中型汽車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計及仿真分析【雙級主減速器驅(qū)動橋】,雙級主減速器驅(qū)動橋,中型汽車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計及仿真分析【雙級主減速器驅(qū)動橋】,中型,汽車,驅(qū)動,系統(tǒng),設(shè)計,仿真,分析,雙級主,減速器 任 務(wù) 書 畢業(yè)設(shè)計（論文）題目 中型汽車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計及仿真分析 畢業(yè)設(shè)計（論文）內(nèi)容 1．設(shè)計原始數(shù)據(jù)： 總質(zhì)量：13390kg，整備質(zhì)量：5200kg，額定載重：7995kg，最高車速：95km/h，軸荷：4000/9390，前輪距：1930mm，后輪距：1800mm，輪胎數(shù)：6，輪胎規(guī)格：8.25R20，最大輸出功率：125kw，扭矩：592N·m，發(fā)動機排量：3.76L，最大扭矩轉(zhuǎn)速：1300—1700RPM，額定轉(zhuǎn)速：2600RPM。 2．設(shè)計主要內(nèi)容： 設(shè)計中型汽車驅(qū)動系統(tǒng)，設(shè)計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠的、制造成本不高的驅(qū)動橋，主要內(nèi)容包括：主減速器設(shè)計、差速器設(shè)計、半軸設(shè)計和驅(qū)動橋殼設(shè)計。 3．設(shè)計主要成果： 繪制工程圖紙4張（裝配圖2張A0~A1，零件圖2張A1）；編寫設(shè)計計算說明1份（字?jǐn)?shù)不少于1.5萬字）；翻譯相關(guān)外文文獻(xiàn)1篇（不少于5000單詞）。 4．主要參考文獻(xiàn)： [1] 吉林大學(xué)，王望予.汽車設(shè)計[M]. 第4版.北京:機械工業(yè)出版社，2016. [2] 吉林大學(xué)汽車工程系，史文庫，姚為民.汽車構(gòu)造[M]. 第6版.北京:人民交通出版社，2013. [3] 清華大學(xué)，余志生.汽車?yán)碚揫M]. 第5版.北京:機械工業(yè)出版社，2017. [4] 崔振民，張讓莘.汽車機械基礎(chǔ)[M]. 第2版.北京:高等教育出版社，2014. [5] 劉青科.畫法幾何及機械制圖[M].沈陽:東北大學(xué)出版社，2011. [6] 趙麗娟. 機械幾何量精度設(shè)計與檢測[M].北京:清華大學(xué)出版社，2011. [7] 金加龍. 汽車底盤構(gòu)造與維修[M].北京:電子工業(yè)出版社,2005. [8] 方劍烽. 汽車機械制圖[M].北京:電子工業(yè)出版社,2011. [9] A .E.Schaller. Total Automotive Technology.Delmar Learning, a division Of Thomson Learning,Inc.2004. [10]William H. Grouse and Donald L.Anglin.Automotive Engine.Seventh edition.McGraw-Hill Inc.1986. 畢業(yè)設(shè)計（論文）工作階段安排 第1周—第4周：畢業(yè)實習(xí)，收集資料，撰寫實習(xí)報告。 第5周：撰寫開題報告，進(jìn)行開題答辯。 第6周—第7周：進(jìn)行參數(shù)選擇，確定驅(qū)動橋類型。主減速器的設(shè)計計算并校核。 第8周—第9周：差速器、半軸以及驅(qū)動橋橋殼的設(shè)計計算并校核。 第10周—第11周：編寫設(shè)計說明書。 第12周—第13周：繪制驅(qū)動橋三維圖紙和二維圖紙，進(jìn)行仿真分析。 第14周—第15周：整理設(shè)計資料，打印輸出，提交設(shè)計資料。準(zhǔn)備答辯，論文評閱。 第16周：畢業(yè)設(shè)計答辯。 指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日 中文題目：中型汽車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計及仿真分析 外文題目：THE DESIGN AND SIMULATIAN ANALYSIS OF THE MEDIUM-SIZED AUTOMOTIVE DRIVE SYSTEM 畢業(yè)設(shè)計（論文）共 85 頁（其中：外文文獻(xiàn)及譯文13頁） 圖紙共 4 張 完成日期 2018年6月15日 答辯日期 2018年6月20日 目錄 前言 1 1驅(qū)動橋總體布置方案分析 2 1.1概述 2 1.2設(shè)計主要參數(shù) 2 1.2.1主減速比的計算 3 1.2.2一擋傳動比的確定 4 1.3驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)形式的選擇 5 2主減速器設(shè)計 6 2.1主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 6 2.1.1主減速器齒輪的類型 6 2.1.2雙級主減速器的結(jié)構(gòu)方案 6 2.1.3主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 7 2.2主減速器比的分配 7 2.3第一級減速器錐齒輪的設(shè)計 8 2.3.1主減速器齒輪計算載荷的確定 8 2.3.2錐齒輪主要參數(shù)的選擇 10 2.3.3主減速器錐齒輪的強度校核 14 2.3.4錐齒輪的材料選擇 18 2.4第二級減速器斜齒圓柱齒輪的設(shè)計 18 2.4.1斜齒圓柱齒輪主要參數(shù)的選擇 18 2.4.2斜齒圓柱齒輪的強度計算 20 2.4.3斜齒圓柱齒輪的材料選擇 21 3差速器設(shè)計 23 3.1差速器結(jié)構(gòu)形式的確定 23 3.2差速器齒輪的設(shè)計 23 3.2.1差速器齒輪的參數(shù)選擇 23 3.2.2差速器齒輪的強度計算 26 3.2.3差速器齒輪的材料選擇 26 4車輪傳動裝置設(shè)計 27 4.1半軸的型式選擇 27 4.2半軸的設(shè)計計算 27 4.2.1半軸的直徑及長度選擇 27 4.2.2半軸的強度計算 28 4.2.3半軸的材料選擇 28 5驅(qū)動橋的橋殼設(shè)計 29 5.1橋殼結(jié)構(gòu)型式的選擇 29 5.2橋殼的尺寸選擇及靜彎曲應(yīng)力計算 29 6驅(qū)動橋三維造型設(shè)計及仿真分析 32 6.1驅(qū)動橋零件的建模 32 6.1.1第一級減速器錐齒輪的建模及嚙合裝配 32 6.1.2第二級斜齒圓柱齒輪的建模及嚙合裝配 39 6.1.3行星齒輪和半軸齒輪的建模及嚙合 43 6.1.4半軸的建模 45 6.1.5驅(qū)動橋橋殼的建模 46 6.2驅(qū)動橋零件的裝配及仿真 52 6.2.1驅(qū)動橋各部分零件的裝配 52 6.2.2驅(qū)動橋運動仿真分析 56 6.3驅(qū)動橋橋殼的有限元分析 58 6.3.1最大垂向力分析 60 6.3.2最大牽引力分析 62 6.3.3最大制動力分析 64 6.3.4最大側(cè)向力分析 66 7驅(qū)動橋技術(shù)經(jīng)濟性分析 69 8結(jié)論 70 致謝 71 參考文獻(xiàn) 72 大學(xué) 開 題 報 告 題 目 中型汽車驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計及仿真分析 指 導(dǎo) 教 師 院（系、部） 專 業(yè) 班 級 學(xué) 號 姓 名 日 期 2018年 3月 29 日 教務(wù)處印制 6 一、選題的目的、意義和研究現(xiàn)狀 1. 目的、意義 為適應(yīng)國內(nèi)外汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展的新趨勢，推進(jìn)汽車產(chǎn)業(yè)的健康發(fā)展，提高汽車產(chǎn)業(yè)的競爭力。中型載貨汽車，這種汽車發(fā)展趨勢中，有著很好的發(fā)展前途。生產(chǎn)出質(zhì)量好，操作簡單的價格適當(dāng)?shù)妮d貨汽車適合現(xiàn)在的大多數(shù)消費者要求。在新的汽車產(chǎn)業(yè)政策描繪的藍(lán)圖中，還包括許多涉及產(chǎn)業(yè)素質(zhì)提高和市場改善的綜合目標(biāo)。通過對汽車驅(qū)動橋的學(xué)習(xí)和設(shè)計實踐，可以鍛煉我們查閱收集資料并進(jìn)行簡單的實際設(shè)計能力，對機械設(shè)計和汽車設(shè)計的方法和過程得到更好的了解。 2. 研究現(xiàn)狀 雖然現(xiàn)狀的中國汽車工業(yè)已成為世界汽車工業(yè)的重要組成部分，但是中國的本土的設(shè)計能力和國際先進(jìn)水平還是有很大的距離。所以現(xiàn)在中國要進(jìn)一步發(fā)展汽車的行業(yè)，應(yīng)該從設(shè)計和創(chuàng)新方向做出更大的努力。而驅(qū)動橋的設(shè)計在整車設(shè)計中占有很大的比例。 隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，汽車驅(qū)動橋技術(shù)已呈現(xiàn)出向單級化發(fā)展的趨勢。隨著高速公路的迅猛發(fā)展，汽車使用條件對汽車通過性的要求降低，汽車的車速正在日益提高，同時節(jié)約能源，減少污染的環(huán)境意識使得汽車發(fā)動機向低速轉(zhuǎn)矩發(fā)展的趨勢，使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展。單級減速驅(qū)動橋是驅(qū)動橋中結(jié)構(gòu)最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅(qū)動橋的基本型。相對重型載貨汽車而言，中型載貨汽車需求量逐年遞減且需求趨于穩(wěn)定。 我國正在大力發(fā)展汽車產(chǎn)業(yè)，采用后輪驅(qū)動的汽車平衡性和操作性都將會有很大的提高。