轉向驅動橋設計

《轉向驅動橋設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《轉向驅動橋設計（47頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 四川理工學院畢業(yè)設計（論文） 乘用車斷開式驅動橋設計 學 生：張萬軍 學 號：05011030234 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 班 級：05級2班 指導教師：郭翠霞 四川理工學院機電工程系 二OO九年六月 附表2： 四 川 理 工 學 院 畢業(yè)設計（論文）任務書 設計（論文）題目： 某乘用車斷開式驅動橋設計 系： 機械學院

2、 專業(yè)：機械設計與制造 班級： 學號： 學生： 張萬軍 　 指導教師： 郭翠霞 接受任務時間2009年3月2日 教研室主任 （簽名）　　系主任 （簽名） 1．畢業(yè)設計（論文）的主要內(nèi)容及基本要求 (1)基本設計參數(shù) 設計數(shù)據(jù)參看桑塔納轎車 （2）主要內(nèi)容及基本要求 根據(jù)車輛技術參數(shù)確定驅動橋設計方案，對所設計的驅動橋進行計算說明及校核，完成驅動橋總裝配

3、圖，最后完成總裝配圖一張，主要零件圖2-3張，設計說明書一份。 2．指定查閱的主要參考文獻及說明 [1]臧杰,閻巖.汽車構造[M].機械工業(yè)出版社,2005,8. [2]王望予主編.汽車設計[M].機械工業(yè)出版社,2004,8. [3] 劉澤九.軸承應用手冊[S]. 北京.機械工業(yè)出版社1996.3 [4]《汽車工程手冊編輯》委員會.汽車工程手冊[S]. 北京.人民交通出版社.2001.5 [5]劉濤主編.汽車設計[M].北京大學出版社,2008,1. 3．進度安排 設計（論文）各階段名稱 起 止 日 期 1 查閱資料，學習與設計產(chǎn)品有關的基本知識 3月

4、2日—3月15日 2 完成主要設計計算，確定主要結構形式 3月16日—4月5日 3 進行圖紙設計 4月6日—5月10日 4 完成設計計算說明書的編寫 5月11日—5月24日 5 設計圖紙與說明書的校對 5月25日—5月30日 摘 要 本文主要是桑塔納2000汽車的轉向驅動橋。對于乘用車的前驅，既要滿足轉向的要求，又要滿足驅動的要求。因此，為該車前輪設計轉向驅動橋是很又必要的。要滿足這兩項要求該車橋的半軸分為內(nèi)外兩半，通過萬向節(jié)連接，實現(xiàn)等角速傳動轉矩。而主銷也分為上下兩段以滿足轉向的要求。本文主要對轉向驅動橋各個部件進行設計、計算、校核，同時繪出了轉向驅動

5、橋的裝配圖，外半軸、主減速器的主從動齒輪的零件圖。本次設計過程豐富了我的知識，使我對汽車零件的設計又了一個更深層次的了解。 關鍵詞：轉向驅動橋；底盤；主減速器； Ⅰ 四川理工學院 車輛工程 畢業(yè)設計 ABSTRACT ThThis article mainly describes steering driving axle of the All-terrain vehicle Santana2000. Santana2000, this

6、kind of all-terrain vehicle uses a four-wheel drive. The front wheel of this vehicle not only must atisfiedly steering request, but also must satisfy the actuation the request. Therefore, it is vital to design changes driving axle for this vehicle front wheel. The shaft divides into two parts, which

7、 are inside one and outside one. The joint connects the two parts to satisfy the constant angular velocity driving torque. And the pin also divides into two part ,to satisfy the request of steering. This article mainly design the various parts of the steering driving axle, such as designing, the co

8、mputation, the examination. The process of this design has enriched my knowledge, and enabled me a deeper understanding of the design of automobile components and parts. Key words: steering driving axle ,chassis, main gear box Ⅱ 目 錄 摘要 Ⅰ AB

9、STRACT Ⅱ 第1章 緒論 1 1.1 第一章 驅動橋結構方案擬定 3 1.2 第二章 主減速器設計 5 2.1.1 確定主減速器傳動比 5 2.1.2 確定主減速器型式 6 2.1.3 主減速器齒輪類型 6 2.1.4 主減速器錐齒輪支承型式 7 2.2.1 主減速器計算載荷的確定 8 2.2.2 主減速器基本參數(shù)的選擇 9 1.2.3 主減速器齒輪的幾何尺寸計算 12 2.2.4 主減速器齒輪的強度計算 14 2.2.5 強度計算后的尺寸調(diào)整 16 2.3 準雙曲面齒輪材料 16 2.4 主減速器的潤滑 17 1.2 第三章 差速器設計 18

