太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計

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CHANGZHOU INSTITUTE OF TECHNOLOGY 畢 業(yè) 設(shè) 計 說 明 書 題目 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 二級學(xué)院 直屬學(xué)部 專業(yè) 班級 學(xué)生姓名 學(xué)號 指導(dǎo)教師姓名 職稱 評閱教師姓名 職稱 2014 年 11 月 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 摘 要 太陽能是一種清潔能源 不僅可以部分代替石化燃料 而且可以減少二氧化碳和 有害氣體的排放 防止地球環(huán)境惡化 太陽能車尤其適合在環(huán)保要求較高的旅游景點 使用 可以做到真正的零排放 實現(xiàn)完全意義上的環(huán)保 畢業(yè)設(shè)計的主要內(nèi)容是太陽能混合動力觀光車的總體方案設(shè)計和驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 總體方案設(shè)計包括 分析給定的技術(shù)參數(shù)及工作條件 進行調(diào)查研究 收集資料 確定個部分的構(gòu)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(qū)動系統(tǒng)設(shè)計包括 1 驅(qū)動系統(tǒng)傳動方案的確定 采用單電機集中驅(qū)動系統(tǒng) 由減速箱總成 差速 器總成及驅(qū)動橋組成 驅(qū)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(qū)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(jié)構(gòu) 與輪轂用螺釘連接傳遞轉(zhuǎn)矩 橋殼采用組合式結(jié)構(gòu) 一端由輪轂軸承支承在車輪上 另一端與減速器相連 2 減速器的設(shè)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(zhuǎn)強度設(shè)計軸的尺寸 按彎扭合成校核軸的強度 減速器 箱體的設(shè)計 軸承的壽命校核 3 半軸 橋殼等零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度校核 關(guān)鍵詞 電動車 驅(qū)動橋 減速器 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 目 錄 第 1 章 緒論 1 1 1 引言 1 1 2 太陽能電動車的發(fā)展趨勢 1 1 3 太陽能電動車的組成 1 1 4 太陽能電動車驅(qū)動系統(tǒng)組成 1 第 2 章 電動車總體設(shè)計 3 2 1 技術(shù)參數(shù) 3 2 2 構(gòu)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(zhì)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(zhì)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(zhuǎn)彎直徑的計算 6 2 8 行程計算 7 第 3 章 雙電動機驅(qū)動橋設(shè)計 8 3 1 驅(qū)動系統(tǒng)總體設(shè)計 8 3 2 減速器的設(shè)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(shè)計 16 3 2 5 平鍵的強度校核 17 3 2 6 軸的強度校核 17 3 2 7 軸承的壽命校核 22 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 3 2 8 減速器箱體的設(shè)計 24 3 3 半軸的設(shè)計 24 3 3 1 半軸的形式 24 3 3 2 半軸軸徑的確定 24 3 3 3 花鍵的設(shè)計和校核 25 3 3 4 半軸連接螺釘強度校核 25 3 4 輪轂的設(shè)計 26 3 4 1 輪轂的外形設(shè)計 26 3 4 2 輪轂與輪輞的連接螺栓強度校核 26 3 5 驅(qū)動橋殼的設(shè)計 27 3 5 1 驅(qū)動橋殼的結(jié)構(gòu)設(shè)計 27 3 5 2 驅(qū)動橋殼的強度計算 27 3 5 3 橋殼與減速器連接螺釘強度校核 29 3 6 輪轂軸承的壽命計算 29 致 謝 31 參考文獻 32 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 1 第 1 章 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(shù) 在不斷引入以新材料 電子技術(shù)為基礎(chǔ)的新技術(shù)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(guān)注 人們投入巨額資金和大量人力研究更加清潔的汽 車 尋找更加潔凈的 可持續(xù)利用的替代能源 使用最清潔 最豐富的能源一太陽能 作為燃料的太陽能電動車誕生了 它已成為當(dāng)前世界各發(fā)達國家競相研究開發(fā)的前沿 項目 1 2 太陽能電動車的發(fā)展趨勢 太陽光能變?yōu)殡娔?