校园电动车的设计
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徐州工程学院毕业设计(论文)
图书分类号：
密 级：
毕业设计(论文)
校园电动车设计
DESIGN OF SCHOOL ELECTRIC VEHICLE
学生姓名
张松
学院名称
机电工程学院
专业名称
机械制造及其自动化
指导教师
张宏艳
2011年
5月
27日
31
徐州工程学院学位论文原创性声明
本人郑重声明： 所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用或参考的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标注。
本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。
论文作者签名： 日期： 年 月 日
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论文作者签名： 导师签名：
日期： 年 月 日 日期： 年 月 日
徐州工程学院毕业设计(论文)
摘要
校园电动车是近几年出现的一种新兴交通工具。校园电动车有着节能，环保，便捷等诸多的优点。因此本课题具有很强的现实意义和接近实际水平的设计要求，尤其是对机械设计部分和电气控制部分的设计。
本毕业设计主要进行了电动车的机械部分的分析和设计，包括电动车的减速器、差速器、轴承的选择设计、各主要零部件的强度校核与计算、以及基本的机械传动部分的实现等。通过所设计好机械各部分或者整体部分的结构以及相关尺寸，利用制图软件CAD进行相关的配图的绘制以及其他零件图的绘制。
根据电动车前进、后退、制动等基本控制要求，给出电动机的电气控制设计。
关键词: 校园电动车；交通工具；强度校核；机械传动
Abstract
Campus electric vehicle is the emergence of a new transport in recent years. Campus electric car has energy-saving, environmentally friendly, convenient, and many other advantages. Therefore, this issue has a strong practical and realistic level design requirement, especially the part of design for mechanical design and electrical control part.
The graduation project is mainly for the electric vehicle analysis and design of mechanical parts. Including electric reducer, differential, bearing choice design, the major components Strength check and calculation, and basic mechanical transmission part of the implementation and so on. Designed by a good mechanical parts or the whole part of the structure and related dimensions, Use graphics software related with CAD drawing and other component drawing.
According to electric cars forward, reverse, brake control and other basic requirements, electrical motor control design can be given.
Keywords: campus electric vehicles; transport; strength check; mechanical transmission
目 录
1绪论 1
1.1概述 1
1.2电动车的优势与发展 2
1.3本设计的主要任务 3
2 机械部分设计 4
2.1概述 4
2.1.1基本要求 4
2.1.2 基本数据 4
2.2 传动部分设计 5
2.2.1减速器传动比计算 5
2.2.2 齿型选择 6
2.2.3 载荷计算 6
2.2.4 齿轮材料选择 7
2.2.5 齿轮强度计算 8
2.3 差速器设计 12
2.3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器原理 12
2.3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器结构 14
2.3.3 差速器齿轮基本参数选择 14
2.3.4 差速器齿轮强度计算 17
2.4 轴承选择与校核 18
2.4.1 概述 18
2.4.2 滚动轴承类型及代号 19
2.4.3 滚动轴承选择 21
2.4.4 滚动轴承约束设计 22
3电动车电气控制设计 24
3.1主电路 24
3.1.1 H型双极模式PWM控制 24
3.1.2控制电路 25
3.1.3 SG3525的内部电路和参数 26
3.2电动车电池设计方案 27
3.2.1 电池槽 27
结论 28
致谢 29
参考文献 30
1绪论
1.1概述
