錐齒輪傳動的主要參數(shù)2.4 差速器的確定2.4.1 差速器的工能原理2.4.2 差速器的

2、選擇2.4.3 差速器主要參數(shù)的計算2.5 相關軸及軸承設計2.5.1減速器輸入軸2.5.2齒輪中間傳動軸2.5.3相關軸承的選擇2.5.4鍵的選擇和校核2.5.5軸承的強度校核第三章 畢業(yè)設計總結與感想第1章 緒 論1.1純電動汽車概述1.1.1電動汽車的分類電動汽車在廣義上可分為3 類,即純電動汽車(BEV) 、混合動力電動汽車(HEV) 和燃料電池電動汽車(FCEV)。 純電動汽車是完全由二次電池（如鉛酸電池、鎳鎘電池、鎳氫電池或鋰離子電池）提供動力的汽車。目前，這三種汽車都處于不同的研究階段。由于一次石化能源的日趨缺乏，純電動汽車被認為是汽車工業(yè)的未來。但是車用電池的許多關鍵技術還在突

3、破，因此，純電動汽車多用于低速短距離的運輸?；旌蟿恿嚨拈_發(fā)是從燃油汽車到未來純電動汽車的一種過渡階段，它既能夠滿足用戶的需求，有具有低油耗、低排放的特點，在目前的技術水平下是最切合市場的，但是混合動力車有兩個動力源，在造價和如何匹配控制上還需要繼續(xù)努力。燃料電池電動汽車才有燃料電池作為能源。燃料電池就是利用氫氣和氧氣（或空氣）在催化劑的作用下直接經(jīng)電化學反應產(chǎn)生電能的裝置，具有無污染，只有水作為排放物的優(yōu)點。但現(xiàn)階段，燃料電池的許多關鍵技術還處于研發(fā)試驗階段。1.1.2 純電動汽車的基本結構電動汽車系統(tǒng)可分為三個子系統(tǒng)，即電力驅動子系統(tǒng)，主能源子系統(tǒng)，輔助控制子系統(tǒng)。采用不同的電力驅動系統(tǒng)可

4、構成不同形式的電動汽車。A由發(fā)動機前置前輪驅動的燃油車發(fā)展而來，它由電動機、離合器、齒輪箱和差速器組成。其動力傳遞由電動機輸出后，其后的傳遞路線與傳統(tǒng)的汽車很相似，技術比較成熟，應用也比較廣泛。B如果采用固定速比的減速箱可以去掉離合器，較少機械傳動的質量，縮小其體積。這種結構沒有離合器和可選的變速比，需通過電機控制提供理想的轉矩/轉速特性。C這種與發(fā)動機橫向前置、前輪驅動的燃油汽車的布置方式類似，它把發(fā)動機、固定速比減速器和差速器集成為一個整體，兩根半軸連接驅動車輪，這種結構在小型汽車上運用最普遍。E所示的雙電動機結構就是采用兩個電動機通過固定速比的減速器分別驅動兩個車輪，每個電動機的轉速可以

5、獨立的調節(jié)控制，便于實現(xiàn)電子車速，因此，電動汽車不必選用機械差速器。F電動機也可以裝在車輪里面，成為輪轂電動機，可以進一步縮短從電動機到驅動車輪的距離。為了將電動機降到理想的車輪轉速，可采用固定減速比的行星齒輪變速器，它能提供大的減速比，而且輸入和輸出軸可以布置在同一條軸線上。這是另一種使用輪轂電動機的電動汽車結構，這種結構采用低速外轉子電動機，徹底去掉了機械轉速齒輪，電動機的外轉子直接安裝在車輪的輪緣上1.1 驅動橋的概述 1.2.1驅動橋的功能驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力合理的分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直

6、立、縱向力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。 1.2.2驅動橋的分類：驅動橋分非斷開式（整體式）-用于非獨立懸架斷開式-用于獨立懸架非斷開式（整體式）驅動橋 定義：非斷開式驅動橋也稱為整體式驅動橋，其半軸套管與主減速器殼均與軸殼剛性地相連一個整體梁，因而兩側的半軸和驅動輪相關地擺動，通過彈性元件與車架相連。它由驅動橋殼1，主減速器，差速器和半軸組成。 優(yōu)點：結構簡單，成本低，制造工藝性好，維修和調整易行，工作可靠。 用途：廣泛載貨汽車、客車、多數(shù)越野車、部分轎車用于上。斷開式驅動橋 定義：驅動橋采用獨立懸架，即主減速器殼固定在車架上，兩側的半軸和驅動輪能在橫

7、向平面相對于車體有相對運動的則稱為斷開式驅動橋。為了與獨立懸架相配合，將主減速器殼固定在車架（或車身）上，驅動橋殼分段并通過鉸鏈連接，或除主減速器殼外不再有驅動橋殼的其它部分。為了適應驅動輪獨立上下跳動的需要，差速器與車輪之間的半軸各段之間用萬向節(jié)連接。優(yōu)點：可以增加最小離地間隙，減少部分簧下質量，減少車輪和車橋上的動載兩半軸相互獨立，抗側滑能力強可使獨立懸架導向機構設計合理，提高操縱穩(wěn)定性缺點：結構復雜，成本高用途：多用于輕、小型越野車和轎車1.2.3驅動橋的組成驅動橋由主減速器、差速器、半軸及橋殼組成。 主減速器1）主減速器一般用來改變傳動方向，降低轉速，增大扭矩，保證汽車有足夠的驅動力和

8、適當?shù)乃倨ぁＶ鳒p速器類型較多，有單級、雙級、雙速、輪邊減速器等。單級主減速器由一對減速齒輪實現(xiàn)減速的裝置，稱為單級減速器。其結構簡單，重量輕，東風BQl090型等輕、中型載重汽車上應用廣泛。2）雙級主減速器對一些載重較大的載重汽車，要求較大的減速比，用單級主減速器傳動，則從動齒輪的直徑就必須增大，會影響驅動橋的離地間隙，所以采用兩次減速。通常稱為雙級減速器。雙級減速器有兩組減速齒輪，實現(xiàn)兩次減速增扭。 為提高錐形齒輪副的嚙合平穩(wěn)性和強度，第一級減速齒輪副是螺旋錐齒輪。二級齒輪副是斜齒因拄齒輪。主動圓錐齒輪旋轉，帶動從動圓銀齒輪旋轉，從而完成一級減速。第二級減速的主動圓柱齒輪與從動圓錐齒輪同軸而