國產(chǎn)驅(qū)動橋在國內(nèi)市場占據(jù)了絕大部分份額，但仍有一定數(shù)量的車橋依賴于進(jìn)口。國產(chǎn)車橋與國際先進(jìn)技術(shù)相比仍有一定差距，主要體現(xiàn)在設(shè)計和研發(fā)能力上，目前有研發(fā)能力的車橋企業(yè)還不是很多，一些廠家僅僅停留在組裝階段，實驗設(shè)備仍有差距比如工程車和牽引車在行駛過程中，齒輪嚙合接觸區(qū)的形狀是不同的，國外先進(jìn)的實驗設(shè)備可以模擬這種狀態(tài)，而我國還處于摸索中。在具體工藝細(xì)節(jié)方面，我國和世界水平的差距還比較大。不過我國車橋的研發(fā)已經(jīng)迎來了新的變化，在結(jié)構(gòu)方面，單級驅(qū)動橋的使用比例越來越高；技術(shù)方面，輕量化、舒適性的要求將逐步提高?？傮w而言，現(xiàn)在汽車向節(jié)能，環(huán)保、舒適等方面發(fā)展的趨勢，要求車橋向輕量化、大扭矩、低噪音、高速比、壽命長和低生產(chǎn)成本。 二、研究方案及預(yù)期結(jié)果。 1. 設(shè)計方案或論文主要研究內(nèi)容 汽車的驅(qū)動橋位于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變?yōu)槠鱾鱽淼霓D(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動車輪，并使左、右驅(qū)動車輪，并使左、右驅(qū)動車輪具有汽車行駛運動學(xué)所要求的差速功能；同時驅(qū)動橋還要承受作用于路面和車架或承載式車身之間的沿垂力、縱向力和橫向力及其力矩。 在一般的汽車結(jié)構(gòu)中，驅(qū)動橋包括主減速器（又稱主傳動器）、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼等部件。 驅(qū)動橋在整車中占有十分重要的位置，設(shè)計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠的、制造成本不高的驅(qū)動橋，能大大的降低整車生產(chǎn)的成本，可以大大的推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展。 2. 主要解決的問題、理論、方法、技術(shù)路線 本課題解決的主要問題：設(shè)計出適合本課題的驅(qū)動橋。汽車傳動系的總?cè)蝿?wù)是傳遞發(fā)動機的動力，使之適應(yīng)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(jié)構(gòu)布置上的問題。首先是因為絕大多數(shù)的發(fā)動機在汽車上的縱向安置的，為使其轉(zhuǎn)矩能傳給左、右驅(qū)動車輪，必須由驅(qū)動橋的主減速器來改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，同時還得由驅(qū)動橋的差速器來解決左、右驅(qū)動車輪間的轉(zhuǎn)矩分配問題和差速要求。其次，需將經(jīng)過變速器、傳動軸傳來的動力，通過驅(qū)動橋的主減速器，進(jìn)行進(jìn)一步增大轉(zhuǎn)矩、降低轉(zhuǎn)速的變化。因此，要想使汽車驅(qū)動橋的設(shè)計合理，首先必須選好傳動系的總傳動比，并恰當(dāng)?shù)貙⑺峙浣o變速器和驅(qū)動橋。 本課題的設(shè)計總體思路：非斷開式驅(qū)動橋的橋殼，相當(dāng)于受力復(fù)雜的空心梁，它要求有足夠的強度和剛度，同時還要盡量的減輕其重量。所選擇的減速器比應(yīng)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(jīng)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(qū)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(qū)動橋的噪聲主要來自齒輪及其他傳動機件。提高它們的加工精度、裝配精度，增強齒輪的支撐剛度是降低驅(qū)動橋工作噪聲的有效措施。驅(qū)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(yīng)力求減小簧下質(zhì)量，以減小不平路面對驅(qū)動橋的沖擊載荷，從而改善汽車行駛的平順性。 技術(shù)路線： 查閱驅(qū)動橋相關(guān)資料 驅(qū)動橋各部分的設(shè)計及計算 繪制CAD二維圖紙和UG三維參數(shù)化建模 主減速器的型式選擇及設(shè)計計算 差速器和半軸的型式選擇及設(shè)計計算 驅(qū)動橋橋殼的型式選擇及設(shè)計計算 驅(qū)動橋運動仿真及驅(qū)動橋橋殼的有限元分析 編寫設(shè)計說明書 驅(qū)動橋總體方案的確定 3. 論文框架（列出說明書大體結(jié)構(gòu)及提綱） 1 驅(qū)動橋總體布置方案分析 1.1 概述 1.2 設(shè)計主要參數(shù) 1.3 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)形式的選擇 2 主減速器設(shè)計 2.1 主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 2.2 主減速器比的分配 2.3 第一級減速器錐齒輪的設(shè)計 2.4 第二級減速器斜齒圓柱齒輪的設(shè)計 3 差速器設(shè)計 3.1 差速器結(jié)構(gòu)形式的確定 3.2 差速器齒輪的設(shè)計 4 車輪傳動裝置設(shè)計 4.1 半軸的型式選擇 4.2 半軸的設(shè)計計算 5 驅(qū)動橋的橋殼設(shè)計 5.1 橋殼結(jié)構(gòu)型式的選擇 5.2 橋殼的尺寸選擇及靜彎曲應(yīng)力計算 6 驅(qū)動橋三維造型設(shè)計及仿真分析 6.1 驅(qū)動橋零件的建模 6.2驅(qū)動橋零件的裝配及仿真 6.3驅(qū)動橋橋殼的有限元分析 7驅(qū)動橋技術(shù)經(jīng)濟性分析 8結(jié)論 參考文獻(xiàn) 4. 預(yù)期結(jié)果 繪制工程圖紙4張（裝配圖1張A0，零件圖3張A1~A3） 編寫設(shè)計計算說明1份 翻譯相關(guān)外文文獻(xiàn)1篇 三、研究進(jìn)度 第1周—第4周：畢業(yè)實習(xí)，收集資料，撰寫實習(xí)報告。 第5周：撰寫開題報告，進(jìn)行開題答辯。 第6周—第7周：進(jìn)行參數(shù)選擇，確定驅(qū)動橋類型。主減速器的設(shè)計計算并校核。 第8周—第9周：差速器、半軸以及驅(qū)動橋橋殼的設(shè)計計算并校核。 第10周—第11周：編寫設(shè)計說明書。 第12周—第13周：繪制驅(qū)動橋三維圖紙和二維圖紙，進(jìn)行仿真分析。 第14周—第15周：整理設(shè)計資料，打印輸出，提交設(shè)計資料。準(zhǔn)備答辯，論文評閱。 第16周：畢業(yè)設(shè)計答辯。 四、主要參考文獻(xiàn) [1] 吉林大學(xué)，王望予.汽車設(shè)計[M]. 第4版.北京:機械工業(yè)出版社，2016. [2] 吉林大學(xué)汽車工程系，史文庫，姚為民.汽車構(gòu)造[M]. 第6版.北京:人民交通出版社，2013. [3] 清華大學(xué)，余志生.汽車?yán)碚揫M]. 第5版.北京:機械工業(yè)出版社，2017. [4] 崔振民，張讓莘.汽車機械基礎(chǔ)[M]. 第2版.北京:高等教育出版社，2014. [5] 劉青科.畫法幾何及機械制圖[M].沈陽:東北大學(xué)出版社，2011. [6] 趙麗娟. 機械幾何量精度設(shè)計與檢測[M].北京:清華大學(xué)出版社，2011. [7] 金加龍. 汽車底盤構(gòu)造與維修[M].北京:電子工業(yè)出版社,2005. [8] 方劍烽. 汽車機械制圖[M].北京:電子工業(yè)出版社,2011. [9] A .E.Schaller. Total Automotive Technology.Delmar Learning, a division Of Thomson Learning,Inc.2004. [10]William H. Grouse and Donald L.Anglin.Automotive Engine.Seventh edition.McGraw-Hill Inc.1986. 五、指導(dǎo)教師意見 指導(dǎo)教師簽字： 摘要 我國商用車的制造已經(jīng)成熟化，在亞洲和非洲開辟出新市場。驅(qū)動橋作為商用車底盤中關(guān)鍵部分，其設(shè)計要精益求精。 本設(shè)計對國產(chǎn)商用車福田歐馬可5系底盤進(jìn)行了分析，決定對其驅(qū)動后橋做優(yōu)化設(shè)計。先查閱多本教材及圖書館參考書籍，對驅(qū)動橋內(nèi)主要部分一一分析，選型后選擇合理數(shù)據(jù)，計算校核。其次根據(jù)計算所得出的各零部件參數(shù)，用自己熟悉的制圖軟件繪制零件圖，再自己設(shè)計出裝配圖。通過制圖來找出自己在計算設(shè)計中的失誤之處，修改所得參數(shù)并修改圖紙。使用UG10.0輔助、三維建模，并用其自帶高級仿真模塊對橋殼有限元分析。 本設(shè)計的驅(qū)動橋可以安裝到大部分中型汽車上，對驅(qū)動橋的設(shè)計和優(yōu)化做提供了案例。 