驅動橋畢業(yè)設計

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　驅動橋是構成汽車的四大總成之一，一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成，它位于傳動系末端，其基本作用是增矩、降速，承受作用于路面和車架或車身之間的力。它的性能好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車顯得尤為重要，采用傳動效率高的單級減速驅動橋已經成為未來載重汽車的發(fā)展方向。</p><p>　

2、　本文參照傳統(tǒng)驅動橋的設計方法進行了載重汽車驅動橋的設計本次設計首先對驅動橋的特點進行了說明，根據給定的數據確定汽車總體參數，再確定主減速器、差速器、半軸和橋殼的結構類型及參數，并對其強度進行校核。數據確定后，利用AUTOCAD建立二維圖，再用CATIA軟件建立三維模型，最后用CAITA中的分析模塊對驅動橋殼進行有限元分析。</p><p>　　關鍵詞：驅動橋；CAD；CATIA；有限元分析</p>

3、<p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Drivie axle is one of the four parts of a car, it is generally constituted by the main gear box, the differential device, the wheel transmission device and th

4、e driving axle shell and so on it is at the end of the powertrain.Its basic function is increasing the torque and reducing speed and bearing the force between the road and the frame or body.Its performance will have a di

5、rect impact on automobile performance,and it is particularly important for the truck. Using single stage and high transmis</p><p>　　This article referred to the traditional driving axle's design method t

6、o carry on the truck driving axle's design.In this design,first part is the introduction of the characteristics of the drive axle,according to the given date to calculate the parameters of the automobile,then confirm

7、 the structure types and parameters of the Main reducer, differential mechanism,half shaft and axle housing,then check the strength and life of them.After confirming the parameters, using AUTOCAD to establish 2 di</p&

8、gt;<p>　　Key words: drive axle;CAD;CATIA;finite element analysis</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　1 緒論1</b></p><p>　　1.1 驅動橋簡介1</p><p&g

9、t;　　1.2 國內外研究現狀2</p><p>　　1.3 驅動橋設計要求2</p><p>　　2 驅動橋設計4</p><p>　　2.1 主減速器設計5</p><p>　　2.1.1 主減速器的結構形式5</p><p>　　2.1.2 主減速器基本參數選擇與計算載荷的確定7</

10、p><p>　　2.1.3 小結17</p><p>　　2.2 差速器設計17</p><p>　　2.2.1 對稱錐齒輪式差速器工作原理17</p><p>　　2.2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構18</p><p>　　2.2.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計19</p>

11、<p>　　2.2.4 小結23</p><p>　　2.3 驅動半軸的設計23</p><p>　　2.3.1 結構形式分析24</p><p>　　2.3.2 全浮式半軸的結構設計25</p><p>　　2.3.3 全浮式半軸的強度計算25</p><p>　　2.3.4 半軸的結

12、構設計及材料與熱處理26</p><p>　　2.3.5 半軸花鍵的強度計算26</p><p>　　2.4 驅動橋殼的設計27</p><p>　　2.4.1 整體式橋殼的結構27</p><p>　　2.4.2 橋殼的受力分析與強度計算28</p><p>　　2.4.3 小結29</p

13、><p>　　3 CATIA三維建模30</p><p>　　3.1 CATIA軟件介紹30</p><p>　　3.2 主減速器建模31</p><p>　　3.2.1 主動錐齒輪三維建模31</p><p>　　3.2.2 主減速器殼三維建模34</p><p>　　3.2.

14、3 軸承三維建模34</p><p>　　3.3 差速器建模35</p><p>　　3.3.1 齒輪的三維建模35</p><p>　　3.3.2 半軸齒輪的建模36</p><p>　　3.3.3 從動齒輪建模36</p><p>　　3.4 半軸三維建模38</p><

15、p>　　3.5 驅動橋殼三維建模38</p><p>　　3.6 輪胎三維建模39</p><p>　　3.7 主減速器及行星齒輪建模40</p><p>　　3.8 驅動橋三維建模40</p><p>　　4 驅動橋殼的有限元分析41</p><p>　　4.1 驅動橋殼的約束及受力分析

16、41</p><p>　　4.2 計算方法的局限性41</p><p>　　4.3 驅動橋殼的靜強度分析41</p><p>　　4.3.1 靜強度分析41</p><p>　　4.3.2 結果分析43</p><p>　　4.4 小結44</p><p><b>

17、　　結 論45</b></p><p><b>　　致 謝46</b></p><p><b>　　參考文獻47</b></p><p><b>　　附錄A48</b></p><p><b>　　附錄B55</b></p&