9、一起旋轉，并帶動從動圓柱齒輪旋轉，進行第二級減速。因從動圓柱齒輪安裝于差速器外殼上，所以，當從動圓柱齒輪轉動時，通過差速器和半軸即驅動車輪轉動。2差速器差速器用以連接左右半軸，可使兩側車輪以不同角速度旋轉同時傳遞扭矩。保證車輪的正常滾動。有的多橋驅動的汽車，在分動器內或在貫通式傳動的軸間也裝有差速器，稱為橋間差速器。其作用是在汽車轉彎或在不平坦的路面上行駛時，使前后驅動車輪之間產(chǎn)生差速作用。驅動橋兩側的驅動輪若用一根整軸剛性連接,則兩輪只能以相同的角速度旋轉。這樣,當汽車轉向行駛時,由于外側車輪要比內側車輪移過的距離大,將使外側車輪在滾動的同時產(chǎn)生滑拖,而內側車輪在滾動的同時產(chǎn)生滑轉。即使是汽

10、車直線行駛,也會因路面不平或雖然路面平直但輪胎滾動半徑不等（輪胎制造誤差、磨損不同、受載不均或氣壓不等）而引起車輪的滑動。 車輪滑動時不僅加劇輪胎磨損、增加功率和燃料消耗,還會使汽車轉向困難、制動性能變差。為使車輪盡可能不發(fā)生滑動,在結構上必須保證各車輛能以不同的角速度轉動。通常從動車輪用軸承支承在心軸上,使之能以任何角速度旋轉,而驅動車輪分別與兩根半軸剛性連接,在兩根半軸之間裝有差速器。這種差速器又稱為輪間差速器。多軸驅動的越野汽車,為使各驅動橋能以不同角速度旋轉,以消除各橋上驅動輪的滑動,有的在兩驅動橋之間裝有軸間差速器?，F(xiàn)代汽車上的差速器通常按其工作特性分為齒輪式差速器和防滑差速器兩大類

11、。 齒輪式差速器當左右驅動輪存在轉速差時,差速器分配給慢轉驅動輪的轉矩大于快轉驅動輪的轉矩。這種差速器轉矩均分特性能滿足汽車在良好路面上正常行駛。但當汽車在壞路上行駛時,卻嚴重影響通過能力。例如當汽車的一個驅動輪陷入泥濘路面時,雖然另一驅動輪在良好路面上,汽車卻往往不能前進（俗稱打滑）。此時在泥濘路面上的驅動輪原地滑轉,在良好路面上的車輪卻靜止不動。這是因為在泥濘路面上的車輪與路面之間的附著力較小,路面只能通過此輪對半軸作用較小的反作用力矩,因此差速器分配給此輪的轉矩也較小,盡管另一驅動輪與良好路面間的附著力較大,但因平均分配轉矩的特點,使這一驅動輪也只能分到與滑轉驅動輪等量的轉矩,以致驅動力

12、不足以克服行駛阻力,汽車不能前進,而動力則消耗在滑轉驅動輪上。此時加大油門不僅不能使汽車前進,反而浪費燃油,加速機件磨損,尤其使輪胎磨損加劇。有效的解決辦法是：挖掉滑轉驅動輪下的稀泥或在此輪下墊干土、碎石、樹枝、干草等。為提高汽車在壞路上的通過能力,某些越野汽車及高級轎車上裝置防滑差速器。防滑差速器的特點是,當一側驅動輪在壞路上滑轉時,能使大部分甚至全部轉矩傳給在良好路面上的驅動輪,以充分利用這一驅動輪的附著力來產(chǎn)生足夠的驅動力,使汽車順利起步或繼續(xù)行駛。3半軸半軸是將差速器傳來的扭矩再傳給車輪，驅動車輪旋轉，推動汽車行駛的實心軸。由于輪轂的安裝結構不同，而半軸的受力情況也不同。所以，半軸分為

13、全浮式、半浮式、34浮式三種型式。1） 全浮式半軸一般大、中型汽車均采用全浮式結構。 半軸的內端用花鍵與差速器的半軸齒輪相連接，半軸的外端鍛出凸緣，用螺栓和輪轂連接。輪轂通過兩個相距較遠的圓錐滾子軸承文承在半軸套管上。半軸套管與后橋殼壓配成一體，組成驅動橋殼。用這樣的支承形式，半軸與橋殼沒有直接聯(lián)系，使半軸只承受驅動扭矩而不承受任何彎矩，這種半軸稱為“全浮式”半軸。所謂“浮”意即半軸不受彎曲載荷。全浮式半軸，外端為凸緣盤與軸制成一體。但也有一些載重汽車把凸緣制成單獨零件，并借花鍵套合在半軸外端。因而，半軸的兩端都是花鍵，可以換頭使用。2）半浮式半軸半浮式半軸的內端與全浮式的一樣，不承受彎扭。其

14、外端通過一個軸承直接支承在半軸外殼的內側。這種支承方式將使半軸外端承受彎矩。因此，這種半袖除傳遞扭矩外，還局部地承受彎矩，故稱為半浮式半軸。這種結構型式主要用于小客車。3）34浮式半軸34浮式半軸是受彎短的程度介于半浮式和全浮式之間。此式半軸目前應用不多，只在個別小臥車上應用，如華沙M20型汽車。4橋殼（1）整體式橋殼：整體式橋殼因強度和剛度性能好，便于主減速器的安裝、調整和維修，而得到廣泛應用。整體式橋殼因制造方法不同，可分為整體鑄造式、中段鑄造壓入鋼管式和鋼板沖壓焊接式等。（2）分段式驅動橋殼：分段式橋殼一般分為兩段，由螺栓1將兩段連成一體。分段式橋殼比較易于鑄造和加工。1.2.4 驅動橋

