《汽車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)》kiomail

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1、 　前　言 3 設(shè)計(jì)要求 4 第一章 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案擬定 5 圖1-2　中央主減速器整體式驅(qū)動(dòng)橋 5 第二章 主減速器設(shè)計(jì) 6 2.1　主減速器的結(jié)構(gòu)形式 6 主減速器的齒輪類型 8 主減速器主，從動(dòng)錐齒輪的支承形式 8 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 9 主減速器計(jì)算載荷的確定 9 主減速器基本參數(shù)的選擇 11 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 13 主減速器圓弧錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 15 2.齒輪彎曲強(qiáng)度 16 3.輪齒接觸強(qiáng)度 17 主減速器軸承的載荷計(jì)算 18 第三章 差速器設(shè)計(jì) 23 3.1 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理

2、23 3.2 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 24 3.3 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì) 26 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 26 差速器齒輪的幾何計(jì)算 28 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 30 第四章 驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì) 32 4.1　結(jié)構(gòu)形式分析 32 4.1 全浮式半軸計(jì)算載荷的確定 34 4.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 35 4.3 全浮式半軸的強(qiáng)度計(jì)算 35 4.4 半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算 36 4.5　半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料與熱處理 36 第五章 驅(qū)動(dòng)橋殼的設(shè)計(jì) 38 5.1 鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu) 39 5.2 橋殼的受力分析與強(qiáng)度計(jì)算 40

3、參考文獻(xiàn) 41 附　件 42 　前　言 汽車驅(qū)動(dòng)橋位于傳動(dòng)系的末端。其基本功用是增扭、降速和改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動(dòng)軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動(dòng)車輪；其次，驅(qū)動(dòng)橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動(dòng)力矩和反作用力矩等。驅(qū)動(dòng)橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動(dòng)裝置和橋殼組成。 設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)橋時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求： 1） 選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)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(dòng)件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4） 在各種載荷

4、和轉(zhuǎn)速工況下有較高的傳動(dòng)效率。 5） 具有足夠的強(qiáng)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(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)。 7） 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式按工作特性分，可以歸并為非斷開式驅(qū)動(dòng)橋和斷開式驅(qū)動(dòng)橋兩大類。當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用非獨(dú)立懸架時(shí)，應(yīng)該選用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，稱為非獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋；當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用獨(dú)立懸架時(shí)，則應(yīng)該選用斷開式驅(qū)動(dòng)橋，稱為獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋。獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，但大大提高了汽車在不平路面上的行駛平順性。 設(shè)計(jì)要求

5、 Ⅰ 車型：載貨汽車 Ⅱ 設(shè)計(jì)基礎(chǔ)數(shù)據(jù)： 1.車型：載貨汽車； 2.空載質(zhì)量：4080kg 前：1930kg　后：2150kg； 3.滿載質(zhì)量：9290kg 前：2360kg　后：6930kg； 4.輪距：前：1810mm　后：1800mm； 5.最高車速：90km/h　最大爬坡度：大于30%； 6.傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比：7.31　主減速器傳動(dòng)比：6.33； 7.額定功率：99kw（最高車速時(shí)3000r/min時(shí)）； 8.最大轉(zhuǎn)矩：353Nm（1200－1400r/min時(shí)）； 9.輪胎規(guī)格：GB516-8219設(shè)計(jì)要求：； Ⅲ 附件要求： 1.裝配圖一張； 2.軸圖

6、一張； 3.齒輪圖一張。 第一章 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案擬定 由于要求設(shè)計(jì)的是載貨汽車的后驅(qū)動(dòng)橋，要設(shè)計(jì)這樣一個(gè)級(jí)別的驅(qū)動(dòng)橋，一般選用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋以與非獨(dú)立懸架相適應(yīng)。該種形式的驅(qū)動(dòng)橋是一根支撐在左右驅(qū)動(dòng)車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動(dòng)件都裝在其中，此時(shí)驅(qū)動(dòng)橋，驅(qū)動(dòng)車輪都屬于簧下質(zhì)量。 　　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(dòng)錐齒輪　5－油封 6－主減速器主動(dòng)錐齒輪　　7－彈簧座　　8－墊圈　　9－輪轂　　10－調(diào)整螺母 圖1-1 驅(qū)動(dòng)橋

7、 圖1-2　中央主減速器整體式驅(qū)動(dòng)橋 第二章 主減速器設(shè)計(jì) 2.1　主減速器的結(jié)構(gòu)形式 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。 驅(qū)動(dòng)橋中主減速器、差速器設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求： a）所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車既有最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動(dòng)件工作平穩(wěn)，噪音小。 c）在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動(dòng)效率；與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與動(dòng)協(xié)調(diào)。 d）在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。 e）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工工藝性好，制造容易