10、3.1 差速器結構型式的選擇 18 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 18 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 19 3.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 19 3.3.2 差速器齒輪的幾何計算 21 3.3.3 差速器齒輪的強度計算 24 1.2 第四章 半軸設計 26 4.1. 半軸結構型式的選擇 26 4.2 半軸的設計計算 26 4.3 半軸桿部直徑的初選 26 4.4 半軸的強度計算 26 4.5 半軸的材料與熱處理 27 1.2 第五章 萬向節(jié)設計 29 5.1 萬向節(jié)的結構選擇 29 5.1 萬向節(jié)的設計計算 29 5.1 萬向節(jié)的材料及熱

11、處理 29 1.2 第六章 驅動橋殼設計 30 6.1 鑄造整體式驅動橋殼的結構 31 6.2 橋殼的受力分析與強度計算 32 第6章 結論 33 6.1 致謝 34 參考文獻 35 附錄A：裝配圖（A0） 附錄B：零件圖1 (減速器主動齒輪軸(A2)) 附錄C：零件圖2 （右半軸軸圖(A3)） 附錄D：優(yōu)化設計（Matlab） 四川理工學院 車輛工程 畢業(yè)設計 緒 論 汽車驅動橋位于傳動系的末端。其基本功用是增扭、降速和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，并將轉矩合理的分配給左右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路面或車身之間

12、的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。 設計驅動橋時應當滿足如下基本要求： 1） 選擇適當?shù)闹鳒p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(jīng)濟性。 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。 3） 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4） 在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。 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(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 6） 與懸架導向機構運動協(xié)調(diào)。

13、 7） 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。 驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋兩大類。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋，稱為非獨立懸架驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋，稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構較復雜，但大大提高了汽車在不平路面上的行駛平順性。 本次設計預期達到如下目標： 1）掌握轉向驅動橋工作參數(shù)及原理 2)設計保證汽車動力性和方向穩(wěn)定性要求 3）保證安全可靠的前提下，降低制造成本，并要求使用，維護，安裝 2 設計要求 Ⅰ 車型：乘用車 Ⅱ 設計基礎數(shù)據(jù)：

14、 1.車型：桑塔納2000GLS； 2.空載質(zhì)量：1070kg 前：536.51kg　后：533.49kg； 3.滿載質(zhì)量：1370kg 前：686.93kg　后：683.07kg； 4.輪距：前：1414mm　后：1422mm； 5.最高車速：180km/h　最大爬坡度：大于30%； 6.傳動系最小傳動比：3.455　主減速器傳動比：4.444； 7.額定功率：72kw（最高車速時r/min時）； 8.最大轉矩：155Nm（1200－1400r/min時）； 9.輪胎規(guī)格：195/70R 14 85H Ⅲ 附件要求： 1.裝配圖一張； 2.軸圖一張； 3.齒輪圖

15、一張。 第一章 驅動橋結構方案擬定 轎車多采用前置發(fā)動機前乾驅動的布置型式，其前橋既是轉向橋又是驅動橋，稱為轉向驅動橋。顯然，在轉向驅動橋的驅動車輪傳動裝置中，半軸需采用分段式的并用萬向節(jié)聯(lián)接起來，以便使轉向車輪能夠轉向。通常是在半軸與主銷兩者的中心線交點處裝用一個等速萬向節(jié)，如圖1-1所示。 圖1-1 轉向驅動橋示意圖 1-主減速器；2-主減速器殼；3-差速器；4-內(nèi)半軸；5-半軸套管；6-萬向節(jié)；7-轉向節(jié)軸；8-外半軸；9-輪轂；10-輪轂軸承；11-轉向節(jié)殼體；12-主銷；13-主銷軸承；14-球形支座 通常，轎車的轉向驅動橋是斷開式的。斷開式驅動橋必須與獨立