15、的設計應當滿足如下基本要求： 1.選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 2.外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 3.齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4.在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。 5.在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 6.與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動相協(xié)調。 7.結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。1.3電動車出現(xiàn)的背景、意義以及國內外純電動車驅動橋發(fā)展現(xiàn)狀。自1886 年發(fā)明了汽車以來,汽車就成為人們日常生活中不可缺少的代步和運輸工具,因此縮短了人們之間的距離

16、,改變了人們的生活方式,提高了人們的生活質量.由于汽車要消耗大量的石油資源、排放大量的廢氣、制造噪音和嚴重污染環(huán)境,因此也帶來了無法回避的負面影響。為了是這些問題得到解決，電動汽車呈現(xiàn)出快速發(fā)展的趨勢。從環(huán)保的角度上看，電動汽車是零排放的市區(qū)交通工具，即使是計入發(fā)電廠增加的排氣，總量上來看，它也使空氣污染大大的減少；從能源的角度來看，電動汽車是能源的利用多元化和高效化；在改善交通安全和道路使用方面，電動汽車更容易實現(xiàn)智能化。除了在能源、環(huán)保和節(jié)能方面顯示出優(yōu)越性和具有強大的競爭力外,在車輛性能方面也顯示出了巨大的優(yōu)勢。電動汽車的發(fā)展使得能源、環(huán)保、交通相互融合成為可能，對汽車的發(fā)展有深遠的影響

17、。中國驅動橋產(chǎn)業(yè)發(fā)展出現(xiàn)的問題中，許多情況不容樂觀，如產(chǎn)業(yè)結構不合理、產(chǎn)業(yè)集中于勞動力密集型產(chǎn)品；技術密集型產(chǎn)品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家；生產(chǎn)要素決定性作用正在削弱；產(chǎn)業(yè)能源消耗大、產(chǎn)出率低、環(huán)境污染嚴重、對自然資源破壞力大；企業(yè)總體規(guī)模偏小、技術創(chuàng)新能力薄弱、管理水平落后等。中國驅動橋產(chǎn)業(yè)發(fā)展已到了岔口；中國驅動橋產(chǎn)業(yè)生產(chǎn)企業(yè)急需選擇發(fā)展方向。 目前 國產(chǎn)工業(yè)車輛驅動橋的品種較單一，規(guī)格較少，供貨周期較長，尤其是牽引車等批量較少的車輛，大多借用其它流動機械如叉車、裝載機的驅動橋，由于結構型式和工況要求不完全一致很難使整車的動力及傳動系統(tǒng)達到理想的匹配要求，因而應大力提倡工業(yè)車輛驅動橋的專業(yè)化、

18、系列化生產(chǎn)?，F(xiàn)在用于工業(yè)車輛的驅動橋大多是行星齒輪式輪邊減速驅動橋，這種驅動橋以其技術成熟、傳動效率高、成本較低而受到主機廠家的歡迎，以后仍將是主要的結構型式。后置齒輪箱式驅動橋，國內尚無生產(chǎn)的其結構型式非常適合于國產(chǎn)化工業(yè)車輛的配套要求，宜推廣靜液壓傳動作為一種較先進的傳動方式，國外應用已很普遍，國內應加強這方面的,研究工作和提高國產(chǎn)液壓件的質量，以求盡快趕上國外先進水平。第二章 傳動系統(tǒng)工作原理2.1 轎車采用的傳動方案在電傳動車輛中，兩輪實現(xiàn)差速并不局限于一種形式。再裝有雙電機的電傳動車輛上可以采用電機控制方法，使用一定的控制策略和方法對電機輸出的轉矩或是轉速進行控制，使兩輪的轉矩和轉速

19、不一致，已達到轉向的目的。但由于電子差速方法，控制復雜，精確程度不夠，許多的方法還在進一步的摸索中。因而現(xiàn)階段，電傳動車輛多采用和類似于傳統(tǒng)汽車一樣的布置方式。（a） (b)(c) (d)(e) (f)圖2-1電動汽車基本形式在我的設計中，電動汽車采用如下布置形式，見圖2-2。圖2-2 車輛布置方案M-電機 FG-減速器 D-差速器車輛采用單電機驅動，將電機前置，共有兩軸，其中前軸為驅動軸。這種動力源前置前輪驅動的布置有以下幾個優(yōu)點：前橋軸荷大，有明顯的不足轉向特性；前輪是驅動輪，所以越障能力高；結構緊湊，前后軸之間不需要傳動軸，可降低地板高度，有利于提高乘坐舒適性；后面有做夠的空間作為行李箱

20、；將動力源橫置能縮短汽車的總成，加上取消了傳動軸等因素的影響，汽車消耗的材料明顯減少，使整備質量減輕。2.2 主減速器的確定2.2.1電動轎車的動力性能要求采用交流感應電機驅動的電動轎車的整車的動力性能指標為: 最高車速 vam 100 km/ h; 最大爬坡度 im 30 %; 起步換擋由靜止全力加速到 100 km/ h 的加速時間tf 10 s；電動轎車傳動系統(tǒng)匹配設計整車參數(shù)如表1所示：2.2.2電機參數(shù)和減速器傳動比的選擇：電動汽車機電傳動系統(tǒng)常工作在起步、停車、加減速、爬坡等瞬變過程中,電機經(jīng)常處于過載非額定工作狀態(tài). 因此,城市電動汽車電機既要滿足持續(xù)功率的要求,又要滿足最大過載