8、，拆裝、調(diào)整方便。 按主減速器的類型分，驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)形式有多種，基本形式有三種如下： 1)中央單級(jí)減速器。此是驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)中最為簡(jiǎn)單的一種，是驅(qū)動(dòng)橋的基本形式， 在載重汽車中占主導(dǎo)地位。一般在主傳動(dòng)比較小的情況下，應(yīng)盡量采用中央單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋。 　　　　　　 　　圖2-1　單級(jí)主減速器 　　　 圖2-2　雙級(jí)主減速器 2)中央雙級(jí)主減速器。 由于上述中央雙級(jí)減速橋均是在中央單級(jí)橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質(zhì)量較大時(shí)，綜合來說，雙級(jí)減速橋一般均不作為一種基本型驅(qū)動(dòng)橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅(qū)動(dòng)橋存在。 3)中央單級(jí)、輪邊減速器。

9、 綜上所述，中央單級(jí)主減速器。它還有以下幾點(diǎn)優(yōu)點(diǎn)： (l)結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單，制造工藝簡(jiǎn)單，成本較低， 是驅(qū)動(dòng)橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位； (2) 載重汽車發(fā)動(dòng)機(jī)向低速大轉(zhuǎn)矩發(fā)展的趨勢(shì)，使得驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)比向小速比發(fā)展； (3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，汽車使用條件對(duì)汽車通過性的要求降低。 (4) 與帶輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化，單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋機(jī)械傳動(dòng)效率提高，易損件減少，可靠性提高。 單級(jí)驅(qū)動(dòng)橋產(chǎn)品的優(yōu)勢(shì)為單級(jí)驅(qū)動(dòng)橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產(chǎn)品設(shè)計(jì)的角度看， 載重車產(chǎn)品在主減速比小于6的情況下，應(yīng)盡量選用單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋。 所以此設(shè)計(jì)采用中央

10、單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋，再配以鑄造整體式橋殼。 圖2-3　中央主減速器 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(dòng)，其特點(diǎn)是主、從動(dòng)齒輪的軸線垂直交于一點(diǎn)。由于輪齒端面重迭的影響，至少有兩個(gè)以上的輪齒同時(shí)嚙合，因此可以承受較大的負(fù)荷，加之其輪齒不是在齒的全長(zhǎng)上同時(shí)嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉(zhuǎn)向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動(dòng)小。另外，弧齒錐齒輪與雙曲面錐齒輪相比，具有較高的傳動(dòng)效率。 主減速器主，從動(dòng)錐齒輪的支承形式 　　　 圖2-3　主動(dòng)錐齒輪懸臂式支承　　　　　　圖2-4　主動(dòng)錐齒輪跨置式

11、 圖2-5　從動(dòng)錐齒輪支撐形式 主動(dòng)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(xiàn)，經(jīng)方案論證，采用懸臂式支承結(jié)構(gòu)（如圖2-3示）?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，使齒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(dòng)錐齒輪后軸承的徑向負(fù)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(jié)構(gòu)較復(fù)雜，所以選用跨置式。 從動(dòng)錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖2-5示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動(dòng)錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)不小于從動(dòng)錐

12、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(yīng)是c等于或大于d。 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 主減速器計(jì)算載荷的確定 1. 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce 從動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce Tce= （2-1） 式中： Tce—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，； Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；Temax =353 n—計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，1； if—變速器傳動(dòng)比，if=7.31； i0—主減速器傳動(dòng)比，i0=6.33； η—變速器傳動(dòng)效率，取η=0.9； k—液力變矩器變矩系數(shù)，K=1；

13、Kd—由于猛接離合器而產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，Kd=1； i1—變速器最低擋傳動(dòng)比，i1=1； 代入式（2-1），有： Tce=14700.7 主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩T=2322.39 Nm 2. 按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 （2-2） 式中 ——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，后橋所承載69300N的負(fù)荷; ——輪胎對(duì)地面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85；對(duì)于越野汽車取1.0；對(duì)于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級(jí)轎車，計(jì)算時(shí)可取1.2

14、5; ——車輪的滾動(dòng)半徑，在此選用輪胎型號(hào)為GB516-82 9.0～20，則車論的滾動(dòng)半徑為0.456m； ，——分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)錐齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0 所以==29845.2 3. 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 對(duì)于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定： （2-3） 式中：——汽車滿載時(shí)的總重量，92900N； ——所牽引的掛車滿載時(shí)總重量，N，但僅用于牽引車的計(jì)算； ——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)