關(guān)鍵詞：主減速器；橋殼；半軸；橋殼；驅(qū)動橋；有限元分析 Abstract The manufacture of commercial vehicles in China has matured and opened up new markets in Asia and Africa. As a important part of the chassis of a commercial vehicle, the drive axle must be designed critically. The design of the domestic commercial vehicle Futian Ouma 5 Series chassis was analyzed and it was decided to optimize the design of its rear axle. First consult multiple textbooks and library reference books, analyze the main parts of the drive axle one by one, select reasonable data after the selection, and calculate and verify. Secondly, according to the calculated parameters of each part, use the familiar drawing software to draw the parts drawing, and then design the assembly drawing by yourself. Use cartography to find out where your mistakes are in the calculation design, modify the resulting parameters, and modify the drawings. Use UG10.0 assisted, three-dimensional modeling, and use its own advanced simulation module for finite element analysis of the axle housing. The design of the drive axle can be installed on most medium-sized vehicles, providing a case for the design and optimization of the drive axle. Key words:Main reducer; axle housing; half shaft; axle housing; drive axle;Finite element analysis 3 目錄頁CONTENTS PAGEP1.準(zhǔn)備階段查閱資料P2.確定設(shè)計方案并計算校核P3.二維制圖、三維建模裝配、運動仿真P4.驅(qū)動橋技術(shù)經(jīng)濟性分析Part1準(zhǔn)備階段查閱資料Part 1Part 2Part 3Part 43本課題的研究目的與意義通過對汽車驅(qū)動橋傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的學(xué)習(xí)和設(shè)計實踐，可以：1.鍛煉查閱收集資料的能力，掌握機械設(shè)計的方法和過程。2.掌握現(xiàn)代汽車設(shè)計與機械設(shè)計的知識和技能。3.掌握UG、AutoCAD等制圖軟件4.對汽車行業(yè)的發(fā)展有新的認(rèn)識。Part 1Part 2Part 3Part 44我國商用車銷量國內(nèi)行業(yè)前景 自 2016 年供給側(cè)改革后，貨車銷量庫存情況消化較好，疊加經(jīng)濟復(fù)蘇及新的投資周期，商用車在 2017 年取得了較好的銷售。2017 年前 10 個月商用車整體銷售 342 萬輛，同比增 17.52%，創(chuàng)近幾年年化銷量增速之最，2017 年前 10 月商用車?yán)塾嬩N量已經(jīng)接近去年全年，17 全年商用車銷量達(dá)到 410 萬輛以上，接近 2010 年的銷量。Part 1Part 2Part 3Part 45 目前在國內(nèi)的車橋生產(chǎn)企業(yè)中，上海匯眾汽車制造有限公司的年產(chǎn)銷量為 80 萬根左右，其主要為上海大眾、上海通用等企業(yè)做配套。東風(fēng)德納目前的年產(chǎn)銷量為 65 萬根左右，其配套的企業(yè)是東風(fēng)客車底盤有限公司。遼寧曙光汽車集團股份有限公司的年產(chǎn)銷量在 30 萬根左右，主要為北汽福田等企業(yè)配套。湖南汽車車橋廠年產(chǎn)銷量在 20 萬根左右，其主要為東風(fēng)汽車集團、中國第一汽車集團等企業(yè)做配套。合肥車橋有限責(zé)任公司、沈陽汽車車橋廠、江西江鈴底盤股份有限公司的年產(chǎn)銷量在 15 萬根左右，主要為江淮、華晨金杯和江鈴汽車等企業(yè)做配套。而對于青島海通車橋有限公司、山東匯金股份有限公司、陜西東風(fēng)昌河車橋股份有限公司、青特集團有限公司、湖北三環(huán)車橋有限公司的年產(chǎn)銷量都在 10 萬根以下，主要為一汽青島、北汽福田、昌河、漢江、春蘭等企業(yè)做配套生產(chǎn)商。各企業(yè)車橋年產(chǎn)量Part 1Part 2Part 3Part 461.確定驅(qū)動橋總體和各部分設(shè)計方案2.計算驅(qū)動橋各部分參數(shù)及校核3.繪制二維零件和裝配圖4.三維參數(shù)化建模、運動仿真和有限元分析研究思路及技術(shù)路線Part2確定設(shè)計方案并計算校核Part 1Part 2Part 3Part 48歐馬可5系參數(shù)表Part 1Part 2Part 3Part 49主減速器差速器總體設(shè)計方案的確定車輪傳動裝置驅(qū)動橋殼傳動比的分配齒輪的尺寸計算 一級螺旋錐齒輪 二級斜齒圓柱齒輪齒輪的強度計算材料選擇差速器齒輪的參數(shù)計算齒輪的強度計算齒輪材料的選擇結(jié)構(gòu)形式分析半軸直徑初選強度校核結(jié)構(gòu)形式分析有限元分析Part3繪制二維零件圖和裝配圖Part 1Part 2Part 3Part 411驅(qū)動橋二維裝配圖全裝配圖Part 1Part 2Part 3Part 412十字軸零件圖Part 1Part 2Part 3Part 413主減速器的三維建模Part 1Part 2Part 3Part 414右半軸零件圖Part 1Part 2Part 3Part 415UG三維裝配圖Part 1Part 2Part 3Part 416運動仿真Part4驅(qū)動橋經(jīng)濟技術(shù)性分析Part 1Part 2Part 3Part 418技術(shù)經(jīng)濟性分析1234 現(xiàn)代汽車制造需要考慮成本和產(chǎn)品性能等因素，性價比高的產(chǎn)品是企業(yè)和社會的需求。本文中的中型汽車驅(qū)動橋適合大部分現(xiàn)代中型汽車使用。出于技術(shù)層次的考慮，采取雙級主減速器的方案，結(jié)構(gòu)與單級主減速器相比只是多了一級傳動齒輪，但是有效地增大離地間隙并為車輪較小的商用車的通過性提供了保障，車輛在路況不好的情況下可以順利通過。選擇雙級主減速器可以適用轉(zhuǎn)速高或者需要更大扭矩的汽車，擴大了該驅(qū)動橋的市場。為了彌補缺點，驅(qū)動橋在選取參數(shù)時，盡量保證結(jié)構(gòu)緊湊，這點從UG三維模型可看出。雖然零部件尺寸小，但是通過校核計算、有限元分析得出強度合理。Part 1Part 2Part 3Part 419技術(shù)經(jīng)濟性分析1234 因為現(xiàn)代材料學(xué)的發(fā)展，我在驅(qū)動橋選材時選擇了價格低廉的優(yōu)質(zhì)材料，可以降低齒輪和橋殼的體積。這些材料的價格低強度高，零部件所用的材料少，提高了該驅(qū)動橋的性價比?，F(xiàn)代制造工藝提高了加工精度，高精度的零件可以更好地發(fā)揮驅(qū)動橋的性能。謝謝觀看！前言 近年來我國汽車工業(yè)發(fā)展迅猛，我國商用車出口至很多國家，開辟了新興市場。汽車驅(qū)動系統(tǒng)是底盤四大系統(tǒng)中行駛系統(tǒng)至關(guān)重要的一環(huán)。大部分商用車的驅(qū)動形式為前置后驅(qū)，后驅(qū)動橋的應(yīng)用十分廣泛。驅(qū)動橋的基本作用是增大發(fā)動機傳遞過來的扭矩，并且降低所傳遞來的轉(zhuǎn)速，以及將動力傳遞給左右驅(qū)動輪。驅(qū)動橋的性能對整車的性能影響很大，研發(fā)一輛新型商用車時，驅(qū)動橋的設(shè)計至關(guān)重要。一般情況下，商用車驅(qū)動橋分為單級主減速器驅(qū)動橋和雙級主減速器驅(qū)動橋，主要由主減速器、差速器、半軸和橋殼構(gòu)成，根據(jù)車型設(shè)計需要可以加入輪邊減速器。這些年汽車車橋設(shè)計人員對驅(qū)動橋各個零部件不斷優(yōu)化，選擇更加合適的材料，提高加工工藝和檢測技術(shù)。隨著汽車工業(yè)的成熟，車橋制造技術(shù)向著更高標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)發(fā)，降低制造成本，提高驅(qū)動橋的性能，大轉(zhuǎn)矩、質(zhì)量小、高性價比、高壽命、噪音低等優(yōu)點的驅(qū)動橋是我們的目標(biāo)。 1　驅(qū)動橋總體布置方案分析 1.1　概述 本章對驅(qū)動橋總體布置方案進(jìn)行了分析，介紹了本設(shè)計參數(shù)的選取和驅(qū)動橋的三種形式[1]。 驅(qū)動橋在設(shè)計初主要考慮以下幾點要求： 1） 選取合適的主減速比，保證車輛具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性； 2） 結(jié)構(gòu)尺寸較小，保證車輛擁有較大的離地間隙，來滿足通過性要求； 3） 齒輪以及傳動部件工作平穩(wěn)、壽命長且噪聲較??； 4） 可以適用于各種載荷和轉(zhuǎn)速工況，在工作時擁有優(yōu)良的傳動效率； 5） 具有高強度和高剛度，可以承受來自路面和車架或車身給與的力，降低質(zhì)量，提高行駛平順性； 6） 與懸架或者導(dǎo)向機構(gòu)間協(xié)調(diào)配合； 7） 各部件結(jié)構(gòu)簡單，工藝性良好，適合現(xiàn)代制造業(yè)生產(chǎn)，在維修、調(diào)整時越方便越好。 1.2　設(shè)計主要參數(shù) 本畢業(yè)設(shè)計參數(shù)參照福田歐馬可5系中卡，型號為BJ1139VJPEK-A1，發(fā)動機前置后驅(qū)，170馬力，驅(qū)動形式為4×2，6.2米排欄板載貨車，排放標(biāo)準(zhǔn)為國五/歐五。具體參數(shù)如表1-1所示。 