汽車驅動橋設計【輕型貨車驅動橋設計】【主減速器采用單級主減速器驅動橋】

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Its performance will have a direct impact on automobile performance .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed， heavy-loaded，high efficiency，high benefit today heavy truck，must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck developing tendency. Drive axle should be designed to ensure the best dynamic and fuel economy on given condition. According to the design parameters given, firstly determine the overall vehicle parameters in accordance with the traditional design methods and reference the same vehicle parameters, then identify the main reducer, differential, axle and axle housing structure type, finally design the parameters of the main gear, the driven gear of the final drive, axle gears and spiral bevel gear and check the strength and life of them. In design process of the drive axle, we should ensure a reasonable structure, practical applications, the design of assembly and parts as much as possible meeting requirements of the standardization of parts, components and products universality and the serialization and change convenience of repair and maintenance, good mechanical technology, being easy to manufacture. Key words: light truck; drive axle; single reduction final drive 目 錄 引言 .1 第一章 總體方案論證 .2 1.1 非斷開式驅動橋 .3 1.2 斷開式驅動橋 .3 1.3 多橋驅動的布置 .4 第二章 主減速器設計 .5 2.1 主減速器結構方案分析 .6 2.1.1 螺旋錐齒輪傳動 .6 2.1.2 結構形式 .7 2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 .7 2.2.1 主動錐齒輪的支承 .7 2.2.2 從動錐齒輪的支承 .8 2.3 主減速器錐齒輪設計 .8 2.3.1 主減速比 i 的確定 .80 2.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數選擇 .10 2.4 主減速器錐齒輪的材料 .11 2.5 主減速器錐齒輪的強度計算 .12 2.5.1 單位齒長圓周力 .12 2.5.2 齒輪彎曲強度 .13 2.5.3 輪齒接觸強度 .14 2.6 主減速器錐齒輪軸承的設計計算 .14 2.6.1 錐齒輪齒面上的作用力 .14 2.6.2 錐齒輪軸承的載荷 .15 2.6.3 錐齒輪軸承型號的確定 .18 第三章 差速器設計 .19 3.1 差速器結構形式選擇 .19 3.2 普通錐齒輪式差速器齒輪設計 .20 3.3 差速器齒輪的材料 .22 3.4 普通錐齒輪式差速器齒輪強度計算 .22 第四章 驅動車輪的傳動裝置設計 .23 4.1 半軸的型式 .23 4.2 半軸的設計與計算 .24 4.2.1 半浮式半軸的設計計算 .25 4.3 半軸的結構設計及材料與熱處理 .27 第五章 驅動橋殼設計 .28 5.1 橋殼的結構型式 .28 5.2 橋殼的受力分析及強度計算 .29 第六章 結論 .30 致 謝 .31 參 考 文 獻 .31 附件清單 .33 0 引言 本課題是對汽車驅動橋的結構設計。故本說明書將對驅動橋及其主要零部件的結構 型式與設計計算作一一介紹。 驅動橋的設計，由驅動橋的結構組成、功用、工作特點及設計要求講起，詳細地分 析了驅動橋總成的結構型式及布置方法；全面介紹了驅動橋車輪的傳動裝置和橋殼的各 種結構型式與設計計算方法。 汽車驅動橋是汽車的重大總成，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經車輪、車架及承 載式車身經懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳 遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結構型式和設計參數 除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經濟性、平 順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。另外，汽車驅動橋在汽車的各種總 成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅動橋包含主減 速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器） 、橋殼和各種齒輪。