壓縮包內(nèi)含有CAD圖紙和說明書,均可直接下載獲得文件，所見所得，電腦查看更方便。Q 197216396 或 11970985
機電工程學院
畢業(yè)設計說明書
設計題目: GD1091型商用車驅動橋、后懸架設計
學生姓名：
學 號：
專業(yè)班級：
指導教師：
20xx年 5 月 15 日
1
目次
1 前言 1
2 主減速器設計 2
2.1 概述 2
2.2 主減速器結構形式的選擇 2
2.3 主減速器錐齒輪結構的選擇 3
2.4 主減速器錐齒輪支承形式的選擇 4
2.5 主減速器錐齒輪材料的選擇 5
2.6 主減速器基本參數(shù)選擇和計算 6
2.7 主減速器錐齒輪強度計算 12
3 差速器設計 15
3.1 概述 15
3.2 差速器結構形式的選擇 15
3.3 普通錐齒輪差速器錐齒輪設計 17
3.4 差速器錐齒輪材料的選擇 20
3.5 差速器錐齒輪強度計算 20
4 車輪傳動裝置設計 21
4.1 半軸形式的選擇 21
4.2 半軸的結構設計 22
4.3 半軸材料的選擇 22
4.4 半軸強度計算 23
5 驅動橋殼設計 24
5.1 驅動橋殼結構形式的選擇 24
5.2 驅動橋殼強度計算 25
6 后懸架設計 26
6.1 懸架結構形式的選擇 26
6.2 懸架主要參數(shù)的確定 26
6.3 彈性元件計算 28
設計總結 34
參考資料 35
致謝 36
1 前言
驅動橋位于傳動系的末端，其基本功用是：將傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅動車輪，并實現(xiàn)減速和增大轉矩；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(xiàn)兩側車輪的差速作用，保證內(nèi)外側車輪以不同的轉速轉向；通過橋殼和車輪實現(xiàn)承載及傳力作用。其次，驅動橋還要承受作用于路面和車架之間的垂直力、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等組成。
設計驅動橋時應當滿足的基本要求如下：
（1）具有適當?shù)闹鱾鲃颖?，以保證汽車有最優(yōu)的動力性和經(jīng)濟性；
（2）工作平穩(wěn)，噪聲和振動?。?
（3）傳動效率高；
（4）具有必要的最小離地間隙；
（5）與懸架導向機構運動協(xié)調(diào)，對于轉向驅動橋，還應該與轉向機構運動協(xié)調(diào)；
（6）具有足夠的強度和剛度，并且其質量應盡可能??；
（7）調(diào)整、拆裝方便；
（8）成本低。
懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或承載式車身）和車橋（或車輪）彈性的連接起來。其功用是：把路面作用于車輪上的垂直反力、縱向力和側向反力以及這些反力所造成的力矩都要傳遞到車架（或承載式車身）上，緩和路面?zhèn)鹘o車架（或承載式車身）的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，保證汽車的行駛平順性；保證車輪在不平路面和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車具有高速穩(wěn)定行駛的能力。
汽車懸架設計應該滿足如下要求。
（1）保證汽車具有良好的行駛平順性。使懸架具有合適的剛度，保證汽車具有合適的偏頻；具有合適的減振性能（有合適的阻尼特性），與懸架的彈性特性匹配，減少車身和車輪在共振區(qū)的振幅，快速衰減振動；懸下質量小。
（2）保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。使汽車具有一定的不足轉向特性；轉向時，車身的側傾角比較小（側向加速度為0.4g時，轎車的側傾角一般要求為～，貨車為～）。在車輪跳動時，使車輪定位參數(shù)具有合適的變化規(guī)律。在前軸，這個任務一般需要懸架和轉向桿系來共同完成。
（3）汽車制動和加速時保證車身具有較小的俯仰角位移。
（4）結構緊湊，占據(jù)空間小。
（5）能夠可靠地傳遞車架（車身）與車輪之間的所有力和力矩。零部件具有足夠的強度、剛度和使用壽命，并且質量要盡可能的輕。
（6）制造、維護成本低，輪胎磨損小。
2 主減速器設計
主減速器的功用是將輸入的轉矩增大并且相應降低轉速，以及當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩傳遞方向的作用。
2.1 概述
驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架結構息息相關。當驅動車輪采用非獨立懸架時，采用非斷開式驅動橋。而當驅動車輪采用獨立懸架時，則采用斷開式驅動橋。
具有完整橋殼的非斷開式驅動橋的橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，主減速器、差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中。其結構簡單，制造工藝性好，成本低，可靠性好，維修調(diào)整容易，廣泛用于貨車和部分轎車上。但是，其懸掛質量較大，對降低動載荷和提高平順性不利。
斷開式驅動橋結構比較復雜，成本也較高。但是它們與獨立懸架結合起來，對改善汽車的平順性、操縱穩(wěn)定性和通過性較有利，所以在轎車和要求高通過性的越野汽車上應用相當廣泛。
本次設計車型GD1091型商用貨車，要求具有較大的承載能力。依據(jù)本次設計任務書要求和發(fā)動機的選用，驅動橋結構形式采用非斷開式驅動橋。
2.2 主減速器結構形式的選擇
為適應不同的車型和使用要求，主減速器有多種結構形式，如圖1所示。
圖1 主減速器結構形式
單級主減速器常由一對圓錐齒輪副組成。這種主減速器結構較簡單，質量小，成本低，使用方便。但是主傳動比不能太大，一般不大于7.0。如果進一步提高主減速器傳動比將會增大從動齒輪直徑，使驅動橋殼尺寸增大，從而減小最小離地間隙，降低通過性，并且會使從動齒輪熱處理復雜化。所以，單級主減速器廣泛應用于轎車和輕、中型貨車上。
