基于eqd6102-1型底盤的前置后驅(qū)二軸中型汽車驅(qū)動橋設(shè)計-畢業(yè)論文

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　驅(qū)動橋作為汽車四大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于客車顯得尤為重要。</p><p>　　本設(shè)計在滿足各項設(shè)計參數(shù)要求的前提下，依據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，在零部件、材料、結(jié)構(gòu)工藝形式等方面，采用先進(jìn)的工藝處理手段，行星齒輪軸采用表面納米SiC復(fù)合化學(xué)鍍。借助CAXA、autoCAD、CATIA輔助設(shè)

2、計。其設(shè)計部分包括：主減速器、差速器、半軸、行星齒輪以及零部件參數(shù)等。</p><p>　　本文對驅(qū)動橋的設(shè)計過程進(jìn)行了論述，采用雙曲面齒輪主減速器，行星齒輪差速器，鋼板沖壓焊接整體式橋殼。</p><p>　　本設(shè)計的參數(shù)計算部分借助EXCEL計算，方便后期優(yōu)化設(shè)計。</p><p>　　關(guān)鍵詞：驅(qū)動橋；主減速器；差速器；行星齒輪</p><p

3、><b>　　Abstract</b></p><p>　　Drive bridge as one of the four assemblies for motor vehicles,and its performance has a direct impact on vehicle performance,and is particularly important for passe

4、nger cars.</p><p>　　This design on the premise of meeting the demands of various design parameters, according to the relevant standards in the form of parts, materials, technology and other areas, using adva

5、nced technology and processing means, planet gear shafts are made of surface nano-SiC composite electroless plating. Through CAXA, autoCAD, CATIA computer-aided design. Its design includes: final drive, differential, axl

6、e shaft, Planetary gears and components parameters and so on.</p><p>　　This paper discusses the design process of the drive axle, hypoid gear reducer, planetary gear differentials, sheet metal welding integr

7、al rear axle housing.</p><p>　　The design parameters calculation with EXCEL calculation and optimum design of late.</p><p>　　Key words: axle; main reducer; diff; planetary gear</p><p&

8、gt;<b>　　緒論</b></p><p><b>　　驅(qū)動橋概述</b></p><p>　　驅(qū)動橋是傳動系統(tǒng)最后一個總成。其功用是將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機動力經(jīng)降速增矩、改變傳動方向后，分配給左、右驅(qū)動輪以不同轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)。</p><p>　　驅(qū)動橋一般分為非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋兩種。非斷開式驅(qū)動橋通常由主減

9、速器、差速器、半軸和驅(qū)動橋殼組成。整個驅(qū)動橋通過彈性懸架與車架相連，驅(qū)動橋殼是剛性整體結(jié)構(gòu)，因而兩根半軸和驅(qū)動輪在橫向平面內(nèi)無相對運動。</p><p>　　斷開式驅(qū)動橋，其左、右半軸的內(nèi)端通過萬向節(jié)與驅(qū)動輪相連，主減速器固定在車架或車身上，驅(qū)動橋殼制成分段并以鉸鏈方式相連，同時半軸也分段且各段之間用萬向節(jié)連接，這種驅(qū)動橋稱為斷開式驅(qū)動橋。斷開式驅(qū)動橋可以提高汽車行駛平順性和通過性，可采用獨立懸架（需要說明的是，

10、采用獨立懸架的汽車，其左、右車輪之間不存在車橋，車橋和懸架已融合在一起）;但斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造成本高。</p><p>　　由于本設(shè)計中所設(shè)計的車型采用了EQD6102-1型底盤，由行駛條件及成本出發(fā)，采用非獨立懸架及非斷開式驅(qū)動橋。這種型式驅(qū)動橋在汽車，尤其是中型客車上應(yīng)用相當(dāng)廣泛。它主要優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單、制造工藝性好、成本低、可靠性高、維修調(diào)整容易等。</p><p>　　本次

11、設(shè)計由經(jīng)濟性及低成本等因素考慮，采用非斷開式驅(qū)動橋，單級主減速器，雙曲面齒輪傳動，普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，全浮式半軸，整體式橋殼。</p><p><b>　　主減速器設(shè)計</b></p><p>　　主減速器結(jié)構(gòu)方案分析</p><p>　　主減速器的功用是將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低其轉(zhuǎn)速；根據(jù)需要，還可改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向。主減速器的種

12、類繁多，有單級式和雙級式；有單速式和雙速式；還有貫通式和輪邊式等。</p><p><b>　　表2-1 基本參數(shù)</b></p><p>　　主減速比及計算載荷的確定</p><p>　　主減速器比i0的確定[3]</p><p>　　主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及變速器處于最高檔位時汽車的動力性