18、gt;<p><b>　　1 緒論</b></p><p>　　1.1 驅動橋簡介</p><p>　　汽車驅動橋處于汽車傳動系的末端，主要由主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼組成。其基本功用是將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現降低轉速、增大轉矩；通過主減速器圓錐齒輪副改變轉矩的傳遞方向；通過差速器實現兩側車輪

19、差速作用，保證內、外側車輪以不同轉速轉向。</p><p>　　驅動橋的類型有斷開式驅動橋和非斷開式驅動橋兩種。驅動車輪采用獨立懸架時，應選用斷開式驅動橋；驅動車輪采用非獨立懸架時，則應選用非斷開式驅動橋。</p><p>　　汽車傳動系的總任務是傳遞發(fā)動機的動力，使之適應于汽車行駛的需要。在一般汽車的機械式傳動中，有了變速器(有時還有副變速器和分動器)還不能完全解決發(fā)動機特性和行駛要求間

20、的矛盾和結構布置上的問題。首先因為絕大多數的發(fā)動機在汽車上是縱向安置的，為使其轉矩能傳給左右驅動車輪，必須由驅動橋的主減速器來改變轉矩的傳遞方向，同時還得由驅動橋的差速器來解決左右驅動車輪間的轉矩分配問題和差速問題。其次是因為變速器的主要任務僅在于通過選擇適當的檔位數及各檔傳動比，以使內燃機的轉速一轉矩特性能適應汽車在各種行駛阻力下對動力性與經濟性的要求，而驅動橋主減速器(有時還有輪邊減速器)的功用則在于當變速器處于最高檔位(通常為直接

21、檔，有時還有超速檔)時，使汽車有足夠的牽引力、適當的最高車速和良好的燃油經濟性。為此，則要將經過變速器、傳動軸傳來的動力，經過驅動橋的主減速器進行進一步增大轉矩，降低轉速的變化。因此，要想使汽車傳動系設計的合理，首先必須恰當選擇好汽車的總傳動比，并恰當的將它分配給變速器和驅動橋。后者的減速比稱為主減速比。當變速器處于最高檔位時，汽車的動力性和燃油經濟性主要取決于主減速比。在汽車的總體布置設計時</p><p>　

22、　1.2 國內外研究現狀</p><p>　　汽車和汽車工業(yè)在國民經濟、現代社會及人民生活中具有十分重要的作用。在當前中國的經濟建設事業(yè)中，汽車處于十分突出和優(yōu)先的地位。近年來汽車工業(yè)中國機械工業(yè)各行業(yè)中，其增長速度相對比其它行業(yè)都要高得多。但是中國汽車業(yè)的發(fā)展仍然遠遠趕不上需求，每年都要進口大量的各種汽車及其零部件。由于種種原因，中國汽車工業(yè)距國際水平還有相當的差距，特別在驅動橋產品設計和研究方面距離更大一些

23、，這方面應該為中國的許多部門和企業(yè)所認識。目前，我國的驅動橋設計，基本上尚處在類比設計和經驗設計階段，這樣的設計往往偏于保守而限制了驅動橋性能的提高和產品成本的降低。因此，我國驅動橋產品設計與國外的主要差距之一是所設計的驅動橋過于笨重。在現代驅動橋設計中，要使其做到盡可能的輕量化不但可以節(jié)省材料消耗和降低成本，而且可以合理的規(guī)劃汽車簧上簧下質量、降低動載和提高汽車的平順性。</p><p>　　但是驅動橋作為各種

24、車輛的組成部分，要求應該具有高度的可靠性和安全性，這與輕量化常常是矛盾的，所以輕量化設計要保證同時具有足夠的可靠性和絕對的安全性，即在滿足上述基本要求的情況下減輕重量。</p><p>　　驅動橋設計與分析理論對于我國的驅動橋設計具有十分重要的現實意義。</p><p>　　1.3 驅動橋設計要求</p><p>　　驅動橋的結構形式雖然可以各不相同，但在使用中對

25、他們的基本要求卻是一致的，綜合上述，對驅動橋的基本要求可以歸納為：</p><p>　　(1)所選擇的主減速比應能滿足汽車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃料經濟性。</p><p>　　(2)差速器在保證左右驅動車輪能以汽車運動學所要求的差速滾動外并能將轉矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷(無脈動)的傳遞給左右驅動車輪。</p><p>　　(3)當左右驅動車輪與地面的附著系數不

26、同時，應能充分的利用汽車的牽引力。</p><p>　　(4)能承受和傳遞路面和車架或車廂間的鉛垂力、縱向力和橫向力，以及驅動時的反作用力矩和制動時的制動力矩。</p><p>　　(5)驅動橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及壽命的前提下應力求減小簧下質量，以減小不平路面對驅動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性。</p><p>　　(6)輪廓尺寸不大以便于汽車