校园电动车是近几年出现的并且不断发展日益增多的小范围内使用的交通工具,它的出现和广泛应用为校园内的师生提供了更为便利的交通，还可以作为校区的旅游和观光工具，目前在各大景区已经广泛使用。它有着诸多的优点，例如：首先，环保，电动车行驶零排放，不污染大气，是节能、环保的典范； 第二，需求量大，一辆电动自行车一次充电能行驶30-50公里，有较大的市场需求； 第三，操作简单，车速不高，每小时20公里左右，不会对其他人力自行车和行人构成威胁和安全问题； 第四，维修简单；第五，用户白天使用，夜晚充电，续航能力很强，也不影响日常的工作和生活。该设计集机械和电力电子技术于一体，充分体现了节能、环保和方便实用等特点。通过对其的设计，能够使自身综合能力与设计创新的思维得到很好的锻炼。
电池电动车的历史。世界上第一辆电动汽车于1881年诞生，发明人为法国工程师古斯塔夫·特鲁夫，这是一辆用铅酸电池为动力的三轮车，而在1873年，由英国人罗伯特·戴维森用一 次电池作动力发明的电动汽车，并没有列入国际的确认范围。后来就出现了铅酸、镍镉、镍氢电池，锂离子电池，燃料电池作为电力。电动车-行业前景 电动车行业在中国崛起仅仅几年时间，在这短短的几年内，电动车行业由无到有，由零星分布到大范围普及，取得了高速的发展和长足的进步。由于不需要核心技术，进入门槛低，赢利空间大，短时间内大量企业将目光锁住电动车这个新兴行业。电动车产业的发展具有较强的地域性，一方面表现在生产，一方面表现在消费领域，而且这也是一个渐进的过程。 经过十余年的发展，中国电动车行业从小到大，已经形成一个规模庞大的产业群，尤其是进入二十一世纪以后，整个产业呈现高速发展态势。2004年，中国电动车行业已有1000多家生产厂，年产量达675万辆。2005年，中国的电动车年产量达960万辆，市场保有量在1500万辆以上。2006年国内电动车产量达到近2000万辆，比上年增幅60%以上。2010年，中国轻型电动车的产销量将可能达到3000万辆，出口量将可能达500万-600万辆，实现工业产值700亿元，包括上下游带动产值的产业总体规模，将达1300亿元。 我们在为这个行业快速发展而欣喜的同时也应看到，目前电动车行业的整体发展质量并不高，主要表现在厂家虽多但质量不佳。具有自主研发能力、上规模的大品牌很少，而大多数是一些靠模仿拼装、以低价运作的厂家，有些小厂甚至几个人、几把螺丝刀就能组装销售。
电动车简而言之就是以电力为驱动。以电力为能源的车子。电动车分类电动车按类型分可分为电动自行车,电动摩托车,电动汽车，电动三轮车，燃油助力两用电动车。按电力提供的方式可以分成两大类,一是连接外部电力线来获得电力,另外就是用电池作为电力.也可以利用太阳，风或一切可利用的能量转换成电能供车使用。 其他分类：电动高尔夫球车、电动观光车、电动巡逻车、电动货运车、电动拉坯车、电动装窑车。 这种类型的电动车适用范围比较窄，一般景区、工业园、公园、码头、景区、步行街等场所用。酒店和展览中心也可用来做接待车。 我国最新《电动摩托车和电动轻便摩托车通用技术条件》的出台，将40公斤以上、时速20公里以上的电动车，称之为电动轻便摩托车或电动摩托车，划入机动车范畴。40公斤以下、时速不超过20公里的，列为非机动车范畴。
1.2电动车的优势与发展
电动车行业在中国崛起仅仅几年时间，在这短短的几年内，电动车行业由无到有，由零星分布到大范围普及，取得了高速的发展和长足的进步。由于不需要核心技术，进入门槛低，赢利空间大，短时间内大量企业将目光锁住电动车这个新兴行业。电动车产业的发展具有较强的地域性，一方面表现在生产，一方面表现在消费领域，而且这也是一个渐进的过程。经过十余年的发展，中国电动车行业从小到大，已经形成一个规模庞大的产业群，尤其是进入二十一世纪以后，整个产业呈现高速发展态势。2004年，中国电动车行业已有1000多家生产厂，年产量达675万辆。2005年，中国的电动车年产量达960万辆，市场保有量在1500万辆以上。2006年国内电动车产量达到近2000万辆，比上年增幅60%以上。2010年，中国轻型电动车的产销量将可能达到3000万辆，出口量将可能达500万-600万辆，实现工业产值700亿元，包括上下游带动产值的产业总体规模，将达1300亿元。
哥本哈根召开的联合国气候大会,引起了全球关注,冰川融化,海平面上升,沙尘暴肆虐……环境变化正威胁着人类赖以生存的自然环境。作为碳排放大户的传统汽车工业,将面临巨大挑战,节能减排已成为未来发展的大趋势。 中国首次量化了温室气体减排目标,到2020年国内二氧化碳排放将比2005年下降40%-45%。科技部前不久也表示,低碳技术将纳入“十二五”科技发展规划。这让车市对明年即将发布的节能减排政策充满期待。甚至有人大胆预测1.6L购置税减征政策将成为长期政策；“限大扬小”将成为汽车发展的主流趋势；未来新能源车,政府扶持力度将更突出。
发展电动汽车产业早已成为国家高科技研究发展计划(863计划)的主攻方向之一。美国、日本、欧盟等汽车产业大国对电动车的发展也尤为重视,不仅每年划拨巨额资金,同时还为购买电动车的消费者减免税赋,给予车补等。2010年至2012年将成为电动汽车发展的重要时期,日产Leaf、通用雪佛兰Volt、丰田FT、三菱i-Mi等多款明星电动车将投放市场,它们将在车辆性能、乘坐舒适性、使用成本等方面与汽油车形成竞争。
电动车作为新型产品,能否被消费者接受,关键在两方面。一是,电动车的成本与经济性,如果成本太高,超出消费者的预支太多,即使它的技术再先进,消费者也只能是望而却步了。二是,汽车技术的可靠性和使用便利性。如果使用过程,经常抛锚会令消费者质疑它的安全性,甚至放大它的危险性。而充电设施、充电时间等便利与否,将直接影响到购买决意。
与其他国际品牌电动车相比,自主电动车更侧重于从市场接受度出发,重点发展微型和小型电动乘用车。目前,奇瑞、吉利、长安、比亚迪等电动车已正式或即将正式推出,各地电动汽车电池厂项目也纷纷上马,为老百姓打造“买得起”的电动车是政府与自主车企共同的追求。未来,自主电动车将与合资电动车形成较明显的产品差异,抢占不同的消费群体。科尼尔汽车资讯公司曾预测,2020年中国市场纯电动车将占到市场40%强,加上20%的混合动力汽车,新能源汽车比例将占市场2/3。电动车将成为汽车工业迈入“低碳”行列的重要功臣。
1.3本设计的主要任务
（1）分析研究导师发送的任务书，熟悉设计对象，充分利用网上资料、图书馆藏书，了解校园电动车相关设计手册的大致内容，为整个设计奠定基础，做最基本的准备。