雙級主減速器有兩對齒輪副傳動。與單級主減速器相比，采用雙級主減速器可以在保證離地間隙相同的情況下能得到更大的傳動比，傳動比一般在7-12；但是其尺寸和質量較大，成本高，傳動效率較低。雙級主減速器主要用于中、重型貨車、越野車和大客車上。
本次設計的GD1091輕商用貨車，其總質量有9噸。故采用雙 級主減速器。
2.3 主減速器錐齒輪結構的選擇
主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面錐齒輪、圓柱齒輪和渦輪蝸桿等形式。
（1）弧齒錐齒輪
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，因此可以承受較大的負荷，另外輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小，但弧齒錐齒輪對嚙合精度要求很高，齒輪副錐頂稍不吻合就會使工作條件急劇變壞，加劇齒輪的磨損并使噪聲增大。
（2）雙曲面錐齒輪
雙曲面錐齒輪傳動的特點是主、從動錐齒輪的軸線相互垂直但不相交，且主動齒輪軸線相對于從動齒輪軸線向上或向下偏移一距離E，稱為偏移距。與弧齒錐齒輪相比較，雙曲面錐齒輪的優(yōu)點有：當雙曲面齒輪與弧齒錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動具有更大的傳動比；當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的弧齒錐齒輪有更大的直徑和較高的輪齒強度及較大的主動齒輪軸和軸承剛度；當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪比相應的弧齒錐齒輪的尺寸小，從而可以獲得更大的離地間隙；此外，由于偏移距的存在，使雙曲面齒輪在工作過程中不僅存在與弧齒錐齒輪相同的沿齒高方向的側向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動，從而可以改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性；雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的螺旋角較大，同時嚙合的齒數(shù)較多，重合度更大，既可提高傳動的平穩(wěn)性，又可以使齒輪的彎曲強度提高約30%。
一般情況下，當主減速器比大于4.5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更為合理；而當傳動比小于2.0時，選用弧齒錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間；對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。
（3）圓柱齒輪
圓柱齒輪傳動廣泛用于發(fā)動機橫置的前置前驅動乘用車驅動橋和雙級主減速器驅動橋以及輪邊減速器。此時，圓柱齒輪皆應采用斜齒輪。
（4）蝸輪蝸桿
與其他齒輪傳動形式相比，蝸桿蝸輪傳動具有以下優(yōu)點：輪廓尺寸及質量小，并可獲得較大的傳動比；工作非常平穩(wěn)，無噪聲；便于汽車的總體布置及貫通式多橋驅動布置；可以傳遞較大的載荷，使用壽命較長；結構簡單，拆裝方便，調(diào)整容易。其主要缺點是蝸輪齒圈要求使用昂貴的有色金屬合金制造，材料成本高；此外，傳動效率較低。因此主要用于生產(chǎn)批量不大的個別總質量較大的多橋驅動汽車和具有高轉速發(fā)動機的客車上。
本次設計的GD1091輕商用貨車采用雙曲面錐齒輪。
2.4 主減速器錐齒輪支承形式的選擇
主減速器必須保證主、從動輪有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除了齒輪的加工質量、齒輪的裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度有關。
（1）主動錐齒輪的支承
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。
懸臂式支承的結構特點是，在錐齒輪大端一側有較長的軸，并在其上安裝一對圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度和增加兩支承間的距離，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。懸臂式支承結構簡單，但支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的主減速器上。
跨置式支承的結構特點是在錐齒輪兩端的軸上均有軸承，這樣可大大增加支承剛度，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。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或根本不帶內(nèi)圈，它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個軸承。
（2）從動錐齒輪的支承
從動錐齒輪的支承剛度與軸承的形式、支承間的距離和載荷在軸承之間的分布比例有關。從動主齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)。
本次設計的GD1091輕商用貨車的主減速器主動錐齒輪采用懸臂式支承。
2.5 主減速器錐齒輪材料的選擇
與傳動系其他齒輪比較，主減速器錐齒輪的載荷大且作用時間長、變化多、沖擊較大。它們的工作條件更加嚴酷。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對主減速器錐齒輪的材料及熱處理有一下要求：
（1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故輪齒表面應具有較高的強度；
（2）輪齒芯部應具有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；
（3）鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易控制，以提高產(chǎn)品質量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并降低廢品率；
