0060-小型低速載貨汽車非斷開式驅動橋設計【優(yōu)秀含5張CAD圖+說明書】

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汽車驅動橋處于汽車傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩和承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。在一般的汽車結構中，驅動橋包括主減速器（又稱主傳動器）、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件。本課題主要對其主減速器、差速器、半軸以及橋殼等的設計，設計出小型低速載貨汽車后驅動橋，協(xié)調設計車輛的全局。 1.1 本課題的來源、基本前提條件和技術要求 1.本課題的來源：輕型載貨汽車在汽車生產中占有大的比重。驅動橋在整車中十分重要，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋，能大大降低整車生產的總成本，推動汽車經濟的發(fā)展。 2.要完成本課題的基本前提條件：在主要參數(shù)確定的情況下，設計選用驅動橋的各個部件，選出最佳的方案。 3.技術要求：設計出的驅動橋符合國家各項輕型貨車的標準，運行穩(wěn)定可靠，成本降低，適合本國路面的行駛狀況和國情。 1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路 1.本課題要解決的主要問題：設計出適合本課題的驅動橋。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，有了變速器還不能完全解決發(fā)動機特性與汽車行駛要求間的矛盾和結構布置上的問題。首先是因為絕大多數(shù)的發(fā)動機在汽車上的安置是縱向的，為了使其轉矩能夠傳遞給左、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要求。其次，需將經過變速器、傳動軸傳來的動力，通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，要想使汽車驅動橋的設計合理，首先必須選好傳動系的總傳動比，并將它恰當?shù)胤峙浣o變速器和驅動橋。 2.本課題設計的總體思路：非斷開式驅動橋的橋殼，相當于受力復雜的空心梁，它要求有足夠的強度和剛度，同時還要盡量地減輕其重量。所選擇的減速器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。對載貨汽車，由于它們有時會遇到坎坷不平的壞路面，要求它們的驅動橋有足夠的離地間隙，以滿足汽車在通過性方面的要求。驅動橋的噪聲主要來自齒輪及其他傳動機件，提高它們的加工精 1 度、裝配精度，增強齒輪的支承剛度，是降低驅動橋工作噪聲的有效措施。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，從而改善汽車行駛的平順性。 1.3 預期的成果 設計出小型低速載貨汽車的驅動橋，包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件，配合其他同組同學，協(xié)調設計車輛的全局。使設計出的產品使用方便，材料使用最少，經濟性能最高。 1.提高汽車的技術水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更經濟，更舒適，更機動，更方便，動力性更好，污染更少。 2.改善汽車的經濟效果，調整汽車在產品系列中的檔次，以便改善其市場競爭地位并獲得更大的經濟效益。 1.4 國內外發(fā)展狀況 隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于載貨汽車，提高其燃油經濟性也是各商用車生產商來提高其產品市場競爭力的一個法寶，為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從發(fā)動機—傳動軸—驅動橋，這一動力輸送環(huán)節(jié)中，尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅動橋則是將動力轉化為能量的最終執(zhí)行者。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的驅動橋成為新的課題。 低速載貨汽車，在汽車發(fā)展趨勢中，有著很好的發(fā)展前途。生產出質量好，操作簡便，價格便宜的低速載貨汽車將適合大多數(shù)消費者的要求。在國家積極投入和支持發(fā)展汽車產業(yè)的同時，能研制出適合中國國情，包括道路條件和經濟條件的車輛，將大大推動汽車產業(yè)的發(fā)展和社會經濟的提高。 第2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。 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。 2.1 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(shù)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(shù)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。 2.2 斷開式驅動橋 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。 2.3 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4×4、6×6、8×8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(shù)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8×8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橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數(shù)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，參照國內相關貨車的設計,最后本課題選用非斷開式驅動橋。 