27、的總體布置與所要求的驅動橋離地間隙相適應。</p><p>　　(7)齒輪與其他傳動部件工作平穩(wěn)，無噪聲。</p><p>　　(8)驅動橋總成及其他零部件的設計應能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產品的系列化及汽車變型的要求。</p><p>　　(9)在各種載荷和轉速工況下有高的傳動效率。</p><p>　　(10)結構簡單、維修方

28、便，機件工藝性好，制造容易。</p><p><b>　　2 驅動橋設計</b></p><p>　　驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功用首先是增扭,降速,改變轉矩的傳遞方向,即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩,并將動力合理的分配給左、右驅動輪，其次,驅動橋還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直立、縱向力和橫向力,遺跡制動力矩和反作用力矩等。</p>

29、;<p>　　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,轉向驅動橋還有等速萬向節(jié)。</p><p>　　設計驅動橋時應當滿足如下基本要求：</p><p>　　1．選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。</p><p>　　2．外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。</p

30、><p>　　3．齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。</p><p>　　4．在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。</p><p>　　5．具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。</p><p>　　6．與懸架導向機構運動

31、協(xié)調。</p><p>　　7．結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便</p><p>　　8．某中型載貨車驅動橋設計及強度分析設計參數：</p><p>　　(1) 后輪距：1500mm</p><p>　　(2) 車輪半徑：509mm</p><p>　　(3) 發(fā)動機最大扭矩：560N.m／1400 r

32、／min</p><p>　　(4) 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷=65513N</p><p>　　(5) 變速比：ig1=6.515</p><p>　　(6) 后懸架板簧托板中心距：1035mm</p><p>　　2.1 主減速器設計</p><p>　　2.1.1 主減速器的結構形式</

33、p><p>　　主減速器的結構型式，主減速器可根據齒輪類型,減速形式以及主,從動齒輪的支承形式不同分類.</p><p>　　1. 主減速器的齒輪類型</p><p>　　主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪,雙曲面齒輪,圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。</p><p>　　比較幾種齒輪的特點，本次設計選用弧齒錐齒輪傳動。</p><p&g

34、t;　　弧齒錐齒輪傳動的特點是主從動齒輪的軸線垂直相交于一點。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合, 因此螺旋錐齒輪能承受大的負荷, 加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，面是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另—端，使得其工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時，噪聲和振動也是很小的,但弧齒錐齒輪對嚙合精度很敏感,齒輪副錐頂稍不吻合就會使工作條件急劇變壞,并加劇齒輪的磨損和使噪聲增大。</p><p>　　2.

35、 主減速器的減速形式</p><p>　　本設計采用中央單級主減速器進行設計。影響減速形式選擇的因素有汽車類型、實用條件、驅動橋處的離地間隙、驅動橋數和布置形式以及主傳動比。其中，的大小影響汽車的動力性和經濟性。</p><p>　　(1) 中央單級減速器</p><p>　　單級主減速器具有結構簡單,質量小,尺寸緊湊,制造成本低等優(yōu)點,因而廣泛應用于主傳動比i0

36、＜7的汽車上.單級主減速器多采用一對弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪傳動.單級主減速器的結構形式,尤其是其齒輪的支承形式和拆裝方法,與橋殼的結構形式密切相關.</p><p>　　(2) 雙級主減速器</p><p>　　雙級主減速器的主要結構特點是由兩級齒輪減速組成的主減速器.與單級主減速器相比,雙級主減速器在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比, i0一般為7～12;但其尺寸,質量均較大,結構復

37、雜,制造成本也顯著曾加,因此主要應用在總質量較大的商用車上.</p><p>　　(3) 雙速主減速器</p><p>　　雙速主減速器內由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比.它與普通變速器相配合,可得到雙倍于變速器的檔位.雙速主減速器的高低檔傳動比,是根據汽車的使用條件、發(fā)動機功率及變速器各檔傳動比的大小來選定的.大的豬傳動比用于汽車滿載行駛或在困難道路上行駛,以克服較大的行駛阻力并減少變

38、速器中間檔位的變換次數;小的傳動比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛,以改善汽車的燃油經濟性和提高平均車速.</p><p>　　(4) 雙級貫通式主減速器</p><p>　　對于總質量較大的多橋驅動汽車，由于主傳動比較大，多采用雙級貫通式主減速器。根據齒輪的組合方式不同，可以分為錐齒輪-圓柱齒輪式和圓柱齒輪-錐齒輪式兩種形式。</p><p>　　3.