（4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的發(fā)展情況。例如為了節(jié)約鎳、鉻等元素，我國發(fā)展了以錳、釩、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(tǒng)。
汽車主減速器用的螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。其鋼號主要有：、、、、、。最常用的是。
用滲碳合金鋼制造齒輪時，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度較高，可以達到，而芯部硬度卻較低，當端面模數(shù)時，為；當時，為。
由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，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）后均予以厚度為的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不可以用于補償零件的尺寸公差，也不能代替潤滑。
對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命的，對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理的溫度低，故不會引起齒輪的變形。滲硫后摩擦系數(shù)可明顯降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。
2.6 主減速器基本參數(shù)選擇和計算
2.6.1 主減速器傳動比的確定
在給定發(fā)動機最高功率及最高功率時的轉速時，主減速比應能滿足汽車行駛時的最高車速的要求。
=0.377 （2－1）
=0.377
=6.20
式中：－車輪滾動半徑；
－變速器最高檔傳動比。
2.6.2 主減速器錐齒輪計算載荷的確定
汽車主減速器錐齒輪有格里森和奧利康兩種切齒方法，這里僅使用格里森齒制錐齒輪計算載荷的三中確定方法。
（1）按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩
= （2－2）
=
=15214.60
式中，－計算轉矩，；
－發(fā)動機最大轉矩，，由任務書中比轉矩計算所得；
n－計算驅動橋數(shù)，n=1；
－變速器一檔傳動比，=4；
－分動器傳動比，=1；
－主減速器傳動比；
－從發(fā)動機到主減速器從動齒輪之間的傳動效率，=90%；
K－液力變矩器變矩系數(shù)，K=1；
－由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，=1。
（2）按驅動輪打滑扭矩確定從動輪計算轉矩
= （2－3）
=
=28760.51
式中，－計算轉矩，；
－滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷，；
－汽車在發(fā)出最大加速度時的后橋負荷轉移系數(shù)；
－輪胎與地面間的附著系數(shù)，對一般輪胎的公路用車，取=0.85（水泥或瀝青路），對于越野車一般取=1.0；
－輪胎的滾動半徑，；
－主減速器從動錐齒輪到車輪間的傳動比；
－主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率，=1（無輪邊減速器）。
（3）按日常行駛平均（當量）轉矩確定從動錐齒輪計算轉矩
= （2－4）
=（） （2－5）
=90009.8（0.016+0.08+0）
=8467.18
將（2－5）代入（2－4）得：
==5456.64 （2－6）
式中，－汽車日常行駛平均（當量）牽引力，；
－計算轉矩，；
－驅動橋數(shù)；
－汽車總重量，；
－道路滾動阻力系數(shù)，取=0.016；
－日常公路坡度系數(shù)，取=0.08；
－汽車的性能系數(shù)，取=1。
2.6.3 主減速器錐齒輪主要參數(shù)的選擇
（1）主動和從動錐齒輪齒數(shù)和
主減速器錐齒輪 主、從動輪的齒數(shù)應該滿足一定的條件:為了滿足磨合均勻，和之間應避免有公約數(shù)；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)和應不少于40；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；對于商用車，一般不少于6；主傳動比較大時，盡量取得少一些，以便得到滿意的離地間隙；對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。
取=7，=44 則Z2/Z1=6.2，符合要求。
（2）從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)
雙曲面齒輪傳動從動錐齒輪大端分度圓直徑的初選，可以根據(jù)從動齒輪上的最大計算轉矩來進行。
= （2－7）
=
=146
式中，－是大端分度圓直徑， ；
－直徑系數(shù)，取13～16.2；
－是從動錐齒輪最大計算轉矩，;
==15214.60 （2－8）
齒輪斷面模數(shù)===7.88 （2－9）
取=8
同時，還應滿足：
= （2－10）
=(0.3～0.4)=7.43～9.91
所以=8滿足要求。
（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寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。
對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于其錐距的0.3倍，即：
（2－11）
而且應滿足：
（2－12）
=108=80
一般推薦:
=0.155 (2－13)
=53.77
故取=54。b1一般比b2大10%，即b1=1.1b2=59.15，取60mm。
（4）雙曲面齒輪副偏移距E