15、于載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.018 ——汽車正常行駛時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，對(duì)于載貨汽車可取0.05~0.09在此取0.07； ——汽車的性能系數(shù)在此取0； ——主減速器主動(dòng)齒輪到車輪之間的效率； ——主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比； n——驅(qū)動(dòng)橋數(shù)。 所以 ==38502.7 主減速器基本參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)和、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、主從動(dòng)錐齒輪齒面寬和、中點(diǎn)螺旋角、法向壓力角等。 1. 主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)和 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： 1）為了磨合

16、均勻，，之間應(yīng)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(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40。 3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對(duì)于商用車一般不小于6。 4）主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。 5）對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，和應(yīng)有適宜的搭配。 根據(jù)以上要求，這里取=6 =38，能夠滿足條件：+=44〉40 2. 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù) 對(duì)于單級(jí)主減速器，增大尺寸會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼的離地間隙，減小又會(huì)影響跨置式主動(dòng)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(yàn)公式初選，即

17、 （2-4） ——直徑系數(shù)，一般取13.0～15.3； ——從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，，為Tce和Tcs中的較小者。 所以 =（13.0～15.3）=（318.5～374.8） 初選=340 則=/=350/38=8.95 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》選取 9，則=342 根據(jù)=來校核=10選取的是否合適，其中=（0.3～0.4） 此處，=（0.3～0.4）=（7.35～9.80），因此滿足校核條件。 3. 主，從動(dòng)錐齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會(huì)導(dǎo)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(huì)減小

18、了齒根圓角半徑，加大了集中應(yīng)力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時(shí)有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端，會(huì)引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會(huì)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(qiáng)度會(huì)降低。 對(duì)于從動(dòng)錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即，而且應(yīng)滿足，對(duì)于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： =0.155342=53.01 在此取54 一般習(xí)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=60 4.中點(diǎn)螺旋角 螺旋角

19、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(diǎn)螺旋角是相等的，選時(shí)應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度，輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時(shí)嚙合的齒越多，傳動(dòng)越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高，應(yīng)不小于1.25，在1.5～2.0時(shí)效果最好，但過大，會(huì)導(dǎo)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，通常取35°。 5. 螺旋方向 主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離的趨

20、勢(shì)，防止輪齒因卡死而損壞。 所以主動(dòng)錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時(shí)針運(yùn)動(dòng)，這樣從動(dòng)錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時(shí)針，驅(qū)動(dòng)汽車前進(jìn)。 6. 法向壓力角 法向壓力角大一些可以提高齒輪的強(qiáng)度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對(duì)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(duì)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’。這里取а＝20°30’。 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 表2-1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表 項(xiàng) 目 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 主動(dòng)齒輪齒數(shù) 6 從動(dòng)齒

21、輪齒數(shù) 38 端面模數(shù) 9㎜ 齒面寬 =54㎜ =60㎜ 工作齒高 18㎜ 全齒高 =20.25㎜ 法向壓力角 =20° 軸交角 =90° 節(jié)圓直徑 = 54㎜ =228㎜ 續(xù)　表 項(xiàng) 目 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 節(jié)錐角 arctan =90°- =8.973° =81.027° 節(jié)錐距 A== 取A=150.0㎜ 周節(jié) t=3.1416 t=28.27㎜ 齒頂高 =9㎜ 齒根高 = =11.25 ㎜ 徑向間隙 c= c=2.25㎜ 齒根角 =

22、4.285 ° 面錐角 =13.258° =85.312° 根錐角 = = =4.688° =76.042° 齒頂圓直徑 = =71.780㎜ =230.793㎜ 節(jié)錐頂點(diǎn)止齒輪外緣距離 =112.596㎜ =18.110㎜ 理論弧齒厚 =27.38mm =10.32mm 齒側(cè)間隙 B=0.305～0.406 0.4mm 螺旋角 =35° 主減速器圓弧錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 在選好主減速器齒輪的主要參數(shù)后，應(yīng)根據(jù)所選的齒形計(jì)算錐齒輪的幾何尺寸，對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命。在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算之前應(yīng)首

23、先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 1.單位齒長(zhǎng)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(zhǎng)圓周力來估算，即 N／mm (2-6) 式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算，N； ——從動(dòng)齒輪的齒面寬，在此取60mm. 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： N／mm （2-7） 式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)

