轎車驅動橋設計摘 要隨著汽車工業(yè)的發(fā)展和汽車技術的提高，驅動橋的設計和制造工藝都在日益完善。驅動橋和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在結構設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產品系列化”的方向發(fā)展及生產組織專業(yè)化目標前進。本說明書中，根據(jù)給定的參數(shù)，首先對主減速器進行設計。主要是對主減速器的結構，以及幾何尺寸進行了設計。主減速器的形式設計為單級主減速器。而主減速器的齒輪形式主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。本次設計采用的是齒輪形式是漸開式圓柱斜齒輪。其次，對差速器的形式進行選擇，差速器的形式主要分為普通對稱式圓錐行星齒輪差速器和防滑差速器兩種。本次設計采用普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。最后，對半軸的結構、支承形式，以及橋殼的形式和特點進行了分析設計。本次設計采用半浮式半軸和整體式驅動橋殼。在設計之后對以上的零件進行了強度的校核，并用 AUTOCAD 二維圖紙。關鍵詞：驅動橋、主減速器、差速器、ATUOCADThe Excogitation Of Saloon Car Drive AxleABSTRACTWith the development of the automotive industry and vehicle technology to improve the design and manufacturing process of the drive axle are increasingly improved. Drive Axle and other automotive assembly, in addition to the widespread adoption of new technology in the structural design, the direction of development and production organizations increasingly toward “standardization of parts, components universal product series“ professional goal. This manual, according to the given parameters, the first main gear box design. The structure of the main gear box, and the geometric dimensions of the design. The main gear box in the form of single-stage main gear box and two-stage main gear box. Final drive gear mainly in the form of spiral bevel gears, hypoid gears, cylindrical gears, worm and other forms. This design is integral single-stage main gear box, gear forms of hypoid gears. Secondly, in the form of differential selection, differential forms are divided into ordinary symmetric cone planetary gear differential and limited slip differential two. The design uses a common symmetric cone planetary gear differential. Finally, on the structure of the axle, supporting forms, and the axle housing forms and characteristics of the analysis and design. The design uses a full floating axle shaft bearing and the overall drive axle housing.After finishing the whole design,I use AUTOCAD to draw 2-D pictures.Keywords: Drive axle、Main reducer 、Differential、AUTOCAD目錄1 章 緒論 11.1 概述 11.2 驅動橋設計與分析的理論研究現(xiàn)狀 11.3 設計驅動橋是應滿足如下要求 22 章 驅動橋結構方案的選定 22.1 主減速器的結構形式 33 章 主減速器的設計 33.1 主減速器的結構形式 33.2 主減速器的類型 33.3 主減速器主、從動斜齒圓柱齒輪的支承形式 43.4 主減速器的基本參數(shù)選擇與計算 43.4.1 主減速器主減速比 的確定 .50i3.4.