E值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于乘用車和總質量不大的商用車，E0.2，且E40%；對于總質量較大的商用車，E（0.10～0.12），且E20%。另外，主傳動比越大，則E也應越大，但應保證齒輪不發(fā)生根切。
0.1 (2－14)
=0.1=34.69
取E=35。
（5）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，輪齒小端的螺旋角最小 。選擇時，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，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好。但是過大，會導致軸向力增大。
汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為～乘用車選用較大的值以保證較大的，使運轉平穩(wěn)，噪聲低；商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取。
本設計中點螺旋角選取。
（6）螺旋方向
在汽車主減速器上所用的主動小齒輪一般為左旋，而從動輪齒輪為右旋。
（7）法向壓力角
法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于小負荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。對于雙曲面齒輪，從動輪輪齒兩側的壓力角是相同的，但主動齒輪輪齒兩側的壓力角是不等的。選取平均壓力角是，乘用車為或，商用車為或。
本次設計采用=。
2.6.4 主減速器錐齒輪的幾何尺寸
主減速器準雙曲面齒輪的幾何尺寸如下表1所示。
表1 主減速器準雙曲面齒輪的幾何尺寸
參數(shù)
公式
主動齒輪
從動齒輪
分度圓直徑
56
146
齒頂高
4.52
5.22
齒根高
6.86
5.48
大端齒頂圓直徑
74.6
206.67
齒根圓直徑
63.22
195.56
分錐角
15.5°
74.5°
頂錐角
根錐角
錐距
121.8
133.7
全齒高
11.38
11.11
齒寬
69
62
2.7 主減速器錐齒輪強度計算
2.7.1 單位齒長上的圓周力
在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性常用輪齒上單位齒長上的圓周力來估算。
（2－15）
式中，－單位齒長上的圓周力，；
－作用在齒輪上的圓周力，；
－從動齒輪齒面寬，。
圓周力有兩種計算方法。
（1）按發(fā)動機最大轉矩計算
（2－16）
=
=13321.43
將（2－16）代入（2－15）得：
（2－17）
=
=246.70＜ 符合要求。
式中，－變速器傳動比，常取一檔或直接檔傳動比，上式取直接檔傳動比=1；
－主動錐齒輪分度圓直徑，。
（2）按輪胎最大附著力矩計算
（2－18）
=
=75006.51
將（2－18）代入（2－15）得：
（2－19）
=
=1306. 1＜
計算表明該對雙曲線錐齒輪表面符合耐磨性的要求。
2.7.2 輪齒彎曲強度計算
（2－20）
式中，－彎曲應力， ；
－齒輪上的計算轉矩，；
－端面模數(shù)，；
－齒面寬，；
－齒輪大端分度圓直徑，；
－齒根彎曲強度和齒面接觸強度的過載系數(shù)，對于汽車，=1；
－齒根彎曲強度和齒面接觸前度的尺寸系數(shù)，當時，=；當＜時，=0.5；
－齒面載荷分配系數(shù)，跨置式=1～1.1；懸臂式=1.1～1.25；
－質量系數(shù)，=1；
－輪齒彎曲應力的綜合系數(shù)。
（1）主動錐齒輪輪齒彎曲強度計算
=15214.60時，
（2－21）
=
=2453.97
= （2－22）
=
=585.42＜
（2）從動錐齒輪輪齒彎曲強度計算
=3387.57時，
= （2－23）
=432.53＜
計算表明該對雙曲線錐齒輪的輪齒彎曲強度符合要求。
2.7.3 輪齒接觸強度計算
（2－24）
=
=2390.18＜2800
式中，－齒面接觸應力，；
－主動齒輪計算轉矩，；
－尺寸系數(shù)，一般取=1；
－表面品質系數(shù)，一般取=1；
－齒面寬，取齒輪副中的較小值，一般取大齒輪的齒面寬，；
－主動齒輪分度圓直徑，
－綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼的齒輪=234；
－齒面接觸強度的綜合系數(shù)。
計算表明該對雙曲線錐齒輪輪齒接觸強度符合要求。
3 差速器設計
3.1 概述
汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不等等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。
差速器是個差速傳動機構，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，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。
3.2 差速器結構形式的選擇
差速器按其結構特征分類如圖2所示：
圖2 差速器的分類
對稱式錐齒輪差速器具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，故在汽車上得到廣泛的應用。其構造如圖3所示：
圖3 對稱式錐齒輪結構示意圖
1-滾動軸承；2-差速器左殼；3-半軸齒輪推力墊片；4-半軸齒輪；5-行星齒輪球面墊片；6-行星齒輪；7-從動錐齒輪；8-差速器右殼；9-行星齒輪軸（十字軸）；10-螺栓
本次設計采用對稱式普通錐齒輪差速器。
3.3 普通錐齒輪差速器錐齒輪設計
3.3.1 差速器錐齒輪主要參數(shù)的選擇
（1）行星齒輪數(shù)
行星齒輪數(shù)需根據(jù)承載情況來選擇，在承載不大的情況下可取2個，反之應取=4。轎車差速器一般有兩個；貨車和越野車一般有4個。
根據(jù)GD1091型商用貨車的承載情況選取=4。
（2）行星齒輪球面半徑
行星齒輪球面半徑反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定。
（3－1）
=
=61.95