13、和燃油經(jīng)濟性都有直接影響。i0的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定。</p><p>　　…………………………（2-1）</p><p>　　式中：rr——車輪的滾動半徑=0.407878m</p><p>　　np——最大功率時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速=2800r/min</p><p>　　vamax——最高車速=95K

14、m/h</p><p>　　igh——變速器最高檔傳動比=1</p><p>　　帶入式2-1得i0=4.532</p><p>　　主減速器齒輪計算載荷的確定</p><p>　　通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（Tce、Tcs）的較小者，作為載貨汽車在強度計算中用以驗

15、算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。根據(jù)平均牽引力的值來確定主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩Tcm，作為主減速齒輪疲勞損壞的依據(jù)。</p><p>　　主減速器從動齒輪計算載荷的確定[3]</p><p>　　按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動齒輪計算轉(zhuǎn)矩Tce</p><p>　　………………………（2-2）</p><p>　　式中：

16、Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Temax=343 N·m</p><p>　　N——驅(qū)動橋數(shù)目，N=1</p><p>　　iTL——由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳系最檔傳動比，iTL=i1·i0=25.97</p><p>　　ηT——上述傳動部分傳動效率，取ηT=0.9</p><p>　　K0——離合器產(chǎn)

17、生沖擊載荷時超載系數(shù)，K0=1</p><p>　　帶入式2-2得Tce=8016.939 N·m</p><p>　　按驅(qū)動輪打滑確定從動齒輪計算轉(zhuǎn)矩Tcs</p><p>　　………………………………（2-3）</p><p>　　式中：G2——滿載時一個驅(qū)動輪上的靜載荷系數(shù)，G2=5000×9.8=49000N<

18、;/p><p>　　——輪胎與路面間的附著系數(shù)，取=0.85</p><p>　　rr——車輪的滾動半徑，rr=0.407878m</p><p>　　ηLB、iLB——分別為所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，本設(shè)計無輪邊減速器取η1B=0.95、i1B=1</p><p>　　帶入式2-3得Tcs=17882.23 N&

19、#183;m</p><p>　　由上述計算得主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷取 TC=Tce=8017.865 N·m。當(dāng)計算主減速器主動齒輪時，只需將式（2-2）和（2-3）分別除以該對齒輪的減速比及傳動效率。</p><p>　　按正常持續(xù)使用計算，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩Tcm</p><p>　　………………（2-4）</p>

20、;<p>　　式中：Ga——汽車滿載總質(zhì)量，Ga=76440 N</p><p>　　GT——所牽引的掛車滿載總重量，N，GT=0</p><p>　　fR——道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取fR=0.010～0.015；載貨汽車取0.015～0.020；越野汽車取0.020～0.035；該車取0.01</p><p>　　fH——汽車正常使用時的平均爬

21、坡能力系數(shù)。通常，轎車取0.08；載貨汽車和城市公共汽車取0.05～0.09；長途公共汽車取0.06～0.10；越野汽車取0.09～0.30；該車取0.06</p><p>　　fP——汽車或汽車列車的性能系數(shù)：</p><p>　　…………………（2-5）</p><p><b>　　當(dāng)時，取fP=0</b></p><p

22、>　　經(jīng)計算，本設(shè)計取fP=0</p><p>　　帶入式（2-5）得Tcm=2297.34N·m</p><p>　　主動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩計算[2][3]</p><p>　　N·m……………（2-6）</p><p>　　N·m………………(2-7)</p><p>　　式中：TZ—

23、—主減速器主動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩</p><p>　　Tzm——主減速器主動齒輪平均計算轉(zhuǎn)矩</p><p>　　Tc——主減速器從動齒輪計算轉(zhuǎn)矩</p><p>　　Tcm——主減速器從動齒輪平均計算轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　i0——主減速比</b></p><p>　　ηt——主減速器機械

24、傳動效率</p><p>　　主減速器齒輪主要參數(shù)的確定</p><p>　　主、從動齒輪齒數(shù)的確定[3][4]</p><p>　　對于單級主減速器，當(dāng)i0較大時，則應(yīng)盡量使主動齒輪的齒數(shù)Z1取得小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙。一般Z1可取7-12，為了磨合均勻主、從動齒輪的齒數(shù)Z1、Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)，為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和應(yīng)不少于40。&