39、 主減速器主，從動錐齒輪的支撐方案</p><p>　　圖2.1 主動錐齒輪懸臂式支承形式</p><p>　　圖2.2 主動錐齒輪跨置式支撐形式</p><p>　　圖2.3 從動錐齒輪支撐形式</p><p>　　懸臂式支承結構簡單，支承剛度較跨置式較差，用于傳遞較小轉矩的主減速器上。</p><p>　　跨置式

40、支承的結構特點是在錐齒輪兩端的軸上均有軸承，這樣可大大增加支撐剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承所需的軸承座，使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主從動齒輪之間的空隙很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限

41、制，有時布置不下或拆裝困難。</p><p>　　綜合比較兩種形式的特點，本設計選用懸臂式支撐方案。</p><p>　　2.1.2 主減速器基本參數選擇與計算載荷的確定</p><p><b>　　1.主減速比的選擇</b></p><p>　?。很囕啙L動半徑0.496m</p><p>　　

42、：發(fā)動機輸出功率最大時主軸轉速2300rpm</p><p>　　：最高車速94km/h</p><p>　?。鹤兯倨髯罡邫n速比1</p><p>　　為了得到足夠的儲備功率，一般應加大10%~25%，取大10%，則=4.575*1.1=5.032</p><p>　　主減速器齒輪計算載荷的確定</p><p>　　(

43、1) 按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩</p><p><b>　　從動錐齒輪計算轉矩</b></p><p>　　= (2.1)</p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　—計算轉矩，

44、；</b></p><p>　　—發(fā)動機最大轉矩； =560 </p><p>　　n—計算驅動橋數，n=1；</p><p>　　—變速器傳動比，=6.515；</p><p>　　—主減速器傳動比，i0=5.125；</p><p>　　η—變速器傳動效率，取η=0.9；</p><

45、p>　　k—液力變矩器變矩系數，K=1；</p><p>　　—由于猛接離合器而產生的動載系數，Kd=1；</p><p>　　代入式(2.1)，有：</p><p>　　==16828.24</p><p>　　(2) 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩</p><p><b>　　(2.2)

46、</b></p><p>　　式中 ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，后橋所承載65513N的負荷;</p><p>　　——輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85；對于越野汽車取1.0，計算時可取0.85;</p><p>　　m2——汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數,取1.2</p><p&

47、gt;　　——車輪的滾動半徑，車輪的滾動半徑為0.496m；</p><p>　　，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0</p><p><b>　　所以==36827</b></p><p>　　3. 錐齒輪主要參數選擇</p><p>　　(1)

48、 主、從動錐齒輪齒數和</p><p>　　選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：</p><p>　　1)為了磨合均勻，，之間應避免有公約數。</p><p>　　2)為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40。</p><p>　　3)為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于乘用車，一般不少于9；對于

49、商用車，一般不少于6</p><p>　　4)主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。</p><p>　　5)對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。</p><p>　　取=8，則=5.032*=40.256所以取=41（40有公約數）， 因此最終選擇=41/8=5.125且 +=49〉40滿足要求。</p><p>　　(

50、2) 從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數</p><p>　　對于單級主減速器，增加尺寸會影響驅動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小又影響跨置式主動齒輪的前支撐座得安裝空間和差速器的安裝。</p><p>　　可根據經驗公式初選，即</p><p><b>　　(2.3)</b></p><p>　　式中 ——從動齒輪大

51、端分度圓直徑(mm);</p><p>　　——直徑系數，一般取13.0～15.3；</p><p>　　——從動錐齒輪的計算轉矩，，.</p><p>　　故 =(13.0～15.3)=(333.13～392.07)</p><p>　　初選=350 則=/=350/46=8.54</p><p>　　參考

52、《機械設計手冊》選取= 9，且=(0.3～0.4)=(7.69～10.25)所以滿足條件，則=369</p><p>　　(3) 主，從動錐齒輪齒面寬和</p><p>　　對于從動齒輪的齒面好寬，推薦不大于其節(jié)錐距的0.3倍，而且應滿足，一般也推薦=0.155.對于弧齒錐齒輪，一般比大10%。</p><p>　　=0.155369=57.195 </

53、p><p><b>　　取60，取66mm</b></p><p>　　(4) 中點螺旋角</p><p>　　螺旋角沿齒寬是變化的，齒輪打斷的螺旋角最大，輪齒小段的螺旋角最小。</p><p>　　弧齒錐齒輪副的重點螺旋角是相等的。</p><p>　　同時嚙合的齒數越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，

54、而且齒輪的強度越高。</p><p>　　汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°～40°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35°。</p><p><b>　　(5) 螺旋方向</b></p><p>　　從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是

55、相反的。螺旋方向與錐齒輪的螺旋方向影響其受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止齒輪因卡死而損壞。</p><p>　　(6) 法向壓力角</p><p>　　法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減小齒輪不發(fā)生根切的最小齒數。對于弧齒錐齒輪，乘用車的а一般選用14°30’或16°,商用車的а為20