24、輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取353； ——變速器的傳動(dòng)比，7.31； ——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取54mm. 按上式 N／mm 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)： N／mm （2-8） 式中：——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，對(duì)于后驅(qū)動(dòng)橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時(shí)的負(fù)荷增加量，在此取69300N； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85： ——輪胎的滾動(dòng)半徑，在此取0.456m 按上式=981.8 N／mm 在現(xiàn)代汽車的設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造

25、質(zhì)量的提高，單位齒長(zhǎng)上的圓周力有時(shí)提高許用資料的20%～25%。經(jīng)驗(yàn)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(jì)算用的許用單位齒長(zhǎng)上的圓周力[p]都為1865N/mm，故滿足條件。 2.齒輪彎曲強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為： = （2-7） 式中： —錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力，MPa； —齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，對(duì)從動(dòng)齒輪，取中的較小值，為14700.7 Nm；對(duì) 主動(dòng)齒輪取為2580.43 Nm； k0—過載系數(shù)，一般取1； ks—尺寸系數(shù)，0.682； km—齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結(jié)構(gòu)，km=1.25； kv—質(zhì)量

26、系數(shù)，取1； b—所計(jì)算的齒輪齒面寬；b=54mm D—所討論齒輪大端分度圓直徑；D=342mm Jw—齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，取0.03； 對(duì)于主動(dòng)錐齒輪， T=2580.43Nm；從動(dòng)錐齒輪，T=14700.7Nm； 將各參數(shù)代入式（2-7），有： 主動(dòng)錐齒輪， =466MPa； 從動(dòng)錐齒輪， =458MPa； 按照文獻(xiàn)[1], 主從動(dòng)錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強(qiáng)度滿足要求。 3.輪齒接觸強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為： σj= （2-

27、8） 式中： σj—錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力，MPa； D1—主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑，mm；D1=64mm b—主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬較小值；b=54mm 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(qiáng)度的綜合系數(shù)，取0.01； Tz—主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩；Tz=2322.39N.m k0、km、kv選擇同式（2-7） 將各參數(shù)代入式 （2-8），有： σj=813.5MPa 按照文獻(xiàn)《汽車設(shè)計(jì)》，σj≤[σj]=2800MPa，輪齒接觸強(qiáng)度滿足要求

28、。 汽車驅(qū)動(dòng)橋的齒輪，承受的是交變負(fù)荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點(diǎn)蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時(shí)，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過210.9N／mm.表2-2給出了汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用應(yīng)力數(shù)值。 表2-2 汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用應(yīng)力 N／mm 計(jì)算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 按式（2-1）、式（2-3）計(jì)算出的最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tec，Tcs中的較小者 700 2

29、800 980 按式（2-4）計(jì)算出的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcf 210.9 1750 210.9 實(shí)踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩）有關(guān)，而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動(dòng)橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tec和最大附著轉(zhuǎn)矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)只能用它來驗(yàn)算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。 主減速器軸承的載荷計(jì)算 1.錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 為計(jì)算作用在齒輪的圓周力，

30、首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。 經(jīng)估算,這里取=2000 N·ｍ 對(duì)于圓錐齒輪的齒面中點(diǎn)的分度圓直徑 經(jīng)計(jì)算＝45.11mm =285.67mm。 上式參考《汽車設(shè)計(jì)》。 (1) 齒寬中點(diǎn)處的圓周力 齒寬中點(diǎn)處的圓周力為 ＝　　N　 (2-9) 式中：——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩，=2000 N·

31、ｍ； ——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑. 按上式主減速器從動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力 ==14.00 KN 由可知，對(duì)于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動(dòng)齒輪上的圓周力是相等的。 （2）錐齒輪的軸向力和徑向力 圖2-5 主動(dòng)錐齒輪齒面的受力圖 如圖2-5，主動(dòng)錐齒輪螺旋方向?yàn)樽笮?，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點(diǎn)A處的法向力，在A點(diǎn)處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)分解成兩個(gè)相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)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(xiàn)與之間的

32、夾角為法向壓力角，這樣就有： （2-10） （2-11） （2-12） 于是，作用在主動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為 （2-13） （2-14） 有式（2-13）可計(jì)算10787.1N 有式（2-14）可計(jì)算=5463.2N 式（2-10）～式（2-

33、14）參考《汽車設(shè)計(jì)》。 2.主減速器錐齒輪軸承載荷的計(jì)算 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時(shí)，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當(dāng)主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計(jì)算出軸承的徑向載荷。 對(duì)于采用騎馬式的主動(dòng)錐齒輪和從動(dòng)錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖2-6所示 圖2-6 主減速器軸承的布置尺寸 軸承A，B的徑向載荷分別為 R= （2-18） （2-19） 根