是利用太陽能的一條重要途徑 太陽能屬于清潔能源 綠色 環(huán)保 絕無污染 取之不盡 用之不竭 對太陽能的直接利用 代表了人類文明發(fā)展 的新水平 有利于人類社會的可持續(xù)發(fā)展 因此太陽能電動車被人類稱之為 未來汽 車 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(dān)心和大氣污染的日益加重 人們對 太陽能的關(guān)心越來越增長 1 3 太陽能電動車的組成 太陽能電動車是指利用太陽能電池的光伏特性將太陽能轉(zhuǎn)化為電能 并利用該電 能作為能源驅(qū)動行使的汽車 它由驅(qū)動橋 轉(zhuǎn)向系 制動系 車架 車身 太陽能 1 電池板 蓄電池 驅(qū)動電機和電控系統(tǒng)等組成 電動汽車的驅(qū)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(zhuǎn)矩 將轉(zhuǎn)矩分配給左右驅(qū)動車輪 并使左右驅(qū)動車輪具有汽車行駛運動學(xué)所要求的差速功 能 同時 驅(qū)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 8 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向 轉(zhuǎn)向系的主要組成機構(gòu)包括 轉(zhuǎn)向盤 轉(zhuǎn)向器 轉(zhuǎn)向傳動桿系等 1 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(yīng)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(gòu)包括 制動踏板 駐車制動桿 車輪制動器 1 等 1 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 太陽能電池置于車身表面 主要由半導(dǎo)體硅制成 在被光照射以后 由于其吸收 光能 激發(fā)出電子和空穴 從而產(chǎn)生電動勢 如果接上負載 就形成電流 再通過 MPPT 最大功率跟蹤 裝置給電機和蓄電池提供能量 實現(xiàn)太陽能轉(zhuǎn)換為電能 1 4 太陽能電動車驅(qū)動系統(tǒng)組成 一般的汽車結(jié)構(gòu)中 驅(qū)動橋包括減速器 差速器 驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼等 部件 7 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 2 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(jié)構(gòu)形式也不同 減速器的傳動比 驅(qū)動橋的離地間隙和計算載荷是減速器設(shè)計的 原始數(shù)據(jù) 要在總體設(shè)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(zhuǎn)矩的傳遞方向 為了使汽車有足夠的牽引力和適當(dāng)?shù)淖罡哕囁?減速器進 7 行增大轉(zhuǎn)矩 降低轉(zhuǎn)速的變化 差速器用來解決左右車輪間的轉(zhuǎn)矩分配問題和差速要求 當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或在不平 7 路面上行駛時 左右車輪在同一時間內(nèi)所滾動的行程是不一樣的 因此其轉(zhuǎn)速也應(yīng)不 同 因此 要求驅(qū)動橋在傳遞轉(zhuǎn)矩給左右車輪的同時 能使它們以適應(yīng)上述運動學(xué)要 求的不同角速度旋轉(zhuǎn) 這一要求是由差速器來實現(xiàn)的 裝有差速器的汽車 當(dāng)左右 7 齒輪與地面的附著系數(shù)不同且一個驅(qū)動車輪滑轉(zhuǎn)而失去牽引力時 另一個附著好的驅(qū) 動車輪也將喪失牽引功能 驅(qū)動車輪的傳動裝置的功用在于將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳到驅(qū)動車輪 對轉(zhuǎn)向 驅(qū)動橋 則必須在驅(qū)動車輪的傳動裝置中安裝等速萬向節(jié) 對于非轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋來說 驅(qū)動車輪的傳動裝置也要用萬向節(jié)傳動 如果驅(qū)動車輪不是轉(zhuǎn)向輪 則車輪直接由 7 連接差速器和輪轂的半軸來驅(qū)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(qū)動橋上 輪邊減速器的主動齒輪與半軸齒輪以半軸連接 7 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 7 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(jié)構(gòu)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 7 輪胎與車輪支撐汽車質(zhì)量 并承受路面的各種反力 如驅(qū)動力和制動力 在汽車 轉(zhuǎn)彎時 還要承受側(cè)向力以及吸收汽車行使時產(chǎn)生的動載荷和振動 車輪由輪輞和 7 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(chǔ) 既要支撐輪胎 又要保證輪胎拆卸方便 7 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 3 第 2 章 電動車總體設(shè)計 2 1 技術(shù)參數(shù) 額定載人數(shù) 4 6 人 總質(zhì)量 約 1000 kg 最大行駛速度 V 行 30km h 最大爬坡度 滿載 10 最小離地間隙 150mm 最小轉(zhuǎn)彎半徑 Rmin 4500mm 最大制動距離 6m 自重 576 kg 蓄電池電壓 48V 電控 Acl 48 180 2 2 構(gòu)造形式及工作條件 電動車形式 后置后驅(qū) 電動車動力 蓄電池組 直流串勵電動機驅(qū)動 額定電壓 48V 工作場所 旅游景點 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 FR 最小離地間隙 150mm 2 3 2 電動車質(zhì)量 座位數(shù) 4 座 整車質(zhì)量 人均整備質(zhì)量 座位數(shù) 96 5 480kg 參考同類車取 600kg 總質(zhì)量取整為 1000 kg 2 3 3 電動機參數(shù) 最大功率 P V V 2 1 maxe1T 360ragfmax76140DCAmax3 30 30 10 96 85 5 9 3 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 T fr C 空氣阻力系數(shù) 0 65 A 汽車正面投影面積 m 汽車質(zhì)量 D a 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 4 取 安全裕量系數(shù)為 1 1 則電機最大功率應(yīng)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(zhuǎn)速為 