由上述可 見，汽車驅動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及 總成的制造也幾乎要設計到所有的現(xiàn)代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅動橋的學習 和設計實踐，可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。 本課題的設計依據： 發(fā)動機排量 1997ML 最大功率/轉速 110/6000 KW/RPM 最大轉矩/轉速 186/5000 NM/RPM 最高車速 Vmax=180km/h 輪距 1450mm 車輪滾動半徑 R=0.312m 主減速比 3.91 有以下兩大難題，一是將發(fā)動機輸出扭矩通過萬向傳動軸將動力傳遞到后輪子上， 達到更好的車輪牽引力與轉向力的有效發(fā)揮，從而提高汽車的行駛能力。二是差速器向 兩邊半軸傳遞動力的同時，允許兩邊半軸以不同的轉速旋轉，滿足兩邊車輪盡可能以純 1 滾動的形式作不等距行駛，減少輪胎與地面的摩擦。 本課題的設計思路可分為以下幾點：首先選擇初始方案，該轎車屬于普及型轎車， 采用后橋驅動，所以設計的驅動橋結構需要符合普及型轎車的結構要求；接著選擇各部 件的結構形式；最后選擇各部件的具體參數，設計出各主要尺寸。 所設計的轎車驅動橋制造工藝性好、外形美觀，工作更穩(wěn)定、可靠。該驅動橋設計 大大降低了制造成本，同時驅動橋使用維護成本也降低了。驅動橋結構符合其整體結構 要求。設計的產品達到了結構簡單，修理、保養(yǎng)方便；機件工藝性好，制造容易的要求。 目前我國正在大力發(fā)展汽車產業(yè),采用后輪驅動汽車的平衡性和操作性都將會有很大 的提高。后輪驅動的汽車加速時，牽引力將不會由前輪發(fā)出，所以在加速轉彎時，司機 就會感到有更大的橫向握持力，操作性能變好。維修費用低也是后輪驅動的一個優(yōu)點， 盡管由于構造和車型的不同，這種費用將會有很大的差別。如果你的變速器出了故障， 對于后輪驅動的汽車就不需要對差速器進行維修，但是對于前輪驅動的汽車來說也許就 有這個必要了，因為這兩個部件是做在一起的。 所以后輪驅動必然會使得乘車更加安全、舒適，從而帶來可觀的經濟效益。 第一章 總體方案論證 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并 將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力 力和橫向力。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。 驅動橋設計應當滿足如下基本要求： a)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。 b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 c)齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 d)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。 e)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以 改善汽車平順性。 2 f)與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。 g)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。 驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式 驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨 立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為 獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構叫復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行 駛平順性。 1.1 非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽 車、客車和公共汽車上，在多數的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體 結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右 驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、驅動 車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。 驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅動橋下的最小 離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的 條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級結構。在雙級主減速器 中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內，也可以將第二級減速齒輪作為輪 邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的 輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質心高度 和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于 其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱 齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。 在少數具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上，有時 采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以 及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。 