34、據(jù)上式已知=10787.1N，=5463.2N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm 所以軸承A的徑向力= =8922.38N 其軸向力為0 軸承B的徑向力R= =3526.09N （1）對(duì)于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承42608E(內(nèi)徑40，外徑90)，此軸承的額定動(dòng)載荷Cr為102.85KN，所承受的當(dāng)量動(dòng)載荷Q=X·R=1×15976=15976N。 （2）對(duì)于軸承B，在此并不是一個(gè)軸承，而是一對(duì)軸承，對(duì)于成對(duì)安裝的軸承組的計(jì)算當(dāng)量載荷時(shí)徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y值按雙列軸承選用，e值

35、與單列軸承相同。在此選用7514E型軸承。 （3）對(duì)于從動(dòng)齒輪的軸承C，D的徑向力由計(jì)算公式較核，軸承C，D均采用7315E(內(nèi)徑75，外徑160)，其額定動(dòng)載荷Cr為134097N。 此節(jié)計(jì)算內(nèi)容參考了《汽車設(shè)計(jì)》關(guān)于主減速器的有關(guān)計(jì)算和《機(jī)械設(shè)計(jì)》關(guān)于軸承的選擇。 第三章 差速器設(shè)計(jì) 汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的路程往往不等。轉(zhuǎn)彎時(shí)內(nèi)、外兩側(cè)車輪行程顯然不同，外側(cè)車輪滾過的距離大于內(nèi)側(cè)的車輪；汽車在不平路面上行駛時(shí)，由于路面波形不同也會(huì)造成兩側(cè)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(fù)荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會(huì)引起左、

36、右車輪因滾動(dòng)半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅(qū)動(dòng)橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時(shí)不可避免地會(huì)產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)。這不僅會(huì)加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導(dǎo)致轉(zhuǎn)向和操縱性能惡化。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅(qū)動(dòng)輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅(qū)動(dòng)橋兩側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足了汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)要求。 差速器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動(dòng)。差速器有多種形式，在此設(shè)計(jì)普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器。 3.1 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖3-1　差速器差速原理 當(dāng)行星齒輪只是隨同行星架繞差速

37、器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時(shí)，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點(diǎn)的圓周速度都相等（圖3-1），其值為。于是==，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。 當(dāng)行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸5以角速度自轉(zhuǎn)時(shí)（圖），嚙合點(diǎn)A的圓周速度為=+，嚙合點(diǎn)B的圓周速度為=-。于是 +=（+）+(-) 即 + =2 （3-1） 若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)表示，則 （3-2） 式（3-2）為兩半軸齒

38、輪直徑相等的對(duì)稱式圓錐齒輪差速器的運(yùn)動(dòng)特征方程式，它表明左右兩側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無關(guān)。因此在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應(yīng)轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動(dòng)而無滑動(dòng)。 有式（3-2）還可以得知：①當(dāng)任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時(shí)，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；②當(dāng)差速器殼的轉(zhuǎn)速為零（例如中央制動(dòng)器制動(dòng)傳動(dòng)軸時(shí)），若一側(cè)半軸齒輪受其它外來力矩而轉(zhuǎn)動(dòng)，則另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動(dòng)。 3.2 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 普通的對(duì)稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個(gè)半軸齒輪，四個(gè)行星齒輪，行星

39、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(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(diǎn)，故廣泛用于各類車輛上。 圖3-2 普通的對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器 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 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(dòng)齒輪；8-右外殼；9-十字軸；10-螺栓 3.3 對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì) 由于在差速器殼上裝著主減速器

40、從動(dòng)齒輪，所以在確定主減速器從動(dòng)齒輪尺寸時(shí)，應(yīng)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(dòng)齒輪軸承支承座及主動(dòng)齒輪導(dǎo)向軸承座的限制。 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 載貨汽車采用4個(gè)行星齒輪。 2.行星齒輪球面半徑的確定 圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)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(shí)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(qiáng)度。 球面半徑可按如下的經(jīng)驗(yàn)公式確定： mm

41、 (3-3) 式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.52～2.99，對(duì)于有4個(gè)行星齒輪的載貨汽車取小值2.6； T——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，取Tce和Tcs的較小值，14700.7 . 根據(jù)上式=63.7mm 所以預(yù)選其節(jié)錐距A=63.7mm 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(qiáng)度，應(yīng)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(gè)行星齒輪與兩個(gè)半軸齒輪是同時(shí)嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時(shí)，應(yīng)考慮它們之間的裝配關(guān)系，在任何圓錐行星齒輪