表1-1 設(shè)計參數(shù) Tab.1-1 Design parameters 車輛名稱： 福田歐馬可5系 車輛類別： 中型卡車 中文品牌： 福田 英文品牌： —— 公告批次： 301 免檢： 否 發(fā)動機： ISF3.8s5168 排量： 3760（ml） 外形尺寸： 8645×2500×2830（mm） 功率： 125（kw) 總質(zhì)量： 13390（kg) 貨廂尺寸（欄板式）： 6200×2400×550（mm） 整備質(zhì)量： 5200（kg) 準(zhǔn)乘人數(shù)： 3（人） 接近角/離去角： 21/10（°） 額定質(zhì)量： 7995（kg) 軸荷： 4000/9390 前懸/后懸： 1365/2430（mm） 軸數(shù)： 2 軸距： 4700（mm） 輪胎數(shù)： 6 最高車速： 95（km/h) 前輪距： 1930（mm） 輪胎規(guī)格： 8.25R20 發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速： 2600（rpm） 后輪距： 1800（mm） 發(fā)動機最大扭矩轉(zhuǎn)速： 1300-1700（rpm） 發(fā)動機扭矩： 592（N·m） 1.2.1　主減速比的計算 主減速比在驅(qū)動橋的設(shè)計計算中至關(guān)重要，是驅(qū)動橋設(shè)計中的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)，直接影響了主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸。的選擇影響著車輛的動力性，的計算需要通過優(yōu)化設(shè)計，參照發(fā)動機參數(shù)和車輛的傳動系統(tǒng)參數(shù)選擇最佳的主減速比[2]。 對于具有很大儲備功率的轎車、長途客車，尤其是競賽車來說，在給出發(fā)動機最大功率、轉(zhuǎn)速后，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速[1]。這時值應(yīng)按下式來確定： （1-1） 式中：是車輪滾動半徑，因為選取8.25R20規(guī)格的輪胎，?。? 是變速器高檔傳動比，此處取。 根據(jù)其他汽車的主減速器設(shè)計，為了讓功率儲備足夠且最高車速稍微下降，在選擇中一般比式（1-1）所求結(jié)果大10％～25％，即按下式選擇： （1-2） 式中：是分動器或加力器的高檔傳動比，在本設(shè)計中，取1； 是輪邊減速器的傳動比，在本設(shè)計中，取1。 根據(jù)計算出來等的主減速比，來確定主減速器型式，也應(yīng)該參考車輛設(shè)計總布置中最小離地間隙的需求。 為使動力滿足且最高車速不大，中型卡車的主減速比在確定時要比計算大10%～25%，把, , , 代入公式（1-2），計算出 ，本設(shè)計取。 本設(shè)計主要應(yīng)用于中型汽車，為了是離地間隙更小以及增大更大的扭矩，所以使用雙級主減速器。 1.2.2　一擋傳動比的確定 計算確定傳動系最大傳動比時，要考慮以下三個方面： 1. 最大爬坡角度（或者是1擋最大動力因數(shù)）； 2. 附著力的大??； 3. 汽車行駛中最低穩(wěn)定車速。 傳動系的最大傳動比通常是變速器一擋傳動比與主減速比的乘積[3]。 則 (1-3) 當(dāng)汽車爬坡時車速很低，忽略影響中的空氣阻力，車輛的最大驅(qū)動力應(yīng)為 (1-4) 各表達(dá)式展開為 (1-5) 則 (1-6) G為汽車總質(zhì)量載荷，單位N。 一般貨車最大爬坡度為30%，即。其他參數(shù)見表1-2。 表1-2 計算參數(shù)表 Tab.1-2 calculation parameter table (m) (kg) () 0.9 0.02 4.875 0.47 13390 592 代入式（1-6）中計算可得。 1擋傳動比還應(yīng)滿足附著條件 (1-7) 對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式 (1-8) 式中：為后軸質(zhì)量，查表得滿載時取值范圍為73%-75%，選取。 將式（1-7）代入式（1-8） 得出 式中：為道路附著系數(shù)，計算時取0.5-0.6； 求得。 對于本設(shè)計，可取。 1.3　驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)形式的選擇 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式按汽車總體布置的情況看，有三種，一是普通的非斷開式驅(qū)動橋，二是帶有擺動半軸的非斷開式驅(qū)動橋，三是前置前驅(qū)汽車經(jīng)常使用的斷開式驅(qū)動橋[1]。 圖1-1 驅(qū)動橋布置型式簡圖 (a)普通非斷開式驅(qū)動橋；(b)帶有擺動半軸的非斷開式驅(qū)動橋；(c)斷開式驅(qū)動橋 Fig.1-1 General Arrangement Type Diagram of Drive Bridge a) Normal non-disconnected drive axle ;b) Non-disconnected drive axle with swinging half shaft ; c) Disconnected drive axle 經(jīng)分析，考慮到所設(shè)計的中型汽車的載重和各種要求，降低生產(chǎn)制造成本。另由于中型汽車對驅(qū)動橋的設(shè)計沒有特殊要求，滿足大部分路面的正常行駛即可，所以采用普通非斷開式驅(qū)動橋方案。 2　主減速器設(shè)計 本章是是驅(qū)動橋中重要部分之一的主減速器設(shè)計。 主減速器的作用是降速增扭，一般由一對或者兩對相互嚙合的齒輪組成，齒數(shù)少的齒輪帶動齒數(shù)多的齒輪，完成減速增扭。汽車驅(qū)動橋主減速器應(yīng)該滿足體積小、壽命長、噪音低的要求[2]。 2.1　主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 2.1.1　主減速器齒輪的類型 螺旋錐齒輪能夠承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時其噪聲和振動也是很小的，且當(dāng)傳動比小于2.0時選用螺旋錐齒輪更合理，故本次設(shè)計采用螺旋錐齒輪[3]。 2.1.2　雙級主減速器的結(jié)構(gòu)方案 整體式雙級主減速器主要有三種結(jié)構(gòu)方案： 1.第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪（圖2-1a）； 2.第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪； 3.第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪（圖2-1b）；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪（圖2-1c）。 對于第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器，可有縱向水平布置（圖2-1d）、斜向布置（圖2-1e）和垂向布置（圖2-1f）三種布置方案。 圖2-1雙級主減速器布置方案 Fig.2-1 Layout scheme of two-stage main reducer 縱向水平布置可以使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車的質(zhì)心高度；但使縱向尺寸增加，用在長軸距汽車上可少量減少傳動軸長度。因此，他不宜用于短軸距汽車，因為過短的傳動軸會導(dǎo)致萬向傳動軸加大。垂向布置使驅(qū)動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角；但由于主減速器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度，不利于齒輪工作。這種布置可便于貫通式驅(qū)動橋的布置。斜向布置對傳動軸布置和提高橋殼剛度有利。 2.1.3　主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器必須保證主、從動齒輪油良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、齒輪的裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度有關(guān)[3]。 本設(shè)計主動錐齒輪采用懸臂式支承（圖2-2a），從動錐齒輪采用跨置式支承（圖2-2c）。 懸臂式支承的結(jié)構(gòu)特點是，在錐齒輪大端一側(cè)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a和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應(yīng)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向力有靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長度a，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑不小于尺寸a。為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。 為了增加從動錐齒輪的支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了是從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)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(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。 圖2-2主減速器錐齒輪的支承形式 Fig.2-2 Supporting form of bevel gear of main reducer 2.2　主減速器比的分配 錐齒輪-圓柱齒輪式雙級主減速器在分配傳動比時，通常將圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動比的比值取在1.4~2.0范圍內(nèi)，而且錐齒輪傳動比一般為1.7~3.3，這樣可以減小錐齒輪嚙合時的軸向力和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時可使主動錐齒輪的齒數(shù)適當(dāng)增多，使其支承軸頸的尺寸適當(dāng)加大，改善支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性[13]。 