1.2 斷開式驅動橋 3 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車 輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動， 所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動 橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式 車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。 兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相 應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 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，且后者多屬于輕 型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 1.3 多橋驅動的布置 為了提高裝載量和通過性，有些重型汽車及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋 驅動，常采用的有 44、66、88 等驅動型式。在多橋驅動的情況下，動力經分動器 傳給各驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅動橋的布置 型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器 經各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數量增多，且造成各驅動 橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對 88 汽車來說，這種非貫通式驅 動橋就更不適宜，也難于布置了。 為了解決上述問題，現(xiàn)代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置型式。 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各驅動 橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯(lián)接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰 兩橋的傳動軸，是串聯(lián)布置的。汽車前后兩端的驅動橋的動力，是經分動器并貫通中間 4 橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了各驅動橋零件的相互通 用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于汽車的設計(如汽車的變型)、制造 和維修，都帶來方便。 由于非斷開式驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠，查閱資料，參照國內相關轎 車的設計,最后本課題選用非斷開式驅動橋。 其結構如圖 1-1 所示： 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 1半軸 2圓錐滾子軸承 3支承螺栓 4主減速器從動錐齒輪 5油封 6主減速器主動錐齒 輪 7彈簧座 8墊圈 9輪轂 10調整螺母 圖 1-1 驅動橋 第二章 主減速器設計 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒 輪帶動齒數多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動 力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉 速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面 的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、 操縱省力。 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： 5 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。 d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，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、調整方便。 2.1 主減速器結構方案分析 主減速器的結構形式主要是根據齒輪類型、減速形式的不同而不同。 2.1.1 螺旋錐齒輪傳動 圖 2-1 螺旋錐齒輪傳動 按齒輪副結構型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪 式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒輪傳動即行星 齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。 在發(fā)動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機 縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳動。 為了減少驅動橋的外輪廓尺寸，主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪而采用螺旋錐齒 輪。因為螺旋錐齒輪不發(fā)生根切（齒輪加工中產生輪齒根部切薄現(xiàn)象，致使齒輪強度大 大降低）的最小齒數比直齒輪的最小齒數少，使得螺旋錐齒輪在同樣的傳動比下主減速 器結構較緊湊。此外，螺旋錐齒輪還具有運轉平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點，汽車上獲得廣泛應 用。 