額定轉(zhuǎn)速時的扭矩280 minpnr 為 max2 9509507 58eepTNmn 2 3 4 輪胎參數(shù) 直徑 工作半徑 單邊寬 最大承載 437kg 胎壓 ed0kr160 kb 0 3MPa 2 3 5 傳動比計算 9 15 2 2 00max 37rniV 27830 式中 為汽車的最高車速 是最高車速時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速 0 為車輪的滾動半徑 r 2 3 6 最大爬坡度計算 2 3 maxTmaxeV 過 爬 4 6 6 302 36 6Km 最大牽引力 F 2 4 maxTir 36 9150 782 118Kg 0 0165 maxFrf10 11 8 10 故滿足設(shè)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 太陽能電池板 多晶硅材料 最大轉(zhuǎn)換效率 最大輸出功率約 470W 外形尺寸 2200mm 1650mm 50mm 重量 65kg 轉(zhuǎn)向系 60kg 驅(qū)動橋 100kg 車架車廂 80kg 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 5 2 5 總體布置計算 2 5 1 各部分質(zhì)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(zhuǎn)速 2800r min 重 26Kg 重心坐標 1840 260 太陽能電池 多晶硅 功率 430W 最大功率時電壓 52V 尺寸13 2200 1600 50 重約 60Kg 重心坐標 1600 1875 轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 包括前車輪 懸架 制動器 重約 60Kg 重心坐標 100 260 驅(qū)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(zhì)量約 600Kg 滿載總質(zhì)量約 880Kg 則空載時重心坐標 2 5 iMxmy 6027061840610950813275262 計算結(jié)果 x 1020 y 460 滿載時重心坐標 8061240 8160 7532xy 計算結(jié)果 1080 570 y 2 5 3 軸荷分配計算 滿載靜止時 2 6 12GLba 其中 前軸負荷 后軸負荷 汽車總質(zhì)量12G L 汽車軸距 a 質(zhì)心距前軸距離 b 質(zhì)心距后軸距離120890G 405Kg 475Kg12 滿載行駛時 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 6 2 7 12 gzzgGbhFLa 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 1280 9 750 18 zzF 275Kg 605Kg1z2z 滿載制動 2 8 12 gzzGbhFLa 1280 9 750 2 zzF Kg 341Kg1539z 2z 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 gbh 0 75 即滿足條件92057 2 6 2 汽車不橫向翻倒的條件 0 75 2 10 2gBh 0 75 即滿足條件13507 2 7 最小轉(zhuǎn)彎直徑的計算 汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑 9mminD D 2 2 11 2 LBtg 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 7 9000 2 2200 135 tg 汽車前內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角 36 7 2 8 行程計算 S V t 2 17 a V seeQPt 電 日 30 481603 82 2 158Km 大于目標里程 120Km 故滿足要求 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 8 第 3 章 雙電動機驅(qū)動橋設(shè)計 3 1 驅(qū)動系統(tǒng)總體設(shè)計 驅(qū)動系統(tǒng)的總體設(shè)計方案示意圖如圖 3 1 所示 采用單電機集中驅(qū)動系統(tǒng) 由減 速箱總成 差速器總成及驅(qū)動橋組成 驅(qū)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(qū)動輪 電機軸線與車輪軸線平行 因此減速器采 7 用兩極圓柱齒輪傳動 半軸采用全浮式結(jié)構(gòu) 與輪轂用螺釘連接傳遞轉(zhuǎn)矩 橋殼采用 組合式結(jié)構(gòu) 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(shè)計還要 與懸架等配合 根據(jù)它的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計連接部件 7 圖 3 1 驅(qū)動橋總成 3 2 減速器的設(shè)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 9 15i 根據(jù) 的經(jīng)驗公式 取 21413 5i 2 4i 3 2 2 運動和動力參數(shù)計算 高速軸 0 Pkw 28 minnr 095952 07 5TNm 中間軸 1123 8 1kw 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 9 10 28 3 5789 minnir 1950126 5TPN 低速軸 22 0kw 1 78 543 innir 95090 164 95Tn 3 2 3 齒輪參數(shù)計算 高速級齒輪傳動設(shè)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(diào)質(zhì) 硬度 320 340HBS 大齒輪 35SiMn 調(diào)質(zhì) 硬度 280 300 HBS 查得 790 760 lim1H 2 NlimH 2 N 640 600 FEFE 2 按接觸強度初步確定中心距 并初選主要參數(shù) 3 1 132476aHPKTauu 式中 