25、lt;/p><p>　　本身的主減速比為4.532，查表3-10、3-11[3]后，選用Z1=9 Z2=41，實際傳動比為4.555，Z1+Z2=50＞40符合要求。</p><p>　　從動齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的確定</p><p>　　根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，按經(jīng)驗公式</p><p>　　………………………………(2-8)</p&

26、gt;<p>　　式中：d2——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm。</p><p>　　——直徑系數(shù)，=13～16。</p><p>　　Tc——計算轉(zhuǎn)矩，Tc=8016.939 N·m。</p><p>　　根據(jù)該式可知從動錐齒輪大端分度圓直徑的取值范圍為260.183mm～320.225mm。</p><p>　　本設(shè)計

27、取d2=280mm。</p><p>　　從動錐齒輪大端模數(shù)m==6.8，取m=7</p><p><b>　　齒面寬的確定</b></p><p>　　汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F（mm）推薦為[3]：</p><p>　　F=0.155×d2=43.4mm……………………………（2-9）<

28、/p><p>　　式中：d2——從動齒輪節(jié)圓直徑，280mm。</p><p>　　并且F要小于10m=70，考慮到齒輪強度要求取F=44mm。</p><p>　　雙曲面齒輪的偏移距E、偏移方向和旋向的確定</p><p>　　轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的E值，不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距A0的40%（接近于從動齒輪節(jié)圓直徑d2的20%）；

29、而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負(fù)荷傳動，E則不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為d：的10%～12%,且一般不超過12%）。傳動比越大則正也越大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達(dá)從動齒輪節(jié)圓直徑d2的20%～30%。但當(dāng)E大于d2的20%時，應(yīng)檢查是否存在根切[3]。本設(shè)計取E為33mm，下偏移，主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。</p><p>　　圖2-1 雙曲面錐齒輪傳動示意圖</p&g

30、t;<p><b>　　螺旋角的確定[3]</b></p><p>　　汽車主減速器錐齒輪的螺旋角β多在35°～40°范圍內(nèi)。轎車應(yīng)用較大的值的，保證有較大的mF使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲低；載貨汽車選用較小值，以防止軸向力過大，通常選用35°。</p><p>　　雙曲面齒輪的幾何尺寸設(shè)計[3][5]</p><

31、p>　　表2-2雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表[5] mm</p><p><b>　　注：</b></p><p>　　計算說明中（1）、（2）、（3）表示第（1）、（2）、（3）計算的結(jié)果。</p><p>　　序號上帶*的是生產(chǎn)圖紙上需要的參數(shù)。</p><p>　　第（65）項求得的齒線曲率

32、半徑rd與第（7）項選頂?shù)牡侗P半徑rd之差不應(yīng)超過rd的1%，否則要重新試算第（20）項至第（65）項。</p><p>　　圖2-2 雙曲面齒輪副的安裝尺寸（括號內(nèi)的數(shù)字為表2-2中計算步驟序號，即應(yīng)將該序號下的計算結(jié)果標(biāo)在圖上）</p><p>　　主減速器齒輪強度計算[2][3]</p><p><b>　　單位齒上的圓周力</b><

33、;/p><p>　　……………………………………（2-11）</p><p>　　式中：p——單位齒長上的圓角力，N/mm。</p><p>　　F——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計算。</p><p>　　b2——從動齒輪的齒面寬，mm。</p><p>　　按發(fā)動機

34、最大轉(zhuǎn)矩計算時：</p><p>　　…………………………………（2-12）</p><p>　　式中：Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，343 N·m</p><p>　　ig——變速器傳動比，常取1檔及直接檔進(jìn)行計算</p><p>　　kd——由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，kd=1</p><p>　　k

35、——液力變矩器變矩系數(shù)，k=1</p><p>　　if——分動器傳動比，if=1</p><p>　　η——變速器傳動效率，η=0.97</p><p>　　n——計算驅(qū)動橋數(shù)，1</p><p>　　D1——主動齒輪節(jié)圓直徑，61.463mm</p><p>　　b2——從動齒輪的齒面寬，44mm</p>

36、;<p>　　1檔：ig=5.731 帶入式（2-12）得p=1410.1322MPa</p><p>　　直接檔：ig=1.0 帶入式（2-12）得p=246.0534MPa</p><p>　　表2-3 單位齒長上的圓周力許用值[p]</p><p>　　目前，由于技術(shù)的進(jìn)步，可在上述許用值得基礎(chǔ)上增加10%—25%，從上可知設(shè)計的齒輪符合要求。&

37、lt;/p><p><b>　　齒輪的彎曲強度計算</b></p><p>　　……………………（2-13）</p><p>　　式中：Tj——齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 N·m;</p><p>　　K0——超載系數(shù)，取K0=1;</p><p>　　Ks——尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺

38、寸及熱處理等有</p><p>　　關(guān)。當(dāng)端面模數(shù)m≥1.6mm時， </p><p>　　Ka——載荷分配系數(shù)，取Ka=1.10</p><p>　　Kv——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv=1</p><p>　　F——計算齒輪的齒面寬度</p><p>　　Z——計算

39、齒輪的齒數(shù)</p><p><b>　　m——端面模數(shù)</b></p><p>　　J——計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)。</p><p>　　圖2-3 彎曲計算用綜合系數(shù)J</p><p>　　主動齒輪的彎曲強度校核：</p><p>　　Tj=1862.741 N·m；Z=9；Ks=0.7

40、245；J=0.305；F=45；m=7</p><p>　　帶入式（2-13）得σw=517.65MPa＜[σ]=780MPa</p><p>　　從動齒輪的彎曲強度校核：</p><p>　　Tj=8016.939 N·m；Z=41；Ks=0.7245；J=0.266；F=44</p><p>　　帶入式（2-13）得σw=54

41、3.44MPa＜[σ]=700MPa</p><p>　　經(jīng)計算主減速器齒輪彎曲強度滿足要求。</p><p><b>　　齒輪的接觸強度計算</b></p><p><b>　　………（2-14）</b></p><p>　　式中：T1、T1max——分別為主動齒輪的平均轉(zhuǎn)矩和計算轉(zhuǎn)矩 N

42、3;m</p><p>　　Cp——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6 N1/2/mm</p><p>　　d1——主動齒輪的節(jié)圓直徑</p><p>　　K0、Kv、Km——見式（2-13）說明</p><p>　　Ks——尺寸系數(shù)，可取Ks=1</p><p>　　Kf——表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精密的齒輪可

43、取Kf=1</p><p>　　F——齒面寬，取齒輪副中較小的</p><p>　　J——計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)</p><p>　　圖2-4 接觸強度計算用綜合系數(shù)J</p><p>　　T1=533.316；T1max=1862.066；d1=61.463；F=44；J=0.13</p><p>　　帶入式（2-

44、14）得σjmax=2522.08 MPa＜[σ]=2800 MPa</p><p>　　帶入式（2-14）得σj=1713.96 MPa＜[σ]=1750 MPa</p><p>　　從動齒輪的接觸應(yīng)力是相同的，許用接觸應(yīng)力為2800MPa，滿足條件要求。</p><p>　　主減速器錐齒輪軸承的載荷計算[6]</p><p>　　主動錐齒

45、輪的支撐形式</p><p>　　主動錐齒輪的支撐形式可分為懸臂式和跨置式支撐兩種，本設(shè)計采用跨置式支撐。</p><p>　　（a）懸臂式支撐（b）跨置式支撐</p><p>　　圖2-4 主減速器主動齒輪的支撐形式</p><p>　　從動錐齒輪的支撐形式</p><p>　　從動錐齒輪固結(jié)于差速器總成，通過一對圓

46、錐滾子軸承支撐，兩軸承大端相對，以減少c+d增加支撐剛度，但是c+d≥70%d2（d2為主減速器從動齒輪分度圓直徑），一邊給布置支撐留有足夠的空間。</p><p>　　軸承載荷計算校核[5][6]</p><p>　　本設(shè)計先根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計選定軸承型號，然后驗算軸承壽命。在計算軸承之前要求出作用在軸上的力和軸承上的反力，這樣就要先求出作用在齒輪上的力。</p><p&g

47、t;　　錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該力可分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。</p><p>　　齒寬中點處的圓周力F</p><p>　　……………………………………（2-15）</p><p>　　式中：T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見式（2-16）</p><

48、;p>　　dm——該齒輪齒寬中點分度圓直徑</p><p><b>　　…（2-16）</b></p><p>　　式中：Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m</p><p>　　fg1、fg2、fg3、…，fgR——變速器1、2、3、…，倒檔利用率</p><p>　　ig1、ig2、ig3、…，igR

49、——變速器1、2、3、…，倒檔傳動比</p><p>　　fT1、fT2、fT3、…，fTR——變速器處于1、2、3、…，倒檔發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩利用率</p><p>　　經(jīng)計算，T1d=513.188N·m，查表2-2得dm=64.71262mm，帶入式（2-15）得</p><p>　　F1=15.86KN</p><p>　　對于雙