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 53.4.3 驅動橋的離地間隙 83.5 主減速器漸開線斜齒圓柱齒輪設計計算表 83.6 主減速器的齒輪材料及其熱處理 133.7 主減速器軸承的計算 133.7.1 作用在主減速器主動齒輪上的力 .153.7.2 主減速器軸承載荷的計算和校核 .174 章 差速器設計 194.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 194.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 204.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 214.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 .214.3.2 差速器齒輪的幾何計算 .224.3.3 差速器齒輪的強度校核 .255 章 半軸的設計 265.1 半軸的型式 265.2 半軸的設計計算 275.3 三種可能工況 285.4 半浮式半軸計算載荷的確定 295.5 半軸的結構設計及材料與熱處理 306 章 萬向節(jié)設計 16.1 萬向節(jié)結構選擇 316.2 萬向節(jié)的材料及熱處理 317 章 驅動橋殼設計 317.1 驅動橋殼的選型 327.2 橋殼的靜彎曲應力計算 327.3 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算 337.4 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 337.5 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 34總結 .36參考文獻 .37附件清單 .38致謝 .39轎車驅動橋設計11 章 緒 論1.1 概 述位于汽車傳動系的端部的驅動橋，具有降低速度并增加扭矩的功能，并且將扭矩合理地分配來驅動左和右驅動輪，從而使左，右驅動輪可以有汽車行駛運動學理論上可達到的差速功能。同時，驅動橋還從路，車框以及承擔它們之間的垂直力、側向力和縱向力。一般理論中提到的汽車布局，大部分都是主傳動器（也稱為主減速器） ，差速器，驅動齒輪和橋殼等配件。在日常中，車輛的驅動橋和驅動器懸掛方式的結構形式是緊密聯(lián)系在一起的。例如，在大多數(shù)商用車輛和客車的部分，將采用非獨立車輪懸架形式的非斷開式驅動橋結構。當驅動輪采用獨立懸掛的形式時，為了獲得良好的性能，通常會使用斷開式驅動橋。其主要職責是從發(fā)動機提供汽車傳動功率，從而滿足汽車的一般需求。因此，機械驅動汽車在正常情況下的結構中，單一的傳動裝置和發(fā)動機的性能不能完全解決要求和帶來結構及驅動布局上的沖突和缺陷。這是因為一個相當大部分的發(fā)動機是縱向設置，并能夠傳遞扭矩到左和右驅動輪，它必須通過主減速器來驅動，以改變扭矩傳動的方向，并且，有驅動所述差速器的輪軸向制劑和差問題之間的左，右車輪的驅動扭矩。變速器的主要任務是通過齒輪的選擇為當前行駛狀況和各種數(shù)量的傳動比，使發(fā)動機的轉速 - 轉矩特性能夠滿足汽車動力，經濟性能根據(jù)不同的行駛阻力的需求，并驅動橋主減速器（有時還有輪邊減速器）的功能是，當傳輸進行時，汽車在最高檔位或超速檔時具有良好的牽引力，卓越的最高速度和出色的燃油經濟性。為此，原本直接經由變速器，動力傳遞軸輸送，改變后的是從主齒輪軸再到驅動車軸從而提高轉矩極限速度。因此，為了合理設計汽車變速器，首先要準確，恰當?shù)剡x擇整體齒輪比，它是更合理地分配給傳動和驅動橋。后者的減速比被稱為主減速比。當變速箱處于最高檔位，該車的動力和燃油經濟性主要取決于主傳動比。根據(jù)汽車的工作環(huán)境和發(fā)動機，變速箱，輪胎等，當汽車的整體設計布局，選擇最合適的傳動比，以保證汽車具有良好的動力性和燃油經濟性的參數(shù)。