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 7 51Nm 載荷系數(shù) K K 1 6 齒寬系數(shù) 取 0 4 a 齒數(shù)比 u 暫取 u 3 55 許用接觸應(yīng)力 HP limHS 取最小安全系數(shù) 1 1 按大齒輪計算li 69127601 HP 2 N2 將以上數(shù)據(jù)代入計算中心距的公式得 56 321 675476 5049 a m 圓整為標準中心距為 60 a 按經(jīng)驗公式 0 007 0 02 0 007 0 02 60 0 42 1 2 nma m 取標準模數(shù) 1 初取 10 cos10 985 26 23naZu 取 121 5 3Z 精求螺旋角 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 10 12693cos 0 nmZa 所以 86 1 0cos 9nt 126 3tdmZm 4ab 3 校核齒面接觸疲勞強度 3 2 1tHEAVHFuKbd 式中 分度圓上的圓周力 t 120 756tTFN 使用系數(shù) AK 動載系數(shù) V 3 3 21120VAZvuFb 16 83 5 60dnv ms 根據(jù)齒輪圓周速度 齒輪精度等級為 9 級 123 0 87K 將有關(guān)值代入式 3 17 得 213 263 85 6570 024VK 齒向載荷系數(shù) H 311 8 5Hbbd 234 200 1246 1 齒向載荷分配系數(shù) 按 查得HK 2 57 35 69 ATFbNm 1 HK 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 按 查得 Z8 0 x 24HZ 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 11 查得 2189 EZNm 接觸強度計算的重合度及螺旋角系數(shù)查得 Z 首先計算當(dāng)量齒數(shù) 13362 80cos 9v 2335 vZ 求當(dāng)量齒輪的端面重合度 按 分 v 1286 0 95 8vvZ 別查得 所以 0 8 9 0 829 74 按 縱向重合度 24 1 mb 6 0 按 查得 7v 0 Z 將以上各數(shù)值代入齒面接觸應(yīng)力計算公式得 5714 2 4189 51 362 126 H 265 Nm 計算安全系數(shù) HS 3 4 limNTLVRWXHZ 式中 壽命系數(shù) 先計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) T 9116028013 021Nknt 822795 對調(diào)質(zhì)鋼 查得 2 NTNTZ 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LVR vms 運動粘度 查得 240 vms1 0LVR 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 W 1WZ 接觸強度計算的尺寸系數(shù) XZ 將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的計算公式得 1790 18 017654HS 2 28 查得 lim H 故安全 S 4 校核齒根彎曲疲勞強度 3 5 tFAVFSnKYb 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 12 式中 彎曲強度計算的載荷分布系數(shù) FK 1 26FHK 彎曲強度計算的載荷分配系數(shù) 復(fù)合齒行系數(shù) 按 查得 FSY126 8 95 vvZ 124 7 3 95FSFSY 彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數(shù) 按 查得 86v 0 67Y 將以上各數(shù)值代入齒根彎曲應(yīng)力計算公式得 157 3 4 7024F 2 Nm2189 518 FSYN 計算安全系數(shù) 3 6 FENTrelRlTXS 式中 壽命系數(shù) 對調(diào)質(zhì)鋼 按 查得 按TY913 024N 10 98NTY 查得921 50 20 9N 相對齒根圓角敏感系數(shù) 12relTrelY 相對齒根表面狀況系數(shù) 齒面粗糙度 得 12 6aRm RrelT 尺寸系數(shù) 查得 XYX 將以上數(shù)值代入安全系數(shù) 的公式得FS640 9813 47FS 查得 取 min16F 及 均大于 故安全 1FS2inS 5 主要幾何尺寸 12 0 6 93 86nt z 16 tdzm 293 28 aah 1953 126 60d 0 4hb 取 16 m 低速級齒輪傳動設(shè)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 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 13 小齒輪 38SiMnMo 調(diào)質(zhì) 硬度 320 340HBS 大齒輪 35SiMn 調(diào)質(zhì) 硬度 280 300 HBS 查得 790 760 lim1H 2 NlimH 2 N 640 600 FEFE 2 按接觸強度初步確定中心距 并初選主要參數(shù) 3 1 23476aHPKTauu 式中 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 26 6252Nm 載荷系數(shù) K K 1 6 齒寬系數(shù) 取 0 54 a 齒數(shù)比 u 暫取 u 2 54 許用接觸應(yīng)力 HP limHS 取最小安全系數(shù) 1 1 按大齒輪計算li 69127601 HP 2 N2 將以上數(shù)據(jù)代入計算中心距的公式得 74 9 321 65476 5049 a m 圓整為標準中心距為 100 a 按經(jīng)驗公式 0 007 0 02 0 007 0 02 100 0 7 2 nma m 取標準模數(shù) 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 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 14 3 校核齒面接觸疲勞強度 3 2 1tHEAVHFuZKbd 