（2）在指导老师指导下深入研究设计对象，查找关键点，攻破难点，并提出个人的设计思路或想法。
（3）根据最大载重四人的负荷（500kg）以及最大速度(15Km/h)的基本条件，通过查询电动车相关手册以及其它资料，选择电动车的电动机的型号和设计。依据电动车前进、后退、制动等基本控制要求，运用单片机，给出电动机的电气控制设计。
（4）确定机械传动机构，轴承设计与选择，几何参数。
（5）着手画图，装配图，零件图的绘制要先绘制草图，并逐渐修改错误。
（6）撰写设计论文，阐述设计依据，说明设计内涵。根据已经得到的设计结果，阐述其中的设计方法和依据，整理成文。设计说明书要明确设计过程的计算，原理和一些必要的细节。
2 机械部分设计
2.1概述
2.1.1基本要求
电动车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用是增扭、降速和改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。
设计驱动桥时应当满足如下基本要求：
（1）选择适当的主减速比，以保证电动车在给定的条件下具有最佳的动力性。
（2）外廓尺寸小，保证电动车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。
（3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。
（4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。
（5）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，减少不平路面的冲击载荷，提高电动车的平顺性。
（6）与悬架导向机构运动协调。
（7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。
2.1.2 基本数据
该设计的基本数据要求如下：
（1）车型：校园电动车；
（2）额定乘员：4个
（3）外形尺寸（mm）（长×宽×高）：4930×3390×1800
（4）空载质量：780kg
（5）满载质量：1230kg
（6）前：516kg 后：714kg；
（7）轮距：前：1230mm 后：1200mm；
（8）最小离地间隙（mm）：205
（9）最高车速：33km/h；最大爬坡度（满载）：大于25%；
（10）主减速器传动比：10:1；
（11）额定功率：4kw（最高车速时3265r/min时）；
（12）额定转矩：19.6Nm；T=9549×P/n
（13）轮胎规格：145/80R12真空轮胎；
（14）轮胎半径＝0.145×80％＋12×2.54/100/2=0.2684m
2.2 传动部分设计
由于要求设计的是校园电动车的后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式驱动桥以与非独立悬架相适应。对比轿车的后桥，电动车后桥的主要特点是传动路径不一样，输入轴与半轴是平行的。其他的结构组成基本一致。
2.2.1减速器传动比计算
主减速器的传动比：
式（2.1）
式中： rr—车轮的滚动半径，m；
np—最大功率时的电动机的转速，r/min;
va max—电动车的最高车速，km/h;
igH—变速器最高挡传动比，通常为1；
主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。
驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：
（1）所选择的主减速比应能保证电动车既有最佳的动力性。
（2）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。
（3）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。
（4）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善电动车平顺性。
（5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。
按主减速器的类型分，驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：
（1）中央单级减速器。（主减速比i0≤7.6）
（2）中央双级主减速器。由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时（传动比在7.6＜i0≤12）
（3）中央单级、轮边减速器。（i0＞12）
综上所述，应该选用中央双级主减速器，分析如下：
该后桥减速器的传动比为10，传动比7.6＜i0≤12，超出了单级减速器的最大传动比，所以必须使用二级减速器。
所以此设计采用二级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳。
2.2.2 齿型选择
主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。借鉴东风EQ8081电动车，其后桥的布置形式不同于一般电动车，电动机的输入轴与后桥半轴是平行的，不需对齿轮的传动方向改变90°，因此主减速器选用圆柱齿轮传动。所以该主减速器应该选用双级圆柱齿轮传动的减速器。
2.2.3 载荷计算
（1）按电动机最大转矩和最低挡传动比确定从动齿轮的转矩（Tce、Tjφ），其中较小者为计算载荷：
式（2-2） 式（2-3）
式中：
—电动机最大转矩；
iTL—由电动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比，in=10；
ηT—传动系上传动部分的传动效率，取ηT=0.99×0.99×0.99×0.99×0.97×0.97＝0.90；
Kd—由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1；