近年來，有些汽車的主減速器采用準雙曲面錐齒輪（車輛行業(yè)中簡稱雙曲面?zhèn)鲃樱?6 傳動。準雙曲面錐齒輪傳動與圓錐齒輪相比，準雙曲面齒輪傳動不僅工作平穩(wěn)性更好， 彎曲強度和接觸強度更高，同時還可使主動齒輪的軸線相對于從動齒輪軸線偏移。當主 動準雙曲面齒輪軸線向下偏移時，可降低主動錐齒輪和傳動軸位置，從而有利于降低車 身及整車重心高度，提高汽車行使的穩(wěn)定性。但是，準雙曲面齒輪傳遞轉矩時，齒面間 有較大的相對滑動，且齒面間壓力很大，齒面油膜很容易被破壞。為減少摩擦，提高效 率，必須采用含防刮傷添加劑的雙曲面齒輪油，絕不允許用普通齒輪油代替，否則將時 齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。 查閱文獻1、2，經方案論證，主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式（如圖 2-1 示） 。螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上 嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少 有兩對以上的輪齒同時捏合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。為保 證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 2.1.2 結構形式 為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。 按參加減速傳動的齒輪副數目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器、雙速主減 速器、雙級減速配以輪邊減速器等。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上， 若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪 邊減速器。單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。單級主減速器由一對 圓錐齒輪組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。 查閱文獻1、2，經方案論證，本設計主減速器采用單級主減速器。其傳動比 i0 一般小于等于 7。 2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。 齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量裝配調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密切相關。 3.2.1 主動錐齒輪的支承 7 圖 2-2 主動錐齒輪懸臂式 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 方案論證，采用懸臂式支承結構（如圖 2-2 示） 。圓錐滾子軸承大端向外，這樣可以增加 支撐間的距離 b，并可減小懸臂長度 a，可以改善支承剛度。 懸臂式支承的優(yōu)點是結構簡單。缺點是支承剛度較差。這種結構主要用在傳遞轉矩 較小的乘用車，輕型商用車的單級主減速器中。所以綜合得出本設計選用懸臂式支承。 圖 2-3 從動錐齒輪支撐形式 2.2.2 從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖 2-3 示） 。為了增加支承剛度，兩軸承的圓 錐滾子大端應向內，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。 2.3 主減速器錐齒輪設計 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據，應在0 汽車總體設計時就確定。 2.3.1 主減速比 i 的確定0 8 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高 檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。i 的選擇應在汽車總體設計時和傳動0 系的總傳動比 i 一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌?i 下的功率平衡田來研究 i0 對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇0 i 值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。 本設計給出了 i =3.910 從動錐齒輪計算轉矩 Tcs Tcs= （2-3）2rmGin 式中： Tce計算轉矩，Nm； n計算驅動橋數，1； im主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比，i f=1； 滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷（N） ， =11858N；2G2G m主減速器主動齒輪到車輪間的傳動效率，=1； 汽車最大加速的時的后軸負荷轉移系數， =1.3；2 2m 輪胎與路面間的附著系數， =0.85； 車輪滾動半徑， =0.312m；r r 代入式（3-3） ，有： Tcs=4088 Nm Tce=2941.7Nm 主動斜齒圓柱齒輪的計算轉矩為 （2-5）GoziTce 式中： 為主動斜齒圓柱齒輪的計算轉矩，Nm；zT 9 為主傳動比，取 3.91；oi 為主、從動斜齒圓柱齒輪間的傳動效率。 （計算時，對于弧齒斜齒圓柱齒輪副，G 取 95%；對于雙曲面齒輪副，當 6 時， 取 85%，當 =e，由此得 X=0.4,Y=1.7。arF 18 另外查得載荷系數 fp=1.2。 P=fp（XF r+YFa） （2-21） 將各參數代入式（3-21）中，有： P=78990N 軸承應有的基本額定動負荷 C r C r= （2-22） 10h36tnLPf 式中： ft溫度系數，查文獻4，得 ft=1； 滾子軸承的壽命系數，查文獻4，得 =10/3； n軸承轉速，426.3r/min； L h軸承的預期壽命，5000h； 將各參數代入式（2-22）中，有； C r=59558N 初選軸承型號 查文獻3，初步選擇 Cr =61500N C r的圓錐滾子軸承 32304。 