式中 分度圓上的圓周力 t 216 59430tTFN 使用系數(shù) AK 動載系數(shù) V 3 3 21120VAZvuFb 1256 4978 3 60dnv ms 根據(jù)齒輪圓周速度 齒輪精度等級為 9 級 123 0 87K 將有關(guān)值代入式 3 17 得 213 37 54 9410 508VK 齒向載荷系數(shù) H 2311 5Hbbd 2340 8 1046 9 1 2 齒向載荷分配系數(shù) 按 查得HK 2 59 5 36 ATFbNm 1 HK 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 按 查得 Z1043 x 247HZ 查得 289 ENm 接觸強度計算的重合度及螺旋角系數(shù)查得 首先計算當(dāng)量齒數(shù) 13378 cos0 925vZ 2334 v 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 15 當(dāng)量齒輪的端面重合度 按 分 v 12043 8 97 38vvZ 別查得 所以 0 82 0 82 7 按 縱向重合度 4 14 m 3 按 查得 7v 6Z 將以上各數(shù)值代入齒面接觸應(yīng)力計算公式得 92 5412 4189 06 3 2143 H 25 Nm 計算安全系數(shù) HS 3 4 limNTLVRWXHZ 式中 壽命系數(shù) 先計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) T8116078910 5210Nknt 22336 對調(diào)質(zhì)鋼 查得 12 NTNTZ 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LVR vms 運動粘度 查得 240 vms 0 95LVR 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 W 1WZ 接觸強度計算的尺寸系數(shù) 1 XZ 將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的計算公式得 1790 25 034HS 681 查得 故安全 lim HlimHS 4 校核齒根彎曲疲勞強度 3 5 tFAVFSnKYb 式中 彎曲強度計算的載荷分布系數(shù) FK 1 20FH 彎曲強度計算的載荷分配系數(shù) K 復(fù)合齒行系數(shù) 按 查得 FSY1238 97 38vvZ 124 5 3 96FSFSY 彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數(shù) 按 查得Y 0v 0 7Y 將以上各數(shù)值代入齒根彎曲應(yīng)力計算公式得 1943 5 4 5060F 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 16 21 5 Nm 22213 96107 4 FSFY 計算安全系數(shù) 3 6 FFENTrelRlTXY 式中 壽命系數(shù) 對調(diào)質(zhì)鋼 按 查得 按NT 81 520 10 98NTY 查得823 610N 20 9 相對齒根圓角敏感系數(shù) 12relTrelY 相對齒根表面狀況系數(shù) 齒面粗糙度 得 12 6aRm RrelT 尺寸系數(shù) 查得 XYX 將以上數(shù)值代入安全系數(shù) 的公式得FS640 915 632FS 47 3 查得 取 及 均大于 故安全 min1F1FS2minFS 5 主要幾何尺寸 56 37 9 1043nt z 1372 48tdz 2941 510 aah 6m 126843 d 取0 4hbam 12 40b 3 2 4 軸的設(shè)計 材料選擇 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度 217 255HBS 許用疲勞應(yīng)力 MP27 18 1 高速軸 a 最小軸徑的確定 取 A 115 03344112 510 60 8PdAmn 由于有花鍵 適當(dāng)增加軸徑 取 1min5d126 3 289d 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 17 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 0 取 A 1151332 51 978PdAmn 由于開有鍵槽 軸徑適當(dāng)增加 取 2in0d 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(nèi)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(nèi)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(yīng)力 MPap10 故滿足要求 14265 48 p pTdhl 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(zhuǎn)矩 075TNm 齒輪的圓周力 12716 3tFd 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 18 齒輪的徑向力 1 tantan205711 3coscos86rFN 齒輪的軸向力 tt a 計算作用在軸上的支反力 如圖 3 1 a 垂直面內(nèi)的支反力 121 57 28 vtFN 如圖 3 1 c 水平面內(nèi)的支反力 11 380 63 107 hrBCaABldl 2127 4 hrhF 計算齒輪中心 C 處的彎矩 5 269vAMl Nm 1083h 1 7 80 263 487 5Cald Nm 畫出高速軸在垂直面和水平面內(nèi)的彎矩圖 如圖 3 1 b d 所示 計算 C 處的合成彎矩 2 21199vhM 22 16 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 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 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 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(zhuǎn)矩為脈動變化取修正系數(shù) 