由于相對增加發(fā)動機動力，跌幅逐步改善汽車的品質和道路狀況，主減速比往下降的趨勢。既要滿足人們對高速行駛的需求，而且在日常駕駛速度范圍內主要的齒輪比選擇間隔使發(fā)動機轉速下降，減少燃料消耗，提高了發(fā)動機壽命，降低了噪音和振動并且提高性能。21.2 驅動橋設計與分析的理論研究現(xiàn)狀隨著技術的開展及完成測試，采用新的測試技術和各種新設備，開展合理的驅動橋設計過程的科學實驗，因此在產品結構性質和零件的強度進行壽命試驗，并大量運用現(xiàn)代數(shù)學物理分析，在該產品及其零部件的進行裝配綜合分析和研究，從而使驅動橋設計上升到新的水平方向即開發(fā)實驗和理論分析。1.3 設計驅動橋時應當滿足如下基本要求1）在理論上，具有最佳的動力和燃油經濟性為前提，選擇合適的傳動比。2）通過保證有足夠的離地間隙為前提，降低汽車整體尺寸性，以滿足要求。3）降低噪音，同時使光滑齒輪等傳動部件的正常工作。4）在負荷和轉速條件的變化比較頻繁的環(huán)境下使得傳送效率比較高。5）保證擁有足夠的強度和剛度可以承受和傳遞作用于路面和車架或車身的各種力和力矩的條件下，并盡量減少質量，尤其是簧下質量，造成路面不平削減的沖擊載荷，提高了車輛的乘坐舒適性。6）確保維護，優(yōu)化結構的前提下，能夠調整方便，提高加工技術。2 章 驅動橋結構方案的選定2.1 結構方案分析本設計的課題是轎車驅動橋設計。目前，一般設計使用的轎車布局類型大多是發(fā)動機前置前輪驅動形式，而后輪驅動大多是豪華轎車基于動力與舒適性方面的考慮的。首先，在汽車驅動橋主要特點是：動力是通過傳動軸的傳輸從而減速增矩后驅動車輪轉動，由于設計的是日常家庭用車驅動橋，設計要求，通常采用了開放式的驅動橋及獨立懸架，提高了汽車的駕駛操控及穩(wěn)定性，并擁有良好通過性。由于其分段的軸，不具有剛性整體殼體或梁，因此他們進行相對彼此運動。由分段的驅動橋，通過鉸鏈連接，使車輪可以獨立地互相相對的被驅動至框架或托架向上和向下擺動?？傊?，本設計選擇中的結構是可斷開驅動橋的形式。雖然分離式驅動橋結構較復雜，成本較高，但會增加離地間隙，減少了非簧載質量，良好的駕乘舒適性，提高平轎車驅動橋設計3均速度;減少移動的動態(tài)負載交往過程中，提高了使用的壽命;因為與地面和形式的接觸驅動輪能夠很好地適應各種地形，極大地提升了能力，車輪防滑;合理的獨立懸掛設計為導向的組織相匹配，是為了配合汽車的轉向不足的影響，從而提高操縱穩(wěn)定性。3 章 主減速器設計3.1 主減速器的結構形式選擇主減速器其主要區(qū)別是齒輪的類型，不同布局方案的驅動齒輪和從動齒輪的齒輪的結構類型也會不同。減速模式影響的主要因素，不同類型的車，離地間隙，使用條件，布局和驅動橋數(shù)量，以及主驅動橋齒輪比，它的大小會影響汽車的動力性和經濟性。設計應最大限度滿足如下基本要求：1）在理論上，具有最佳的動力和燃油經濟性為前提，選擇合適的傳動比。2）通過保證有足夠的離地間隙為前提，降低汽車整體尺寸性，以滿足要求。3）降低噪音，同時使光滑齒輪等傳動部件的正常工作。4）在負荷和轉速條件的變化比較頻繁的環(huán)境下使得傳送效率比較高。5）保證擁有足夠的強度和剛度可以承受和傳遞作用于路面和車架或車身的各種力和力矩的條件下，并盡量減少質量，尤其是簧下質量，造成路面不平削減的沖擊載荷，提高了車輛的乘坐舒適性。6）確保維護，優(yōu)化結構的前提下，能夠調整方便，提高加工技術。3.2 主減速器的類型由最終傳動比，驅動橋格式分為多種結構，有三種基本形式如下：1）中央單級減速。這時最簡單的結構，減速機與小質量好，體積小，成本低的制造，是最基本驅動橋，它被廣泛應用在主傳動比 的汽車。因為乘用車的主減速比70?i一般在 ，所以主傳動比較小，就應盡可能采用中央單級減速驅動橋。5.430?i2）中央雙級減速終傳動。由于該中心的橋梁是雙級減速而在中央單級比例超過一定值或牽引的總質量較大，同時，兩級減速橋一般不作為基本類型的驅動橋開發(fā)的，4通常被認為是為了一個特例的驅動橋而得來。3）中央單級、輪邊減速器。其中，中央單級主齒輪廣泛應用于轎車。它具有以下優(yōu)點：1）結構和制造工藝簡單，成本低，廣泛用于傳輸比較小的乘用車上;2）前置發(fā)動機前輪驅動，需要一個相對簡單的驅動橋，簡化結構;3）隨著道路條件的改善，特別是高速公路的迅速發(fā)展，降低了汽車行駛過程中對汽車通過性的要求。4）與驅動橋帶輪邊減速器的相比，產品結構的簡化，提高單級減速驅動橋機械傳動效率，降低脆弱性和提高可靠性。按主要類型齒輪減速器，主減速器可分為：螺旋錐齒輪，準雙曲面齒輪，圓柱齒輪，蝸輪蝸桿四種不同的傳動形式。由于思迪 1.5AT 的轎車的發(fā)動機采用的是橫向前置形式，又采用橫置式變速器，所以動力輸出的方向正好平行于前橋軸線的方向。