驗算 32304 圓錐滾子軸承的壽命 Lh = （2-23） trf167nP 將各參數代入式（2-21）中，有： Lh =4879h5000h 所選擇 32304 圓錐滾子軸承的壽命低于預期壽命，故選 32304 軸承,經檢驗能滿足。 軸承 B、軸承 C、軸承 D、軸承 E 強度都可按此方法得出，其強度均能夠滿足要求。 第三章 差速器設計 19 汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，左右兩 輪胎內的氣壓不等、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。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形 式。 3.1 差速器結構形式選擇 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點， 應用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。 普通齒輪式差速器的傳動機構為齒輪式。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩 種。 強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設置差速鎖。當一側驅動輪滑轉時， 可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速鎖在軍用汽車上應用較廣。 查閱文獻5經方案論證，差速器結構形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2 個半軸齒輪，4 個行星齒輪 (少數汽車采用 3 個行星齒輪，小型、微型汽車多采用 2 個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少 裝 4 個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結 構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、 客車和各種公路用載貨汽車上有些越野汽車也采用了這種結構，但用到越野汽車上需 要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內摩擦，提高其鎖緊系數；或加裝可操縱 的、能強制鎖住差速器的裝置差速鎖等。 3.2 普通錐齒輪式差速器齒輪設計 20 a) 行星齒輪數 n 通常情況下，轎車的行星齒輪數 n=2。 b) 行星齒輪球面半徑 Rb 行星齒輪球面半徑 Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐矩的大小和承載能力。 Rb=Kb （3-1）3dT 式中： Kb行星齒輪球面半徑系數，K b=2.53.0，對于有兩個行星齒輪的轎車取最大值； 取 3.0 Td差速器計算轉矩，2941.7Nm； 將各參數代入式（3-1） ，有： Rb=44 mm 行星齒輪節(jié)錐距 A0=43.5mm c）行星齒輪和半軸齒輪齒數 z1和 z2 為了使輪齒有較高的強度，z 1一般不少于 10。半軸齒輪齒數 z2在 1425 選用。大 多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比 在 1.52.0 的范圍內，且半軸齒輪齒數和必21z 須能被行星齒輪齒數整除。 查閱資料，經方案論證，初定半軸齒輪與行星齒輪的齒數比 =2，半軸齒輪齒數21z z2=24，行星齒輪的齒數 z 1=12。 d） 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 1、 2及模數 m 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 1、 2分別為 1= （3-2）2zarctn 2= （3-3）1rtz 將各參數分別代入式（32）與式（33） ，有： 1=27， 2=63 21 錐齒輪大端模數 m 為 m= （3-4）012Asinz 將各參數代入式（3-4） ，有： m=3.29mm 查閱文獻3，取模數 m=3.3 e）半軸齒輪與行星齒輪齒形參數 按照文獻3中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表 3-1。 f）壓力角 汽車差速齒輪大都采用壓力角 =2230，齒高系數為 0.8 的齒形。 表 3-1 半軸齒輪與行星齒輪參數 參 數 符 號 半軸齒輪 行星齒輪 分度圓直徑 d 100 50 齒頂高 ha 2.7 3.51 齒根高 hf 4.11 3.3 齒頂圓直徑 da 110.5 54 齒根圓直徑 df 98 46 齒頂角 a 3.14 5.53 齒根角 f 5.53 3.14 分度圓錐角 63 27 頂錐角 a 66.1 32.5 根錐角 f 57.5 24 錐距 R 47 46 分度圓齒厚 s 6.45 6.67 齒面寬 b 12 12 g)行星齒輪軸用直徑 d 行星齒輪軸用直徑 d（mm）為 22 d= （3-5）30cdT1.nr 式中： T0差速器殼傳遞的轉矩，2941.7Nm； n行星齒輪數,2； rd行星齒輪支承面中點到錐頂的距離，mm； c支承面許用擠壓應力，取 98 MPa； 將各參數代入式（3-5）中，有： d=21.2mm，取 22mm。 行星齒輪在軸上的支承長度 L 為 L=1.1d=24.2mm 3.3 差速器齒輪的材料 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。 3.4 普通錐齒輪式差速器齒輪強度計算 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 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。