21、轉矩和瞬時功率的要求.電機功率選擇：電動汽車驅動電機一般具有兩種功率,即瞬時功率和持續(xù)功率.持續(xù)功率 Pe 滿足車輛以最高車速勻速行駛的條件為：當最高車速 vam 100 km/ h 時,根據(jù)式(1) ,得到 Pe 20 5 kW.電機的瞬時功率Pem滿足車輛爬坡性能要求為:當車輛以車速 va 40 km/ h,坡度 im 30 %爬坡時 由上式得瞬時功率Pem55.7kw.根據(jù)以上電機持續(xù)功率和瞬時功率的計算結果 選擇專門為電動汽車設計的 三相交流籠型感應電機,其主要技術參數(shù):持續(xù)功率為 30 kW(3 600 r/ min) ;電機極對數(shù)為 2;瞬時最大功率為100 kW(3600 r/

22、min) ;基準轉速為3600r/ min;最高轉速為 10 000 r/ min;最大轉矩為 265 Nm;額定轉矩為 80 Nm. 這種 30 kW 交流感應電機能夠平滑調速,低速輸出恒轉矩,高速輸出恒功率,以滿足車輛行駛性能要求.傳動比的選擇: 由 Vam和 nm 確定主減速器傳動比的上限,由電動機最高轉速對應的最大輸出轉矩Tnm和最高車速對應的行駛阻力 Fvm確定速比 i0 的下限,即 (4) 式中：（5）由 Tam和m 對應的行駛阻力 Fam確定速比i0 的下限,即（6）式中：（7）由以上結果可見, i0 在 7171112 范圍內可滿足動力性能的要求,采用直接擋固定速比減速器是可行

23、的。2.2.3 匹配結果當傳動比取9.0 最高車速由（8）經(jīng)計算，最高車速111.2km/h。 最大爬坡度由（6）、（7）可得： (9) 當 vam = 40 km/ h 時,最大坡度i050%滿足要求。 加速時間.車輛從靜止起步全力加速到最大車速的加速時間為（10）式中:為汽車旋轉質量換算系數(shù),取=113; ne 為電機額定轉速, ne =3 600 r/ min;電機的瞬時最大輸出功率 Pem =100 kW; Ft 為車輪驅動力; Tv 為電機輸出最大恒功率時的輸出轉矩; vrm為電機額定轉速下的車速。經(jīng)計算，加速時間tf=3.69+4.17=7.86s以上都滿足性能要求。結論：由以上相

24、關計算，最后確定主傳動比為9.02.3 主減速器的結構形式2.3.1、主減速器結構方案分析：（一）減速傳動方案1.螺旋錐齒輪傳動2.雙曲面齒輪傳動3.圓柱齒輪傳動4.蝸輪蝸桿傳動 （二）單級主減速器優(yōu)點： 結構最簡單、質量小、制造容易、拆裝簡便缺點： 只能用于轉矩傳遞小扭矩的發(fā)動機只能用于主傳動比較小的車上，i0 7如下圖：（三）雙級主減速器特點：尺寸大，質量大，成本高與單級相比，同樣傳動比，可以增大離地間隙用于中重型貨車、越野車、大型客車如下圖：傳動形式：一級螺旋齒輪或雙曲面齒輪、二級圓柱齒輪一級行星齒輪、二級螺旋或雙曲面齒輪 一級圓柱、二級螺旋或雙曲面齒輪布置形式：縱向水平、垂向輪廓尺寸小

25、、質心低，縱向尺寸大用于長軸距汽車斜向利于傳動軸布置提高橋殼剛度 垂向縱向尺寸小，萬向傳動軸夾角小適用于短軸距貫通式驅動橋垂向尺寸大，降低了橋殼剛度 由于設計主減速器的傳動比為9.0，經(jīng)過選擇，故采用雙級主減速器，最后形式確定為圓柱齒輪-錐齒輪雙級主減速器。第一級為圓柱齒輪傳動，傳動比為4，第二級為錐齒輪傳動，傳動比為2.25。2.3.2 圓柱齒輪傳動的主要參數(shù)材料選用20CrMnTi,采用滲碳淬火，硬度為5662HRC，取60HRC,查表Hlim=1500MPa，取SHlim=1.2，ZNZLVRZWZX=1.0,簡化設計公式：a=476*(u+1)(kTuaH)，其中u=4, k取1.6，

26、a取0.4，得，H= Hlim*ZNZLVRZWZX/SHlim=1250MPa,得，a476*(4+1)(1.6*800.4412502)=88.3mm故取a=90mm再根據(jù)經(jīng)驗公式 mn=(0.0070.02)a=0.631.8mm, 取標準模數(shù)mn=1.5mm,初選=10。，齒數(shù)：Z1= 2amn(u+1)=24, Z2=Z1*u=96精確計算螺旋角：=arcosmn(Z1+Z2)2a=0分度圓直徑：d1=mnZ1cos=36mm, d2=mnZ2cos=144mm齒頂圓直徑：da1 =d1+2ha*mn=40mm, da2 =148mm齒寬：b=a*a=36mm取b1=42mm, b2

27、=36mm當量齒數(shù): ZV1=Z1/cos3=24, ZV2=96模數(shù)：m=1.5mm2.3.3錐齒輪傳動的主要參數(shù)1）傳動比為2.25；2）兩齒輪齒數(shù)之和盡量避免公因數(shù)；3）主、從動齒輪齒數(shù)之和應小于40；4）對于乘用車，Z1盡量取少些；5）1.7Z2/Z13.3綜合以上因素，取Z1=12，Z2=27計算轉矩的計算 從動錐齒輪計算轉矩 (2-4)式中：按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Nm；發(fā)動機最大轉矩；由上節(jié)電機參數(shù)中可知= 265Nmn計算驅動橋數(shù)，n=2；if變速器傳動比（=1）i0主減速器傳動比i1變速器最低擋傳動比（=1）=9.0變速器傳動效率，=0.95 ；