n—电动车的驱动桥数，n=1；
G2—电动车满载时一个驱动桥给水平面的最大负荷，714×9.8＝6997.2N；
φ—轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用电动车，取φ=0.85；
rr—车轮滚动半径，0.2684m；
ηLB,iLB—分别由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比。ηLB取0.9，由于没有轮边减速器，所以取iLB=1;
由以上数据代入公式（2-2）、（2-3）计算得：
Tje=19.6×10×1×0.9/1=176.4Nm
Tjφ=6997.2×0.85×0.2684/（0.9×1）=1773.7Nm
（2）按电动车日常行驶平均转矩确定从动齿轮的平均计算转矩
对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：
式（2-4）
式中：——电动车满载时的总重量，12054N；
——所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；
——道路滚动阻力系数，计算时对于电动车取0.010~0.015，在这我们取0.013
——电动车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于轿车通常取0.08；
——电动车的性能系数：时，取；
——主减速器主动齿轮到车轮之间的效率为0.9；
——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比为1；
——驱动桥数为1。
——车轮的滚动半径 为0.2684m
以上数据详见参考文献[9]，把以上数据代入式（2-4）得：
==334.31
2.2.4 齿轮材料选择
驱动桥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器齿轮的材料应满足如下的要求：
（1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。
（2）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。
（3）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。
（4）选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。
电动车主减速器齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。
为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可以提高其寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。
2.2.5 齿轮强度计算
在选好主减速器齿轮的主要参数后，应根据所选的齿形计算齿轮的几何尺寸，对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。
（1）单位齿长圆周力
在电动车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，根据参考文献[9]得：
N／mm 式（2-5）
式中：P—作用在齿轮上的圆周力，按电动机最大转矩Temax和最大附着力矩
F—从动齿轮的齿面宽，
第一级从动齿轮：根据参考文献[5]得，=33/cos12=33.737mm. 第二级从动齿轮：b4=36.804mm
按电动机最大转矩计算时：
N／mm 式 (2-6)
式中：根据参考文献[10]，并根据实际工作经验，初取数据如下,
—电动机输出的最大转矩，根据参考文献[10]，取19.6；
—计算齿轮之间的传动比，根据参考文献[10]，取i12=2.529，i34＝4.158；
—主动齿轮节圆直径，参考参考文献[10]，取第一级：34.76mm；第二级：38.85mm
按式(3-6)得：
第一级圆周力： N/mm
第二级圆周力： N/mm
按最大附着力矩计算时：
N／mm 式（2-7）
式中：——电动车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑电动车最大加速时的负荷增加量，在此取7140N；
——轮胎与地面的附着系数，在此取0.85；
——轮胎的滚动半径，在此取0.2684m；
d2——从动齿轮的节圆直径,参考参考文献[10]，取第一轴： 87.92mm 第二周：161.53mm
按式（2-7）得
第一轴圆周力：=242.144 N／mm
第二轴圆周力： N/mm
在现代电动车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用资料的20%～25%。经验算以上两数据都在许用范围内。其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力[p]都为893N/mm²2，故满足条件。
（2）齿轮弯曲强度
齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：
= N/mm² 式（2-8）
式中：
—齿轮轮齿的齿根弯曲应力，N/mm²；
Tj—齿轮的计算转矩，对从动齿轮，取中的较小值，为176.4N/m；
对第一级主动齿轮取为=176.4/(10.12×0.994×0.972)=19.286 Nm；第二级主动齿轮取为 N/m
k0—过载系数，一般取1；
ks—尺寸系数，当断面模数mTd≥1.6时，=0.5326；
km—齿面载荷分配系数，一个齿轮骑马式支承，km=1.25；
kv—质量系数，取1；
F—所计算的齿轮齿面宽；F=36mm
z—计算齿轮的齿数；
J —齿轮的轮齿弯曲应力综合系数， 取J=0.03；