輪齒彎曲應力 w（MPa）為 w= （3-6）3smv2Tk10bdJn 式中： n行星齒輪數,2； J綜合系數，取 0.224； b2半軸齒輪齒寬，mm； 23 d2半軸齒輪大端分度圓直徑，mm； T半軸齒輪計算轉矩（Nm） ，T=0.6 T 0 ,1765； ks、k m、k v按照主減速器齒輪強度計算的有關轉矩選取； 將各參數代入式（4-6）中，有： w=938.5 MPa 按照文獻1, 差速器齒輪的 w w=980 MPa，所以齒輪彎曲強度滿足要求。 第四章 驅動車輪的傳動裝置設計 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 半軸的型式 普通非斷開式驅動橋的半軸，根據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?？捎糜谵I 24 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 570MPa。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。 4.2 半軸的設計與計算 半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。 半軸的計算應考慮到以下三種可能的載荷工況： a）縱向力 X2最大時(X 2Z 2 )附著系數尹取 0.8，沒有側向力作用； b）側向力 Y2最大時，其最大值發(fā)生于側滑時，為 Z2 中， ，側滑時輪胎與地面?zhèn)认? 附著系數 ，在計算中取 1.0，沒有縱向力作用；1 c）垂向力 Z2最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為(Z 2-gw) kd，k d是動載荷系數，這時沒有縱向力和側向力的作用。 由于車輪承受的縱向力、側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即: 2=X+Y 故縱向力 X2最大時不會有側向力作用，而側向力 Y2最大時也不會有縱向力作用。 4.2.1 全浮式半軸的設計計算 本課題采用全浮式半軸，其詳細的計算校核如下： a)全浮式半軸計算載荷的確定 全浮式半軸只承受轉矩，其計算轉矩按下式進行： 25 T= Temaxig1i0 （4-1） 式中：差速器的轉矩分配系數，對圓錐行星齒輪差速器可取 0.6； ig1變速器 1 擋傳動比； i0主減速比。 已知：T emax186Nm；i g14.17； i 03.91 ； =0.6 計算結果： T=0.61864.173.91 =1819.6N.m 在設計時，全浮式半軸桿部直徑的初步選取可按下式進行： （4-2） 33310(2.5.18).96TdT 式中 d半軸桿部直徑，mm； T半軸的計算轉矩，Nrn； 半軸扭轉許用應力，MPa。 根據上式帶入 T1819.6Nm，得： 32mmd32.6mm 取：d=32mm 給定一個安全系數 k=1.5 d=kd =1.526 =48mm 全浮式半軸支承轉矩，其計算轉矩為： （4-3）22LrRrTX 三種半軸的扭轉應力由下式計算： （4-4）3160d 26 式中 半軸的扭轉應力，MPa； T一半軸的計算轉矩，T=1819.6Nm； d半軸桿部直徑，d=32mm。 將數據帶入式（4-3） 、 （4-4）得： =528MPa 半軸花鍵的剪切應力為 （4-5） 310()/4bpBATzLjDd 半軸花鍵的擠壓應力為 （4-6）2/)(4/)(10 3ABABpc ddLzT 式中 T半軸承受的最大轉矩，T=12215Nm； DB半軸花鍵(軸)外徑，D B=48mm； dA相配的花鍵孔內徑，d A=42mm； z花鍵齒數； Lp花鍵工作長度，L p=48mm； B花鍵齒寬，B=6qqmm； 載荷分布的不均勻系數，取 0.75。 將數據帶入式（4-5） 、 （4-6）得： =68Mpab =169MPac 半軸的最大扭轉角為 （4-7）3108GJTl 式中 T半軸承受的最大轉矩，T=12215Nm； l半軸長度，l =725mm； G材料的剪切彈性模量，MPa； 27 J半軸橫截面的極慣性矩， mm 4。 將數據帶入式（4-7）得： = 8 半軸計算時的許用應力與所選用的材料、加工方法、熱處理工藝及汽車的使用條 件有關。當采用 40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40 號及 45 號鋼等作為全浮式半軸的 材料時，其扭轉屈服極限達到 784MPa 左右。在保證安全系數在 1.31.6 范圍時，半軸 扭轉許用應力可取為 490588MPa。 對于越野汽車、礦用汽車等使用條件差的汽車，應該取較大的安全系數，這時許用 應力應取小值；對于使用條件較好的公路汽車則可取較大的許用應力。 當傳遞最大轉矩時，半軸花鍵的剪切應力不應超過 71.05MPa；擠壓應力不應該超過 196MPa，半軸單位長度的最大轉角不應大于 8/m。 4.3 半軸的結構設計及材料與熱處理 為了使半軸的花鍵內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。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。 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質處理的方法，調質后要 求桿部硬度為 HB388444(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 HRC5263，硬化層深約為其半徑的 13， 心部硬度可定為 HRC3035；不淬火區(qū)(突緣等)的硬度可定在 HB248277 范圍內。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 28 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。 第五章 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 橋殼的結構型式 橋殼的結構型式大致分為可分式 a）可分式橋殼 可分式橋殼的整個橋殼由一個垂直接合面分為左右兩部分，每一部分均由一個鑄件 殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)接。在裝配主減速器 及差速器后左右兩半橋殼是通過在中央接合面處的一圈螺栓聯(lián)成一個整體。