42、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(yīng)滿足的安裝條件為： （3-4） 式中：，——左右半軸齒輪的齒數(shù)，對(duì)于對(duì)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=10，=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°

43、 =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(qiáng)度的要求在此取m=8mm 得 5.壓力角α 目前，汽車差速器的齒輪大都采用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(qiáng)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(qiáng)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

44、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(zhǎng)度，通常?。? （3-5） 式中：——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·m；在此取14700.7 ——行星齒輪的數(shù)目；在此為4 ——行星齒輪支承面中點(diǎn)至錐頂?shù)木嚯x，， ≈0.5d， d為半軸齒輪齒面寬中點(diǎn)處的直徑，而d≈0.8； ——支承面的許用擠壓應(yīng)力，在此取69 根據(jù)上式 =0.5×99.2=49.6 31 34 差速器齒輪的幾何計(jì)算 表3-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾

45、何尺寸計(jì)算用表 項(xiàng)目 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 行星齒輪齒數(shù) ≥10，應(yīng)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=(0.25～0.30)A;b≤10m 20mm 續(xù)　表 項(xiàng)目 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)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

46、=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° 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(diǎn)至齒輪外緣距離 續(xù)　表 項(xiàng)目 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 理論弧齒厚 =15.24 mm =12.66 mm 齒側(cè)間隙 =0.245～0.330 mm =0.250mm 弦齒厚 =14.36mm

47、 =11.32mm 弦齒高 =10.10mm =4.86mm 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)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(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時(shí)，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時(shí)，差速器齒輪才能有嚙合傳動(dòng)的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。因此對(duì)于差速器齒輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核。輪齒彎曲強(qiáng)度為 MPa (3-6) 式中：——差速器一個(gè)行星齒輪傳給一個(gè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，其計(jì)算式 在此為2205.10 N·m； ——差速器

48、的行星齒輪數(shù)； ——半軸齒輪齒數(shù)； 、、——見式（2-8）下的說明； ——計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，由圖3-3查得=0.225 圖3-3彎曲計(jì)算用綜合系數(shù) 根據(jù)上式783.6 MPa〈 980 MPa 所以，差速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)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(shè)計(jì)》中差速器設(shè)計(jì)一節(jié)。 第四章 驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì) 驅(qū)動(dòng)半軸位于傳動(dòng)系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉(zhuǎn)矩并將其傳給車輪。對(duì)于非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，車輪傳動(dòng)裝置的主要零件為半軸；對(duì)于斷

49、開式驅(qū)動(dòng)橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋，車輪傳動(dòng)裝置為萬向傳動(dòng)裝置。萬向傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)見第四章，以下僅講述半軸的設(shè)計(jì)。 4.1　結(jié)構(gòu)形式分析 半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為牛浮式、3／4浮式和全浮式三種形式。 半浮式半軸(圖5—28a)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，其外端還承受由路面對(duì)車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車及輕型客車上。 3／4浮式半軸(圖5—28b)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是半軸外端僅有一個(gè)軸承并裝在驅(qū)動(dòng)橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣

50、與輪轂用螺釘聯(lián)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　在轎車和輕型貨車上。 全浮式半軸(圖5—28c)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯(lián)，而輪轂又借用兩個(gè)圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動(dòng)橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動(dòng)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、半軸法蘭平面相對(duì)其軸線不垂直等因素，會(huì)引起半軸的彎曲變形，由此引起的彎曲應(yīng)力一般為5～70MPa。全浮式半軸主要用于中、重型貨車上。在這里我們選擇全浮式半軸。 設(shè)計(jì)半軸的主要尺寸是其直徑，在設(shè)計(jì)時(shí)首先可根據(jù)對(duì)使用條件和載荷工況相同或

51、相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個(gè)驅(qū)動(dòng)橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對(duì)它進(jìn)行強(qiáng)度校核。 計(jì)算時(shí)首先應(yīng)合理地確定作用在半軸上的載荷，應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況： ①縱向力（驅(qū)動(dòng)力或制動(dòng)力）最大時(shí)，其最大值為，附著系數(shù)在計(jì)算時(shí)取0.8，沒有側(cè)向力作用； ②側(cè)向力最大時(shí)，其最大值為（發(fā)生于汽車側(cè)滑時(shí)），側(cè)滑時(shí)輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)在計(jì)算時(shí)取1.0，沒有縱向力作用； ③垂向力最大時(shí)（發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時(shí)），其值為，其中為車輪對(duì)地面的垂直載荷，為動(dòng)載荷系數(shù)，這時(shí)不考慮縱向力和側(cè)向力的作用。 由于車輪承受的縱向力，側(cè)向力值的

