輕型載貨汽車驅動橋設計

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1、安徽農(nóng)業(yè)大學 課程設計（論文） 題目YZK1026CAE輕型載貨車驅動橋設計 學院名稱工學院 指導教師1 職稱教授 班級車輛工程（2） 學號」） 學生姓名（儲著忠） 2011年1月6日 目錄 1、 課程設計題目分析 2、 主減速器設計 （一）減速器的結構形式 （二）主速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 （三）主減速器錐齒輪的主要參數(shù)的選擇 （四）主減速器錐齒輪的材料 （五）主減速器雙曲面齒輪強度的計算 （六）主減速器軸承計算及選擇 3、 差速器的設計 （1） 差速器的結構形式的選擇 （2） 差速器參數(shù)的確定 （3） 差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸的計算 （4

2、） 差速器直齒錐齒輪的強度計算 4、 半軸的設計 （1） 半軸型式 （2） 半軸參數(shù)設計計算 （3） 半軸花鍵的強度計算 （4） 半軸其他主要參數(shù)的選擇 （5） 半軸的機構設計及材料與熱處理 5、 橋殼及橋殼附件的設計 驅動橋殼結構方案的選擇 （2） 驅動橋殼強度計算 （3） 材料的選擇 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

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5、）：90-95. [15]徐潮.機械設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1991. 正文 課程設計題目的分析 本次課程設計題目為輕型載貨汽車驅動橋，車型為YZK1026cA負體參數(shù)下: 整車型號：YZK1026CAE 發(fā)動機型號：CA4G22E 最大功率/轉速：76kw/4800r/min 最大扭矩（N?m/r/min）:175N-m/2800-3200r/min 汽車整車整備質量：1500kg 主傳動比：4.55 變速器一檔速比：4.452 輪胎：215/75R15235/75R15 驅動形式：后輪驅動（4*2） 外形尺寸：長*寬*高mm（5190*1700*1

6、655） 貨箱內(nèi)部尺寸：長*寬*高mm（1500*1470*440） 輪距（前/后）mm1430/1426 軸距mm3025 最小離地間隙：185mm 最小轉彎半徑直徑：三16m 乘坐人數(shù)：5人 裝載質量：500kg 整車整備質量：1500kg 軸荷分配： 空載 前軸 790kg 后軸 710kg 滿載 前軸 900kg 后軸 1425kg=: 最高車速：140km/h 最大爬坡高度：呈30% 限工況百公里油耗：8.3L 最低穩(wěn)定車速（直接擋）<25km/h 設計之前，閱讀《汽車設計》、《機械設計》、《機械設計課程設計》、《汽車工程手冊》等書

7、設計要求： 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，并將動力合理的分配到左右驅動輪，另外還承受路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼。 設計驅動橋時應滿足以下基本要求： 1）選取適當?shù)闹鳒p速器，以保證汽車在給定的條件下有最佳動力性和燃油經(jīng)濟性 2）滿足離地間隙的要求 3）齒輪工作噪聲小，傳動平穩(wěn) 4）在各種載荷和工況下有較高的傳動效率 5）具有足夠的剛度和強度，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，盡可能的降低簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性 6）與懸架的

8、導向機構運動協(xié)調 7）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便 本課題要求設計的是揚子輕型載貨汽車的驅動橋，所以參照國內(nèi)輕型貨車的設計，選用非斷開式驅動橋，這樣成本低，制造加工簡單，便于維修。 主減速器設計 （一）減速器的結構形式 總體來說車用主減速器發(fā)展趨勢和特點是向著承載能力高、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率、低噪聲、低成本、標準化、多樣化發(fā)張。 3.3.1 主減速比%的確定在給定發(fā)動機最大功率PemaxR轉速時，所選擇i口應能盡可能保證汽車有最高車速Vamax這時i口可以根據(jù)以下經(jīng)典公式確定 式中，％汽車主減速器的主減速比 rP車輪滾動半徑m

9、Np為最大功率轉速（r/min） Vamax純發(fā)動機驅動要求汽車達到的最高車速km/h Igh汽車變速器的最高擋傳動比 代人公式即可得1=4.55 數(shù)據(jù)是查找預定車型的基本參數(shù)，根據(jù)整車和發(fā)動機對后驅動橋的要求，確定主減速器傳動比 3.3.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 計算載荷通常將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用下用于主減速器從動齒輪上的轉矩Tce,Tce中的較小者, 作為載貨汽車或者越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力載荷。 （1） .按照發(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 kdTpm鼻算ki