m—端面模数，mt=2.0447
对于第二级主动齿轮， T=73.339Nm；从动齿轮，T=176.4Nm；
将各参数代入式（2-11）得：
从动齿轮齿根弯曲应力： = MPa；
主动齿轮齿根弯曲应力： = MPa；
主减速器齿轮的许用弯曲应力 []=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。
(3)轮齿接触强度
轮齿的齿面接触应力为：
σj= N/mm² 式（2-9）
式中：
Tjz—主动齿轮计算转矩，
第一级主动齿轮取为=176.4/(10.12×0.994×0.972)=19.286 Nm；
第二级主动齿轮取为 Nm
σj—锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；
d—主动齿轮分度圆直径，单位为mm；根据参考文献[10]，取d1=34.76mm，d2=38.85；
F—主、从动齿轮齿面宽较小值；根据参考文献[10]，取b1=33，b2=36mm；
Kf—表面质量系数，根据参考文献[10]，取1.0；
Cp—综合弹性系数，取232N1/2/mm；
ks—尺寸系数，取1.0；
J—齿面接触强度的综合系数，
第一级取0.11，第二级取0.142
k0、km、kv选择同式（2-9）
将各参数代入式（2-9）得：
第一级齿轮齿面接触应力：
MPa
第二级齿轮齿面接触应力：
MPa
σw≤[σw]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。
2.3 差速器设计
电动车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；电动车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，电动车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了电动车行驶运动学要求。
差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。电动车在拐弯时车轮的轨线是圆弧，如果电动车向左转弯，圆弧的中心点在左侧，在相同的时间里，右侧轮子走的弧线比左侧轮子长，为了平衡这个差异，就要左边轮子慢一点，右边轮子快一点，用不同的转速来弥补距离的差异。如果后轮轴做成一个整体，就无法做到两侧轮子的转速差异，也就是做不到自动调整。但是差速器的这种调整是自动的 。
2.3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器原理
当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图2-1），其值为。于是==，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。
图2-1对称式锥齿轮差速器结构原理示意图
图2-1为对称式锥齿轮差速器结构原理示意图。差速器壳3 与行星齿轮轴5 连成一体, 构成行星架, 因它又与主减速器的从动齿轮6 固定连接, 故为主动件, 设其角速度为 半轴齿轮1 和2 为从动件, 设其角速度分别为 和 , 半轴齿轮中心孔有花链与半轴连接, 半轴又与两侧驱动轮固定连接在一起, 所以半轴和驱动轮也存从动件。A 、B 两点分别为行星齿轮4 与左右半轴齿轮1 和2 的啮合点, C 为星齿轮中心点,A 、B 、C 三点与左右半轴旋传轴线的距离均为r。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时，啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是
+=（+）+(-)
即 + =2 式（2-10）
若角速度以每分钟转数表示，则
式（2-11）
式（2-10）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在电动车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。
有式（2-10）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。
2.3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器结构
普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图2-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于电动车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。
图2-2 对称式圆锥行星齿轮差速器结构图
1-轴承；2-左外壳；3-垫片；4-半轴齿轮；5-垫圈；6-行星齿轮； 7-从动齿轮；
8-右外壳；9-十字轴；10-螺栓
当左右驱动轮存在转速差时，差速器分配给慢转驱动轮的转矩大于快转驱动轮的转矩。这种差速器转矩均分特性能满足校园电动车在良好路面上正常行驶。
2.3.3 差速器齿轮基本参数选择
由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。
（1）行星齿轮数目的选择
电动车一般采用2个行星齿轮。
（2）行星齿轮球面半径的确定
圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。
球面半径可按如下的经验公式确定：
mm 式(2-12)
式中：——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有2个行星齿轮的电动车取大值2.8；
Tj——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，176.4 .