由于截面 C 處為實心軸 故 7 0 0 則 22221 13 3 94 5 1 0 16cMTMPad 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(zhuǎn)矩 1265TNm 齒輪的圓周力 7ttF13294 56 8tTFd 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 20 齒輪的徑向力 21 3rFN 3 tantan094 746 coscos8rF 齒輪的軸向力 21 a 3t t32a 計算作用在軸上的支反力 如圖 3 2 a 垂直面內(nèi)的支反力 123 57894 1069 3vtBCtDABFllN 235742817 4vttV 如圖 3 2 c 水平面內(nèi)的支反力 123 2 6 8 5 568 2 1084hrBDrBCaaABllFdlN 23169rhF 計算齒輪中心的彎矩 19 231 vACMl Nm 3274BD 8 8hl 12 0 143 5 24895 6ACaFd Nm 3296 3296BDl 3 14 5 7hahBl 畫出中間軸垂直面和水平面內(nèi)的彎矩圖 如圖 3 2 b d 所示 計算 C 處和 D 處的合成彎矩 2221 38 6 134 9vhMN 2215 5 608m 379 7 2Dv 22h 畫出合成彎矩圖 如圖 3 3 e 所示 畫出扭矩圖 如圖 3 3 f 所示 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 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 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(zhuǎn)矩為脈動變化取修正系數(shù) 由于截面 C 處為實心軸 故 7 0 0 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 22 則 222213 31 7986 0 65 1 9 0 14cMTMPad 故軸的強度滿足要求 3 2 7 軸承的壽命校核 設(shè)計標準 hLh5 1 高速軸軸承 軸承代號 6002 查閱 機械設(shè)計手冊 得 Cr 5580N Co 2850N 根據(jù)工況 載荷平穩(wěn) 取 1 pf 由 機械設(shè)計 表 17 5 知 rsF50 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 22185 71 094 2ravhFN 38b 計算附加軸向力 0 5 94 sr 3 計算軸承所受軸向載荷 因為 19 8 2 sba saFNF 所以左端軸承 a 被壓緊 右端軸承 b 被放松 由此可得 15 0 39 05sbaF a 計算當(dāng)量動載荷 0239 0 845aC 由 機械設(shè)計 表 17 7 查得 e 0 28 由于 查 機械設(shè)計 表 17 7 得 X 0 56 Y 1 55 239 814arFe 當(dāng)量動載荷 1 056294 15239 0 58 apraPfXFY N 計算軸承壽命 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 23 故滿足要求 663 011058 062 rh haCL LnP 2 中間軸軸承 軸承代號 6004 查閱 機械設(shè)計手冊 得 Cr 9380N Co 5020N 根據(jù)工況 載荷平穩(wěn) 取 1 pf 由 機械設(shè)計 表 17 5 知 rsF50 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 22169 38 4697 ravhFN 21731b 計算附加軸向力 0 5 sr 85 計算軸承所受軸向載荷 因為 2348 7134 26 9saa sbFNF 所以右端軸承 b 被壓緊 左端軸承 a 被放松 由此可得 sN 569ab 計算當(dāng)量動載荷 0348 702aFC 查 機械設(shè)計 表 17 7 并用線性插值法得 e 0 27 由于 348 7569ar eF 查 機械設(shè)計 表 17 7 并用線性插值法求得 X 0 56 Y 1 64 當(dāng)量動載荷 1 05697 4138 7 105 6apraPfXFY N 計算軸承壽命 故滿足要求 663 10098 7 rh haCL Ln 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 24 3 2 8 減速器箱體的設(shè)計 減速器箱體是減速器中結(jié)構(gòu)和形狀最復(fù)雜的部件 大都采用鑄造生產(chǎn) 在箱體 16 的設(shè)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(shè)計的驅(qū)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(shè)計比較復(fù)雜 也成為了設(shè)計中的 一個關(guān)鍵 為了解決這一關(guān)鍵問題 采用了側(cè)面箱蓋的方式 在減速器箱體的另一 16 側(cè)給安裝電機的法蘭留出空間 16 總體的結(jié)構(gòu)確定后 開始細化設(shè)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(nèi)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(shè)計外形結(jié)構(gòu) 在軸承座處要加大壁厚 且將外壁設(shè)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(shè)計是一個關(guān)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(shè)計成正方行 結(jié)構(gòu) 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(shè)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(cè)面箱蓋的形式 為了防止 潤滑油泄漏 箱體和箱蓋連接處采用液態(tài)密封膠密封 16 3 3 半軸的設(shè)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(jié)構(gòu) 