16、懸架相匹配。當左、右驅動車輪經(jīng)各自的獨立懸架直接與承載式車身或車架相聯(lián)時，在左、右轉向驅動車輪之間實際上沒有車橋，但在習慣上仍稱為斷開式車橋，轎車的前轉向驅動橋多采用這種結構，如圖1—2所示 1-主減速器；2-半軸；3-彈性元件；4-減振器；5-車輪；6-擺臂；7-擺臂軸 圖1-2 由于要求設計的是乘用車的前驅動橋，因為采用獨立懸架，也考慮乘用車的舒適性和運動的協(xié)調(diào)性，選用斷開式驅動橋。這種驅動橋無剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側驅動車輪與車架或車身作彈性聯(lián)系，并可獨立

17、地分別相對于車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質(zhì)量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質(zhì)量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上

18、 圖1-3 第二章 主減速器設計 2.1　主減速器的結構形式 2.1.1 確定主減速器傳動比 主減速比i。、驅動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。 主減邊比i。的大小，對主減速器的結構型式、輪廓尺寸及重量影響很大。主減速比i。的選擇，應在汽車的總體設計時和傳動系的總速比(包括變速器、分動器或加力器、驅動橋等傳動裝置的速比)一起，由汽車的整車動力計算來確定。正如傳動系的總速比及其變化范圍（）為設計傳動系總成部分的重要

19、依據(jù)一樣，驅動橋的主減速比i。是主減速器的設計依據(jù)，是設計主減速器時的原始參數(shù)。 對于具有很大功率儲備的小轎車、長途公共汽車，尤其是對于競賽汽車來說，在給定發(fā)動機最大功率N的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速V。 這時值應該下式來確定： =0.377 （2-1） 式中：——車輪的滾動半徑(米)； ——最大功率時的發(fā)動機轉速(轉／分)； ——最高車速(公里劉、時)； ——變速器最高檔速比，通常為1 由此可得，主減速器傳動比：

20、 =0.377×=4.444 2.1.2 確定主減速器型式 主減速器的結構形式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： a）所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。 c）在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協(xié)調(diào)。 d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。 e）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便 單級主減速器因為具結構最簡單，制造

21、工藝簡單，成本較低等優(yōu)點，廣泛應用于傳動比小于7的汽車上。由給定的條件可知，=4.44＜7，故而采用單級主減速器。 圖2-1 中央單級主減速器 2.1.3 主減速器的齒輪類型 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。在此選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。準雙曲面齒輪與弧齒錐齒輪在外形上一般是很相似的，但它們之間有很重要的區(qū)別。準雙曲面齒輪的小輪軸線相對于大輪軸線向下或向上偏移。即小輪和大輪軸線既不相交，又不平行。因此，這種結構使車輛有較低的重心和較大的地隙；在工作中，準

22、雙曲面齒輪比弧齒錐齒輪運轉更加平穩(wěn)且噪聲低，承裁能力也較高。 2.1.4 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 　　　 圖2-2　主動錐齒輪懸臂式支承　　　　　　圖2-3　主動錐齒輪跨置式 圖2-4　從動錐齒輪支撐形式 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻，經(jīng)方案論證，采用懸臂式支承結構（如圖2-3示）?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾樱过X輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。但結構較復雜，所以選用跨置式。 從動錐齒輪采用

23、圓錐滾子軸承支承（如圖2-5示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是c等于或大于d。 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 2.2.1 主減速器計算載荷的確定 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Tce 從動錐齒輪計算轉矩Tce Tce= （2-2） 式中： Tce—計算轉矩，； Temax—發(fā)動機最大轉矩；T

24、emax =145 n—計算驅動橋數(shù)，1； if—變速器傳動比，if=3.455； i0—主減速器傳動比，i0=4.444； η—變速器傳動效率，取η=0.9； k—液力變矩器變矩系數(shù)，K=1； Kd—由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，Kd=3； i1—變速器最低擋傳動比，i1=3.455； 代入式（2-1），有： Tce=20768.35 2. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （2-3） 式中 ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，前橋所承的負荷=68

25、60.93N; ——輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用車，取=1.25；對于越野汽車取1.0；對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取1.25; ——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為195/70R 14 85H，則車輪滾動半徑為0.2948m； m——汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，乘用車：m=1.2?1.4；取1 ，——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i取0.57 所以==7083.34 2.2.2 主減速器基本參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的

26、主要參數(shù)有主、從動齒輪的齒數(shù)和、從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。 1. 主、從動錐齒輪齒數(shù)和 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素： 1）為了磨合均勻，，之間應避免有公約數(shù)。 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(shù)和應不小于40。 3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6。 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。 5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。 根據(jù)以上要求，這里取=10 =45，能夠滿足條件：+=55〉50 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑

27、和端面模數(shù) 對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 （2-4） ——直徑系數(shù)，一般取13.0～15.3； ——從動錐齒輪的計算轉矩，，為Tce和Tcs中的較小者。 所以 =（13.0～15.3）=（249.66～293.83） 初選=250 則=/=250/45=5.56 參考《機械設計手冊》選取6，則=270 根據(jù)=來校核=6選取的是否合適，其中=（0.3～0.4） 此處，=（0.3～0.4）=

28、（5.76～7.68），因此滿足校核條件。 3. 主，從動錐齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即，而且應滿足，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用：

29、=0.155270=41.85 在此取45 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常使小齒輪的齒面比大齒輪大10%，在此取=50 4.中點螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小。 弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。 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

30、常取40°。 5. 螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。 6. 法向壓力角 法向壓力角大一些可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重合度下降。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°或22°30’。

31、這里取а＝16° 對于雙曲面齒輪，從動齒輪兩側壓力角是相同的，但主動齒輪輪齒兩側壓力角不等。選取平均壓力角時，乘用車為19°或20°。這里選20° 7.雙曲面齒輪副偏移距E 選擇雙曲面齒輪的偏移距E時，對小轎車、輕型載重汽車的主減速器來說，E不應超過從動齒輪節(jié)錐距A。的40％(接近于從動齒輪節(jié)圓直徑D的20％)，而對載重汽車，越野汽車和公共汽車等重負荷傳動，E則不應超過從動齒輪節(jié)錐距A。的20％(或取E值為從動齒輪節(jié)圓直徑D的10一20％，且一般不應超過12％)。傳動比越大則偏移距E也應愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達從動齒輪節(jié)圓直徑的20?30％。但當偏移距E太子從動齒輪節(jié)

32、因直徑的20％時，應檢查根切是否存在。 。 這里取E=0.1D=0.1×270=27㎜ 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種。由從動齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動齒輪處于右側。如果主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動齒輪處于左側，則情況相反，圖2—6a、b為主動齒輪軸線下偏移情況，圖2—6c、d為主動齒輪軸線上偏移情況。 圖2-5 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向 a），b）主動齒輪軸線下偏移 c），d）主動齒輪軸線上偏移 2.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算

33、 表2-1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 計算結果 1 主動齒輪齒數(shù) Z 10 2 傳動齒輪齒數(shù) Z 45 3 端面模數(shù) m 6㎜ 4 齒面高 F=0.155D; F≤10m F=41.85㎜ 5 齒工作寬 h=Hm H=1.680 h=10.08㎜ 6 齒全高 h= Hm H=1.865 h=11.19㎜ 7 發(fā)向壓力角 16 8 軸交角 =90 9 節(jié)圓直徑 d=m Z;d= m Z d=60㎜ d=270㎜ 10 節(jié)錐角 arctan =90°-

34、 12.53° =77.47° 11 節(jié)錐距 A== A1=138.28㎜ A2=138.29㎜ 12 周節(jié) t=3.1416 t= 18.85 13 齒頂高 h= h- h; h=Km K=0.250 h= 8.58㎜ 14 齒根高 h= h- h; h= h-h h= 2.61㎜ h= 9.69㎜ 15 徑向間隙 c=h-h c= 1.11㎜ 16 齒根角 = 1.0812° = 4.0082° 17 面錐角 r= r+δ2 r= r+δ1 r= 13.6112° r= 81.4782° 18 根錐

35、角 r= r-δ1 r= r-δ2 r=11.4488° r=73.4618° 19 齒頂直徑 = d= 65.10㎜ d= 275.19㎜ 20 節(jié)錐頂點至 齒輪外緣距離 A= 29.43㎜ A= 133.08㎜ 21 理論弧齒厚 S=0.888 S= 13.52㎜ 22 齒側間隙 B=0.178～0.228 B=0.2㎜ 23 螺旋角 =40° 24 螺旋方向 在一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使兩齒輪的軸向力由相互斥離的趨勢 25 驅動齒輪 小齒輪 26 旋轉方向 向齒輪背面看

36、去，通常主動齒輪為順時針，傳動齒輪為逆時針 2.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 在選好主減速器齒輪的主要參數(shù)后，應根據(jù)所選的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 1.單位齒長圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 N／mm (2-5) 式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N；