設(shè)一級減速齒輪的傳動比為；二級減速齒輪的傳動比為i02。根據(jù)傳動比分配要求，有，且，初選，則。 2.3　第一級減速器錐齒輪的設(shè)計 2.3.1　主減速器齒輪計算載荷的確定 1.按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce （2-1） 式中：Tce為計算轉(zhuǎn)矩，N?m； n為驅(qū)動橋數(shù)，為1； i01為主減速器一級傳動比，為1.79； i1為變速器1擋傳動比，為6； if為分動器傳動比，取1.0； η為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，取0.9； k為液力變矩器變矩系數(shù)，，k0為最大變矩系數(shù)，取1； Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為592N?m； kd為猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，kd=1， 則 2.按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcs （2-2） 式中：Tcs為計算轉(zhuǎn)矩，N?m； G2為滿載狀態(tài)下1個驅(qū)動橋上的靜載荷，； m'2為汽車最大加速度時的后軸負(fù)載荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，商用車為1.1~1.2，取1.1； φ為輪胎與路面間的附著系數(shù)，取0.85； im為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，為2.72； ηm為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率，取0.9。 則 3.按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcf （2-3） 式中：Tcf為計算轉(zhuǎn)矩，N? m； Ga為汽車滿載總重量，為133900N； fR為道路滾動阻力系數(shù)，對于貨車可取0.015~0.020，取0.018； fH為平均爬坡能力系數(shù)，對于轎車可取0.08；對于貨車和公共汽車可取0.05~0.09，取0.07； fi為汽車性能系數(shù)，取值同前，為0； 其他參數(shù)同前。 則 由式（3-1）和式（3-2）求得的計算轉(zhuǎn)矩，是作用到從動錐齒輪上的最大轉(zhuǎn)矩，不同于式（3-3）求得的日常行駛平均轉(zhuǎn)矩。當(dāng)計算錐齒輪最大應(yīng)力時，計算轉(zhuǎn)矩Tc應(yīng)取前面兩種的較小值，即=min[,];當(dāng)計算錐齒輪疲勞壽命時，Tc取Tcf。 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為 （2-4） 式中，Tz為主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N?m； i0為錐齒輪傳動比； ηG為主、從動錐齒輪間的傳動效率，計算時對于弧齒錐齒輪副，為95%。 當(dāng)計算錐齒輪最大應(yīng)力時，，則 當(dāng)計算錐齒輪的疲勞壽命時，，則 2.3.2　錐齒輪主要參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)z11和z12、從動錐齒輪大端分度圓直徑D12和端面模數(shù)ms、主、從動錐齒輪齒面寬b11和b12、中點螺旋角β、法向壓力角α等[12]。 1.主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2 選擇主、從動錐齒輪數(shù)時應(yīng)考慮如下因素： 1） 為了磨合均勻，z11和z12之間避免有公約數(shù)。 2） 為了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(yīng)不少于40。 3） 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于乘用車，z11一般不少于9；對于商用車，z11一般不少于6。 4） 主傳動比i0較大時，z1盡量取得少些，以便得到滿意的離地間隙。 5） 對于不同的主傳動比，z1和z2應(yīng)有適宜的搭配。 本設(shè)計初選一級減速齒輪的主動齒輪齒數(shù)為z11=14，從動錐齒輪的齒數(shù)z12=25，則，,,在1.4~2.0范圍內(nèi)，符合要求。 2.從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms 對于單級主減速器，增加尺寸D2會影響驅(qū)動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D2又影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 D2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 （2-5） 式中，D2從動齒輪大端分度圓直徑（mm）；為直徑系數(shù)，一般為13.0~15.3，取14.0；Tc為從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，Tc=min[Tce,Tcs]，為5722.27N?m。 則 mm 圓整取D2=250mm。 ms由下式計算 （2-6） 式中：ms為齒輪端面模數(shù)。 則 同時，ms還應(yīng)滿足 （2-7） 式中：Km為模數(shù)系數(shù)，取0.3~0.4，本設(shè)計取0.35。 則 =6.26 經(jīng)驗算滿足要求，故ms=10。 3.主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導(dǎo)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(yīng)力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但是齒面過窄，輪齒的表面耐磨性會降低[13]。 對于從動錐齒輪齒面寬b2，推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2，而且b2應(yīng)滿足b2≤10ms，一般也推薦b2=0.155D2。對于弧齒錐齒輪，b1一般比b2大10%。 則 圓整為40mm，則b1為44mm。 4、中點螺旋角β 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。 弧齒錐齒輪副中的中點螺旋角是相等的。 選擇β時，應(yīng)考慮它對齒面重合度εF、輪齒強度和軸向力大小的影響。β越大，則εF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εF應(yīng)不小于1.25，在1.5~2.0時效果最好。但是β過大，會導(dǎo)致軸向力增加。 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35°~40°。商用車選用較小的β值以防止軸向力過大，通常取35°。 故中點螺旋角取35°。 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(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時，應(yīng)使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 故采用主動錐齒輪左旋，從動錐齒輪右旋。 6.法向壓力角ɑ 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減小齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力較大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于小負(fù)荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對于弧齒錐齒輪，商用車的ɑ為20°或22°30'。 故取法向壓力角ɑ為20°。 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算見表2-1。 