50、曲面齒輪傳動有P1=P2·cos1/，查表2-2得cosβ1=0.694672，cosβ2=0.861816所以</p><p>　　F2=19.68KN</p><p>　　錐齒輪的軸向力和徑向力計算</p><p>　　本次計算選用的主動齒輪為左旋，被動齒輪為右旋。當(dāng)汽車前進(jìn)時，主動齒輪順時針方向旋轉(zhuǎn)（從小輪軸大端看），從動小齒輪頂看為逆時針方向。&l

51、t;/p><p>　　以下計算以小輪左旋，逆時針方向旋轉(zhuǎn)作為計算依據(jù)，公式中計算結(jié)果正負(fù)含義見圖2-7所示。</p><p>　　α：齒輪表面法向壓力角β：齒寬中點處螺旋角γ：節(jié)錐角P：齒寬終點處圓周力</p><p>　　圖2-4 主減速器主動齒輪受力簡圖</p><p>　　表2-4齒面上軸向力和徑向力計算公式表</p><

52、;p>　　注：公式中的節(jié)錐角7，在計算主動齒輪受力時用面錐角代之，計算從動齒輪受力時用根錐。計算結(jié)果如軸向力為正，表明力的方向離開錐頂，負(fù)值表示指向錐頂，徑向力是正值，表明力使該齒輪離開相嚙合齒輪，負(fù)值表明力使該齒輪靠近嚙合齒輪。當(dāng)計算雙曲面齒輪受力時，為輪齒驅(qū)動齒廓的法向壓力角。</p><p>　　本設(shè)計選擇的是左旋，逆時針方向旋轉(zhuǎn)的主動錐齒輪，把α1=α2=21°15′、β1=45.9989

53、°、β2=30.4789°、γ1=γ01=19.8141°、γ2=γ02=73.6634°、F1=15.86KN、F2=19.68KN，把這些數(shù)據(jù)代入上表中的合適的公式中，得：</p><p>　　主動錐齒輪上的軸向力：Fap=-12.44KN，徑向力：FRp=13.92KN</p><p>　　從動錐齒輪上的軸向力：Fac=11.78KN，徑向力：

54、FRG=-8.62KN</p><p><b>　　錐齒輪軸承的載荷</b></p><p>　　當(dāng)錐齒輪齒面上所承受的圓周力、軸向力和徑向力計算后確定，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。本設(shè)計采用圓錐滾子軸承，根據(jù)草圖選擇軸承A、B為圓錐滾子軸承，其代號均為32012X2.由機械設(shè)計手冊【7】查的代號為32012的軸承主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=60，

55、外徑D=95，軸承寬度B=22，基本額定動載荷Cr=64.8KN。軸承C、D代號為33013。主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=65mm，外徑D=100mm，軸承寬度B=27mm，基本額定動載荷Cr=98KN。軸承E代號為UN306E。主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=30mm，外徑D=72mm，軸承寬度B=19mm，基本額定動載荷Cr=49.2KN。</p><p>　　圖2-5 軸承布置形式</p><p>　　

56、表2-5 軸承載荷計算公式及計算結(jié)果</p><p>　　注：由設(shè)計草圖可得，a=39.8mm、b=30mm、c=111.39mm、d=109.08mm、e=42.73mm</p><p><b>　　軸承型號確定[1]</b></p><p>　　滾子軸承基本額定動載荷計算：</p><p>　　……………………………

57、（2-16）</p><p>　　式中：C——為軸承的基本額定動載荷</p><p><b>　　P——為當(dāng)量動載荷</b></p><p>　　fh——壽命因數(shù)，本設(shè)計預(yù)計壽命為5000小時。</p><p>　　fm——力矩載荷因數(shù)</p><p>　　fn——速度因數(shù)，本設(shè)計按平均車速計算得

58、從動齒輪轉(zhuǎn)速為260r/min，主動齒輪轉(zhuǎn)速為1182.2r/min</p><p>　　fd——沖擊載荷因數(shù)。</p><p><b>　　fT——溫度因數(shù)</b></p><p>　　Cr——軸承徑向基本額定動載荷</p><p>　　Ca——軸承軸向基本額定動載荷</p><p>　　查機械

59、設(shè)計手冊第5版第2篇P7232-P7235得（見表2-6）</p><p><b>　　表2-6</b></p><p>　　軸承A：預(yù)選型號32012，按式（2-16）計算得C=80.6377KN＜Cr=81.8KN滿足設(shè)計要求。 </p><p><b>　　軸承B：同軸承A</b></p><p&