10、iiqifr|175*4.452*4.55 Tce=—=3544.905 n1 式中Tce發(fā)動機最大扭矩，本車取175N?m 一檔傳動比，本車取4.452 1f分動器傳動比，本車沒有分動器故取1 n上述傳動效率，由于采用了雙曲面齒輪，故一般取0.96 n該車驅動橋的數(shù)目，該車取1 16- 0195^^ 155 0 Kd猛接離合器產(chǎn)生的動載系數(shù)，由號確定 <16 0.195-^>16) 馬=0時，kd取1,號>0時取kd=2 K為液力變矩系數(shù)，這里沒有取1 （2） .按照驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcs Gqni'□山口 Tcs=>=1425*10

11、*L2085*0356=5174,46 1111Tltn 式中：G；￡為滿載狀態(tài)一個驅動橋上的靜載荷（N） 為汽車最大加速時的后橋負荷轉移系數(shù)，這里取1.2 G235/75R15的滾動半徑為356mm,215/75R15的滾動半徑為341mm 甲為輪胎與路面的附著系數(shù)，這里取0.85 /為主減速器從動輪到車輪之間的傳動比，無輪邊減速器，所以此值 為1 “由為從動輪到車輪之間的傳動效率，無輪邊減速器，所以為1 3.3.2主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 a）主、從動錐齒輪齒數(shù)zi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

12、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9。 查閱資料，經(jīng)方案論證，主減速器的傳動比為6.33,初定主動齒輪齒數(shù)zi=6,從動齒輪齒數(shù)Z2=38。 b）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3-1o 從動錐齒輪分度圓直徑dm2=14§10190=303.51mm取dm2=304mm 齒輪端面模數(shù)md2/z2304/388 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

13、 hf=1.733m-ha 4.33 6.68 齒頂圓直徑 da=d+2hacosB 90 376 齒根圓直徑 df=d-2hfcos6 60 270 齒頂角 0a 241' 3°21' 齒根角 h2 0f=arctan—— R 3°21' 241' 分錐角 Zi 8=arctanz2 14° 76° 頂錐角 8a 15°41' 78°21' 根錐角 8f 11°39' 74°19' 錐距 _d R= 2sinS 132 132 分度圓齒厚 S=3.14mz 9 9 B=0.155d2 47 47

14、 c）中點螺旋角B 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B值以保證較大的ef,使運轉平穩(wěn)，噪音低。取B=35°。 d）法向壓力角a 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，a一般選用20。。 e）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

15、，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： a）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。 b）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。 c）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。 d）選擇合金材料是，盡量少用含鍥、銘呀的材料，而選用含鈕、鈾、硼、鈦、鋁、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪與差速

16、器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB20MnTiR22CrNiMo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(chǎn)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

17、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%勺齒輪壽命。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=2kdTemaxkigif"刈爐 nDb （3-4）式中： ig—變速器傳動比，常取一擋傳動比，ig=7.31; Di—主動錐齒輪中點分度圓直徑mmD1=64mm 其它符號同前； 將各參數(shù)代入式（3-4）,有： P=856N/mm 按照文獻[1],P<[P]=1429N/mm,錐齒輪

18、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: 2Tk。k■m_3 k v m s bDJ v s 0——s——m—X103 （3-5） MPa 式中： w—錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力, t一齒輪的計算轉矩，Nm k°一過載系數(shù)，一般取1; ks一尺寸系數(shù)，0.682; km—齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結構，kn=1.25； kv—質量系數(shù)，取1； b—所計算的齒輪齒面寬；b=47mm D一所討論齒輪大端分度圓直徑；D=304mm Jw一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=1516.4Nm；從動錐齒輪，T

19、=10190Nm 將各參數(shù)代入式（3-5）,有： 主動錐齒輪, 從動錐齒輪, 按照文獻[1],主從動錐齒輪的 求。 =478MP@ =466MP@ ◎ W[ ow]=700MPa輪齒彎曲強度滿足要 3.5.3輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為: (T j cP =Di 2Tzk°kskmkf 3 -A10 3 (3-6) 式中： （T j —錐齒輪輪齒的齒面接觸應力， D1一主動錐齒輪大端分度圓直徑， b一主、從動錐齒輪齒面寬較小值; kf—齒面品質系數(shù)，取1.0； MPa mm Di=64mm b=47mm  Cp—綜合彈性系數(shù)，取232N

20、i/2/mn ks一尺寸系數(shù)，取1.0; Jj—齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取0.01; Tz一主動錐齒輪計算轉矩；Tz=1516.4N.m kc、、km>kv選擇同式（3-5） 將各參數(shù)代入式（3-6）,有： （n=2722MPa 按照文獻[1],（7j<[（n]=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。 a）齒寬中點處的圓周力 F =? D (3-7) m2