56、6;或22.5°,這里取а＝20°。</p><p>　　4. 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算</p><p>　　表2.1 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算用表</p><p>　　5. 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算</p><p>　　(1) 單位齒長圓周力</p><p>　　

57、主減速器錐齒輪的表面耐磨性，通常輪齒上的單位齒長圓周力來估算，即</p><p>　　N／mm (2.4)</p><p>　　式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算，N； </p><p>　　F ——作用在齒輪上的圓周力，N； </p><p>　　—

58、—從動齒輪的齒面寬，在此取60mm. </p><p>　　1)按發(fā)動機最大轉矩計算時：</p><p>　　N／mm (2.5)</p><p>　　式中： ——變速器的傳動比，6.515； </p><p>　　——主動錐齒輪分度圓直徑：= =72mm</p><p>　　——發(fā)

59、動機輸出的最大轉矩，在此取560；</p><p>　　按上式=986.18N／mm </p><p>　　P=715.18<[P],校核滿足要求。</p><p>　　2)按驅動輪打滑轉矩計算：</p><p>　　后驅動橋在滿載狀態(tài)下的靜載荷： =65513N;</p><p>　　汽車最大加速度時的后軸負荷

60、轉移系數： =1.2；</p><p>　　輪胎與路面之間的付著系數： =0.85;</p><p>　　車輪滾動半徑： =0.496m; =H+d/2;</p><p>　　主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比： =1；</p><p>　　主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率： =0.9。</p><p>　　=3

61、69mm ； = 60mm </p><p>　　將各參數代入上式得：p= 1375Mpa<[p]=1429Mpa</p><p><b>　　齒輪表面耐磨性合格</b></p><p>　　(2) 齒輪彎曲強度</p><p>　　錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為：</p><p>

62、　　= (2.6)</p><p><b>　　式中</b></p><p>　　—齒輪的計算轉矩，對于主動齒輪=3350.5,對從動齒輪，中的較小值，為16828.24</p><p>　　—過載系數，一般取1；</p><p>　　—尺寸系數，0.697；</p>

63、<p>　　—齒面載荷分配系數，懸臂式結構，k取=1.1；</p><p><b>　　—質量系數，取1；</b></p><p>　　b—所計算的齒輪齒面寬；=66mm =60mm</p><p>　　D—所討論齒輪大端分度圓直徑；=72mm =369mm</p><p>　　—齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數

64、，選取小齒輪的＝0.27，大齒輪＝0.25.；</p><p>　　===489.41MPa</p><p>　　主從動錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。</p><p>　　(3) 輪齒接觸強度</p><p>　　錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為：</p><p><b>　　(2.7)&l

65、t;/b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　—錐齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa；</p><p>　　—主動錐齒輪大端分度圓直徑，mm；=72mm</p><p>　　b—主、從動錐齒輪齒面寬較小值；b=60mm</p><p>　　—齒面品質系數，取1.0；

66、</p><p>　　—綜合彈性系數，取232.6N1/2/mm；</p><p>　　—尺寸系數，取1.0；</p><p>　　—齒面接觸強度的綜合系數，查表取0.229；</p><p>　　—主動錐齒輪計算轉矩；Tz=16828.24N.m</p><p>　　k0、km、kv選擇同式(2.7)</p&g

67、t;<p>　　將各參數代入式 (2.8)，有：</p><p>　　=2237.21 MPa</p><p>　　≤[]=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求。</p><p>　　6. 主減速器錐齒輪軸承的載荷計算</p><p>　　錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上租用有一法向力。該法向力可以分解為沿齒輪切線方向的

68、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>　　(1) 錐齒輪齒面上的作用力</p><p>　　齒寬中點處的圓周力為</p><p>　?。健　 (2.8)</p><p>　　式中：——作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩</p&

69、gt;<p>　　——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑。</p><p>　　按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 ==7.54KN</p><p>　　(2) 錐齒輪的軸向力和徑向力</p><p>　　圖2.4 主動錐齒輪齒面受力圖</p><p>　　如圖2.4所示，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，旋轉方向為逆時針，

70、F 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內，F分解成兩個相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內。在此平面內又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F與之間的夾角為法向壓力角，這樣有:</p><p><b>　　(2.9)</b></p><p><

71、;b>　　(2.10)</b></p><p><b>　　(2.11)</b></p><p>　　于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為:</p><p><b>　　(2.12)</b></p><p><b>　　(2.13)</b><

72、;/p><p>　　由式(2.12)可計算-3719.94N</p><p><b>　　=4299.2N</b></p><p>　　作用在從動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為:</p><p><b>　　(2.14)</b></p><p><b>　　(2.1