其結構如圖2-1所示： 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2-1 驅動橋 2.4 本章小結 本章主要介紹了汽車車橋結構型式幾種不同的方案，經過各種不同方案優(yōu)、缺點的比較，最終選擇普通非斷開式驅動橋。 驅動橋采用普通非斷開式驅動橋。因為它結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛應用于各種載貨汽車。它的特點是橋殼是一根支撐在左、右驅動車輪上的剛性空心梁，而齒輪及半軸等所有的傳動機件都裝在其中。這雖然使汽車的簧下質量增大，但是鑒于上述的優(yōu)點，可在驅動橋的主減速器以及驅動橋橋殼上優(yōu)選以減輕質量，這樣可彌補不足。如主減速器的型式（單級主減速器）、減速器殼的材料（高強度的球墨鑄鐵代替普通的可鍛造鑄鐵來鑄造減速器殼）以及橋殼的形式（采用鋼板沖壓—焊接的整體式橋殼及鋼管擴制的整體式橋殼）。 第3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(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)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： 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。 3.1 主減速器結構方案分析 主減速器的結構形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。 3.1.1 螺旋錐齒輪傳動 圖3-1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(shù)比直齒輪的最小齒數(shù)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﹤鲃印孰p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。東風EQ1090E型汽車即采用下偏移準雙曲面齒輪。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3-1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。 3.1.2 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(shù)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。 3.2 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 圖3-2主動錐齒輪跨置式 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，采用跨置式支承結構（如圖3-2示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式。跨置式支承使支承剛度大為增加，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。 裝載質量為2t以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用跨置式支承。本課題所設計的貨車裝載質量為5t，所以選用跨置式。 圖3-3從動錐齒輪支撐形式 3.2.2 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3-3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。 3.3 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(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。 3.3.1 主減速比i的確定 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系的總傳動比i一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌琲下的功率平衡田來研究i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(shù)作最佳匹配的方法來選擇i值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的i值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時i值應按下式來確定： (3.1) 式中——車輪的滾動半徑， =0.5m igh——變速器量高檔傳動比。igh =1 對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，i一般選擇比上式求得的大10％～25％，即按下式選擇： (3.2) 式中i——分動器或加力器的高檔傳動比 iLB——輪邊減速器的傳動比。 根據(jù)所選定的主減速比i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。 把nn=3000r/n , =85km/h , r=0.5m , igh=1代入（3-1） 計算出 i=4.75 從動錐齒輪計算轉矩Tce Tce= (3.3) 式中： Tce—計算轉矩，Nm； Temax—發(fā)動機最大轉矩；Temax =430 Nm n—計算驅動橋數(shù)，1； if—變速器傳動比，if=7.48； i0—主減速器傳動比，i0=4.75； η—變速器傳動效率，η=0.96； k—液力變矩器變矩系數(shù)，K=1； Kd—由于猛接離合器而產生的動載系數(shù)，Kd=1； i1—變速器最低擋傳動比，i1=1； 代入式（3-3），有： Tce=10190 Nm 主動錐齒輪計算轉矩T=1516.4 Nm 3.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 1)主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素； 為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數(shù)和不少于40在轎車主減速器中，小齒輪齒數(shù)不小于8。 