表2-1 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 Tab.2-1 Geometric parameters of bevel gears of main reducer 序號 計算公式 數(shù)值 注 釋 1 14 小齒輪齒數(shù) 2 25 大齒輪齒數(shù) 3 10 模數(shù) 4 40mm 大齒輪齒面寬 5 20° 壓力角 6 17.00mm 齒工作高,查表3-4取1.700 7 18.88mm 齒全高,查表3-4取1.888 8 90° 軸交角 9 140mm 小齒輪分度圓直徑 10 250mm 大齒輪分度圓直徑 11 29.25° 小齒輪節(jié)錐角 12 60.75° 大齒輪節(jié)錐角 13 143.26mm 節(jié)錐距 14 31.42mm 周節(jié) 15 5.82mm 大齒輪齒頂高,查表3-4計算取0.582 16 11.18mm 小齒輪齒頂高 17 7.70mm 小齒輪齒根高 18 13.06mm 大齒輪齒根高 19 1.88mm 徑向間隙 20 3.08o 小齒輪齒根角 21 5.21° 大齒輪齒根角 22 34.46° 小齒輪面錐角 23 63.83° 大齒輪面錐角 24 26.17° 小齒輪根錐角 25 55.54° 大齒輪根錐角 26 159.51mm 小齒輪外緣直徑 27 255.69mm 大齒輪外緣直徑 28 119.54mm 小齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 29 64.92mm 大齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 30 10.53mm 大齒輪理論弧齒厚，查表3-3取1.053 31 20.89mm 小齒輪理論弧齒厚 32 35° 螺旋角 表2-2載貨、公共、牽引汽車或壓力角為20o的其他汽車螺旋錐齒輪的、和 Tab.2-2 load、public、towed vehicle or other motor vehicle with a pressure angle of 20 for spiral bevel gears 主動齒輪齒數(shù) 5 6 7 8 9 10 11 —— 從動齒輪最小齒數(shù) —— 34 33 32 31 30 29 26 法向壓力角 20o 螺旋角 35°-40° 35° 齒工作高系數(shù) 1.430 1.500 1.560 1.610 1.650 1.680 1.956 1.700 齒全高系數(shù) 1.588 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齒輪齒頂高系數(shù) 0.160 0.215 0.270 0.325 0.380 0.435 0.490 0.46+ 表2-3 螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚SK Tab.2-3 Spiral bevel gear theoretical arc tooth thickness SK z z 6 7 8 9 10 11 30 0.911 0.957 0.975 0.997 1.023 1.053 40 0.803 0.818 0.837 0.860 0.888 0.948 50 0.748 0.757 0.777 0.828 0.884 0.946 60 0.715 0.729 0.777 0.828 0.883 0.945 2.3.3　主減速器錐齒輪的強度校核 在選好主減速器錐齒輪的主要參數(shù)后，可根據(jù)所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據(jù)所確定的計算載荷進(jìn)行強度驗算，以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。 輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等[13]。 1. 單位齒長圓周力 主減速器錐齒輪表面的耐磨性，常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算。 即 （2-8） 式中：p為輪齒上的單位齒長圓周力，N/mm； F為作用在輪齒上的圓周力，N； b2為從動齒輪的齒面寬，mm。 許用的單位齒長圓周力[p]見教材表5-1。在現(xiàn)代汽車設(shè)計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，[p]有時高出表中數(shù)值的20%~25%。 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時 103 （2-9） 式中：ig為變速器傳動比，在此取一檔傳動比6； D1為主動錐齒輪中點分度圓直徑，mm； 其他符號同前。 103=1141.71N 查表得，[p]=1429N，故符合要求。 按驅(qū)動輪打滑的轉(zhuǎn)矩計算時 （2-10） 式中符號同前。 則 查表得[p]=1429N，1.25[p]=1786N，故符合要求。 在現(xiàn)代汽車的設(shè)計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的20%～25%。 表3-6 單位齒長圓周力許用值[p] (N/m) Tab.3-6 Allowable value of long circumferential force of unit tooth ( N / m ) 參數(shù) 類別 [p](按最大轉(zhuǎn)矩計算） [p](按打滑轉(zhuǎn)矩計算） 輪胎與地面的附著系數(shù) 1擋 2擋 直接 乖用車 893 536 321 893 0.85 商用車 貨車 1429 — 250 1429 客車 982 — 214 — 2. 輪齒彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為 103 （2-11） 式中：σw為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力，MPa； Tc為所計算齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N?mm，對于主動齒輪，Tc還要按式（3-4）進(jìn)行換算； k0為過載系數(shù)，一般取1； ks為尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng)ms≥1.6mm時，ks=(ms/25.4)0.25=0.79； km為齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)，km=1.0~1.1；懸臂式結(jié)構(gòu)，km=1.00~1.25，則主動輪取1.2，從動輪取1.05； kv為質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，kv=1.0； b為所計算齒輪的齒面寬，b1=44mm，b2=40mm； D為所討論的齒輪的大端分度圓直徑，D1=140mm，D2=250mm； Jw為所計算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，其值按機械設(shè)計手冊取得，取大齒輪J=0.206，小齒輪J=0.273。 上述按min[Tce,Tcs]計算的最大彎曲應(yīng)力不超過700MPa；按Tcf計算的疲勞彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過210MPa，迫害的循環(huán)次數(shù)為6×106。 按min[Tce,Tcs]計算， 103=460.84<700MPa 故符合要求。 按Tcf計算， 103=182.19<210MPa 故符合要求。錐齒輪滿足設(shè)計需求，可用。 3.輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為 （2-12） 式中：σJ為錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力，MPa； D1為主動錐齒輪大端分度圓直徑，140mm； b為b1和b2中的較小值，為b2=40mm； ks為尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0； kf為齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于吃面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅、磷化處理等），對于制造精確的齒輪，kf取1.0； cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪：cp取232.6N1/2/mm； JJ為齒面接觸強度的綜合系數(shù)，其值按機械設(shè)計手冊取得，取0.88； k0，km，kv見式（3-11）的說明。 上述按min[Tce，Tcs]計算的最大接觸應(yīng)力不應(yīng)超過2800MPa；按Tcf計算的疲勞接觸應(yīng)力不應(yīng)超過1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的。 按min[Tce,Tcs]計算， 故符合要求。 按Tcf計算， 故符合要求。主、從動錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的，所以錐齒輪符合要求。 2.3.4　錐齒輪的材料選擇 驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點，是傳東西中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應(yīng)滿足如下要求： 1） 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。 2） 輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 3） 鍛造性能、可加工性及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 4） 選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而是選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。本設(shè)計采用20CrMnTi。 滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到碳含量較高的硬化層（一般碳的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為0.8%~1.2%），具有相當(dāng)高的耐磨性和抗壓性，而心部較軟，具有良好的韌性，故該材料的抗彎強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于其碳含量較低，故鍛造性能和可加工性較好。其主要缺點是熱處理費用高；表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力是可能產(chǎn)生塑性變形；如果滲透層與心部的碳含量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.005~0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，可提高齒輪壽命的25%。