21、 式中： T一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（ Dm2=D2-b2sin 3-8）確定，即 Y （3-8） 式中： D2一從動齒輪大端分度圓直徑；D2=304mm b2一從動齒輪齒面寬； Y 2一從動齒輪節(jié)錐角； 將各參數(shù)代入式（3-8） b2=47mm T 2=76° ,有： Dn2=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。 b）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

22、 Ftan (3-9) DC Fz= cos B sin 甘Ftan [3cos y  Ftana Fz1 = cos『Ftan倒n、cos0 將各參數(shù)分別代入式（3-9）與式（3-10）中，有： Faz=2752N,K=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=46mmb=22mmc=90.5mnrjd=60.5mme=40,Dm2

23、=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。 圖3-5主動錐齒輪齒面受力簡圖 軸承A：徑向力 2 ,Frz(a+b)FazDmi + a2a (3-11) (3-12) 軸向力 Fa= Faz 將各參數(shù)代入式（3-11）與（3-12）,有: F「=3997N,Fa=2752N 軸承B:徑向力 Fr= 22 F(a+b)Frz(a+b)FazDm1 +- aa2a (3-13) 軸向力 Fa= (3-14) 將各參數(shù)代入式（3-13）與（3-14）,有:

24、 F 軸承C:徑向力 r=1493NFa=0N 2 2 Fd + Frzd + EzDm2 c+d c+d 2(c+d) Faz 2 2 Fc Frzc FazDm1 + c+d c+d 2(c+d) 2 2 Fe + Frze-FazDm1 e e 2e Fr= (3-15) 軸向力 Fa= (3-16) 將各參數(shù)代入式(3-15)與(3-16),有： F「=2283

25、N,Fa=2752N 軸承D:徑向力 F尸 (3-17) 軸向力 Fa= (3-18) 將各參數(shù)代入式(3-17)與(3-18),有： Fr=1745N,Fa=0N 軸承E:徑向力 F尸 (3-19) 軸向力 Fa= (3-20) 將各參數(shù)代入式(3-19)與(3-20),有： F「=1245NFa=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 Fa=2752=0.69 Fr3997 查閱文獻[2],錐齒輪圓錐滾子軸承 X=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數(shù)fp=1.2 e值為0.36，故Fa>e,由此得 Fr P=fp

26、(XF+YE (3-21) 將各參數(shù)代入式（3-21）中，有: P=7533N .、、■一, 軸承應有的基本額定動負荷Cr Cr= 式中： ft—溫度系數(shù)，查文獻[4],得ft=1; P1；'60nLh f；1106— (3-22) e一滾子軸承的壽命系數(shù)，查文獻[4],得e=10/3; n—軸承轉速，r/min； Lh一軸承的預期壽命，5000h; 將各參數(shù)代入式（3-22）中，有； _ Cr=24061N 初選軸承型號 查文獻[3],初步選擇C=24330N>C「的圓錐探子軸承7206E 驗算7206E圓錐滾子軸承的壽命 ,16667ftCr L

27、h=-r nFT (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(jīng)檢驗能滿足。軸承R軸承G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。 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

28、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。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪問差速器，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

29、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。 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑r上的A、RC三點的圓周速度都相等，具值為°r。于是廣2=0,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。 當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度4自轉時，嚙合點A的圓周速度為ir=Or+4r,嚙合點B的圓周速度為2r=or-4r。于是 ir+2r=(or+4r)+(or-4r) 即1+2=20(1-1) 若角速度以每分鐘轉數(shù)n表示，則 ni國2n0（

30、1-2） 式（3-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。 有式（3-2）還可以得知：①當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；②當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。 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

31、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。由于其具有結構簡單、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。 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 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個行星齒輪。 2 .行星齒輪球面半徑Rb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 RB,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Rb可按如下的經(jīng)驗公式確定： RbKb3Tmm（1-3） 式中：Kb——行星齒輪球面半徑系

32、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”^矩，取Tce和Tcs的較小值，14700.7Nm. 根據(jù)上式Rb=2.63/14700.763.7mm所以預選其節(jié)錐距Ao=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)比乙/22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

33、兩半軸齒輪的齒數(shù)Z2L,Z2R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： (1-4) Z2LZ2R n 式中：Z2L，Z2R——左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說, Z2L=Z2R n——行星齒輪數(shù)目; I——任意整數(shù)。 在此Z1=10,z2=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 Z1 10 0 arctan—=arctan 一 =29.05 18 1=90° 2 =60.95 0 再按

34、下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù) ? 2Ao . 2Ao . 2 63.7 m= sin 1 = sin 2 = sin 29.05 Z1 Z2 10 由于強度的要求在此取m=8mm 6.186 彳4 dl mZ1 8 10 80mm d2 mZ2 8 18 124mm 5 .壓力角a 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