60、gt;　　軸承C：預(yù)選33213，按式（2-16）計算得C=180.536KN＜Cr=202KN滿足設(shè)計要求</p><p><b>　　軸承D：同軸承C</b></p><p>　　軸承E：預(yù)選型號NU306E</p><p>　　主減速器齒輪的材料及熱處理</p><p>　　汽車驅(qū)動橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動

61、系其它齒輪相比較，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多等特點。其損壞形式主要有：齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：</p><p>　　有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度及較好的齒面耐磨性。</p><p>　　輪芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免輪齒根部折斷。</p><p>　　鋼材的鍛造、切削與熱處理等

62、加工性能好，熱處理變形小，以提高產(chǎn)品質(zhì)量，減少成本并降低廢品。</p><p>　　本次設(shè)計主減速器主動齒輪材料選用20CrMnTi，齒輪滲碳1.2-1.5，齒面淬火使其硬度達(dá)到58-64。</p><p><b>　　差速器設(shè)計</b></p><p>　　差速器機構(gòu)方案分析[6]</p><p>　　根據(jù)汽車行駛運動

63、學(xué)的要求和實際的車輪、道路以及他們之間的相互關(guān)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別的。例如轉(zhuǎn)彎時外側(cè)車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負(fù)荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動車輪軸將動力傳遞給左右車

64、輪，則會由于左右驅(qū)動車輪的轉(zhuǎn)速雖然相等而行程卻又不相等的這一運動學(xué)上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑移或滑轉(zhuǎn)。此外，由于車輪與路面間尤其在轉(zhuǎn)彎時有大的滑移或滑轉(zhuǎn)，易使汽車在轉(zhuǎn)向時失去抗側(cè)滑的能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪之間都裝有差速器。差速器保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足汽車行駛運動學(xué)的要求。</p><p>　　

65、差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種，其主要的結(jié)構(gòu)型式有：對稱式圓錐行星齒輪差速器、防滑差速器，防滑差速器又可分為自鎖式和強制鎖止式。對于客車來說，由于路面狀況良好，各驅(qū)動車輪與路面的附著系數(shù)變化小，因此采用結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、造價又低的對稱式圓錐行星齒輪差速器。</p><p>　　圖3-1 普通圓錐齒輪差速器的工作原理簡圖</p><p>　　差速器齒輪主要參數(shù)的計算[2][3][6]&l

66、t;/p><p><b>　　行星齒輪數(shù)目的選擇</b></p><p>　　本次設(shè)計采用4個行星齒輪。</p><p>　　行星齒輪球面半徑及節(jié)錐距的預(yù)選</p><p>　　行星齒輪球面半徑Rb反應(yīng)了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定。</p><p>　　Rb=Kb ………

67、…………………………（3-1）</p><p>　　式中：Kb——行星齒輪的球面半徑系數(shù)，Kb=2.5～3.0，取Kb=2.9</p><p>　　Td——差速器計算轉(zhuǎn)矩取Tcs和Tce兩者中較小值Td=8016.939 </p><p>　　帶入式（3-1）得Rb=58.041，取Rb=58。</p><p>　　A0=（

68、0.98～0.99）Rb=0.98Rb=56.84mm………………（3-2）</p><p>　　行星齒輪齒數(shù)Z1和半軸齒輪齒數(shù)Z2的確定</p><p>　　本設(shè)計取Z1=10；Z2=16。</p><p>　　行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數(shù)的確定</p><p>　　…………………（3-3）</p><p&g

69、t;　　錐齒輪大端端面模數(shù)m為</p><p>　　m=……………（3-4）</p><p>　　圓整后取m=5.5，經(jīng)式（3-6）計算σw＞[σ]不符合要求，所以去m=6。</p><p><b>　　壓力角α的確定</b></p><p>　　取壓力角α=22.5°</p><p>

70、　　行星齒輪軸直徑d（mm）及支撐長度L的確定</p><p>　　d=……………………………（3-5）</p><p>　　式中：T0——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩（N·m），8016.939。</p><p>　　n——行星齒輪數(shù)，4。</p><p>　　rd——為行星齒輪支撐面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm；rd≈0.4d2=32.5。<

71、;/p><p>　　[σc]——支撐面的許用擠壓應(yīng)力，取為98MPa。</p><p>　　帶入式（3-5）得d=23.9179mm</p><p>　　行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支撐長度，通常去L=1.1d=23.9179=26.3097mm。</p><p>　　差速器齒輪幾何尺寸的計算</p><p&g

72、t;　　表3-1 差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表 mm</p><p>　　圖3-2 汽車差速器直齒輪切向修正系數(shù)（弧齒厚系數(shù)）τ</p><p>　　表3-2 “格里森制”圓錐齒輪推薦采用的齒側(cè)間隙B</p><p>　　說明：1.本表適用于直齒錐齒輪零度螺旋錐齒輪和螺旋錐齒輪；</p><p>　　2.對于上表中模數(shù)m跨于兩行