驅(qū)動車 輪通過兩個軸承支承在驅(qū)動橋殼上 半軸插在橋殼里面 內(nèi)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(zhuǎn)矩由半軸傳遞到驅(qū)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(zhuǎn) 矩 不承受彎矩和軸向力 7 3 3 2 半軸軸徑的確定 由于采用全浮式半軸結(jié)構(gòu) 半軸只承受轉(zhuǎn)矩 故按照扭轉(zhuǎn)強度來設(shè)計 全浮式半軸其計算載荷可按最大附著力矩 計算 M 3 7 2 rMmG 式中 為負荷轉(zhuǎn)移系數(shù) 查表得 2 21 4 為驅(qū)動橋的最大軸載質(zhì)量 G678N 為車輪滾動半徑 r 0 r 為附著系數(shù) 取 8 代入計算得 1 467 802 5124Mm 全浮式半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 按下式計算 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 25 3106Md 式中 許用剪應(yīng)力 2507 Nm 計算得 3min31241 86d 由于加工花鍵 軸徑適當(dāng)增加 取 30d 3 3 3 花鍵的設(shè)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 226495026 18 600 71 3 p pmTMPaPaZhld 式中 T 為工作轉(zhuǎn)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(nèi)徑 mm 為齒的工作長度 mm l 為花鍵平均直徑 mm md 為許用擠壓應(yīng)力 MPa p 3 3 4 半軸連接螺釘強度校核 由于半軸只承受轉(zhuǎn)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 s 320MPa 許用切應(yīng)力 s 2 5 320 2 5 128MPa 許用擠呀壓應(yīng)力 p s 1 25 320 1 25 256MPa 1 螺釘抗剪強度校核 單個螺釘所受的剪力 64 95 7012STFNnr 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 22496 70 8 1SMPad 式中 Fs 為單個螺釘所受剪力 N 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 26 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 235 68 Sp pFMPadh 式中 Fs 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(jié)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(shè)計 3 4 1 輪轂的外形設(shè)計 輪轂是連接半軸和車輪的部件 是傳遞轉(zhuǎn)矩部件的一個組成部分 輪轂的材料選 擇 40Cr 其內(nèi)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(chǎn)生偏移 此孔軸配合 采用過盈配合 17 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 s 320MPa 許用切應(yīng)力 s 2 5 320 2 5 128MPa 許用擠壓應(yīng)力 p s 1 25 320 1 25 256MPa 1 螺栓抗剪強度校核 單個螺栓所受的剪力 64 9518 0STFNnr 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 22418 67 SMPad 式中 Fs 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 18 39 24Sp pFPadh 式中 Fs 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(jié)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 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 27 3 5 驅(qū)動橋殼的設(shè)計 3 5 1 驅(qū)動橋殼的結(jié)構(gòu)設(shè)計 驅(qū)動橋殼一般有可分式 整體式和組合式三種結(jié)構(gòu)形式 此處采用組合式結(jié)構(gòu) 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(qū)動橋殼還需要與車架連接 根據(jù)后懸架的結(jié)構(gòu)和尺寸 在橋 殼的外端設(shè)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(nèi)圈 7 3 5 2 驅(qū)動橋殼的強度計算 1 橋殼的靜彎曲應(yīng)力計算 橋殼可看成一根空心橫梁 兩端經(jīng)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 6 所示 F1 F2 N1 N2 B S 圖 3 6 驅(qū)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 1 140 9 802567 22wBSGBSMFg Nm 式中 F1 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 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 28 則 彎曲應(yīng)力 3434687 2 500 1 1 2MMPaDdW 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(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù) m2 1 2 則橋殼與車架鉸接處所受的垂向彎矩為 2140 29 80257 1VwGBSMmg Nm 在行駛時 驅(qū)動車輪所受的最大切向反力 