因此，此設計不必采用圓錐齒輪的傳動形式來改變動力旋轉的方向，采用斜齒圓柱齒輪傳動就可以基本滿足。3.3 主減速器主、從動斜齒圓柱齒輪的支承形式現(xiàn)代汽車漸開式圓柱斜齒輪的支承型式有以下兩種：1) 懸臂式：齒輪以其輪齒懸臂式地支承一對軸承的外側于大端一側的軸頸；2) 騎馬式：以軸承支承齒輪前后兩端的軸頸，故又稱為“兩端支承式” 。要使主減速器良好工作，必須保證主、從動錐齒輪的良好嚙合。齒輪的嚙合狀況，除與齒輪的加工質量，齒輪的裝配調整以及軸承、主減速器殼體的剛度有關外，還與齒輪的支撐形式有關。主動錐齒輪的支撐形式有懸臂式和跨置式兩種。從動錐齒輪的支撐剛度與軸承的形式、支撐間的距離及載荷在支撐之間的分配比例有關。從動錐齒輪多采用圓錐滾子軸承支撐。本設計采用的是廣汽本田思迪車型，主動錐齒輪的支撐方式采用懸臂式，而從動錐齒輪采用的使圓錐滾子軸承支撐。3.4 主減速器的基本參數(shù)選擇與計算3.4.1 主減速比 的確定0i轎車驅動橋設計5變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性以及主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量取決于主減速比 的大小。而在汽車總體設計時，主減速比 和傳動系0i 0i的總傳動比一起由汽車的整車動力計算來確定。由于發(fā)動機的工作環(huán)境不同，汽車傳動系的傳動比可以采用優(yōu)化設計，用發(fā)動機參數(shù)匹配出最優(yōu)的傳動系的傳動比及主減速比 ，進而獲得最佳的動力性和燃料經濟性。0i對于具有較大儲備功率的轎車、客車和長途公共汽車，特別是對競賽汽車，在給定發(fā)動機最大功率 的情況下，所選擇的 值應能保證這些汽車有理論上的最高車maxeP0i速 。這時 值就按下式來確定：maxV0i（3.1）ghapriVnimx037.?式中， —車輪的滾動半徑，m；r—最大功率時發(fā)動機的轉速，5800r/min；pn—汽車的最高車速，取 180km/h；maxv—變速器最高擋傳動比，通常為 1。ghi查閱思迪轎車的有關資料得：輪胎類型與規(guī)格：185/60r15其中：185—斷面寬（斷面寬約 185mm） ；60—扁平率（高寬比約為 60%） ；R—輪胎結構記號（子午線結構） ；15—表示適用輪輞直徑[輪輞直徑 15inch(38.1mm)；所以自由半徑 =38.1 10/2+185 0.6=301.5mm=0.3015mr?在實際分析中，有作動力學分析的靜力半徑 與做運動學分析的 ，但是通常不srr計他們之間的差別，統(tǒng)稱為車輪半徑 r。 62.318053.737.0max ????ghpirni?確定得出主減速比 。62.063.4.2 主減速器齒輪計算載荷的確定在實際生活中，由于各種不同因素的影響下，無法完全計算出主減速器齒輪所承受的載荷。所以通常在設計中，將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系統(tǒng)最低檔傳動比時、驅動車輪打滑時這兩種情況下，作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（ 、 ）中的較小jeT?j者，作為計算中用以驗算主減速器從動齒輪所承受的最大應力的計算載荷。即（3.2）nKiTTLej?0max?（3.3）LBrjiG?'2式中： —發(fā)動機最大轉矩，N·m；maxeT—由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；Li—傳動系上述傳動部分的傳動效率，取 =0.9；T?T?—由于“猛接合”離合器而產生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般載0K貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取 ；當性10?K能系數(shù) 時，可取 =2，或由實驗決定；?pf0—該汽車的驅動橋數(shù)目；n—汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷（對于驅動橋來說，2G應考慮到汽車最大加速時的負荷增大量） ，N；—汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，乘用車： =1.2～1.4，'2m '2m商用車： =1.1～1.2；'—輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取?=0.85；對于越野汽車，取 =1.0；對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時?