28、由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，=2.0；將以上取值代入式（2-4），有：Tce=4388.4N.M計算 (2-5)-按驅動打滑確定從動輪的計算轉矩-滿載狀態(tài)下一個驅動橋的靜載荷 =1600*9.8*0.5=7840N-汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，乘用車取=1.2-輪胎與路面間的附著系數(shù)，對于一般的公路用車，可取0.85-車輪的滾動半徑 =0.297m-主傳動器從動齒輪到車橋之間的傳動比 =1變速器傳動效率， =0.95 ；將以上取值代入（2-5）得到：所以主動錐齒輪計算轉矩為 =，min=2500NmD2根據(jù)經(jīng)驗公式 D2=KD2Td=176.4mm, ms=D2/Z2=176.4/

29、27=6.53,同時滿足，ms=Km3Td=13.6*0.4=5.44, 故取ms=6.5，D2=ms=*Z2=175.5mm齒數(shù)：z1=12, z2=27齒面寬：b1=29.923mm, b2=27.203mm錐距：R=96.026mm分度圓直徑：d1=78mm, d2=175.5mm齒頂高：ha1=ha*m=6.5mm, ha2=ha1=6.5mm齒根高：hf1=(ha*+c*)m=7.8mm, hf2=hf1=7.8mm齒頂圓直徑：da1=d1+2ha1cos&1=79.4mm, da2=188.4mm齒根圓直徑：df1=d1-2hf1cos&1=76.3mm, df2=160.0mm2

30、.4 差速器的確定2.4.1差速器的功能原理2-1 差速原理圖1、2半軸齒輪 3外殼 4行星齒輪 5行星齒輪軸 6從動齒輪機械摩擦片式限滑差速器的差速原理與普通對稱式錐齒輪差速器的差速原理一樣，本質上是行星齒輪機構。差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪6固連在一起，固為主動件，設其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為和。A、B兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點。行星齒輪的中心點為C。A、B、C三點到差速器旋轉軸線的距離均為。當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等，如圖（2-1），

31、其值為。于是=，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時，如圖2-1，嚙合點A的圓周速度為，嚙合點B的圓周速度為。于是即： (2-1)若角速度以每分鐘轉數(shù)表示，則 (2-2)式（2-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。有式(2-2）還可以得知：當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的

32、兩倍；當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。1.差速器殼2. 半軸齒輪及錐盤總成3. 彈簧4.行星齒輪軸5.鎖銷6.行星齒輪墊圈7.行星齒輪8.彈簧保持架2.4.2 差速器的選擇根據(jù)要求，選擇普通錐齒輪差速器。普通差速器主要是由十字軸，半軸齒輪，行星齒輪，差速器左，右半軸等組成，動力由輸入法蘭輸入，半軸齒輪輸出，通過半軸齒輪傳遞到論邊，帶動車論轉動。其工作原理如圖所示：當n=0時（即行星輪不自轉），差速器作整體回轉，車輛作直線運行，轉速為n，當車輛右轉彎時，n不等于0時，即行星輪以轉速n自轉。它將加快半軸

33、齒輪1的轉速。同時又使半軸齒輪2轉速減慢。此時半軸齒輪1增高的轉速為n，半軸齒輪2減低的轉速為n，即 n=n+ n n= n- n由于Z1=Z2，故n+n=2n。從上述可知，可實現(xiàn)左，右半軸齒輪轉速不相等，其轉速差為n-n=2 n。從而實現(xiàn)左，右兩車輪差速，減少輪胎的磨損。假設左，右車輪由于轉彎或者其他原因引起左，右車輪切線方向產(chǎn)生一個附加阻力P，它們方向相反。以P表示行星輪軸上作用力，則左，右半軸齒輪給行星齒輪的反作用力為P/2，兩半軸齒輪r相同，則傳遞給左，右半軸的扭矩均為Pr/2。故直線行駛時左，右驅動輪扭矩相等（r為半軸齒輪的半徑）。當機械轉彎時，行星輪隨著差速器內的十字軸公轉外，同時

34、還繞其自身軸自轉。使他轉動的力矩為2Pr1（r為行星齒輪半徑），慢慢的附加阻力P和P/2。而快側P與P/2方向相反，故慢側所受的扭矩大，快側所受的扭矩小。即： M=（P/2-P）r M=（P/2+P）r若以2Pr=M 表示差速器內摩擦力矩，以Pr=M表示差速器傳遞的扭矩，則： M+ M= M M- M= M由上面的分析可知，如果不計摩擦力矩，即M=0，則M= M，故可以認為動錐齒輪的扭矩平均分給左，右半軸，如果考慮到內摩擦，則快側車輪力矩下，慢車輪力矩大，在普通差速器中，內摩擦較小，M/（M+ M）=0.550.6，這就是平英團差速器“差速不差扭”的傳扭特性。 普通差速器的“差速不差扭”的傳扭

35、特性，會給機械行駛帶來不利的影響，如一車輪陷入泥濘時，由于附著立不夠，就會發(fā)生打滑。這時另外一個車輪不但不會增加，反而會減少到與車輪一樣，致使整機的牽引力大大減少。如果牽引力不能克服行駛阻力，此時打滑的車輪以兩倍于差速器殼的轉速轉動，而另外一側不轉動，此時整機停留不前。2.4.3 差速器主要參數(shù)的計算2.4.3.1 錐齒輪及行星齒輪尺寸結構設計1、行星齒輪球面半徑的確定圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。球面半徑可按如下的經(jīng)驗公式確定： (2-3)式中：行星齒輪球面

36、半徑系數(shù)，可取2.522.99，對于有2個行星齒輪的小轎車取較小值；計算轉矩，取和的較小值，1）計算轉矩的計算 從動錐齒輪計算轉矩 (2-4)式中：按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Nm；發(fā)動機最大轉矩；由上節(jié)電機參數(shù)中可知= 265Nmn計算驅動橋數(shù)，n=2；if變速器傳動比（=1）i0主減速器傳動比i1變速器最低擋傳動比（=1）=9.0變速器傳動效率，=0.95 ；由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，=2.0；將以上取值代入式（2-4），有：Tce=4388.4N.M計算 (2-5)-按驅動打滑確定從動輪的計算轉矩-滿載狀態(tài)下一個驅動橋的靜載荷 =1600*9.8*0.5=