73、5)</b></p><p>　　由上式可計算5823.4N</p><p><b>　　=2277.21N</b></p><p>　　(3) 主減速器錐齒輪軸承載荷的計算</p><p>　　對于主動齒輪采用懸臂式支撐，對于從動齒輪采用傳統(tǒng)的跨置式支撐方式。</p><p>　　

74、對于采用騎馬式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖2.5所示</p><p>　　圖2.5單級主減速器軸承布置位置</p><p>　　軸承A，B的徑向載荷分別為</p><p>　　R= (2.16)</p><p><b>　　(2.17)</b></p><p&

75、gt;　　求得=-3719.94N，=4299.2N，a=110mm ，b=40mm，c=100mm ,d=180mm</p><p><b>　　軸承A的徑向力=</b></p><p><b>　　=3578N</b></p><p><b>　　其軸向力為0</b></p><

76、;p><b>　　軸承B的徑向力R=</b></p><p>　　=12400.86N</p><p><b>　　其軸向力為0</b></p><p><b>　　對于軸承A</b></p><p>　　采用圓柱滾子軸承，采用30210型軸承，此軸承的額定動載荷為72.

77、2KN，所承受的當量動載荷 取X=1 則Q=1=3578N</p><p><b>　　(s)</b></p><p>　　式中 ——溫度系數，取1.0</p><p>　　——載荷系數，取1.2</p><p>　　L= =4.81 (s)</p><p>　　對于無輪邊減速器的驅動

78、橋來說，主減的從動齒輪軸承的計算轉矩為</p><p>　　則主動齒輪的計算轉速</p><p>　　所以軸承能工作的額定軸承壽命為</p><p>　　若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命</p><p><b>　　即</b></p><p>　　而，故軸承符合使用要求</

79、p><p>　　對于軸承B 是一對軸承</p><p>　　對于成對安裝的軸承組的計算當量載荷時徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y值按雙列軸承選用，e值與單列軸承相同。在此選用30210型軸承，此軸承的額定動載荷為32.2KN。</p><p><b>　　派生軸向力</b></p><p><b>　　軸向載荷：

80、 </b></p><p><b>　　故 </b></p><p>　　:沖擊載荷系數，取1.2</p><p><b>　　=N</b></p><p>　　，故軸承符合使用要求</p><p>　　對于從動齒輪的軸承C ，D </p><

81、;p>　　選用圓錐滾子軸承，選用30213，軸承的額定動載荷為112KN，經過校核，符合使用要求。</p><p><b>　　2.1.3 小結</b></p><p>　　本章運用傳統(tǒng)理學的計算方法，利用已知的數據對驅動橋的尺寸進行了計算，在計算結果和理論經驗的基礎上對驅動橋的結果形式進行了具體選擇。并且對所選擇的結果進行了強度校核和壽命計算等，均滿足設計要

82、求。</p><p>　　2.2 差速器設計</p><p>　　根據汽車行駛運動學的要求和實際上的車輪、道路以及他們之間的相互關系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別的。例如，轉彎時外側車輪的行程總要比內側的長。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、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差

83、等原因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動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅動車輪的轉速雖相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。這不僅會是輪胎過早磨損、無益地消耗功率和燃料以及驅動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑能力而使

84、穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都裝有差速器，后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不同時具有以不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。在此，選用對稱錐齒輪式差速器。</p><p>　　2.2.1 對稱錐齒輪式差速器工作原理</p><p>　　其工作原理如圖2.6所示</p><p>　　為主減速器從

85、動齒輪或差速器殼的角速度；分別為左右兩半軸的角速度；為差速器殼接受的轉矩；為差速器的內摩擦力矩；分別為左右兩半軸對差速器的反轉矩。</p><p><b>　　根據運動分析可得</b></p><p><b>　　(2.18)</b></p><p>　　顯然，當一側半軸不轉時，另一側半軸將以2倍的差速器殼體角速度旋轉；當

86、差速器殼體不轉時，左右半軸將等速、反向旋轉。根據力矩平衡可得</p><p><b>　　(2.19)</b></p><p>　　普通錐齒輪差速器的鎖緊洗漱k一般為0.05-0.15，兩半軸的轉矩比為1.11-1.35，這說明左右半軸的轉矩差別不大，故可以認為分配給兩半軸的轉矩大致相等，這樣的分配比例對于在良好路面上行駛的汽車來說是很合適的。當汽車越野行駛或在泥濘、

87、冰雪路面上行駛，一側驅動車輪與地面的附著系數很兇時，盡管另一側車輪與地面有良好的附著，其驅動轉矩也不得不隨附著系數小的一側同樣地減小，無法發(fā)揮潛在的牽引力，以致汽車停駛。</p><p>　　2.2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構</p><p>　　普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖2.7所示。由