根据上式=15.703mm 所以预选其节锥距A0=20mm
（3）行星齿轮与半轴齿轮的选择
选择行星齿轮的齿数为Z1=10；半轴齿轮的齿数为Z2=16；
（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定
首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角，
==32.00° =90°-=58° 式（2-13）
再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m
m===220/10×sin32°=2.119 式（2-14）
参照GB1357—87第一系列模数表，在此取m=2.5mm
得 d1=mz1=2.5×10=25mm
d2=mz 2=2.5×16=40mm
表2-1差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 长度单位：mm
项目
计算公式
计算结果
行星齿轮齿数
≥10，应尽量取最小值
=10
半轴齿轮齿数
=14～25
=16
模数
=2.5mm
齿面宽
F=(0.25～0.30)A;F≤10m
6mm
工作齿高
=4mm
全齿高
4.521
压力角
22.5°
轴交角
=90°
节圆直径
；
d1=25mm
d2=40mm
节锥角
，
=32°，
节锥距
=23.588mm
周节
=3.1416
=7.854mm
齿顶高
;
=2.564mm
=1.436mm
齿根高
=1.788-;=1.788-
=1.906mm;
=3.034mm
径向间隙
=-=0.188+0.051
=0.521mm
齿根角
=;
=4.62°; =7.33°
面锥角
；
=39.33°，=62.62°
根锥角
；
=27.38°，=50.67°
外圆直径
；
d01=29.35mm
d02=41.52mm
（5）行星齿轮安装孔的直径φ及深度L
行星齿轮的安装孔的直径φ与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：
式（2-15）
式（2-16）
式（2-17）
式中：——差速器传递的转矩，N·m；TO=19.6×0.994×0.973×10.517=186.3
——行星齿轮的数目；在此为2
——行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，， ≈0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d≈0.8；
——支承面的许用挤压应力，在此取69
根据上式 d=0.8×40=32 =0.5×32=16
=8.758 84.375
2.3.4 差速器齿轮强度计算
差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当电动车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为
式(2-18)
式中：——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式
在此为55.89N·m；
——差速器的行星齿轮数2；
——半轴齿轮齿数16；
、、——见式（2-18）下的说明；
J——计算电动车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，根据参考文献[10]，取 =0.2175;
由以上数据代入（2-18）得：
MPa
电动车驱动桥齿轮许用应力[σw]〈 980 MPa。所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。
2.4 轴承选择与校核
2.4.1 概述
该设计的校园电动车选用的圆锥滚子轴承。滚动轴承依靠其主要元件间的滚动接触来支承转动或摆动零件，其相对运动表面间的摩擦是滚动摩擦。滚动轴承的基本结构如图2-3所示，它由下列零件组成；
(1)带有滚道的内圈和外圈；
(2)滚动体(球或滚子)；
(3)隔开并导引滚动体的保持架。
有些轴承可以少用一个套圈(内圈或外圈)，或者内、外两个套圈都不用，滚动体直接沿滚道滚动。
内圈装在轴颈上，外圈装在轴承座中。通常内圈随轴回转，外圈固定，但也有外圈回转而内圈不动，或是内、外圈同时回转的场合。
常用的滚动体有球、圆柱滚子、滚针、圆锥滚子、球面滚子、非对称球面滚子等几种，如图2-4所示。轴承内、外圈上的滚道，有限制滚动体侧向位移的作用。
图2-3 滚动轴承的基本结构
图2-4 常用的滚动体
与滑动轴承相比，滚动轴承的主要优点为：
（1）摩擦力矩和发热较小。在通常的速度范围内，摩擦力矩很少随速度而改变。起动转矩比滑动轴承要低得多(比后者小80～90%)；
（2）维护比较方便，润滑剂消耗较小；