37、 F——從動齒輪的齒面寬，在此取45mm. 按發(fā)動機最大轉矩計算時： N／mm （2-6） 式中：——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取145； ——變速器的傳動比，在此取3.455； d——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取60mm. 按上式 N／mm 按驅動輪打滑的轉矩計算時： N／mm （2-8） 式中： ——汽車滿載狀態(tài)下一個驅動橋的靜負荷，在此取6869.3N； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85：

38、 ——輪胎的滾動半徑，在此取0.295m 按上式= 91.18N／mm 在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用資料的20%～25%。經(jīng)驗算以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內(nèi)。其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力[p]都滿足條件。 2.齒輪彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為： = （2-7） 式中： —錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa； —齒輪的計算轉矩，對從動齒輪，取中的較小值，為7083.34 Nm；對主動錐齒輪取T=1772.53 k0—過載系數(shù)，一般取1； ks—尺寸系數(shù)，

39、0.682； km—齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結構，km=1.25； kv—質(zhì)量系數(shù)，取1； b—所計算的齒輪齒面寬；b1=50mm, b2=45mm D—所討論齒輪大端分度圓直徑；D1=60,D2=270mm Jw—齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取0.27； 對于主動錐齒輪， T=1772.53Nm；從動錐齒輪，T=7083.34 Nm；T=692.81 Nm 將各參數(shù)代入式（2-7），有： 主動錐齒輪， = 621.84 MPa； 從動錐齒輪， = 613.58 MPa； 按照文獻[1], 主從動錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足

40、要求。 3.輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為： σj= （2-8） 式中： σj—錐齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa； D1—主動錐齒輪大端分度圓直徑；D1=60mm b—主、從動錐齒輪齒面寬較小值；b=45mm kf—齒面品質(zhì)系數(shù)，取1.0； cp—綜合彈性系數(shù)，取232N1/2/mm； ks—尺寸系數(shù)，取1.0； Jj—齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取0.13； Tz—主動錐齒輪計算轉矩；Tz=1772.53N.m k0、km、kv選擇同式（2-7） 將各參數(shù)代入式 （2-8），有：σj=124

41、4.16MPa 按照文獻《汽車設計》，σj≤[σj]=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求。 2.2.5強度計算后的尺寸調(diào)整 由于強度計算后的彎曲應力和接觸應力都不超過它們的許用值，所以不需要進行尺寸調(diào)整 2.3錐齒輪材料 汽車驅動橋主減速器的工作條件相當繁重，與傳動系其它齒輪比較，它具有栽荷大、作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕(剝落)、磨損和擦傷等。 汽車主減速器與差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前都是用滲碳合金鋼制造。這里用于制造主減速器齒輪的鋼號是18CrMnTi，經(jīng)過路碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達HRC58?64，而芯

42、部硬度較低，為HRC32?45。 由于新齒輪潤沿不良，為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨圓錐齒輪與雙曲面齒輪的傳動副(或僅僅大齒輪)在熱處理及精加工(如磨齒或配對研磨)后均于以厚度為0.005?0.010?0.020毫米的磷化處理式鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應用于補償零件的公關尺寸，也不能代替潤滑。 2.4主減速器的潤滑 在從動錐齒輪的前端靠近主動齒輪處的主減速器殼內(nèi)壁上設一個專門的集油槽，在主動錐齒輪前軸承的前面加一個回油槽，在差速器殼上設由通油口。 為了防止因溫度升高而使主減速器殼和殼內(nèi)部壓力增高引起漏油，在主減速器殼上裝由通氣塞。 放油孔級塞

43、設在橋殼的最低處。 第三章 差速器設計 汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往不等。轉彎時內(nèi)、外兩側車輪行程顯然不同，外側車輪滾過的距離大于內(nèi)側的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產(chǎn)生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為了防止這

44、些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。 差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。 3.1 差速器結構型式選擇 對稱式圓錐行星齒輪差速器在汽車上得到了廣泛的運用，考慮到成本的因素，該車型選用對稱式圓錐行星齒輪差速器 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 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3-2所示。由于其具有結構簡

45、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。 圖3-2 1-軸承；2-左外殼；3-墊片；4-半軸齒輪；5-墊圈；6-行星齒輪； 7-從動齒輪；8-右外殼；9-十字軸；10-螺栓 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。 3.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 1.行星齒輪數(shù)目的選擇 載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，小轎車常用2個行星齒輪，少數(shù)汽車采用三個行星齒輪。這里