88、于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。</p><p>　　圖2.7 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器</p><p>　　1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片；7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼</p><p>

89、　　2.2.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計</p><p>　　1. 差速器齒輪的基本參數的選擇</p><p>　　(1) 行星齒輪數n</p><p>　　農用運輸車承載較大采用4個行星齒輪。</p><p>　　(2) 行星齒輪球面半徑</p><p>　　行星齒輪球面半徑反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大

90、小和承載能力，可根據經驗公式來確定。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。</p><p>　　球面半徑可按如下的經驗公式確定：</p><p>　　mm (2.20)</p><p>　

91、　式中：——行星齒輪球面半徑系數，可取2.52～2.99，對于有4個行星齒輪的載貨汽車取小值；</p><p>　　T——計算轉矩，取Tce和Tcs的較小值，N·m.</p><p>　　根據上式=2.8=71.75mm 所以預選其節(jié)錐距A=75mm</p><p>　　(3) 行星齒輪與半軸齒輪的選擇</p><p>　　為了

92、使齒輪有較高的強度，希望取較大的模數，但尺寸會曾大，于是又要求行星齒輪的齒數盡量少。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數采用14～25，大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比/在1.5～2.0的范圍內。</p><p>　　在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數，之和必須能被行星齒輪的數目所整除，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：</p>

93、;<p><b>　　(2.21)</b></p><p>　　式中：，——左右半軸齒輪的齒數，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，=</p><p><b>　　——行星齒輪數目；</b></p><p>　　在此=10，=18 滿足以上要求。</p><p>　　(4) 差速器圓錐齒輪

94、模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定</p><p>　　先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角，</p><p>　　==29.055° =90°-=60.945°</p><p>　　再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數m</p><p>　　m====6.62mm</p><p&

95、gt;　　由于強度的要求在此取m=6mm</p><p>　　得mm =6×18=108 mm</p><p><b>　　(5) 壓力角α</b></p><p>　　汽車差速器的齒輪大都采用22.5°的壓力角，齒高系數為0.8的齒形。某些總質量較大的商用車采用25°壓力角，以提高齒輪強度。在

96、此選22.5°的壓力角。</p><p>　　(6) 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L</p><p>　　行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取：</p><p><b>　　(2.22)</b></p><p>　　式中：——差速器傳

97、遞的轉矩，N·m；在此取16828.24N·m</p><p>　　——行星齒輪的數目；在此為4</p><p>　　——行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm， ≈0.5d， d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d≈0.8；</p><p>　　——支承面的許用擠壓應力，在此取98 MPa</p><p>　　根據上式

98、 =86.4mm =0.5×86.4=43.2mm</p><p>　　≈30.06mm 33.07mm</p><p>　　2. 差速器齒輪的幾何計算</p><p>　　表2.2汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表</p><p>　　3. 差速器齒輪的強度計算</p><p>　　差速器齒輪的

99、尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度(Mpa)為</p><p>　　= MPa (2.23)</p><p>　　式中：——差速器的行星齒輪數；</

100、p><p>　　——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數，</p><p>　　——差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式</p><p>　　在此為2524.23N·m；</p><p><b>　　——半軸齒輪齒數；</b></p><p>　　根據上式==300.48MP

101、a〈980 MPa</p><p>　　所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。</p><p><b>　　2.2.4 小結</b></p><p>　　本章對差速器的尺寸進行了

102、具體的計算，對差速器的結果形式進行了選擇并對其強度進行了校核。</p><p>　　2.3 驅動半軸的設計</p><p>　　驅動車輪的傳動裝置位于傳動系的末端,其基本共用是接受從差速器傳來的轉矩并將其傳給車輪.對于斷開式驅動橋和轉向驅動橋,驅動車輪的傳動裝置為萬向傳動裝置;對于非斷開式驅動橋,驅動車輪傳動裝置的主要零件為半軸。</p><p>　　半軸根據其車

103、輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3／4浮式和全浮式三種形式。</p><p>　　半浮式半軸的結構特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結構簡單，所受載荷較大，用于乘用車和總質量較小的商用車上。</p><p>　　3／4浮式半軸的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸

104、套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯接。該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在乘用車和質量較小的商用車上。</p><p>　　全浮式半軸的結構特點是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承受轉矩，作用于驅動輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同女、半軸法蘭

105、平面相對其軸線不垂直等因素，會引起半軸的彎曲變形，由此引起的彎曲應力一般為5～70MPa。全浮式半軸主要用于質量較大的商用車上。</p><p>　　2.3.1 結構形式分析</p><p>　　半軸根據其車輪端支承方式不同,可分為半浮式,3/4浮式和全浮式。</p><p>　　半軸是差速器與驅動輪之間傳遞扭矩的實心軸，其內端一般通過花鍵與半軸齒輪連接，外端與