查閱資料，經方案論證，，初定主動齒輪齒數(shù)z1=8，從動齒輪齒數(shù)z2=38。 2）主、從動錐齒輪齒形參數(shù)計算 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。 從動錐齒輪分度圓直徑dm2=14=303.51mm 取dm2=304mm 齒輪端面模數(shù) 表3-1主、從動錐齒輪參數(shù) 參 數(shù) 符 號 主動錐齒輪 從動錐齒輪 分度圓直徑 d=mz 64 304 齒頂高 ha=1.56m-h2;h2=0.27m 6.77 4.42 齒根高 hf=1.733m-ha 4.33 6.68 齒頂圓直徑 da=d+2hacosδ 90 376 齒根圓直徑 df=d-2hfcosδ 60 270 齒頂角 θa 2°41′ 3°21′ 齒根角 θf=arctan 3°21′ 2°41′ 分錐角 δ=arctan 14° 76° 頂錐角 δa 15°41′ 78°21′ 根錐角 δf 11°39′ 74°19′ 錐距 R= 132 132 分度圓齒厚 S=3.14mz 9 9 齒寬 B=0.155d2 47 47 3）中點螺旋角β 弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為35°～40°。貨車選用較小的β值以保證較大的εF，使運轉平穩(wěn)，噪音低。取β=35°。 4）法向壓力角α 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)，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。對于貨車弧齒錐齒輪，α一般選用20°。 5) 螺旋方向 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相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。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，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。 3.4 主減速器錐齒輪的材料 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應滿足如下的要求： 1、具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。 2、齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 3、鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 4、選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻呀的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質量分數(shù)為0.8%～1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。 3.5 主減速器錐齒輪的強度計算 3.5.1 單位齒長圓周力 按發(fā)動機最大轉矩計算時 P= (3.4) 式中： ig—變速器傳動比，常取一擋傳動比，ig=7.48 ； D1—主動錐齒輪中點分度圓直徑mm；D=64mm 其它符號同前； 將各參數(shù)代入式（3-4），有： P=856 N/mm 按照文獻[1],P≤[P]=1429 N/mm，錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。 3.5.2 齒輪彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為： = (3.5) 式中： —錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa； T—齒輪的計算轉矩，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)，懸臂式結構，km=1.25； kv—質量系數(shù)，取1； b—所計算的齒輪齒面寬；b=47mm D—所討論齒輪大端分度圓直徑；D=304mm Jw—齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取0.03； 對于主動錐齒輪， T=1516.4 Nm；從動錐齒輪，T=10190Nm； 將各參數(shù)代入式（3-5），有： 主動錐齒輪， =478MPa； 從動錐齒輪， =466MPa； 按照文獻[1], 主從動錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。 3.5.3 輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為： σj= (3.6) 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，mm；D1=64mm b—主、從動錐齒輪齒面寬較小值；b=47mm kf—齒面品質系數(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0.01； Tz—主動錐齒輪計算轉矩；Tz=1516.4N.m k0、km、kv選擇同式（3-5） 將各參數(shù)代入式 （3-6），有： σj=2722MPa 按照文獻[1]，σj≤[σj]=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求。 3.6 主減速器錐齒輪軸承的設計計算 3.6.1 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線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力以及垂直于齒輪軸線的徑向力。 