46、選用4個。 2.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： mm (3-1) 式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.52～2.99，對于有4個行星齒輪的載貨汽車取小值2.6； T——計算轉矩，取Tce和Tcs的較小值，7083.34 . 根據(jù)上式=2.6×=49.93mm

47、所以預選其節(jié)錐距A=49.93mm 3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇 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14～25，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比/在1.5～2.0的范圍內(nèi)。 差速器的各個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：

48、 （3-2） 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)。 在此行星輪齒數(shù)=10，半軸齒輪齒數(shù)=18 滿足以上要求。 4.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， ==29.05° =90°-=60.95° 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m m=== 由于強度的要求在此取m=8mm 得 5.壓力角α 目前，汽車差速器

49、的齒輪大都采用22.5°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。 6. 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L 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： （3-3） 式中：——差速器傳遞的轉矩，N·m；在此取20768.3

50、5 ——行星齒輪的數(shù)目；在此為4 ——行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，， ≈0.5d， d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d≈0.8； ——支承面的許用擠壓應力，在此取69 根據(jù)上式 =0.5×99.2=49.6 =≈31 34 3.3.2 差速器齒輪的幾何計算 表3-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表 項目 計算公式 計算結果 行星齒輪齒數(shù) ≥10，應盡量取最小值 =10 半軸齒輪齒數(shù) =14～25，且需滿足式（3-4） =18 模數(shù) =8mm 齒面寬 b=(0.2

51、5～0.30)A;b≤10m 20mm 續(xù)　表 項目 計算公式 計算結果 工作齒高 =12.8mm 全齒高 14.355 壓力角 22.5° 軸交角 =90° 節(jié)圓直徑 ； 節(jié)錐角 ， =29.05°， 節(jié)錐距 =82.4mm 周節(jié) =3.1416 =25.13mm 齒頂高 ; =8.45mm =4.35mm 齒根高 =1.788-;=1.788- =5.85mm; =9.95mm 徑向間隙 =-=0.188+0.051 =1.555mm 齒根角 =; =4.061°; =6.885

52、° 面錐角 ； =35.94°，=65.01° 根錐角 ； =24.99°，=54.07° 外圓直徑 ； mm mm 節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離 續(xù)　表 項目 計算公式 計算結果 理論弧齒厚 =15.24 mm =12.66 mm 齒側間隙 =0.245～0.330 mm =0.250mm 弦齒厚 =14.36mm =11.32mm 弦齒高 =10.10mm =4.86mm 3.3.3 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽

53、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。輪齒彎曲強度為 MPa (3-4) 式中：——差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式，在此為1062.50 N·m； ——差速器的行星齒輪數(shù)； ——半軸齒輪齒數(shù)； 、、——見式（2-8）下的說明； ——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，由圖3-3查得=0.225 圖3-3彎曲計算用綜合系數(shù) 根據(jù)上式78

54、3.6 MPa〈 980 MPa 所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo。 此節(jié)內(nèi)容圖表參考了《汽車設計》中差速器設計一節(jié)。 第四章 半軸設計 4.1 半軸結構型式的選擇 3/4浮式半軸具有結構簡單、輕便的優(yōu)點，而且可以采用簡單的輪轂及圓錐表面與鍵的聯(lián)結方法，因此可以用于小轎車。故而，在此采用3/4浮式半軸。 4.2 半軸的設計計算 該車驅動型式為4×2驅動，則半軸轉矩T的計算公式為： T= （4

55、-1） 式中：------差速器的扭矩分配系數(shù)，對于普通的圓錐行星齒輪差速器來說，計算時取=0.6 由此可得，半軸轉矩T=0.6×145×3.455×4.44=1335.80 N.m 4.3 半軸桿部直徑的初選 半軸的桿部直徑可以由下式求出： d=(0.205～0.218) (4-2) 式中: d----半軸桿部直徑 故而可得半軸桿部直徑d=(0.205～0.218)= 35㎜ 4.4 半軸的強度計算 半軸設計應考慮如下三種載荷工況 1. 縱向力F最大和側向力F為0 此時垂向力F= mG/2=1.2×6869.6/2=4121.