可取 =1.25；—車輪的滾動半徑，m；r轎車驅動橋設計7—分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減LBi,?速比（例如輪邊減速器） 。其中查資料的=143N·m； =13.012； =0.90；maxeTTLiT?由后式計算可得 =1；由于該車只有一個驅動橋，所以 =1；0Kn由數(shù)據(jù)可得，滿載質量 =1510 9.8=14798N；又因為汽車前置前驅切滿載時前軸aG?承受 47%～60%，這里取 60% ，所以 = 60%=8878.8N；由于該轎車是安裝為一般2a斜交輪胎公路用車，所以 =0.85；查資料得： =0.3015m； =0.96；由于該車無輪?rLB?邊加速器，所以 1；LBi最后可得： N·m64.179.02.1340max ????nKiTTLej?N·m3.86.5.887'2LBrjiG?上兩式求得的計算載荷是理論上的最大轉矩，而在實際計算中，并不是正常持續(xù)轉矩，不能用來作為疲勞損傷的依據(jù)。依據(jù)各個汽車類型不同，又有情況多變的行駛工況中，乘用車在高速輕載條件下工作，而越野車和礦用汽車則常在高負荷低車速條件下工作，沒有一條簡單的公式可算出正常持續(xù)使用過程中汽車的實際轉矩。但相對公路車輛來說，因為使用環(huán)境和條件較為穩(wěn)定，可以通過所謂平均牽引力的值確定正常持續(xù)轉矩，即主減速器從動齒輪上的平均計算轉矩 為jmT)()(pHrLBmejmffniGT????（3.4）式中， —汽車總重量，kN；e—為掛車總質量，若無為 0,N；mG—車輪的滾動半徑，m；r—道路滾動阻力系數(shù)，計算時對于轎車可取 0.010～0.015；對于載貨汽rf8車可取 0.015～0.020；對城越野汽車可取 0.020～0.035；—汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取 0.08；對載貨汽Hf車和城市公共汽車取 0.05～0.09；對長途公共汽車取 0.06～0.10；對越野汽車取0.09～0.30；—汽車或汽車列車的性能系數(shù)：pf?????????max)(195.06eTp Gf（3.5） 當 時，取 ；16)(195.0max?eT0?pf、 、 、 和等見前面的說明。LBi?nae已知思迪數(shù)據(jù)，滿載質量 =1510 9.8=14798N；由于是轎車所以 =0；aG?tG所以 ；168.20143)79(5.0)(195.0max ?????eTG0?pfN·m5.432 )8.5.(9.3.)()()(? ??pHrLBj ffniT?3.4.3 驅動橋的離地間隙由于本設計為轎車驅動橋設計，且采用廣汽本田思迪車型，所以并且經由數(shù)據(jù)查表得離地間隙為 150mm。3.5 主減速器漸開線斜齒圓柱齒輪設計計算表表 3.1 斜齒輪設計計算表格項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結果1．選齒輪精度等級查[10] 選用 7 級精度 級 7轎車驅動橋設計92．材料選擇查[14] 續(xù)表 3.1-209大齒輪、小齒輪均選用 20CrMnTi結構鋼（淬火+回火+滲碳處理）硬度為 58～62HRC大齒輪、小齒輪均為240HBS3．選擇齒數(shù)Z=（18～40）1=i2Z11U?取 =211Z則 =3.6626?21=76.91462取 =77； =3.666712ZU?個=211Z=77U=3.674．選取螺旋角 β=14～20?取 ?5＝?度 ?15＝?5．按齒面接觸強度設計（1）試選 tK=1.2～1.8t 取 =1.6tK=1.6tK(2)區(qū)域系數(shù)ZH由 [10]圖 10-30 =2.42HZ=2.42HZ（3） ??由[10]圖 10-26 查=0.741??=0.89221????0.74+0.89=1.63=1.63??(4)計算小齒輪傳遞的轉矩 1T由上計算可知 55108.67.3124??ojmiTNmm5108.??T(5)齒寬系數(shù)Ф d由 [10]表 10-7 =0.7～1.15d?=0.8d?(6)材料的彈性影響系數(shù) EZ由 [10]表 10-6 =189.8EZ21MPa=189.8EZ(7) 齒輪接觸疲勞強度由[10] 圖 10-21c由[10] 圖 10-21d=6001limH?=5502li MPa=6001limH?=5502li10極限 limH?