式中，－行星齒輪球面半徑系數(shù)，=2.5～3.0，對于有四個行星齒輪的乘用車和商用車取小值；對于有兩個行星齒輪的乘用車及四個行星齒輪的越野車和礦用車取大值；本次設計取=2.5；
－差速器計算轉矩，=；
－球面半徑，。
行星齒輪節(jié)錐距
=(0.98～0.99) （3－2）
=(0.98～0.99)
=60.71～61.33
取=61。
（3）行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)、
為了使輪齒有較高的強度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會增加，于是又要求行星齒輪的齒數(shù)應取少些，但一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)在14～25之間選用。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)。
為使兩個或四個行星齒輪能同時與兩個半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪的齒數(shù)和必須能被行星齒輪數(shù)整除，否則差速齒輪不能裝配。
本次設計取=13，=23。
（4）行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、及模數(shù)
行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、分別為
== （3－3）
== （3－4）
錐齒輪大端的端面模數(shù)為
（3－5）
取。
（5）壓力角
汽車差速齒輪大都采用壓力角為、齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些總質量較大的商用車采用，以提高齒輪強度。
本次設計取=。
（6）行星齒輪軸直徑及支承長度
（3－6）
=
=27.70
取行星齒輪軸直徑28。
式中，－差速器殼傳遞的轉矩，
－行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，；約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半；
－行星齒輪數(shù)；
－支承面允許擠壓應力，取=98。
行星齒輪在軸上的支承長度為
（3－8）
=
=30.8
3.3.2 差速器齒輪的幾何尺寸
差速器齒輪的幾何尺寸如表2所示。
表2 差速器齒輪幾何尺寸
序號
名稱
計算公式
（1）
行星齒輪齒數(shù)
（2）
半軸齒輪齒數(shù)
=
（3）
模數(shù)
（4）
齒面寬
（5）
齒工作高
=8
(6)
齒全高
=
（7）
壓力角
（8）
軸交角
=
（9）
節(jié)圓直徑
=,=
（10）
節(jié)錐角
，
，
（11）
周節(jié)
（12）
節(jié)錐距
=
（13）
齒頂高
=5.259
=2.741
(14)
齒根高
=
（15）
徑向間隙
C=
（16）
齒根角
（17）
面錐角
（18）
根錐角
（19）
外圓直徑
3.4 差速器錐齒輪材料的選擇
差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，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較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。
3.5 差速器錐齒輪強度計算
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)常處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左、右輪行使不同的路程時，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計算。
（1）按照主減速器錐齒輪所能承受的最大轉矩計算
（3－9）
=
=127.95＜
其中，－彎曲應力，；
－半軸齒輪計算轉矩，，；
－差速器計算轉矩，，；
－行星齒輪數(shù)；
－綜合系數(shù)，；
－半軸齒輪齒寬，；
－齒根彎曲強度和齒面接觸強度的尺寸系數(shù)，當時，；當＜時，=；
－半軸齒輪大端分度圓直徑，。
4 車輪傳動裝置設計
驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中，驅動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向節(jié)傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，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動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。
4.1 半軸形式的選擇
普通非斷開式驅動橋的半軸，根據(jù)其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種。
半浮式半軸以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內(nèi)孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定，或以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯(lián)接)。因此，半浮式半軸除傳遞轉矩外，還要承受車輪傳來的彎矩。由此可見，半浮式半軸承受的載荷復雜，但它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。用于質量較小、使用條件較好、承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。