106、輪轂連接。本設計采用全浮式半軸。</p><p>　　全浮式半軸只傳遞轉矩，不承受任何反力和彎矩，因而廣泛應用于各類汽車上。全浮式半軸易于拆裝，只需擰下半軸突緣上的螺栓即可抽出半軸，而車輪與橋殼照樣能支持汽車，從而給汽車維護帶來方便。 　　半浮式半軸既傳遞扭矩又承受全部反力和彎矩。它的支承結構簡單、成本低，因而被廣泛用于反力彎矩較小的各類轎車上。但這種半軸支承拆取麻煩，且汽車行駛中若半軸折斷則易造成車輪飛脫的危

107、險。</p><p>　　1、 全浮式半軸計算載荷的確定</p><p>　　全浮式半軸只承受轉矩，其計算轉矩可有附著力矩求得，其中，的計算，可根據以下方法計算，并取兩者中的較小者。</p><p>　　若按最大附著力計算，即</p><p><b>　　(2.24)</b></p><p>　

108、　式中：——輪胎與地面的附著系數取0.8；</p><p>　　——汽車加速或減速時的質量轉移系數，可取1.2～1.4在此取1.2。</p><p>　　根據上式 =31446.24 N ，

109、

110、 </p><p><b>　　15597.34</b></p>

111、;<p>　　若按發(fā)動機最大轉矩計算，即</p><p><b>　　(2.25)</b></p><p>　　式中：——差速器的轉矩分配系數，對于普通圓錐行星齒輪差速器取0.6；</p><p>　　——發(fā)動機最大轉矩，560N·m；</p><p>　　——汽車傳動效率，計算時取0.9；<

112、;/p><p>　　——傳動系最低擋傳動比；</p><p>　　——輪胎的滾動半徑，0.496m。</p><p>　　根據上式31446.24 N</p><p>　　在此31446.24N =15597.34N·m</p><p>　　2.3.2 全浮式半軸的結構設計</p><

113、p>　　1.全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式初步選取</p><p><b>　　(2.26)</b></p><p>　　K為直徑系數，取0.205～0.218</p><p>　　取小值為15597.34，根據上式d= mm</p><p>　　根據強度要求在此取53mm。</p><p&

114、gt;　　2.半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑，以便使半軸各部分基本達到等強度。</p><p>　　3.半軸的破壞形式大多是扭轉疲勞損壞，在結構設計時應盡量增大各過渡部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的過渡部分，以減小應力集中。</p><p>　　4.當桿部較粗且外端凸緣也較大時，可采用兩端用花鍵連接的結構。</p><p>　　5.設計全浮式

115、半軸桿部的強度儲備應低于驅動橋其他傳力零件的強度儲備，使半軸起一個“熔絲”的作用。</p><p>　　2.3.3 全浮式半軸的強度計算</p><p><b>　　半軸的扭轉切應力為</b></p><p>　　MPa (2.27)</p><p>　　式中：——半軸

116、的計算轉矩，N·m在此取15597.34 Nm；</p><p>　　——半軸桿部的直徑，d=53mm</p><p>　　根據上式＝＝533.8 MPa< =(490～588) MPa</p><p><b>　　所以滿足強度要求。</b></p><p><b>　　半軸的扭轉角為</

117、b></p><p><b>　　(2.28)</b></p><p>　　式中，為扭轉角；為半軸長度，取=1200/2=600mm，G為材料剪切彈性模量，為半軸截面極慣性矩，lp=22986.37mm。</p><p>　　轉角宜為每米長度～。計算較核得7.36，滿足條件范圍。</p><p>　　2.3.4

118、半軸的結構設計及材料與熱處理</p><p>　　將加工花鍵的端部做得粗些可以使半軸的花鍵內徑不小于其桿部直徑，并適當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應地增加，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。</p><p>　　半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo

119、，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我國研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。半軸的熱處理過去都采用調質處理的方法，調質后要求桿部硬度為HB388—444(突緣部分可降至HB248)。近年來采用高頻、中頻感應淬火的口益增多。這種處理方法使半軸表面淬硬達HRC52～63，硬化層深約為其半徑的1／3，心部硬度可定為HRC30—35；不淬火區(qū)(突緣等)的硬度可定在HB248～277范圍內。由于

120、硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，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得十分顯著。由于這些先進工藝的采用，不用合金鋼而采用中碳(40號、45號)鋼的半軸也日益增多。</p><p>　　2.3.5 半軸花鍵的強度計算 </p><p>　　在計算半軸在承受最大轉矩時還應該校核其花鍵的剪切應力和擠壓應力