37、7840N-汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，乘用車取=1.2-輪胎與路面間的附著系數(shù)，對于一般的公路用車，可取0.85-車輪的滾動半徑 =0.297m-主傳動器從動齒輪到車橋之間的傳動比 =1變速器傳動效率， =0.95 ；將以上取值代入（2-5）得到：所以主動錐齒輪計算轉矩為 =，min=2500Nm （2-6）2）計算齒輪球面半徑將代入式（4-1）得,取計算A0=40mm2、行星齒輪與半軸齒輪相關計算為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用1425，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比在1.52.0的范圍內。差速器的各個

38、行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時，應考慮它們之間的裝配關系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數(shù)，之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為： （2-7）式中：，左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，=行星齒輪數(shù)目；任意整數(shù)。在此=12，=18 滿足以上要求。差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定：首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角， 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m取標準模數(shù)，得：； 3、壓力角：目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5

39、的壓力角，齒高系數(shù)為0.8。最小齒數(shù)可減少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數(shù)比壓力角為20的少，故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強度。在此選22.5的壓力角。4、行星齒輪軸直徑d及支承長度L行星齒輪軸直徑d(mm)為 （4-6）式中，為差速器傳遞的轉矩(Nm), =2500Nm；n為行星齒輪數(shù)，n=2；為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, 0.8,；為支承面許用擠壓應力，取98MPa。得到：行星齒輪在軸上的支承長度L為根據(jù)以上所得的齒輪基本參

40、數(shù)，利用差速器齒輪的參數(shù)表，計算齒輪的結構參數(shù)表 ：車普通錐齒輪差速器的幾何尺寸計算用表序號項目計算公式計算結果1行星齒輪齒數(shù)，應盡量取最小值2半軸齒輪齒數(shù)3模數(shù)=4.0mm4齒面寬b=(0.250.30)R;b10mm12mm5工作齒=6.4mm6全齒高7.203mm7壓力角22.58軸交角=90909節(jié)圓直徑； 10節(jié)錐角，11節(jié)錐距12周節(jié)=4.1416=12.57mm13齒頂高;=4.02 mm=2.38mm14齒根高=1.788-;=1.788-=4.132mm;=4.772mm15徑向間隙=-=0.188+0.051=0.803mm16齒根角=;=4.14;=6.2917面錐角；=

41、40=60.4218根錐角；=29.57=5019外圓直徑；20節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離21理論弧齒厚22齒側間隙=0.2450.330 mm23弦齒厚24弦齒高2.5相關軸及軸承設計2.5.1減速器輸入軸選擇軸的材料以及熱處理方式 由于減速器軸為一般用途軸，可選45鋼，調質。查表可知：B=640MPa, s=355MPa, -1=275MPa, -1=155MPa, -1=60MPa.C取值范圍為126-103，最后取為120.最小軸徑估算：根據(jù)公式dmin=C(Pn），代入數(shù)據(jù)，得dmin=24.21mm,經(jīng)圓整取最小軸徑（即軸端直徑）dmin為25mm.軸的結構設計：a確定軸上零件的裝配方

42、案，考慮到軸上零件的定位、固定及裝拆，擬采用階梯軸結構。分為兩段，各有軸承固定。b確定軸各軸的直徑：由于斜齒輪會產(chǎn)生軸向力，再根據(jù)直徑大小，因此，支承選用角接觸球軸承6204，此軸段直徑d1取為20mm.另一端直徑d2取為25mm.c確定各軸段的長度：與角接觸軸承連接一端長度為（14+19）=33mm,其中14為角接觸軸承6204的寬度，經(jīng)查表可知。2.5.2齒輪中間傳動軸選擇軸的材料以及熱處理方式由于減速器軸為一般用途軸，可選45鋼，調質。查表可知：B=640MPa, s=355MPa, -1=275MPa, -1=155MPa, -1=60MPa. C取值范圍為126-103，最后取為12

43、0.最小軸徑估算：根據(jù)公式dmin=C(Pn），P=30kw,n=3600/4=900r/min,代入數(shù)據(jù)，得dmin=38.42mm,經(jīng)圓整取最小軸徑（即軸端直徑）dmin為40mm.軸的結構設計：a確定軸上零件的裝配方案，考慮到軸上零件的定位、固定及裝拆，擬采用階梯軸結構。分為6段軸段。b確定各軸段直徑：由于斜齒輪會產(chǎn)生軸向力，再根據(jù)直徑大小，因此，支承選用角接觸球軸承6208，此軸段直徑d1取為40mm.取直徑d2為45mm.為了便于齒輪的裝拆，并不損傷軸表面，與一級圓柱齒輪配合的軸段直徑d3取為50mm.取軸套直徑d4為58mm.取軸段直徑d5為55mm.取軸段直徑d6為52mm.C確

44、定各軸段的長度取上軸頸d1 軸段的長度等于軸承6208的寬度，經(jīng)查表為18mm. 考慮到齒輪端面距離減速器箱體內壁的距離應不小于箱體壁厚，因此，取d2軸段長度為12mm. 已知與d3 軸段配合的齒輪寬度為36mm,則d3軸段長度應比其小1-2mm, 故取該軸段長度為34mm. 根據(jù)設計，軸套d4軸段長度取為4mm. 軸段d5長度取為79mm. 軸段d6長度取為6mm.2.5.3相關軸承的選擇 該設計里總共需要6個軸承。 a 與減速器輸入軸d1軸段配合的軸承選為：角接觸球軸承6204，軸承尺寸為：D=47mm,B=14mm,rmin=1 b 與減速器輸入軸d2軸段配合的軸承選為：單列圓錐滾子軸承