（3）轴承单位宽度的承载能力较大；
（4）大大地减少有色金属的消耗。
滚动轴承的缺点是：
径向外廓尺寸比滑动轴承大；接触应力高，承受冲击载荷能力较差，高速重负荷下寿命较低；小批生产特殊的滚动轴承时成本较高；减振能力比滑动轴承低。
2.4.2 滚动轴承类型及代号
2.4.2.1 滚动轴承类型、性能与特点
按滚动体的形状，滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承。
按接触角α的大小和所能承受载荷的方向，轴承可分为：
（1） 向心轴承：
公称接触角：0°≤α≤45°
（2）推力轴承：
公称接触角：45°≤α≤90°
按自动调心性能，轴承可分为自动调心轴承和非自动调心轴承。滚子轴承的类型很多，现将最常用的几种滚动轴承的性能和特点作简要介绍。
（3）圆锥滚子轴承
能承受较大的径向载荷和单向的轴向载荷，极限转速较低。 内外圈可分离，故轴承游隙可在安装时调整，通常成对使用，对称安装。适用于转速不太高、轴的刚性较好的场合。
主要承受径向载荷，也可同时承受少量双向轴向载荷，工作时内外圈轴线允许偏斜8′～16′。摩擦阻力小，极限转速高，结构简单，价格便宜，应用最广泛。但承受冲击载荷能力较差。适用于高速场合，在高速时，可能来代替推力球轴承。
图2-5 圆锥滚子轴承
(4)圆柱滚子轴承
只能承受径向载荷，不能承受轴向载荷。承受载荷能力比同尺寸的球轴承大，尤其是承受冲击载荷能力强，极限转速较高。
图2-6 圆柱滚子轴承
(5)调心球轴承
用于承受径向载荷，也能承受少量的双向轴向载荷。外圈滚道为球面，具有调心性能，内外圈轴线相对偏斜允许0.5°～2°，适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴以及难于精确对中的支承。
图2-7 调心球轴承
2.4.3 滚动轴承选择
由于滚动轴承多为已标准化的外购件，因而，在机械设计中，设计滚动轴承部件时，只需：
正确选择出能满足约束条件的滚动轴承，包括：合理选择轴承和校核所选出的轴承是否能满足强度、转速、经济等方面的约束；
进行滚动轴承部件的组合设计 滚动轴承的选择包括：合理选择轴承的类型、尺寸系列、内径以及诸如公差等级、特殊结构等。
选用滚动轴承时，首先是选择滚动轴承的类型。选择轴承的类型，应考虑轴承的工作条件、各类轴承的特点、价格等因素。和一般的零件设计一样，轴承类型选择的方案也不是唯一的，可以有多种选择方案，选择时，应首先提出多种可行方案，经深入分析比较后，再决定选用一种较优的轴承类型。一般，选择滚动轴承时应考虑的问题主要有：
轴承所受载荷的大小、方向和性质。这是选择轴承类型的主要依据。
首先载荷的大小与性质。通常，由于球轴承主要元件间的接触是点接触，适合于中小载荷及载荷波动较小的场合工作；滚子轴承主要元件间的接触是线接触，宜用于承受较大的载荷；若轴承承受纯径向载荷， 一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承；当轴承在承受径向载荷的同时，还承受不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。
载荷较大或有冲击载荷时，宜选用滚子轴承。 推力轴承的极限转速很低。工作转速较高时，若轴向载荷不很大，可采用角接触球轴承承受轴向载荷。
当轴的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差时，或因轴受力弯曲或倾斜时，会造成轴承的内、外圈轴线发生偏斜。这时，应采用有一定调心性能的调心球轴承或调心滚子轴承。
对于支点跨距大、轴的弯曲变形大或多支点轴，也可考虑选用调心轴承。圆柱滚子轴承，滚针轴承以及圆锥滚子轴承对角度偏差敏感，宜用于轴孔能保证同心、轴的刚度较高的地方。值得注意的是，各类轴承内圈轴线相对外圈轴线的倾斜角度是有限制的，超过限制角度，会使轴承寿命降低。
尺寸系列、内径等的选择
尺寸系列包括直径系列和宽（高）度系列。选择轴承的尺寸系列时，主要考虑轴承承受载荷的大小，此外，也要考虑结构的要求。就直径系列而言，载荷很小时，一般可以选择超轻或特轻系列；载荷很大时，可考虑选择重系列；一般情况下，可先选用轻系列或中系列，待校核后再根据具体情况进行调整。对于宽度系，一般情况下可选用正常系列，若结构上有特殊要求时，可根据具体情况选用其它系列。
轴承内径的大小与轴颈直径有关，一般可根据轴颈直径初步确定。
公差等级，若无特殊要求，一般选用0级，若有特殊要求，可根据具体情况选用不同的公差等级。
由于设计问题的复杂性，轴承的选择不应指望一次成功，必须在选择、校核乃至结构设计的全过程中，反复分析、比较和修改，才能选择出符合设计要求的较好的
2.4.4 滚动轴承约束设计