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套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部與輪轂相固定。由于一個軸承的支承剛度較差，因此這種半軸除承受全部轉矩外，彎矩得由半軸及半軸套管共同承受，即3/4浮式半軸還得承受部分彎矩，后者的比例大小依軸承的結構型式及其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。側向力引起的彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命。可用于轎車和輕型載貨汽車，但未得到推廣。
全浮式半軸的外端與輪轂相聯(lián)，而輪轂又由一對軸承支承于橋殼的半軸套管上。多采用一對圓錐滾子軸承支承輪轂，且兩軸承的圓錐滾子小端應相向安裝并有一定的預緊，調(diào)好后由鎖緊螺母予以鎖緊，很少采用球軸承的結構方案。
由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側向力以及由它們引起的彎矩都經(jīng)過輪轂、輪轂軸承傳給橋殼，故全浮式半軸在理論上只承受轉矩而不承受彎矩。但在實際工作中由于加工和裝配精度的影響及橋殼與軸承支承剛度的不足等原因，仍可能使全浮式半軸在實際使用條件下承受一定的彎矩，彎曲應力約為5～70MPa。具有全浮式半軸的驅動橋的外端結構較復雜，需采用形狀復雜且質量及尺寸都較大的輪轂，制造成本較高，故轎車及其他小型汽車不采用這種結構。但由于其工作可靠，故廣泛用于輕型以上的各類汽車上。
本次設計采用全浮式半軸。
4.2 半軸的結構設計
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得粗些，并適當?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應地增加，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。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當無較大鍛造設備時可采用兩端均為花鍵聯(lián)接的結構，且取相同花鍵參數(shù)以簡化工藝。在現(xiàn)代汽車半軸上，漸開線花鍵用得較廣，但也有采用矩形或梯形花鍵的。
4.3 半軸材料的選擇
半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo，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(diào)質處理的方法，調(diào)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(nèi)。由于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。
本次設計中半軸采用型材料。
4.4 半軸強度計算
在全浮式半軸的強度計算中，一般僅考慮扭轉負荷，計算其扭轉應力和轉角。
（4－1）
（4－2）
式中，－半軸直徑，，；
－半軸長度，，；
－材料的剪切彈性模量，，；
－半軸端面極慣性矩，；
－車輪的附著力矩，。
（4－3）
=
=
（4－4）
=
=
式中，－汽車總重落在一個驅動橋上的靜負荷，；
－負荷轉移系數(shù)；
－車輪滾動半徑，；
－附著系數(shù)，計算時取。
將（4－3）和（4－4）代入（4－1）和（4－2）得：
（4－5）
=＜
計算說明半軸的強度符合要求。
5 驅動橋殼設計
驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪．作用在驅動車輪上的牽引力，制動力、側向力和垂向力也是經(jīng)過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋殼既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置(如半軸)的外殼。
在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質量．橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。
5.1 驅動橋殼結構形式的選擇
驅動橋殼從結構上可分為可分式、整體式和組合式三種形式。
可分式橋殼一般由兩部分組成，它們通過螺栓連接成一體。每一部分都包括一個鑄造殼體和一個壓入其孔中的軸管，軸管與殼體用鉚釘連接。這種橋殼的優(yōu)點是制造工藝簡單、主減速器軸承支承剛度好；缺點是拆裝、調(diào)整、維修很不方便。這種橋殼用于輕型汽車上，目前已很少采用這種結構。
整體式橋殼強度和剛度較大，主減速器拆裝調(diào)整方便。按照制造工藝的不同，整體式橋殼又分為三種，即沖壓焊接式、擴張成形式和鑄造式。擴張成形工藝制造橋殼的過程，從最上面的鋼管逐漸擴張成最下面的橋殼。利用沖壓焊接式和擴張成形式制造的橋殼質量小、材料利用率高、制造成本低、適于大量生產(chǎn)，廣泛用于轎車和中、小型貨車。鑄造式整體橋殼強度和剛度大，但質量大、加工面多、制造工藝復雜，這種橋殼用于中、重型貨車。
組合式橋殼的結構特點是：中間是一個鑄造主減速器殼，在主減速器殼的兩邊各壓入一根無縫鋼管作為半軸套管，再用塞焊或鉚釘連接方法把它們固結在一起。這種橋殼又較好的從動錐齒輪軸承支承剛度，主減速器的裝配、調(diào)整也比較方便，但是加工精度要求較高，這種橋殼用于轎車和輕型貨車中。
在本次設計中采用沖壓焊接或者擴張成形的整體式橋殼。
5.2 驅動橋殼強度計算
橋殼的危險截面通常在鋼板彈簧座內(nèi)側附近，橋殼端部的輪轂軸承根部也應列為危險斷面進行強度校核。其受力如圖4所示。
圖4 橋殼受力示意圖
不平路面沖擊載荷作用下驅動橋殼強度計算
（5－1）
=
=
即300MPa<<500MPa,符合要求。
式中，－汽車在不平路面上，危險斷面的彎曲應力，；
－輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離，；
－動載系數(shù)，乘用車??；貨車??；越野車取。
6 后懸架設計
后懸架只有鋼板彈簧組成。
6.1 懸架結構形式的選擇