45、30205， D=52mm,T=16.25mm,B=15mm,C=13mm,a=12.5,rmin=1, r1min=1. c 與減速器中間傳動軸d1軸段配合的軸承選為：角接觸球軸承6208，軸承尺寸為：D=80mm,B=18mm,rmin=1.1. d 與減速器中間傳動軸d5軸段配合軸承選為：單列圓錐滾子軸承30211， D=100mm,T=22.75mm,B=21mm,C=18mm,a=21.0,rmin=2, r1min=1.5。2.5.4鍵的選擇和校核（1）類型選擇：設計鍵連接的時候，通常被連接件的材料、構造以及尺寸都已經(jīng)初步確定，所傳遞的轉矩也已經(jīng)求得。因此，可根據(jù)連接的結構特點、使

46、用要求和工作條件來選擇鍵的類型。例如，鍵連接的對中性要求；鍵是否需要具有軸向固定的作用；鍵在軸上的位置（在軸的中部還是端部）；以及連接于軸上的零件是否需要沿軸滑動與滑動距離的長短等。經(jīng)選擇：所有鍵都選為平鍵（選為A型平鍵）。（1） 尺寸選擇：(單位：mm) 鍵是標準件。鍵的剖面尺寸b*h按軸的直徑d由標準選定（b為鍵寬，h為鍵高）。鍵的長度L值一般可按輪轂的長度而定，普通平鍵和薄型平鍵的長度一般略短于輪轂的長度，而導向平鍵則按其滑動距離而定，所選長度L應符合鍵的標準長度系列值。經(jīng)選擇:中間傳動軸平鍵：根據(jù)直徑d初選平鍵的參數(shù)如下：b=14，h=9，L=36;第一級輸入軸平鍵：根據(jù)直徑d初選平鍵

47、的參數(shù)如下：b=8，h=7，L=28;(3 ) 校核：鍵的類型和尺寸選定以后，還要根據(jù)鍵連接的失效形式用適當?shù)男：擞嬎愎竭M行強度驗算。對于普通平鍵和薄型平鍵連接（靜連接），鍵與鍵槽的兩個側面受擠壓應力，同時鍵也受切應力。但失效形式是較弱零件的工作面被壓潰，鍵被切斷的情況很少見。因此，通常只需按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。（注意，鍵、軸、輪轂三者的材料往往不同，強度計算的時候要按三者中最弱材料的強度進行校核。）對于導向平鍵和滑鍵連接（動連接），主要失效形式是工作面的過度磨損，因此通常只作耐磨性的條件性計算。下面對其進行校核。中間傳動軸平鍵： Tmax=265*4=1060Nm ,d=5

48、0mm,l=L-b/2=36-14/2=29mm,h=9mm假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，則根據(jù)擠壓強度計算，普通平鍵連接的擠壓強度條件為：p=(2000T/d)/(hl/2)=4000T/(dhl)=98.34MPa式中，T為鍵傳遞的轉矩（Nm）,h為鍵的高度（mm），l為鍵的工作長度(mm),d為軸的直徑（mm），p為許用擠壓應力（MPa），查表可得。當強度不夠的時候，在條件允許的情況下可適當增加鍵的長度或改用平頭鍵。也可以采用雙鍵，兩鍵最好沿用周向相隔180布置，考慮載荷在兩鍵上的分配不均，因此在強度校核的時候，只按1.5個鍵計算。查表可知：，故，滿足強度要求。第一級輸入軸處平鍵：Tm

49、ax=265 NM，可知：d=25mm,l=L-b/2=28-8/2=24mm,h=7mm 假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，則根據(jù)擠壓強度計算，普通平鍵連接的擠壓強度條件為： p=(2000T/d)/(hl/2)=4000T/(dhl)=78.52 MPa查表可知：，故，滿足強度要求。2.5.5軸承的強度校核（1）滾動軸承的基本額定壽命滾動軸承的壽命：單個滾動軸承的壽命是指軸承的一個套圈或滾動體材料出現(xiàn)第一個疲勞擴展跡象之前，一個套圈相對于另一個套圈旋轉的轉數(shù)。滾動軸承的可靠度：滾動軸承的可靠度是指一組在相同條件下運轉、近于相同的滾動軸承期望達到或超過規(guī)定壽命的百分率，對單個滾動軸承是指軸承達

50、到或超過規(guī)定壽命的概率。滾動軸承的基本額定壽命：對一組同一型號的軸承，由于材料、熱處理和工藝等很多隨機因素的影響，即使在相同條件下運轉，壽命也不一樣，有的相差幾十倍。我們可用數(shù)理統(tǒng)計的方法求出其 分布規(guī)律，用基本額定壽命作為選擇軸承的標準。基本額定壽命是指單個滾動軸承或一組在相同條件下運轉、近于相同的滾動軸承，其可靠度為90%時的壽命，用L10表示（單位是106r）。按基本額定壽命選擇的一組軸承，可能有10%的軸承發(fā)生提前失效，有90%的軸承壽命超過其基本額定壽命，其中有些軸承甚至能再工作一個、兩個或更多個基本額定壽命。對于單個軸承而言，它能順利地在基本額定壽命期內正常工作地概率為90%，而在

51、基本額定壽命期到達之前就發(fā)生點蝕失效的概率為10%。（2）滾動軸承的基本額定動載荷軸承的壽命與所受載荷的大小有關系，工作載荷越大，軸承的壽命越短。滾動軸承的基本額定動載荷，就是使軸承的基本額定壽命恰好是106r時，軸承所能承受的載荷值，用C表示。不同型號的軸承有不同的基本額定動載荷值，它表征了不同型號的軸承承受載荷能力的大小。每個型號軸承的基本額定動載荷值可從滾動軸承樣本或是手冊中查取。基本額定動載荷分為徑向基本額定動載荷Cr和軸向基本額定動載荷Ca。徑向基本額定動載荷是指向心軸承（不含角接觸軸承）所能承受的恒定的徑向載荷，而對于角接觸軸承是指引起軸承套圈相互間產(chǎn)生純徑向位移的徑向分量；軸向基