對于滑動速度高的齒輪可進(jìn)行滲硫處理，以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，這樣即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。 2.4　第二級減速器斜齒圓柱齒輪的設(shè)計 2.4.1　斜齒圓柱齒輪主要參數(shù)的選擇 1.主、從動齒輪的齒數(shù)z21和z22 二級齒輪副的傳動比為i02=2.985，根據(jù)機械設(shè)計手冊，初選主動齒輪齒數(shù)為z21=15，z22=41，則 i02=z22/z21=2.73 驗算，i02/i01=1.525,在1.4~2.0之間，且15與41無公約數(shù)，故符合要求。 2.法向模數(shù)mn 選用推薦模數(shù)mn=6。 3.法向壓力角αn和螺旋角β 取法向壓力角αn=20°，β的推薦值一般為15°~20°，故初選β=15°。 4.主、從動齒輪的節(jié)圓直徑d21和d22 mm mm 故d21=93mm，d22=255mm。 5.齒寬b 齒寬的計算公式為 b1=Φdd21 式中：Φd為齒寬系數(shù)，取0.85； d21為小齒輪分度圓直徑，93mm； 則 b1=0.85×93=79.05mm 圓整為80mm。 根據(jù)經(jīng)驗公式， b2=b1-5=80-5=75mm 故b1為80mm，b2=75mm。 6. 螺旋方向 本設(shè)計一級從動錐齒輪為右旋，為抵消部分軸向力，故主動斜齒圓柱齒輪的旋向應(yīng)為左旋，則從動斜齒圓柱齒輪旋向為右旋。 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算見表3-2。 表3-2 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算用表 Tab.3 - 2 Table for Calculation of Geometric Dimension of Helical Cylindrical Gear 序號 名稱 代號 小齒輪 大齒輪 計算結(jié)果 1 齒數(shù)比 ,按傳動要求確定 2.73 2 分度圓直徑 ， 3 齒數(shù) 設(shè)計值 設(shè)計值 ， 4 法向模數(shù) 推薦值 6 5 法向壓力角 α 推薦值 20° 6 螺旋角 推薦值一般為15°~20° 15° 7 齒寬系數(shù) 一般取0.85 0.85 8 齒寬 ， 9 齒距 18.84mm 10 齒頂高 ， 6mm 11 齒根高 hf 7.5mm 12 齒全高 h 13.5mm 13 中心距 a ， 可圓整 174mm 14 齒頂圓直徑 da1=105mm，da2=267mm 15 齒根圓直徑 df1=78mm，df2=240mm 2.4.2　斜齒圓柱齒輪的強度計算 1. 輪齒彎曲強度計算 斜齒圓柱齒輪的彎曲應(yīng)力為 （2-13） 式中：σw為齒輪的彎曲應(yīng)力； Tg為計算載荷，取Temax=592000N?mm； β為齒輪螺旋角，為15°； Kσ為應(yīng)力集中系數(shù)，取1.50； z為小齒輪齒數(shù)，為15； mn為法向模數(shù)，為6； y為齒形系數(shù)，查得為0.19； Kc為齒寬系數(shù)，取8.0； Kε為重合度影響系數(shù)，取2.0。 許用應(yīng)力對貨車為100~250MPa。則 <100MPa 故符合要求。 2.輪齒接觸強度計算 輪齒接觸應(yīng)力σj （2-14） 式中：σj為輪齒的接觸應(yīng)力，MPa； F為齒面上的法向力，F(xiàn)=F1/（cosɑcosβ）； F1為圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d； Tg為計算載荷，為592000N?mm； d為節(jié)圓直徑，mm； ɑ節(jié)點處壓力角； β為齒輪螺旋角； 則 E為齒輪材料的彈性模量，為2.1×105MPa； b為齒輪接觸的實際寬度，為75mm； ρz、ρb為主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑； rb、rz為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。 則對斜齒輪ρz=（rzsinɑ）/cos2β =17.05，ρb=（rbsinɑ）/cos2β =46.74。 則 查得其許用應(yīng)力范圍為1300~1400MPa，所以設(shè)計符合其要求。 2.4.3　斜齒圓柱齒輪的材料選擇 二級圓柱斜齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對可加工性及成本也應(yīng)考慮。 國內(nèi)汽車齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。 值得指出的是，采取噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施，能使齒輪得到強化。對齒輪進(jìn)行強力噴丸處理以后，輪齒產(chǎn)生殘余壓應(yīng)力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。在加大齒根圓弧半徑的同時，進(jìn)行強力噴丸處理，不僅可使殘余壓應(yīng)力進(jìn)一步增加，還改善了應(yīng)力集中。齒輪在熱處理之后進(jìn)行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形，經(jīng)過磨齒后，齒輪精度要高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)，效率提高，并在同樣負(fù)荷條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高近一倍。 3　差速器設(shè)計 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(fù)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(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅(qū)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(gòu)，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，用來保證各驅(qū)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)形式的確定 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。差速器按其結(jié)構(gòu)特征不同，分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，它具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點，故應(yīng)用廣泛。它又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。 本次設(shè)計采用普通錐齒輪式差速器，它結(jié)構(gòu)簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本設(shè)計的汽車驅(qū)動橋。 3.2　差速器齒輪的設(shè)計 3.2.1　差速器齒輪的參數(shù)選擇 1.行星齒輪數(shù)n 行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇，在承載不大的情況下n可取兩個，反之應(yīng)取n=4。轎車差速器一般有2個行星齒輪；貨車和越野車一般有4個。 本設(shè)計取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)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定 （3-1） 式中：Kb為行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb=2.5~3.0，對于有四個行星齒輪的乘用車和商用車取小值，取2.6； Td為差速器計算轉(zhuǎn)矩，Td=min[Tce,Tcs]，為5722.27N?m； Rb為球面半徑。 則 mm 取整為47mm。 行星齒輪節(jié)錐距A0為 A0=（0.98~0.99）Rb （3-2） 則 A0=46.07~46.54mm，取46.50mm。 3. 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)z1、z2 為了使輪齒有較高的強度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒數(shù)z1應(yīng)取少些，但z1一般不少于10.半軸齒輪齒數(shù)z2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z2/z1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，否則差速器不能裝配。 本設(shè)計取z1=10，z2=16，則z2/z1=1.6，且2z2=32能被4整除，故符合要求。 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 （3-3） 則γ1=32°，γ2=58°。 錐齒輪大端的端面模數(shù)m為 （3-4） 則m=4.51，為了讓齒輪取得更大的強度，模數(shù)取8。 5.壓力角ɑ 汽車差速齒輪大都采用壓力角為22°30'、齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些總質(zhì)量較大的商用車采用25°壓力角，以提高齒輪強度。本設(shè)計采用22°30'的壓力角，齒形系數(shù)為0.8。 6. 行星齒輪軸直徑d及支撐長度L 行星齒輪軸d為 （3-5） 式中：T0為差速器殼傳遞的扭矩，為5722.27N?m； n為行星齒輪數(shù)，為4； rd為行星齒輪支撐面中點到錐頂?shù)木嚯x，約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半； [σc]為支撐面允許擠壓應(yīng)力，取98MPa。 