52、大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有 故縱向力最大時(shí)不會(huì)有側(cè)向力作用，而側(cè)向力最大時(shí)也不會(huì)有縱向力作用。 4.1 全浮式半軸計(jì)算載荷的確定 全浮式半軸只承受轉(zhuǎn)矩，其計(jì)算轉(zhuǎn)矩可有附著力矩求得，其中，的計(jì)算，可根據(jù)以下方法計(jì)算，并取兩者中的較小者。 若按最大附著力計(jì)算，即 （4-1） 式中：——輪胎與地面的附著系數(shù)取0.8； ——汽車加速或減速時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，可取1.2～1.4在此取1.3。 根據(jù)上式=3603

53、6 N ， 16432.42 若按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算，即 （4-2） 式中：——差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對(duì)于普通圓錐行星齒輪差速器取0.6； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m； ——汽車傳動(dòng)效率，計(jì)算時(shí)可取1或取0.9； ——傳動(dòng)系最低擋傳動(dòng)比； ——輪胎的滾動(dòng)半徑，m。 根據(jù)上式=23841.4 N 在此23841.4 N =10871.7 N·m 4.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進(jìn)行

54、 （4-3） 取小值為10871.7，根據(jù)上式=（45.41～48.29）mm 根據(jù)強(qiáng)度要求在此取48 mm。 4.3 全浮式半軸的強(qiáng)度計(jì)算 首先是驗(yàn)算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： MPa （4-4） 式中：——半軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m在此取10871.7 N·m； 　　　——半軸桿部的直徑，48 mm。 根據(jù)上式＝＝500.9 MPa< =(490～588) MPa 所以滿足強(qiáng)度要求。 半軸的扭轉(zhuǎn)角為 　　　　　　　　　　　　　　　　　 (4-5)

55、 式中，為扭轉(zhuǎn)角；為半軸長(zhǎng)度，??；G為材料剪切彈性模量，；為半軸截面極慣性矩，。 轉(zhuǎn)角宜為每米長(zhǎng)度～。計(jì)算較核得，滿足條件范圍。 4.4 半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算 在計(jì)算半軸在承受最大轉(zhuǎn)矩時(shí)還應(yīng)該校核其花鍵的剪切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力。 半軸花鍵的剪切應(yīng)力為 （4-6） 半軸花鍵的擠壓應(yīng)力為 （4-7） 式中T——半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩，T=10871.7 Nm； DB——半軸花鍵(軸)外徑，DB=52mm； dA——相配的花鍵孔內(nèi)徑，dA=48mm； z——花鍵齒數(shù)，在此取20； Lp——花鍵工作長(zhǎng)度，Lp=70mm； b—

56、—花鍵齒寬，b=3.77 mm； ——載荷分布的不均勻系數(shù)，取0.75。 將數(shù)據(jù)帶入式（5-5）、（5-6）得： =62.9 MPa =142.6 MPa 根據(jù)要求當(dāng)傳遞的轉(zhuǎn)矩最大時(shí)，半軸花鍵的切應(yīng)力[]不應(yīng)超過71.05 MPa，擠壓應(yīng)力[]不應(yīng)超過196 MPa，以上計(jì)算均滿足要求。 此節(jié)的有關(guān)計(jì)算參考了《汽車車橋設(shè)計(jì)》中關(guān)于半軸的計(jì)算的內(nèi)容。 4.5　半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料與熱處理 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(dāng)?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應(yīng)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

57、為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應(yīng)力集中。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當(dāng)無較大鍛造設(shè)備時(shí)可采用兩端均為花鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)，且取相同花鍵參數(shù)以簡(jiǎn)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(guó)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(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)。近年來采用高頻、中頻感應(yīng)淬火的口益增多。這種

58、處理方法使半軸表面淬硬達(dá)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(qiáng)度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應(yīng)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(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度大為提高，尤其是疲勞強(qiáng)度提高得十分顯著。由于這些先進(jìn)工藝的采用，不用合金鋼而采用中碳(40號(hào)、45號(hào))鋼的半軸也日益增多。 第五章 驅(qū)動(dòng)橋殼的設(shè)計(jì) 驅(qū)動(dòng)橋課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、半軸的裝配基體 驅(qū)動(dòng)橋殼