52、本額定動載荷是指推力軸承所能承受的恒定的中心軸向載荷。（3）滾動軸承的當量動載荷滾動軸承的基本額定動載荷是在規(guī)定的載荷條件下去確定的。實際上，軸承在大多數(shù)應用的場合，常常同時承受徑向載荷和軸向載荷。因此，在進行軸承壽命計算的時候，應把實際載荷轉換成與額定動載荷的載荷條件相一致的當量動載荷P。徑向當量動載荷Pr是指一恒定的徑向載荷，軸向當量動載荷Pa指一恒定的中心軸向載荷。轉換的條件是在當量動載荷作用下，滾動軸承具有與實際載荷條件下相同的壽命。（4）滾動軸承的壽命計算公式大量試驗表明，滾動軸承的基本額定壽命與基本額定動載荷和當量載荷的關系式 L10=(CP) 式中，L10為滾動軸承的基本額定壽命

53、，C為基本額定動載荷，P為當量動載荷，為壽命指數(shù)（球軸承=3，滾子軸承=10/3）。實際計算時用小時數(shù)表示壽命比較方便，上式可寫為 L10h=10660n(CP) 式中， L10h為用小時數(shù)表示的滾動軸承的基本額定壽命，n為軸承工作轉速。當軸承的工作溫度超過120C的時候，會使軸承表面軟化而降低軸承承載能力，工作中沖擊和振動將使軸承實際載荷加大，故在計算分別引入溫度系數(shù)ft和載荷系數(shù)fd進行修正。此時軸承壽命計算公式為 L10h=10660n(ftCfdP)溫度系數(shù)工作溫度/C120125150175200225250300 ft1.000.950.900.850.800.750.700.65

54、載荷系數(shù)載荷性質 fd 舉例無沖擊或輕微沖擊 1.0-1.2電動機、汽輪機、水泵、通風機中等沖擊1.2-1.8車輛、機床、起重機、冶金設備強烈沖擊1.8-3.0破碎機、軋鋼機、石油鉆機、振動篩若載荷P和轉速n已知，并取軸承的預期使用壽命為L10h，則所選軸承應具有的基本額定動載荷C可得出 C=fdft(L10h60n106)1/（5）當量動載荷的計算公式當軸承同時承受徑向和軸向載荷，在進行壽命計算時，應將載荷換算成當量動載荷，當量動載荷可統(tǒng)一用下式計算 P=XFr+YFa式中，F(xiàn)r為軸承所受的徑向載荷，F(xiàn)a為軸承所受的軸向載荷，X為徑向動載荷系數(shù)，Y為軸向動載荷系數(shù)。不同類型軸承的XY的取值方

55、法不一樣。對于僅能承受軸向載荷的軸承如圓柱滾子軸承X=1,Y=0，其徑向當量動載荷Pr=Fr；對于僅能承受軸向載荷的軸承如推力球軸承X=0,Y=1，其軸向當量動載荷Pa=Fa 。a與減速器輸入軸d2軸段配合的軸承選為：單列圓錐滾子軸承30205 D=52mm,T=16.25mm,B=15mm,C=13mm,a=12.5,rmin=1, r1min=1.由表14-4和表14-5取溫度系數(shù)和載荷系數(shù)分別為：，由公式可得： 由計算可知軸承壽命滿足設計要求。b與減速器中間傳動軸d5軸段配合軸承選為：單列圓錐滾子軸承30211， D=100mm,T=22.75mm,B=21mm,C=18mm,a=21.

56、0,rmin=2, r1min=1.5。由表14-4和表14-5取溫度系數(shù)和載荷系數(shù)分別為：，將數(shù)據(jù)帶入上述公式，得L10h=37655h,由計算可知軸承壽命滿足設計要求。 c與減速器輸入軸d1軸段配合的軸承選為：角接觸球軸承6204，軸承尺寸為：D=47mm,B=14mm,rmin=1由表14-4和表14-5取溫度系數(shù)和載荷系數(shù)分別為：，將數(shù)據(jù)帶入上述公式，得L10h=28862h,由計算可知軸承壽命滿足設計要求。d 與減速器中間傳動軸d1軸段配合的軸承選為：角接觸球軸承6208，軸承尺寸為：D=80mm,B=18mm,rmin=1.1.由表14-4和表14-5取溫度系數(shù)和載荷系數(shù)分別為：，

57、將數(shù)據(jù)帶入上述公式，得L10h=29655h,由計算可知軸承壽命滿足設計要求。第三章 畢業(yè)設計總結與感想四年的學校生活已接近尾聲，光陰似箭，日月如梭。再過1個多月， 我們就要畢業(yè)了，大家也許從此各奔東西，不在同一個班級讀書了。但校園里每一個角落都承載著我和同學們共同擁有的快樂，這使我們對母校產(chǎn)生深深的眷戀之情。今天的我們將要離開父母和老師的臂彎，奔向我們的新 頂崗實習。在班級，同學們建立起了親密無間的關系，在我們的集體中，有幽默、有搞笑；還有勇敢又愛“打抱不平”“多管閑事”的同學，這些同學帶給我許多喜悅、感動和難忘的記憶。在這里，有我們拼搏、奮進的足跡。去年我們還在感嘆別人的畢業(yè)設計是多么的精

58、致、富有創(chuàng)意，而現(xiàn)在我也迎來了屬于自己的畢業(yè)設計。我們每個人都會好好的利用這次機會，充分的展示我們的能力。這也是次難得的機會讓我們更好的了解專業(yè)知識到底是怎么運用到實際產(chǎn)品中的。我們會把這次的畢業(yè)設計當成一次頂崗實習的大練兵，我們都十分珍惜這樣的機會。我設計的項目是“純電動汽車驅動橋設計”，在剛開始的時候我就遇到了一個很棘手的問題，開始我是一頭霧水，不知從何下手。只能反復的研究相關知識，計算數(shù)值。在了解了驅動橋的一系列問題以后，我又經(jīng)過了一個星期的反復推敲，設計出了方案并且通過了指導老師的審核。在設計方案通過后我就開始真正的動手做了起來，在整個制作的過程中，我把軟件CAD運用的更加的熟練了了。其實設計一