2ax64 95 07TPNr 式中 T2 為驅(qū)動輪得到的轉(zhuǎn)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 ax240 6530 7hBSMm 橋殼還承受驅(qū)動橋傳遞轉(zhuǎn)矩而產(chǎn)生的反作用力矩 264 95TNm 則橋殼與車架鉸接處所受的合成彎矩為 22228 1 64 95810 3VhT 則彎曲應(yīng)力 3 44 50 MMPaDdW 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(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù) m 1 2 則橋殼與車架鉸接處所受的垂向彎矩 為 2140 29 80257 1VwGBSMmg Nm 橋殼與車架鉸接處所受的水平彎矩為 9 8 36 h 緊急制動時鉸接點外側(cè)還承受制動力所引起的轉(zhuǎn)矩 140 2 0714 92GTmr Nm 則橋殼與車架鉸接處所受的合成彎矩為 22228 36 5 15 4VhMT 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 29 則彎曲應(yīng)力 3434195 92 500 6 1 22MMPaDdW 故強度滿足要求 4 電動車受最大側(cè)向力時的橋殼強度計算 假設(shè)電動車向左緊急轉(zhuǎn)彎 則左輪承受的最大垂向力為車重 即 1409 8172FGN 則鉸接處所受彎矩為 1720 584 6BSMFNm 彎曲應(yīng)力 343413 50 6 220MPaDdW 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 PaSs532 1 640 按緊急制動時的彎矩對螺釘進行強度校核 222807 13 587 9VhMNm 則單個螺釘承受的最大工作載荷為 ax 4725 960MFNnr 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(yīng)力為 max22475 94 538FPaPad 故螺釘強度滿足要求 3 6 輪轂軸承的壽命計算 設(shè)計標準 hLh50 左端軸承基本代號 32009 右端軸承基本代號 32010 當(dāng)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 7 所示 Fr1 Fr2 Fs1 Fs2 N A B C 圖 3 7 輪轂軸承受負荷示意圖 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 30 車身重 G 按 1140kg 計算 則 N G 2 1140 4 285kg 12853016 BCrANlFkg 21 2 7rr 查 機械設(shè)計手冊 得 X 0 40 Y 1 5 Cr1 67800N Cr2 73200N 由于 且 Y1 Y22r YFrs 所以 116 3 5 8aFkg 由于該處軸承有較大沖擊 取沖擊載荷系數(shù) fp 1 2 計算當(dāng)量動載荷 11 2 04 1 74 3praPfXYk 22 375862g 計算軸承壽命 6610 3 10 3 1 8 4 9rh hCL Ln 6610 3 10 3 22 72 57865 rh hP 故這對軸承設(shè)計符合要求 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計 31 致 謝 經(jīng)過四個月的辛勤勞動 我終于順利地完成了畢業(yè)設(shè)計 在畢業(yè)設(shè)計的過程當(dāng)中 老師們和周圍的同學(xué)給了我極大的幫助 在此對他們表示感謝 王鴻翔老師是我的指導(dǎo)老師 在整個畢業(yè)設(shè)計過程當(dāng)中 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(guān)的技術(shù)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(jié)合自己豐富的機械設(shè)計經(jīng)驗 給我講解一些常用的設(shè)計方法和注 意事項 使我受益非淺 在此 向王鴻翔老師表示衷心的感謝 劉娜老師是我的顧問指導(dǎo)老師 在整個畢業(yè)設(shè)計過程中 劉娜老師給了我莫大的 幫助 在畢業(yè)設(shè)計一開始 她便帶領(lǐng)我們?nèi)ズ戏孰妱榆噺S參觀實習(xí) 使我們對設(shè)計的 內(nèi)容有了更直觀的認識 每周兩次的見面 劉老師每次都在早晨上完課之后立即趕來 檢查我們的進度 給我們講解 答疑 一直到晚飯時間才回去 有時為了擠出時間給 我們 她甚至不吃午飯 在平時的設(shè)計計算中 劉老師對我們有問必答 在詳細講解 的同時 也指導(dǎo)我們?nèi)タ磪⒖紩?既擴充了我們的知識 又提高了我們查閱資料和 自我學(xué)習(xí)的能力 另外 在我做畢業(yè)論文的時候 劉磊老師給我提出了不少建議和意見 畢可東老 師在英文翻譯方面給了我很大的幫助 在此向他們表示感謝 同實驗室的同學(xué)特別是我們課題組的成員也給了我莫大的幫助 我們經(jīng)常在一起 討論和研究 大家互相提出寶貴的意見 并且互相配合 順利地完成了整個項目 在 此 對他們表示感謝 太陽能混合動力觀光車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計 32 參考文獻 1 陸植 電動車設(shè)計 北京 機械工業(yè)出版社 1991 2 陳慕忱 裝卸搬運車輛 北京 人民交通出版社 1986 3 吳克堅 于曉紅 錢瑞明 機械設(shè)計 北京 高等教育出版社 2003 4 成大先等 機械設(shè)計手冊 第四版 第一卷 北京 化學(xué)工業(yè)出版社 1993 1 5 機械工程手冊 第 13 卷 物料搬運設(shè)備卷 機械工程手冊 電機工程手冊編輯委 員會 編 北京 機械工業(yè)出版社 1997 6 朱禮順 梅家強 陳福來 電動車驅(qū)動橋制動系統(tǒng)漏油故障分析與工藝改進 工 程機械 2006 7 60 61 7 劉惟信 驅(qū)動橋 北京 人民交通出版社 1987 8 陶新良 電動車和電動牽引車的構(gòu)造與維修 北京 中國物資出版社 2006 9 趙九江 趙祖耀 材料力學(xué) 哈爾濱 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