1、 齒寬中點處的圓周力F F= (3.7) 式中： T—作用在從動齒輪上的轉矩； Dm2—從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，由式（3-8）確定，即 Dm2=D2-b2sinγ2 (3.8) 式中： D2—從動齒輪大端分度圓直徑；D2=304mm b2—從動齒輪齒面寬；b2=47mm γ2—從動齒輪節(jié)錐角；γ2=76° 將各參數(shù)代入式(3-8)，有： Dm2=258mm 將各參數(shù)代入式(3-7)，有： F=3000N 對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的。 2、 錐齒輪的軸向力Faz和徑向力Frz（主動錐齒輪） 作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力Faz和徑向力分別為 Faz= (3.9) Frz= (3.10) 將各參數(shù)分別代入式(3-9) 與式(3-10)中，有： Faz= 2752N，F(xiàn)rz=142N 3.6.2 錐齒輪軸承的載荷 當錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。圖3-4為單級主減速器的跨置式支承的尺寸布置圖: 圖3-4單級主減速器軸承布置尺寸 圖3—4中各參數(shù)尺寸： a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=40,Dm2=304mm。 由主動錐齒輪齒面受力簡圖（圖3-5所示），得出各軸承所受的徑向力與軸向力。軸承A：徑向力 Fr= (3.11) 軸向力 Fa= Faz (3.12) 將各參數(shù)代入式（3-11）與（3-12），有： Fr=3997N，F(xiàn)a=2752N 圖3-5主動錐齒輪齒面受力簡圖 軸承B：徑向力 Fr= (3.13) 軸向力 Fa= 0 (3.14) 將各參數(shù)代入式（3-13）與（3-14），有： Fr=1493N，F(xiàn)a=0N 軸承C：徑向力 Fr= (3.15) 軸向力 Fa= Faz (3.16) 將各參數(shù)代入式（3-15）與（3-16），有： Fr=2283N，F(xiàn)a=2752N 軸承D：徑向力 Fr= (3.17) 軸向力 Fa= 0 (3.18) 將各參數(shù)代入式（3-17）與（3-18），有： Fr=1745N，F(xiàn)a=0N 軸承E：徑向力 Fr= (3.19) 軸向力 Fa= 0 (3.20) 將各參數(shù)代入式（3-19）與（3-20），有： Fr=1245N，F(xiàn)a=0N 3.6.3 錐齒輪軸承型號的確定 軸承A 計算當量動載荷P =0.69 查閱文獻[2]，錐齒輪圓錐滾子軸承e值為0.36，故 >e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數(shù)fp=1.2。 P=fp（XFr+YFa） (3.21) 將各參數(shù)代入式（3-21）中，有： P=7533N 軸承應有的基本額定動負荷C′r C′r= (3.22) 式中： ft—溫度系數(shù)，查文獻[4]，得ft=1； ε—滾子軸承的壽命系數(shù)，查文獻[4]，得ε=10/3； n—軸承轉速，r/min； L′h—軸承的預期壽命，5000h； 將各參數(shù)代入式（3-22）中，有； C′r=24061N 初選軸承型號 查文獻[3]，初步選擇Cr =24330N> C′r的圓錐滾子軸承7206E。 驗算7206E圓錐滾子軸承的壽命 Lh = (3.23) 將各參數(shù)代入式（3-21）中，有： Lh =4151h<5000h 所選擇7206E圓錐滾子軸承的壽命低于預期壽命，故選7207E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。 3.7 本章小結 本章是對主減速器的設計，確定主減速器結構形式，以及通過確定主減速比，對主減速器主、從動錐齒輪參數(shù)的確定及強度的校核；軸承型號確定及校核都進行了嚴格的計算。 第4章 差速器設計 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。 4.1 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(shù)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(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置——差速鎖等。 4.2 普通錐齒輪式差速器齒輪設計 1) 行星齒輪數(shù)n 通常情況下，貨車的行星齒輪數(shù)n=4。 2) 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 (4.1) 式中： Kb—行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb=2.5～3.0，對于有兩個行星齒輪的轎車取最大值； Td—差速器計算轉矩，Nm； 將各參數(shù)代入式（4-1），有： Rb=34 mm 3）行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)z1和z2 為了使輪齒有較高的強度，z1一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)z2在14～25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，且半軸齒輪齒數(shù)和必須能被行星齒輪齒數(shù)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(shù)比=2，半軸齒輪齒數(shù)z2=24，行星齒輪的齒數(shù) z1=12。 4）行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數(shù)m 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2分別為： γ1= (4.2) γ2= (4.3) 將各參數(shù)分別代入式（4—2）與式（4—3），有： γ1=27°，γ2=63° 錐齒輪大端模數(shù)m為 m= (4.4) 將各參數(shù)代入式（4-4），有： m=5.497 查閱文獻[3]，取模數(shù)m=5.5 5）半軸齒輪與行星齒輪齒形參數(shù) 按照文獻[3]中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表4-1。 