73、的齒輪，應(yīng)選上一行的數(shù)值（較小值）；</p><p>　　3.汽車主減速器齒輪的齒側(cè)間隙上表的高精度一欄。</p><p>　　差速器齒輪強度計算[3]</p><p>　　差速器齒輪主要進(jìn)行彎曲強度計算，而對疲勞壽命則不予考慮，這是由于行星齒輪在差速器的工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左右驅(qū)動輪有轉(zhuǎn)速差時行星齒輪和半軸齒輪之間才有相對滾動的緣故。</p&

74、gt;<p>　　汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為：</p><p>　?。∕Pa）………………（3-6）</p><p>　　式中：T——計算轉(zhuǎn)矩，8016.939 N·m</p><p>　　Tc——計算轉(zhuǎn)矩，8016.939 N·m</p><p>　　n——差速器行星齒輪數(shù)目，4</p>&l

75、t;p>　　Z2——半軸齒輪齒數(shù)，16</p><p>　　K0、Kv、Km、Ks、F、m——見式（2-13）說明</p><p>　　J——計算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，0.2255（查圖3-3）</p><p>　　圖3-3 彎曲計算用綜合系數(shù)J</p><p>　　帶入式（3-6）得σw=836.364 MPa</

76、p><p>　　差速器齒輪彎曲應(yīng)力應(yīng)不大于980 MPa，滿足要求。</p><p><b>　　行星齒輪軸工藝設(shè)計</b></p><p>　　汽車差速器行星齒輪軸對耐磨性、耐腐蝕性有較高的要求，現(xiàn)有的傳統(tǒng)差速器行星齒輪軸一般采用磷化、Ni-P和QPQ三種便面處理方法，磷化工藝一般采用錳磷化，差速只能在300r/min左右，Ni-P的效果較好，能

77、達(dá)到800r/min，QPQ表面耐磨性相對更好，差速能達(dá)到1000r/min左右，還有采用TiC涂層的，可以達(dá)到1200r/min，但價格相對昂貴。QPQ工藝和TiC涂層雖然表面耐磨，但由于必須經(jīng)過高溫處理，零件回火后硬度降低，限制了承載能力和耐磨性的提高。</p><p>　　本設(shè)計中行星齒輪采用納米SiC復(fù)合化學(xué)鍍層的表面工藝處理，在行星齒輪軸表面鍍上一層納米SiC復(fù)合鍍層，鍍層厚度為0.015-0.025m

78、m。采用此表面處理工藝后無需再進(jìn)行后續(xù)磨削加工。通過納米碳化硅與金屬合金在零件表面上沉積，提高差速器行星齒輪軸表面的耐磨性。在復(fù)合沉積過程中，納米碳化硅與金屬合金共同形成晶胞，有晶胞構(gòu)成鍍層，表面粗糙度可達(dá)Ra0.4，無需拋光處理。</p><p>　　復(fù)合鍍層中納米不溶性固體顆粒多為陶瓷材料，具有優(yōu)異的耐高溫性能，鍍層硬度高，可達(dá)Hv500以上。采用納米Si復(fù)合化學(xué)鍍表面處理后能使差速器系統(tǒng)差速能力達(dá)到1500

79、-2000r/min。</p><p>　　基于上述優(yōu)點，本設(shè)計采用納米SiC復(fù)合化學(xué)鍍對行星齒輪軸進(jìn)行表面處理。</p><p><b>　　半軸設(shè)計</b></p><p><b>　　半軸的設(shè)計計算</b></p><p><b>　　半軸的型式</b></p>

80、;<p>　　從差速器傳出來的扭矩經(jīng)過半軸、輪轂最后傳給車輪，所以半軸是傳動系中傳遞扭矩的一個重要零件。</p><p>　　半軸與驅(qū)動輪的輪轂在驅(qū)動橋殼上的支撐形式，決定了半軸的受力情況[5]。普通非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)其外端的支撐型式或受力狀況的不同，分為：半浮式、3/4浮式和全浮式三種型式，本設(shè)計采用全浮式半軸進(jìn)行設(shè)計。</p><p><b>　　半軸桿

81、部直徑的初選</b></p><p>　　全浮式半軸計算載荷的確定</p><p>　　T=εTemaxig1i0………………………………（4-1）</p><p>　　式中：ε——差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對圓錐行星齒輪差速器可取ε=0.6</p><p>　　Temax——發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，343 N·m</p&g