懸架有獨立懸架和非獨立懸架，非獨立懸架的結構特點是：左、右車輪用一根整體軸相連，在經(jīng)過懸架與車身連接；獨立懸架的結構特點是：左右車輪通過各自的懸架與車身連接。懸架的選擇是與驅動橋的形式密切相關的，驅動橋為整體式時，則選用非獨立懸架；驅動橋為斷開式時，則選用獨立懸架。
非獨立懸架主要優(yōu)點是：結構簡單，制造容易，維修方便，工作可靠。缺點是：由于兩輪通過一根軸剛性相連，其中一個車輪的跳動都會一起另一個車輪跳動，行駛平順性差。
獨立懸架的優(yōu)點是：簧下質量小，懸架占用空間少，彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度較小的彈簧，使車身振動頻率降低，改善汽車行駛的平順性。缺點是：結構復雜，成本較高，維修困難，
由于驅動橋已經(jīng)選擇了整體式，故懸架選用非獨立懸架。
6.2 懸架主要參數(shù)的確定
（1）懸架靜撓度
懸架靜撓度為汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度之比：
（6－1）
汽車后部分車身的固有頻率為：
（6－2）
當采用彈性特性為線性變化的懸架時，后懸架的靜撓度為：
（6－3）
式中，－后懸架剛度，；
－后懸架的簧上質量，；
－重力加速度，。
將（6－3）代入（6－2）得：
（6－4）
用途不同的汽車，對平順性的要求也是不同的，乘用車最高，客車次之，貨車更次之。貨車滿載時，后懸架要求偏頻在～之間。
本次設計選定后懸架偏頻 n1=1.76HZ。
將代入（6－4）得：
（6－5）
=
=
同理可知，fc1=80 mm
（2）懸架的動撓度
懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。要求懸架有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。對乘用車，取～；對客車，取～；對貨車，取～。
本次設計取。
6.3 彈性元件計算
鋼板彈簧在汽車上的應用十分廣泛，可以縱置或橫置。后者因為要傳遞縱向力，必須設置附加的導向傳力裝置，使結構復雜、質量加大，所以只在極少數(shù)汽車上應用?？v置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩，并且結構簡單。
6.3.1 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定
初始條件：
滿載靜止時汽車后軸負荷；
滿載靜止時汽車后軸簧下部分荷重；
懸架的靜撓度；
懸架的動撓度；
汽車的軸距；
單個鋼板彈簧的載荷。
（1）滿載弧高
用來保證汽車具有給定的高度。當=時，鋼板彈簧在對稱位置上工作?？紤]到使用期間鋼板彈簧塑性變形的影響和為了在車架高度已限定時能得到足夠的動撓度值，常取=～。
本次設計取=。
（2）鋼板彈簧長度的確定
增加鋼板彈簧的長度能顯著降低彈簧應力，提高使用壽命；降低彈簧剛度，改善汽車行駛平順性。但選用長的鋼板彈簧，會在汽車布置上產(chǎn)生困難。故在總布置可能的條件下，盡可能選用較長的鋼板彈簧。推薦乘用車（～）；貨車前懸架（～），后懸架（～）。
本次設計取。
（3）鋼板斷面寬度和厚度的確定
鋼板彈簧所需要的總慣性矩為：
（6－6）
其中，－型螺栓中心距，110；
－考慮型螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)，剛性夾緊取，撓性夾緊取；本次取；
－鋼板彈簧垂直剛度，；
－撓度增大系數(shù)；
－材料彈性模量，取
鋼板彈簧垂直剛度為：
（6－7）
=
=154.6
先確定與主片彈簧等長的重疊片數(shù)=1，在估計一個總片數(shù)=10，則=0.1。
撓度增大系數(shù)為：
（6－8）
=1.374
（6－9）
=75109
鋼板彈簧總截面系數(shù)為：
（6－10）
式中，為許用彎曲應力。推薦前彈簧和平衡懸架彈簧為350～450；后主簧為450～550；后副簧為220～250。本次取=500。
（6－11）
=7564.73
鋼板彈簧平均厚度為：
（6－12）
=
=10.31
取=10。
增大片寬，能增加卷耳強度，但當車身受側向力作用傾斜時，彈簧的扭曲應力增大。推薦片寬與片厚的比值=6～10。則鋼板彈簧斷面寬為：70。
（4）鋼板彈簧片數(shù)的確定
（6－13）
則
=12.87 （6－14）
取。
6.3.2 鋼板彈簧各片長度的確定
先將各片厚度的立方值按同一比例沿縱坐標繪制在圖上，再沿橫坐標量出主片長的一半，和形螺栓中心距的一半，得到A、B兩點，連接A、B即可得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各葉片的上側交點即為各片長度。如果存在與主片長等長的重疊片，就從B點到最后一個重疊片的上側邊端點連一直線，此直線與各片的上側邊交點即為各片長度。各片實際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。
作圖得：從第三片到十三片鋼板彈簧長度分別為930；850；780；690,620；540；460；380,310；230；160。
6.3.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算
（1）鋼板彈簧在自由狀態(tài)下的弧高
（6－15）
式中，－靜撓度，；
－滿載弧高，；
－鋼板彈簧總成用形螺栓夾緊后引起的弧高變化，。
（6－16）
=
=9.58
式中，－形螺栓中心距，110；
－鋼板彈簧主片長度，。
將（6－16）代入（6－15）得：
（6－17）
=91.58
則鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑為：
（6－18）
=
=1565.76
（2）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定
（6－19）
式中，－第片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑，；
－鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑，；
－各片彈簧預應力，；
－材料的彈性模量，，?。?