56、76N,縱向力最大值F= F= mG/2,計算時m可取1.2，可取0.8; F= 3297.41N . 半軸彎曲應力和扭轉應力為 （4-3） （4-4） 式中，a為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離， 合成應力為 （4-5） 2.側向力最大F和縱向力F=0 此時意味著汽車發(fā)生側滑。外輪上的垂直反力F和內(nèi)輪上的垂直反力F分別為 （4-6）

57、 （4-7） 式中，為汽車質(zhì)心高度；B為輪距；為側滑附著系數(shù)。計算時可取1.0 外輪上的側向力F和內(nèi)輪上的側向力F分別為 （4-8） （4-9） 內(nèi)、外車輪上的總側向力為F為G。 這樣，外輪半軸的彎曲應力和內(nèi)輪半軸的彎曲應力分別為 （4-10） （4-11） 2. 汽車通過不平路面，垂向力F最大，縱向力F=0，側向

58、力F=0 此時垂向力最大值為F F= （4-12） 式中，k為動載系數(shù)。乘用車：k=1.75. 半軸彎曲應力為 = （4-13） 4.5 半軸的結構設計及材料與熱處理 在半軸的結構設計中為了使花鍵的內(nèi)徑不小于半軸的桿部直徑，常常將半軸加工花鍵的端部作得粗些，并且適當?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應地增加，一般作成10齒(小轎車半軸)到18齒(載重汽車半軸)。這里取10齒。材料為40Cr，采用感應淬火，桿部表面硬度為52～62HRC,心部硬度為30～35HRC

59、，花鍵部分表面硬度為50～55HRC，不淬火硬度為248～277HRC。由于采用感應淬火，半軸桿部表面硬化層深度為9㎜。 第五章 萬向節(jié)設計 5.1萬向節(jié)結構選擇 對于轉向驅動橋，在其驅動車輪的傳動裝置中必須采用萬向節(jié)傳動，以便使轉向車輪能夠轉向。在轉向驅動橋上，常常在通往左右轉向車輪的裝置中，在車輪的轉向主銷處，各安一個等速萬向節(jié)。 在選擇萬向節(jié)的結構型式時，應考慮以下使用要求 1．能在足夠寬的角度范圍內(nèi)可靠地傳遞動力； 2．能在大的轉速變化范圍內(nèi)使所聯(lián)接的兩軸均勻旋轉，由于兩周間又夾角而產(chǎn)生的附加

60、載荷應在允許范圍內(nèi)； 3.能夠補償由它所連接的兩零件之間在運動時所引起的長度變化； 4.傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便： 這里選用Birfield球籠式等速萬向節(jié)。 5.2萬向節(jié)設計計算 對于Birfield型球籠式萬向節(jié)，以與星形套連接軸的直徑d作為萬向節(jié)的基本尺寸，即： d= (5-1) 式中：T----為萬向節(jié)的計算轉矩，為7083.34N.m； S----為使用因素，對于無振動的理想傳動取1.0 球的連接軸的直徑d=43.30,參照《汽車設計》這里取44.5，其他尺

61、寸差表5-1 表5-1 Birfield型球籠式萬向節(jié)的系列數(shù)據(jù) 單位：㎜ 軸頸直徑 鋼球直徑 星形套最大直徑 星形套最小直徑 星形套槽距 星形套花鍵齒數(shù) 球形殼外徑 44.5 33.338 53.34 47.79 9/18 18 160 5.3萬向節(jié)材料及熱處理 球形殼和星形套采用15NiMo制造，并經(jīng)滲碳、淬火、回火處理；選用軸承用鋼球，材料為GCr15 第六章 驅動橋殼的設計 驅動橋殼的主要功用是支撐汽車質(zhì)量，并承受由車輪傳來的路面的反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車架（或車身）；它又是主減速器、差速器、半軸的

62、裝配基體 驅動橋殼應滿足如下設計要求： 1）應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應力． 2）在保證強度和剛度的前提下，盡量減小質(zhì)量以提高汽車行駛平順性． 3）保證足夠的離地間隙． 4）結構工藝性好，成本低． 5）保護裝于其上的傳動部件和防止泥水浸入． 6）拆裝，調(diào)整，維修方便． 考慮的設計的是乘用車車，驅動橋殼的結構形式采用鑄造整體式橋殼。 圖6-1　整體式橋殼 a)鑄造式　b)鋼板沖壓焊接式 6.1 鑄造整體式橋殼的結構 通?？刹捎们蚰T鐵、可鍛鑄鐵或鑄鋼鑄造。在球鐵中加入1.7%的鎳，解決了球鐵低溫（-41°C）沖