其特點是橋 殼制造工藝簡單、主減速器軸承支承剛度好。但對主減速器的裝配、調整及維修都很不 方便，橋殼的強度和剛度也比較低。過去這種所謂兩段可分式橋殼見于輕型汽車，由于 上述缺點現(xiàn)已很少采用。 b）整體式橋殼 整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一整體的空心梁，其強度 及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的 主減速殼里，構成單獨的總成，調整好以后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用 29 螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。 整體式橋殼按其制造工藝的不同又可分為鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式和鋼管擴張 成形式三種。 5.2 橋殼的受力分析及強度計算 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（與前述 半軸強度計算的三種載荷工況相同） 。 當牽引力或制動力最大時，橋殼鋼板彈簧座處危險端面的彎曲應力 和扭轉應力 為： (5-1)vhM=W (5-2)T 式中 地面對車輪垂直反力在橋殼板簧座處危險端面引起的垂直平面內的彎矩，vM ；hx2=Fb 橋殼板簧座到車輪面的距離；b 牽引力或制動力 （一側車輪上的）在水平平面內引起的彎矩，h x2 ；hx2M=Fb 牽引或制動時，上述危險斷面所受的轉矩， ；T Tx2r=F 、 分別為橋殼危險斷面垂直平面和水平面彎曲的抗彎截面系數；vWh 危險斷面的抗扭截面系數。T 將數據帶入式（5-2） 、 （5-3）得： =400 N/mm2 =250 N/mm2 橋殼許用彎曲應力為 300-500N/mm2，許用扭轉應力為 150-400N/mm2?？慑懺鞓驓と?30 較小值，鋼板沖壓焊接橋殼取最大值。 第六章 結論 本課題是汽車驅動橋設計，由于結構簡單、主減速器造價低廉、工作可靠，可以被 廣泛用在各種轎車。 設計介紹了后橋驅動的結構形式和工作原理，計算了差速器、主減速器以及半軸的 結構尺寸，進行了強度校核，并繪制了有關零件圖和裝配圖。 本驅動橋設計結構合理，符合實際應用，具有很好的動力性和經濟性，驅動橋總成 及零部件的設計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，修理、保養(yǎng)方便，機件工藝性好，制造容易。 但此設計過程仍有許多不足，在設計結構尺寸時，有些設計參數是按照以往經驗值 得出，這樣就帶來了一定的誤差。另外，在一些小的方面，由于時間問題，做得還不夠 仔細，懇請各位老師給予批評指正。 31 致 謝 近三個月時間的畢業(yè)課題設計是我大學生活中忙碌而又充實一段時光。這里有治學 嚴謹而又親切的老師，有互相幫助的同學，更有積極、向上、融洽的學習生活氛圍。短 短的時間里，我學到了很多的東西。 首先，非常感謝我的畢業(yè)設計知道老師左老師。本次設計的課題是：汽車驅動橋設 計。作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如 果沒有導師的督促指導，想要完成這個設計是難以想象的。通過指導老師左老師的講解， 終于把設計的思路搞清楚了。對于具體的細節(jié)問題，涉及到一些經驗方面的問題，指導 老師總是不厭其煩的講解。給了我很大的幫助。在這里我非常敬佩左老師的專業(yè)水平、 治學嚴謹和科學研究的精神，這將是我終身學習的榜樣，.并將積極影響我今后的學習和 工作。 其次，非常感謝我的同學。當我在畢業(yè)設計過程中遇到問題和困難時，是他們給我 提出許多細節(jié)的意見和建議，使我的畢業(yè)設計更加完善，并耐心的幫我解決了許多實際 問題，使我獲益良多。 最后，向我的父親、母親致謝，感謝他們對我的支持。 32 參 考 文 獻 1 劉惟信.汽車設計M.北京:清華大學出版社,2001. 2 陳家瑞. 汽車構造M. 北京：機械工業(yè)出版社，2003. 3 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊M：設計篇.北京：人民交通出版社，2001. 4 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊M：基礎篇.北京：人民交通出版社，2001. 5 余志生. 汽車理論M. 北京：機械工業(yè)出版社, 1990. 6 楊朝會，王豐元，馬浩.基于有限元方法的載貨汽車驅動橋殼分析J.農業(yè)裝備與車 輛工程.2006， （10）：1921 7 胡迪青，易建軍，胡于進，李成剛.基于模塊化的越野汽車驅動橋設計及性能綜合評 價J.機械設計與制造工程，2000， （3）：811. 8 唐善政.汽車驅動橋噪聲的試驗研究與控制J.汽車科技，2000， （3）：1424 9 石琴，陳朝陽，錢鋒，溫千紅汽車驅動橋殼模態(tài)分析J.上海汽車，1999，(4): 13，8. 10 林軍，周曉軍，陳子辰，陳慶春.汽車驅動橋總成在線自動檢測系統(tǒng)J.機械與電 子，2000， （4）：2021. 11 王聰興,馮茂林. 現(xiàn)代設計方法在驅動橋設計中的應用J.公路與汽運，2004，(4): 68. 12 楊鎖望，韓愈琪，楊鈺.礦用自卸驅動橋殼結構分析與改進設計J.專用汽車， 2005， （1）：2123. 13 王鐵，張國忠，周淑文.路面不平度影響下的汽車驅動橋動載荷J.東北大學學報, 2003,(1):5053. 14 常曙光.重載汽車驅動橋齒輪用鋼的成分設計J.現(xiàn)代零部件，2006， （1）： 9095. 15 徐灦. 機械設計手冊M. 北京：機械工業(yè)出版社，1991. 33 附件清單 1 驅動橋總成 JZC 2400 001 A0 2 半軸 JZC 2400 002 A2 3 橋殼 JZC 2400 003 A2 4 差速器半軸齒輪 JZC 2400 004 A3 5 差速器行星齒輪 JZC 2400 005 A3 6 十字軸 JZC 2400 006 A3 7 差速器右殼 JZC 2400 007 A2 8 差速器左殼 JZC 2400 008 A2 9 主減速器從動齒輪 JZC 2400 009 A1 10 主減速器主動齒輪 JZC 2400 010 A3