－第片彈簧厚度，。
選取各片彈簧預應力時，要求做到：裝配前各片彈簧片間的間隙相差不大，且裝配后各片能很好地貼和；為保證主片及與其相鄰的長片有足夠的使用壽命，應適當降低主片及其相鄰的長片的應力。
為此，選取各片預應力時，對于片厚相等的鋼板彈簧，各片預應力值不宜選取過大。推薦主片在根部的工作應力與預應力疊加后的合成應力在300～350內(nèi)選取。1～4片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力從長片到短片由負值逐漸遞增至正值。
則第一片至第十三片各片自由狀態(tài)下的曲率半徑分別為：3465，2430，2400，2290，1975，1810，1540，345，1255，1210，1205，1230，1280.
6.3.5 鋼板彈簧總成弧高的核算
由于鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑是經(jīng)選取預應力后用公式 計算，受其影響，裝配后鋼板彈簧總成自由狀態(tài)下的弧高與用計算的結果會有不同。因此，需要核算鋼板彈簧總成的弧高。
根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)時各片勢能總和最小狀態(tài)，因此可求得等厚葉片彈簧的為：
（6－26）
式中，為鋼板彈簧第片的長度，。
R0=2340mm （6－27）
則鋼板彈簧總成的弧高為：
=121.61 （6－28）
6.3.6 鋼板彈簧的強度驗算
汽車驅動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在其前半段出現(xiàn)的最大應力為：
（6－29）
=312<350MPa,符合要求。
式中，－作用在后輪上的垂直靜負荷，；
－驅動時后軸負荷轉移系數(shù)，對于乘用車：=1.25～1.30，貨車：=1.10～1.20；
－道路附著系數(shù)，取=0.8；
－鋼板彈簧片寬，；
－鋼板彈簧主片厚度，；
－彈簧固定點到路面的距離，；
－鋼板彈簧前段長度，；
－鋼板彈簧后段長度，；
－鋼板彈簧總截面系數(shù)。
6.3.7 鋼板彈簧上其它零件的設計計算
（1）彈簧支架
一般中小型汽車上鋼板彈簧支架的壁厚為3～6，用鋼板焊接在車身上。
本次設計取壁厚為6。
（2）彈簧襯套
轎車以及微型客車車一般都用橡膠襯套，本次設計彈簧襯套采用橡膠襯套。
（3）吊耳
小型汽車的吊耳多用鋼板制成，鋼板吊耳的安裝方式分為承壓型和受拉型兩類，本設計采用受拉式吊耳。
34
設計總結
在這次畢業(yè)設計中，我設計的是驅動橋和后懸架。在驅動橋方面主要是選擇和計算主減速器的一對雙曲面錐齒輪、差速器行星直齒錐齒輪和半軸齒輪。在計算好齒輪的幾何尺寸后，對它們進行裝配。在裝配過程中，選擇合適的軸承、調(diào)整裝置和支承形式。最后就是計算合理的壁厚，設計工藝性好的橋殼。在懸架方面，主要是計算鋼板彈簧的所有幾何尺寸和選擇合適的吊耳支承形式。
經(jīng)過一學期的畢業(yè)設計，我對汽車構造尤其是底盤部分有了更深層次的理解。對于底盤部分各總成的裝配關系和動力傳遞路線，有了深刻的了解。當然，由于需要完成相應的外文翻譯，所以英語水平也相應有所提高。
這次畢業(yè)設計的主要設計思路是根據(jù)任務書已知的參數(shù)和要求，利用各種參考資料和經(jīng)驗公式選定必要的設計參數(shù)。計算和計算機繪圖同時進行，依據(jù)計算數(shù)據(jù)畫圖，同時反過來，根據(jù)所畫圖形的結構和裝配關系及時調(diào)整計算的設計參數(shù)，使所設計的各零件尺寸盡可能精確，力求能