（8）應力循環(huán)次數(shù) N由 [10]式 10-1391057.37365826????jLnN8012.9.i 91057.3??N82（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù) HNK由 [10]圖 10-1995.1?HNK802 95.01?HNK82（10）計算接觸疲勞強度許用應力 ][H?取失效概率為１％，安全系數(shù)為，由[10]0.1?S式 10-12 得57016.][1lim1???SHN?395098.][2li2KH????5.4)(21??H?MPa??5.4?H?（11）試算小齒輪分度圓直徑 td1按[10]式（10－21）試算 29.6)][(311????HEdtt ZuTk???mm 29.51?td（12）計算圓周速度 v106??ndt?0.6029.54.??vm/s 0.9?（13）計算齒寬 Btd1?1B2?mm 451?B02（14）模數(shù) ntm1coszdtnt??73.ntm14.6252.???th.9.610b度 6.91473.?hbmnt轎車驅動橋設計11（15）計算縱向重合度 ?????tan318.0zd43.115tan28.0????? 43.1???（16）計算載荷系數(shù) K由[10]表 10-2 查得使用系數(shù) .?AK根據(jù) ，7 級精度，由[10]圖 10-8 查得動smv/0.9?載荷系數(shù) 17.V由[10]表 10-4 查得 246??H由[10]圖 10-13 查得 .FK假定 ，由[10]表 10-3 查得mNdFtA/10?故載荷系4.??FH04.2 4.126.710???VAK04.2?K（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由[10]式 10-10ａ 29.646.10.331??ttdm29.641?d（18）計算模數(shù) nm3tntK?96.26.104273.3??tntKmmm 96.2?n6．按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù) K??VA?04.2?K04.2?K（2）螺旋角影響系數(shù) ?Y根據(jù)縱向重合度，從43.1?[10]圖 10-28 可得86.0?Y86.0?Y12（3）計算當量齒數(shù) ZV ?3coszv?30.2cos31??zv4.8532zv 30.21?vz485（4）齒形系數(shù) FaY由 [10]表 10-5 ，69.1?FaY.2Fa69.21?FaY3（5）應力校正系數(shù) Sa由 [10]表 10-5 ，5.1Sa76.12Sa5.1Sa762?Y（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE?由[10] 圖 10-20b 01?FE?42MPa501FE?42?（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 1FNK由 [10]圖 10-18利用插值法可得9.01?FNK82 9.01FNK82?（8）計算彎曲疲勞許用應力[ ]F?取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由式3.1?S10-12 得85.3.1092][11??SFENF?5.301.4980][22??SKFENF?MPa85.3][1?F?02（9）計算大小齒輪的并加][FSaY?以比較012.][1FSaY?3.][2?FSa結論：大齒輪的 系數(shù)較大，][FSaY?013.][?FSaY?轎車驅動橋設計13以大齒輪的計算（10）齒根彎曲強度設計計算由[1]式 10-17 9.1][cos2321????FSdn YZKTm?????mm 9.1?nm結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算nm的法面模數(shù)，取 ，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲n2?勞強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數(shù)。于是由d29.641?取 ，則 取05.31cos1nmdz?1z 7.136.012???iZ142?Z3．幾何尺寸計算（1）計算中心距 a?cos2)(1nz?? 8.4915cos2)(????a將中心距圓整為 150mm 150?a（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 ?amzn)(rs21 因 值.)(r21mzn?