82、t;<p>　　ig1——變速器的一檔傳動比，5.731</p><p>　　i0——主減速比，4.532</p><p>　　計算得：T=5345.22 N·m</p><p>　　全浮式半軸桿部直徑的初步選取可按下式進(jìn)行：</p><p>　　…………………………………（4-2）</p><p&

83、gt;　　式中：d——半軸桿部直徑mm</p><p>　　T——半軸計算轉(zhuǎn)矩 N·m</p><p>　　[τ]——半軸扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力MPa，查表可知當(dāng)采用40Cr、40MnB、40MnVB、40和45號鋼等作為全浮式半軸的材料時，其扭轉(zhuǎn)屈服極限可達(dá)784MPa。在保證安全系數(shù)在1.3-1.6范圍內(nèi)，半軸扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力可取為[τ]=490-588MPa，計算中取490 MPa。&l

84、t;/p><p>　　計算得d=38.18，圓整后取d=40 mm</p><p><b>　　半軸的強度計算</b></p><p>　　……………………………………（4-3）</p><p>　　式中：τ——半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力MPa</p><p>　　T——半軸的計算轉(zhuǎn)矩N·m，見式（4-

85、1）</p><p>　　d——半軸桿部直徑mm，見式（4-2）</p><p>　　計算得τ=425.359 MPa≤490-588 MPa故滿足要求。</p><p>　　半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及材料與熱處理</p><p>　　為了使半軸的花鍵內(nèi)徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做的粗些，并適當(dāng)?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵的齒數(shù)必須相應(yīng)的

86、增加，通常取10齒至18齒。半軸的破壞形式多為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)設(shè)計上應(yīng)盡量增大各過度圓部分的圓角半徑以減小應(yīng)力集中。半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr、40CrMnMo、40CrMnSi、35CrMnSi、35CrMnTi等。</p><p>　　本次設(shè)計采用的材料是40Cr。半軸的熱處理都采用調(diào)質(zhì)處理的方法，調(diào)質(zhì)后要求桿部硬度為HB388-444（突緣部分可降至HB248）。由于硬化層本身的強度

87、較高，加之在半軸表面形成大殘余壓應(yīng)力，以及采用噴丸處理，滾壓半軸突緣根部過度圓角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高的十分顯著。</p><p><b>　　結(jié) 論</b></p><p>　　本設(shè)計是基于EQD6102-1型底盤的前置后驅(qū)二軸中型汽車驅(qū)動橋設(shè)計。經(jīng)過仔細(xì)認(rèn)真的計算，所設(shè)計的驅(qū)動橋的主減速器、差速器、半軸等主要零件的強度和剛度均

88、符合要求。本設(shè)計在經(jīng)指導(dǎo)老師孫老師的指導(dǎo)和參考相關(guān)資料信息的基礎(chǔ)上，努力將各種結(jié)構(gòu)方案最優(yōu)化，并在保證質(zhì)量的前提下，盡量降低成本。本次設(shè)計充分利用現(xiàn)代信息技術(shù)，在雙曲面齒輪和主減速器齒輪參數(shù)的計算時利用MS-EXCEL編寫公式處理數(shù)據(jù)，方便了優(yōu)化設(shè)計。</p><p>　　由于缺乏實際經(jīng)驗，在其設(shè)計過程中，出于安全性考慮各項計算的安全系數(shù)都較偏大。</p><p>　　從本次設(shè)計中可以看到

89、，雙曲面錐齒輪的計算量相對比較大，并且針對的主要是轎車、越野汽車。如何簡化計算過程，減輕工作量并總結(jié)出一套適合前置后驅(qū)二軸中型汽車的設(shè)計計算，保證其正確性和安全可靠性，值得我們進(jìn)行進(jìn)一步研究。另外，如何選擇低成本、高質(zhì)量的材料，值得考慮；對材料進(jìn)行何種熱處理，以提高其工藝性和強度還要進(jìn)一步研究。在今后的設(shè)計工作中，如何利用前人已有的研究成果，并將其應(yīng)用到實際生產(chǎn)中，是值得我們?nèi)ド钊胩接懙摹?lt;/p><p>　　由

90、于本人的水平及經(jīng)驗有限，在本設(shè)計中難免出現(xiàn)疏漏和錯誤，請各位老師多批評指正。</p><p><b>　　致 謝</b></p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　[1]關(guān)文達(dá).汽車構(gòu)造.第二版.北京，機械工業(yè)出版社，2004，P363-P377</p><p>　　[2]王

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