59、應(yīng)滿足如下設(shè)計(jì)要求： 1）應(yīng)具有足夠的強(qiáng)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(yīng)力． 2）在保證強(qiáng)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(jié)構(gòu)工藝性好，成本低． 5）保護(hù)裝于其上的傳動(dòng)部件和防止泥水浸入． 6）拆裝，調(diào)整，維修方便． 考慮的設(shè)計(jì)的是載貨汽車，驅(qū)動(dòng)橋殼的結(jié)構(gòu)形式采用鑄造整體式橋殼。 圖5-1　整體式橋殼 a)鑄造式　b)鋼板沖壓焊接式 5.1 鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu) 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）沖擊值急劇降低的問題，

60、得到了與常溫相同的沖擊值。為了進(jìn)一步提高其強(qiáng)度和剛度，鑄造整體式橋殼的兩端壓入較長(zhǎng)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(qiáng)度要求鑄成適當(dāng)?shù)男螤?，通常多為矩形。安裝制動(dòng)底板的凸緣與橋殼住在一起。橋殼中部前端的平面及孔用于安裝主減速器及差速器總成，后端平面及孔可裝上后蓋，打開后蓋可作檢視孔用。 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

61、向，所以必須將橋殼與半軸套管用銷釘固定在一起。 圖5-2 鑄造整體式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu) 鑄造整體式橋殼的主要優(yōu)點(diǎn)在于可制成復(fù)雜而理想的形狀，壁厚能夠變化，可得到理想的應(yīng)力分布，其強(qiáng)度及剛度均較好，工作可靠，故要求橋殼承載負(fù)荷較大的中、重型汽車，適于采用這種結(jié)構(gòu)。尤其是重型汽車，其驅(qū)動(dòng)橋殼承載很重，在此采用球鐵整體式橋殼。 除了優(yōu)點(diǎn)之外，鑄造整體式橋殼還有一些不足之處，主要缺點(diǎn)是質(zhì)量大、加工面多，制造工藝復(fù)雜，且需要相當(dāng)規(guī)模的鑄造設(shè)備，在鑄造時(shí)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。 5.2 橋殼的受力分析與強(qiáng)度計(jì)算 選定橋殼的結(jié)構(gòu)形式以后，應(yīng)對(duì)其進(jìn)行受力分析，選擇其端面

62、尺寸，進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。 汽車驅(qū)動(dòng)橋的橋殼是汽車上的主要承載構(gòu)件之一，其形狀復(fù)雜，而汽車的行駛條件如道路狀況、氣候條件及車輛的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)又是千變?nèi)f化的，因此要精確地計(jì)算出汽車行駛時(shí)作用于橋殼各處的應(yīng)力大小是相當(dāng)困難的。在通常的情況下，在設(shè)計(jì)橋殼時(shí)多采用常規(guī)設(shè)計(jì)方法，這時(shí)將橋殼看成簡(jiǎn)支梁并校核某些特定斷面的最大應(yīng)力值。我國(guó)通常推薦：計(jì)算時(shí)將橋殼復(fù)雜的受力狀況簡(jiǎn)化成三種典型的計(jì)算工況，即當(dāng)車輪承受最大的鉛錘力（當(dāng)汽車滿載并行駛與不平路面，受沖擊載荷）時(shí)；當(dāng)車輪承受最大切應(yīng)力（當(dāng)汽車滿載并以最大牽引力行駛和緊急制動(dòng)）時(shí)；以及當(dāng)車輪承受最大側(cè)向力（當(dāng)汽車滿載側(cè)滑）時(shí)。只要在這三種載荷計(jì)算工況下橋殼的強(qiáng)度特

63、征得到保證，就認(rèn)為該橋殼在汽車各種行駛條件下是可靠的。 在進(jìn)行上述三種載荷工況下橋殼的受力分析之前，還應(yīng)先分析一下汽車滿載靜止于水平路面時(shí)橋殼最簡(jiǎn)單的受力情況，即進(jìn)行橋殼的靜彎曲應(yīng)力計(jì)算。 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信 編著.汽車車橋設(shè)計(jì) .北京：清華大學(xué)出版社，2004 [2] 徐顥 主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第3，4卷）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991 [3] 吉林大學(xué) 王望予 主編.汽車設(shè)計(jì)(第四版).北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2004 [4] 吉林大學(xué) 陳家瑞 主編.汽車構(gòu)造(下冊(cè)).北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2005 [5] 朱孝錄 主編.齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè).北京：化學(xué)工業(yè)出

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