改變不多，故參數(shù) 、 、??K等不必修正。HZ度 ??0.15?（3）計算齒輪的分度圓直徑 d?cosnzm?19.64cos1??nd7.232nmZmm md97.23164?（4）計算齒輪的齒根圓直徑 fdnfmd5.2??19.5.1??nfd7282fmmm mdff97.281.5?（5）計算齒輪寬度 B 1d??35.19.640??B圓整后?。?;21Bmm501B2?14（6）驗算NdTFt 59.36719.408251???；所以合適mbKtA ???13.73.6 主減速器的齒輪材料及其熱處理驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落） 、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求 ：]14[①具有較高的表面接觸疲勞強度和疲勞彎曲強度，以及齒表面應有高的硬度，故會有較好的齒面耐磨性；②輪齒心部應有適當?shù)捻g性可以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下使得輪齒根部折斷；③切削與熱處理、鋼材的鍛造等加工性能良好，易于控制熱處理過程變形小或變形規(guī)律，以減少生產成本、縮短制造時間、提高產品的質量并降低廢品率；④以適合我國的情況為前提去選擇齒輪材料的合金元素。汽車差速器用的直齒錐齒輪以及主減速器用的漸開線斜齒圓柱齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，本設計中齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 即滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火等過程后，輪齒表面硬度將達到 58～62HRC，而心部硬度較低，當端面模數(shù) 〉8 時，為 29～45HRC。m由于剛裝上去的新齒輪會引起接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷等現(xiàn)象，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經加工（如磨齒或配對研磨）等過程后均予與厚度 0.005～0.010～0.020mm 的磷化或鍍銅、鍍錫等處理。這種表面將不用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑的過程。進行噴丸處理的齒面有可能提高 25％的使用壽命。而對于滑動速度高的齒輪，可以進行滲硫處理去提高其耐磨性， 。因為滲硫處理時溫度低，所以不引起齒輪變形。在滲硫過程后摩擦系數(shù)可以顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止膠合、擦傷和齒輪咬死等現(xiàn)象產生。轎車驅動橋設計153.7 主減速器軸承的計算在主減速器的設計中，軸承的計算主要是計算軸承的壽命。在一般設計中，通常是先在主減速器的結構尺寸基礎上初步選定軸承的型號，然后去驗算軸承壽命。因為影響主減速器軸承使用壽命的外因大多是它的工作載荷和工作條件，所以在驗算軸承壽命之前，先求出作用在齒輪上的徑向力、軸向力，接著再求出軸承反力，進而以確定軸承載荷。3.7.1 作用在主減速器主動齒輪上的力在一般斜齒輪的傳動中，作用于齒面上的法向載荷 仍垂直于齒面。如圖 3.1 所nF示，作用于主動輪上的 是位于法面 內，且與節(jié)圓柱的切面 傾斜向一法向nFPabcaeP'嚙合角 。而力 將沿齒輪的周向、軸向及徑向分解為三個相互垂直的分力。n?圖 3.1 斜齒輪的輪齒受力分析所以在計算作用在齒輪的圓周力之前，首先需要確定計算轉矩。在汽車行駛過程中，因為變速器擋位的改變，并且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，所以主減速器齒16輪的工作轉矩是頻繁變化的。經由實踐表明，軸承的主要損壞形式是疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩量 進行計算。所以作用在主減速器主動斜齒輪上的當量轉矩可dT按下式計算的：（3.6）313231max 0001 ???????? ?????? ????????????????????? TRgiTgiTgied fff?式中： —發(fā)動機最大轉矩，在此取 143 ；axeTmN?—變速器在各擋的使用率，可參考表 3.1 選??；iRf—變速器各擋的傳動比；g—變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表 3.1 選??