35、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?。? L1.1 1.1 2 To 103 c nl (1-5) Ito103 1,1.1cnl 式中：To——差速器傳遞的轉矩，Nl-m；在此取14700.7Nm n——行星齒輪的數(shù)目；在此為4 l行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，mm,l=0.5d2,d2為半軸 齒輪齒面寬中點處的直徑，而d2=0.8d2； c——支承面的許用擠壓應力，在此取69MPa 根據(jù)上式d20.8

36、12499.2mml=0.5X99.2=49.6mm 34mm 14700.7103 31mmL1.131 1.169449.6 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w為 2Tkskm kvmb2d2Jn 103 MPa (1-6) 式中：T——差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式 TTo0.6 n 在止匕T為2205.1

37、0N-mi n——差速器的行星齒輪數(shù)； Z2——半軸齒輪齒數(shù)； Kv、Ks、Km——見式（2-8）下的說明； Jn——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù) 3 根據(jù)上式w2-^0一2205.100.8291.0783.6MPa〈980MPa 18181440.225 所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMQ 5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

38、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(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

39、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

40、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(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。 5.2 半軸的設計與計算 半軸的主要

41、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)縱向力為最大時(X2=Z2)附著系數(shù)尹取0.8,沒有側向力作用； b)側向力丫2最大時，其最大值發(fā)生于側滑時，為乙1中，，側滑時輪胎與地面?zhèn)认蚋街禂?shù)1,在計算中取1.0,沒有縱向力作用； c)垂向力乙最大時，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：Z2=、/X一五丁 故縱向力X最大時不會有側向力作用，而側向力丫2最大時也不會有縱

42、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： 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： T=ETemaJglio(5-1) 式中：己一一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; 1 g1——變速器1擋傳動比； 主減速比。 已知：Temax=430Nmigi=7.48;i0=6.33;1=0.6 計算結果： T=0.6X430X7.48X6.33=12215N.m 在設計時,T全指式半軸桿部直徑的初選選取可按下式進行: (5-2) “07901（2.05~2.18

43、）3r 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=12215Nm，得： 32.50mmcd<33.85mm ?。篸=33mm 給定一個安全系數(shù)k=1.5 d=kxd =1.5X33 =50mm 全浮式半軸支承轉矩，其計算轉矩為: T X2L X2R rr (5-3) 的扭轉應力由下式計算: d3 103 (5-4) 式中 一一半軸的扭轉應力，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: =5

44、28MPa 半軸花鍵的剪切應詁效 b z Lp b j (Db dA)/4 (5-5)  半軸花鍵白^擠壓應力T io3 c z Lp [(Db dA)/4] (Db dA)/2 (5-6) 式中T——半軸承受白^最大轉矩，T=12215Nm DB 半軸花鍵（軸）外徑，DB=54mm dA 相配的花鍵孔內(nèi)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） b=68Mpa c=169MPa 半軸的最大扭轉角為 Tl G

45、J 當103 (5-7) 式中T——半軸承受白^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, 4 mm。 將數(shù)據(jù)帶入式（5-7）得: 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,40MnB40MnVB40CrMnMp40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784Mp數(shù)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

46、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(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

47、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，40CrMnM，o40CrMnSi，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HRC5263,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

48、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。 6 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

49、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。 6.1 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 半軸套管與殼體用怫釘聯(lián)

50、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。具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粱，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(nèi)，并與橋殼用螺栓固定在一起。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。

51、 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。 6.2 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, 應力為： 橋殼鋼板彈簧座處危險端面的彎曲應力 和扭轉 (6-1) MvMh= WvWh (6-2) 式中Mv——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(nèi)的彎矩, Mh=& b. b——橋殼板簧座到車輪面的距離； Mh——牽引力或制動力Fx2（一側車輪上的）在水平平面內(nèi)引起的彎矩,Mh

52、=Fx2b.? TT——牽引或制動時，上述危險斷面所受的轉矩，TT=F2rr; Wv、Wh——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(shù); WT——危險斷面的抗扭截面系數(shù)。 將數(shù)據(jù)帶入式（6-2）、（6-3）得: 2 6=400N/mm 2 J250N/mm 橋殼許用彎曲應力為300-500N/mm,許用扭車專應力為150-400N/mm?？慑懺鞓驓と≥^小值，鋼板沖壓焊接橋殼取最大值。 7 結論 本課題設計的YZK1026cA費車驅動橋，采用非斷開式驅動橋，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中型載貨汽車。 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(jīng)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(chǎn)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(shù)是按照以往 經(jīng)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，懇請各位老師同學給予批評指正。