63、擊值急劇降低的問題，得到了與常溫相同的沖擊值。為了進一步提高其強度和剛度，鑄造整體式橋殼的兩端壓入較長的無縫鋼管作為半軸套筒，并用銷釘固定。如圖5-1所示，每邊半軸套管與橋殼的壓配表面共四處，由里向外逐漸加大配合面的直徑，以得到較好的壓配效果。鋼板彈簧座與橋殼鑄成一體，故在鋼板彈簧座附近橋殼的截面可根據(jù)強度要求鑄成適當?shù)男螤睿ǔ６酁榫匦?。安裝制動底板的凸緣與橋殼住在一起。 另外，由于汽車的輪轂軸承是裝在半軸套管上，其中輪轂內(nèi)軸承與橋殼鑄件的外端面相靠，而外軸承則與擰在半軸套管外端的螺母相抵，故半軸套管有被拉出的傾向，所以必須將橋殼與半軸套管用銷釘固定在一起。 圖6-2 鑄造整體式驅動

64、橋結構 鑄造整體式橋殼的主要優(yōu)點在于可制成復雜而理想的形狀，壁厚能夠變化，可得到理想的應力分布，其強度及剛度均較好，工作可靠，故要求橋殼承載負荷較大的中、重型汽車，適于采用這種結構。尤其是重型汽車，其驅動橋殼承載很重，在此采用球鐵整體式橋殼。 除了優(yōu)點之外，鑄造整體式橋殼還有一些不足之處，主要缺點是質(zhì)量大、加工面多，制造工藝復雜，且需要相當規(guī)模的鑄造設備，在鑄造時質(zhì)量不宜控制，也容易出現(xiàn)廢品，故僅用于載荷大的重型汽車。 6.2 橋殼的受力分析與強度計算 選定橋殼的結構形式以后，應對其進行受力分析，選擇其端面尺寸，進行強度計算。 汽車驅動橋的橋殼是汽車上的主要承載構件之一，其形狀復雜

65、，而汽車的行駛條件如道路狀況、氣候條件及車輛的運動狀態(tài)又是千變?nèi)f化的，因此要精確地計算出汽車行駛時作用于橋殼各處的應力大小是相當困難的。在通常的情況下，在設計橋殼時多采用常規(guī)設計方法，這時將橋殼看成簡支梁并校核某些特定斷面的最大應力值。我國通常推薦：計算時將橋殼復雜的受力狀況簡化成三種典型的計算工況，即當車輪承受最大的鉛錘力（當汽車滿載并行駛與不平路面，受沖擊載荷）時；當車輪承受最大切應力（當汽車滿載并以最大牽引力行駛和緊急制動）時；以及當車輪承受最大側向力（當汽車滿載側滑）時。只要在這三種載荷計算工況下橋殼的強度特征得到保證，就認為該橋殼在汽車各種行駛條件下是可靠的。 在進行上述三種載荷工

66、況下橋殼的受力分析之前，還應先分析一下汽車滿載靜止于水平路面時橋殼最簡單的受力情況，即進行橋殼的靜彎曲應力計算。 結論 通過這次畢業(yè)設計，我初步了解了一般汽車設計的步驟，對如何進行汽車零部件設計有了一個明確的概念。 在本次畢業(yè)設計中，我著重對斷開式驅動橋進行設計。首先到圖書館查閱相關書籍，并通過網(wǎng)絡查找相關資料；然后根據(jù)查閱所得的數(shù)據(jù)進行計算和校核，對于繁瑣的數(shù)據(jù)計算我用 程序簡化了計算過程，并取得了比較正確的結果；然后我用AutoCAD軟件畫出了零件圖和裝配圖。 在整個設計過程中，我著重學習了計算機輔助設計軟件，學會了如何使用AutoCAD軟件對零件進行二維設計，并進一步熟悉了Matlab軟件的運用。 總之，通過本次設計，我掌握了基本的設計方法。在設計過程中，我也找到了學的不足之處，如計算機繪圖不太熟悉，對汽車整體構造掌握的不足等，在以后的學習過后中將會加強學習，努力提高。這次畢業(yè)設計給我很多幫助，為今后的學習指明了方向。 致謝 首先在此感謝四川理工學院機電工程系為