則 行星齒輪在軸上的支撐長度L為 （3-6） 則。 差速器齒輪的幾何尺寸計算見表3-1。 表3-1 差速器齒輪的幾何尺寸計算用表 Tab.3-1 geometric size calculation table for differential gear 序號 名稱 代號 計算公式 計算結(jié)果 1 行星齒輪數(shù) z1 z1≥10，應(yīng)盡量取小值 10 2 半軸齒輪齒數(shù) z2 z2=14~25 16 3 模數(shù) m 8 4 齒面寬 F F=（0.25~0.30）A0；F≤10m 15mm 5 齒工作高 h2 h2=1.6m 12.80 6 齒全高 h h=1.788m+0.051 14.36 7 壓力角 ɑ 一般汽車取22°30'，某些重型汽車取25° 22°30' 8 軸交角 Σ Σ=90° 90° 9 分度圓直徑 d d1=mz1；d2=mz2 d1=80mm d2=128mm 10 節(jié)錐角 γ γ1=arctan（z1/z2） γ2=arctan（z2/z1） γ1=32° γ2=58° 11 節(jié)錐距 A0 A0=（0.98~0.99）Rb 46.5mm 3.2.2　差速器齒輪的強度計算 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，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)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(yīng)進(jìn)行彎曲強度計算。 輪齒彎曲應(yīng)力σw為 （3-7） 式中：n為行星齒輪數(shù)，為4； J為綜合系數(shù)，按圖3-1取得，取0.226； b2、d2分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑，b2=15mm，d2=128mm；Tc為半軸齒輪計算轉(zhuǎn)矩，Tc=0.6T0； kv、ks、km按主減速器齒輪強渡計算的有關(guān)數(shù)值選取，kv=1.0，ks=(m/25.4)0.25=0.75，km=1.0。 當(dāng)T0=min[Tce，Tcs]時，[σw]=980MPa；當(dāng)T0=Tcf時，[σw]=210MPa。 按min[Tce,Tcs]計算，Tc=0.6×5722.27=3433.36N?m,則 故符合要求。 按Tcf計算，Tc=0.6×2262.30=1357.38N?m，則 故符合要求。錐齒輪滿足設(shè)計需求，可用。 3.2.3　差速器齒輪的材料選擇 差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，基本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采用。 本設(shè)計采用20CrMnTi。 4　車輪傳動裝置設(shè)計 驅(qū)動車輪的傳動裝置位于傳動系的末端，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。對于斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，驅(qū)動車輪的傳動裝置為萬向傳動裝置；對于非斷開式驅(qū)動橋，驅(qū)動車輪傳動裝置的主要零件為半軸。 本設(shè)計為非斷開式驅(qū)動橋，采用的車輪傳動裝置為半軸。 4.1　半軸的型式選擇 半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種形式。 半浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是，半軸外端的支撐軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔中，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)簡單，所受載荷較大，只用于乘用車和總質(zhì)量較小的商用車上。 3/4浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是，半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)動橋殼半軸套管的端部，直接支承于車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘連接。該形式半軸的受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在乘用車和總質(zhì)量較小的商用車上。 全浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是，半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相連，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動輪上的其他反力和彎矩全部由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同心、半軸法蘭平面性對其軸線不垂直等因素，會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總質(zhì)量較大的商用車上。 本設(shè)計采用全浮式半軸。 4.2　半軸的設(shè)計計算 4.2.1　半軸的直徑及長度選擇 全浮式半軸桿部直徑可按下式初選。 （4-1） 式中：d為半軸桿部直徑，mm； Mφ為半軸計算轉(zhuǎn)矩，為5722270N?mm； K為直徑系數(shù)，取0.205~0.218。 則 為了滿足強度需要，取d=42mm。 由輪距1800mm和車寬2500mm，初選半軸長度1030mm。 4.2.2　半軸的強度計算 半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為 （4-2） 式中：τ為半軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力； d為半軸直徑，為42mm。 則 半軸的扭轉(zhuǎn)角為 （4-3） 式中：θ為扭轉(zhuǎn)角； l為半軸長度，為1030mm； G為材料的切變模量，鋼材一般為80GPa； Ip為半軸斷面的極慣性矩，,為305490mm4。 半軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力宜為500~700MPa，轉(zhuǎn)角宜為每米長度6°~15°。故應(yīng)力及轉(zhuǎn)角均符合要求。 4.2.3　半軸的材料選擇 為了使半軸的花鍵內(nèi)徑不小于桿部直徑，常常將加工的端部做的粗些，并適當(dāng)?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵的齒數(shù)就必然要增加，通常取10齒（轎車半軸）18齒（載貨汽車半軸）。半軸的破壞形式多為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)上設(shè)計盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應(yīng)力集中。重型汽車半軸桿部較粗，外端凸緣較大。在現(xiàn)代汽車半軸上，漸開線運用的比較廣泛。半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr,40CrMnMo, 40CrMnSi，40CrMnA,35CrMnSi等。 5　驅(qū)動橋的橋殼設(shè)計 驅(qū)動橋橋殼是汽車上的主要零件，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼起著支承汽車載荷的作用，并將載荷傳到車輪上。作用在驅(qū)動車輪的牽引力、制動力、側(cè)向力和垂向力也是徑橋殼傳到懸架及車架或車廂上的。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(qū)動車輪傳動裝置的外殼[14]。 在汽車行駛過程，橋殼承受繁重的載荷，設(shè)計時必須考慮： 1.動載荷下橋殼有足夠的強度與剛度； 2.為了減小簧下質(zhì)量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度與剛度的前提下力求減小橋殼的質(zhì)量； 3.結(jié)構(gòu)簡單，制造方便有利于降低成本； 4.結(jié)構(gòu)應(yīng)利于主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)； 5.考慮所設(shè)計車輛的類型、使用要求、制造條件、材料供應(yīng)[1]。 5.1　橋殼結(jié)構(gòu)型式的選擇 根據(jù)這次設(shè)計所參考的車型為中型卡車，因此采用鋼板沖壓焊接整體橋殼。 5.2　橋殼的尺寸選擇及靜彎曲應(yīng)力計算 在兩鋼板彈簧座之間的彎矩為： （5-1） 式中：—汽車滿載靜止于水平地面時驅(qū)動橋給地面的載荷；取97747N； —車輪的重力； —驅(qū)動車輪的輪距；取1.8m; S—驅(qū)動橋殼上的兩彈簧座之間的距離；取1.10m。 如圖5-1所示，為車橋的彎矩圖[9]。 圖5-1車橋的彎矩圖 Fig.5-1 Bending moment diagram of axle 橋殼的危險截面通常在鋼板彈簧附近。由于最大值小于，且設(shè)計時不易準(zhǔn)確預(yù)計，當(dāng)無數(shù)據(jù)時可以忽略去。 代入數(shù)字有： 這樣的彎曲應(yīng)力 (5-2) 式中：—危險斷面處橋殼的垂直彎曲截面系數(shù)（如圖6-4所示）； 圖5-1橋殼彈簧座附近的斷面形狀 Fig.5-1 Cross-section shape near the spring seat of the bridge housing 初步方管的斷面，其中H=140，h=100,B=120,b=80。厚度都為20.則垂直水平彎曲截面系數(shù)分別有： 則靜彎曲應(yīng)力有： 6　驅(qū)動橋三維造型設(shè)計及仿真分析 現(xiàn)代汽車設(shè)計使用