根据设计的要求，得出校核计算过程如下。 如图所示，轴上正装一对圆锥滚子轴承，型号为30305，已知两轴承的径向载荷分别为R1=2500N，R2=5000N，外加轴向力FA=2000N，该轴承在常温下工作，预期工作寿命为Lh ' =2000小时，载荷系数fp=1.5，转速n=1000 r/min。试校核该对轴承是否满足寿命要求。
图2-8 轴承部件受载示意图
在计算中，轴承的径向载荷Fr用R 表示，轴向载荷Fa用A 表示。查轴承手册得30305型轴承基本额定动载荷Cr=44800N，e=0.30，Y = 2。
(1).计算两轴承的派生轴向力S
根据参考文献[5]，锥滚子轴承的派生轴向力为S=R/(2Y)，则
(2).计算两轴承的轴向载荷A1、A2，根据参考文献[5]，计算公式为：
S2+FA=1250+2000 = 3250 N，
∵ S2+FA> S1
∴ 轴承Ⅰ被"压紧"，轴承Ⅱ被"放松"，故
A1=S2+FA=3250 N
A2=S2=1250 N
(3).计算两轴承的当量动载荷P，根据参考文献[5]，计算公式为：
轴承Ⅰ的当量动载荷P1：
根据参考文献[5],取X1 = 0.4，Y1 = 2
根据参考文献[5]，轴承Ⅱ的当量动载荷P2，
取X2 = 1，Y2 = 0
验算两轴承的寿命
由于轴承是在正常温度下工作，根据参考文献[5]，当t <120℃时，取 ft =1；
滚子轴承的e＝10/3，则轴承I的寿命
轴承Ⅱ的寿命
由此可见，轴承满足寿命要求。
3电动车电气控制设计
3.1主电路
3.1.1 H型双极模式PWM控制
如图3-1所示，H型双极模式PWM控制一般由4个大功率可控开关管(V 1-4 )和4个续流二极管(VD 1-4 )组成H桥式电路。4个大功率可控开关管分为2组，V 1和V 4为一组，V 2和V 3为一组。同一组的两个大功率可控开关管同时导通，同时关闭，两组交替轮流导通和关闭，即驱动信号u 1 =u 4，u 2 =u 3 =-u 1，决定电动机附加功耗大小的因素主要是PWM的开关频率，决定大功率可控开关管的动态功耗大小的因素主要是大功率可控开关管的开通关闭时间和PWM的开关频率，开通关闭时间越长动态功耗就越大，PWM开关频率越大动态功耗就越大。
主电路采用可逆PWM—M的双极式H型电路。运用4个C2655晶体管和4个续流二极管组成的桥式电路，靠晶体管导通和关闭的占空比D来实现电动机调速的目的，输出端的电位极性不同可以使电机正转和反转。应用中应尽量提高斩波频率，减少电流的脉动。
图3-1 电机正反转控制电路
V1和VD1构成降压斩波电路，由电源向直流电动机供电，电动机为电动运行，工作于第1象限；
V2和VD2构成升压斩波电路，把直流电动机的动能转变为电能反馈到电源，使电动机作再生制动运行，工作于第2象限。
必须防止V1和V2同时导通而导致的电源短路；
在一个周期内，电枢电流沿正、负两个方向流通，电流不断，所以调速的响应很快。
3.1.2控制电路
控制电路以SG3525为核心构成，它采用恒频脉宽调制控制方案，适合于各种开关电源，斩波器的控制。其内部包含精密基准源、锯齿波振荡器、误差放大器、比较器、分频器等，并含有欠压锁定电路，闭锁控制电路和软起动电路。SG3525外围电路接线图见 图3-2。图3-2 SG3525外围电路接线图LM1413是一种复合晶体管(达林顿电路)阵列驱动器，增益和耗散功率大，可靠性高。本电路中用它来放大SG3525第11，14引脚输出到MOSFET的驱动信号并防止误驱动。
图3-2 控制电路图
3.1.3 SG3525的内部电路和参数
3.1.4 LM1413内部电路和参数
3.2电动车电池设计方案
3.2.1 电池槽
目前电动车电池普遍采用外型尺寸为700mm ×182 mm × 160 mm 的电池槽。
结论
此次毕业设计主要完成了电动车的电器控制部分和机械工作部分的设计并进行了较为详尽的计算设计。并根据实际中已经存在的车辆进行了实际的考察和借鉴，通过自己的辛勤努力，最终完成了全部的设计工作。
通过借鉴了相关电动车的控制部分和机械设计部分的结构及其相关参数、尺寸，对所设计的电动车进行结构的选择以及对所设计后驱动桥齿轮的相关参数进行预选，并结合大量的相关书籍，利用给定的载荷条件对所设计的齿轮的圆周力、弯曲强度以及接触强度的校核。
通过所设计好机械各部分或者整体部分的结构以及相关尺寸，利用制图软件CAD进行相关的配图的绘制以及其他零件图的绘制。
致谢
在张老师的悉心指导下我的论文终于完成了。张老师不仅指导了我的毕业设计，同时也非常关注我的就业，并时常作为一名已经工作了多年的前辈对我即将走向社会在工作生活中应注意的问题给予了积极的指导，使我在忙于找工作的同时能安下心来做毕业设计。在我即将走出大学校门之时，让我以最诚挚的心情来感谢四年来所有教过我的老师们，谢谢你们给予我的指导和关怀；也让我感谢四年来在一起学习、生活的同窗好友们，谢谢你们给予我的照顾。
在本次设计中，我还得到了我的好友和其他老师的热心帮助，在此向他们表示衷心的感谢！
参考文献
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