6）壓力角α 汽車差速齒輪大都采用壓力角α=22°30′，齒高系數(shù)為0.8的齒形。 表4-1半軸齒輪與行星齒輪參數(shù) 參 數(shù) 符 號 半軸齒輪 行星齒輪 分度圓直徑 d 141 96 齒頂高 ha 1.83 3.76 齒根高 hf 4.43 2.5 齒頂圓直徑 da 144 103 齒根圓直徑 df 133 84 齒頂角 θa 4°19′ 2°31′ 齒根角 θf 2°31′ 4°19′ 分度圓錐角 δ 63° 27° 頂錐角 δa 67°19′ 29°31′ 根錐角 δf 60°29′ 22°41′ 錐距 R 47 47 分度圓齒厚 s 9 9 齒寬 b 20 27 7）行星齒輪軸用直徑d 行星齒輪軸用直徑d（mm）為 d= (4.5) 式中： T0—差速器殼傳遞的轉矩，Nm； n—行星齒輪數(shù)； rd—行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm； [σc]—支承面許用擠壓應力，取98 MPa； 將各參數(shù)代入式（4-5）中，有： d=15.7mm，取16mm。 4.3 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。 4.4 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σw（MPa）為 σw= (4.6) 式中： n—行星齒輪數(shù)； J—綜合系數(shù)，取0.01； b2—半軸齒輪齒寬，mm； 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 T0； ks、km、kv按照主減速器齒輪強度計算的有關轉矩選??； 將各參數(shù)代入式（4-6）中，有： σw=852 MPa 按照文獻[1], 差速器齒輪的σw≤[σw]=980 MPa，所以齒輪彎曲強度滿足要求。 4.5 本章小結 本章是對差速器的設計，首先選定差速器形式，然后確定行星齒輪和半軸齒輪的主要參數(shù)并對其強度進行計算。 第5章 半軸設計 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。 5.1 半軸的型式 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。 5.2 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： 1）縱向力X2最大時(X2＝Z2)附著系數(shù)尹取0.8，沒有側向力作用； 2）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)认蚋街禂?shù)，在計算中取1.0，沒有縱向力作用； 3）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(Z2-gw)kd，kd是動載荷系數(shù)，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: 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。 5.2.1 全浮式半軸的設計計算 本課題采用帶有凸緣的全浮式半軸，其詳細的計算校核如下： 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： T=ξTemaxig1i0 (5.1) 式中： ξ——差速器的轉矩分配系數(shù)，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：Temax＝430Nm；ig1＝7.48； i0＝6.33 ；=0.6 計算結果： T=0.6×430×7.48×6.33 =12215N.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： (5.2) 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(jù)上式帶入T＝12215 Nm，得： 32.50mm≤d≤33.85mm ?。篸=33mm 給定一個安全系數(shù) k=1.5 d=k×d =1.5×33 =50mm 全浮式半軸支承轉矩，其計算轉矩為： (5.3) 三種半軸的扭轉應力由下式計算： (5.4) 式中： ——半軸的扭轉應力，MPa； T—一半軸的計算轉矩，T=12215Nm； d——半軸桿部直徑，d=50mm。 將數(shù)據(jù)帶入式（5-3）、（5-4）得： =528MPa 半軸花鍵的剪切應力為 (5.5) 半軸花鍵的擠壓應力為 (5.6) 式中： T——半軸承受的最大轉矩，T=12215Nm； DB——半軸花鍵(軸)外徑，DB=56mm； dA——相配的花鍵孔內徑，dA=50mm； z——花鍵齒數(shù)； Lp——花鍵工作長度，Lp=70mm； B——花鍵齒寬，B=9mm； ——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： =68Mpa =169MPa 半軸的最大扭轉角為 (5.7) 式中： T——半軸承受的最大轉矩，T=12215Nm； l——半軸長度，l=900mm； G——材料的剪切彈性模量，MPa； J——半軸橫截面的極慣性矩， mm4。 將數(shù)據(jù)帶入式（5-7）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(shù)在1.3～1.6范圍時，半軸扭轉許用應力可取為[＝490～588MPa。 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(shù)，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。 5.3 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?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。 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。 5.4 本章小結 本章是對半軸的設計，確定其結構形式、軸徑，根據(jù)軸徑對半軸及花鍵所受扭矩進行嚴格的計算。 第6章 驅動橋殼設計 驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪．作用在