；TRf表 3.1 及 的參考值ifT經計算， mNTd??12.49主動斜齒輪各力的大小為：轎車驅動橋設計17（3.7）????????btntntantrdt FFTF???coscoss211式中： —節(jié)圓螺旋角,對標準斜齒輪即分度圓螺旋角，取為 ；? ?0.14—嚙合平面的螺旋角,亦即基圓螺旋角，取為 ；n 5.3—法向壓力角，取為 ；??20—端面壓力角，取為 ；t 1—分度圓直徑，取為 ；1dm9.5所以：圓周力 NdTFt 24.350.421???徑向力 ntr 32.011costan.cosa???軸向力 NFta .4t2.53???法向載荷 ntn 46.5810cos1.cos???從動輪輪齒上的載荷可分解為 ， 和 三個力，二它們分別與主動輪上的各力trFa大小相等且方向相反。3.7.2 主減速器軸承載荷的計算和校核軸承的軸向載荷即上述的齒輪的軸向力。如果采用圓錐滾子軸承作支承的同時，還應考慮徑向力所引起的派生軸向力影響。而軸承的徑向載荷，則是上述齒輪的徑向力、軸向力及圓周力這三者所引起的共同軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸，軸承位置和支承形式已確定，則可計算出軸承的理論徑向載荷。而由于本設計是廣本思迪車型為基礎,在設計變速器時已經考慮到，它主動齒輪的軸承安裝于變速器的輸出軸上，所以我們只要校核從動此輪的軸承就可以了。181、軸承的選擇 :]13[選擇軸承為一對 30209 軸承，校核軸承，本設計中軸承使用壽命為 10 年，每年按365 天，一天按 5 個小時算。2 根據(jù)滾動軸承型號，查出 和 。rCorNr51078.6??Nr5013.8??3、校核軸承是否滿足工作要求: （1）求軸承徑向支反力 、1rF2a、垂直平面支反力 、vNv 34905201???? NFv652134920??b、水平面支反力 、1kF2kk72c、合成支反力 、1r2rNFvkr 931??? NFvkr 280122???（2）求兩端面軸承的派生軸向力 、1d；NYFrd641?Yrd42（3）確定軸承的軸向載荷 、1aF2；da921 Nda62?（5）計算軸承的當量載荷 、1rP2因為 ，eFra??482.0193eFra?31.0842查[10]表 13-5、13-6 ： 5.1;40.;;.;37. 221???YXYfp所以： NYXfParp 836)901()(111 ????Fr 45.92.22 ?（6）校核所選軸承轎車驅動橋設計19由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承 2 計算，滾子軸承的，查[10]表 13-6 取沖擊載荷系數(shù) ，查[10]表 13-4 取溫度系數(shù)37.0?e 1.?Pf，計算軸承工作壽命：1tf hpCnLrh 1825037)4081.67(51)(60030 ???結論：此軸承合格4 章 差速器設計汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等。例如，轉彎時內、外兩側車輪行程顯然不同，即外側車輪滾過的距離大于內側的車輪；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間差速器，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 。]16[差速器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。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。[1] 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理20圖 4.1 差速器差速原理如圖 4.1 所示，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構。差速器殼 3 與行星齒輪軸 5 連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪 6 固連在一起，固為主動件，設其角速度為 ；半軸齒輪 1 和 2 為從動件，其角速度為 和 。A、B 兩點分別為行0?1?2星齒輪 4 與半軸齒輪 1 和 2 的嚙合點。行星齒輪的中心點為 C，A、B、C 三點到差速器旋轉軸線的距離均為 。r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 上r的 A、B、C 三點的圓周速度都相等（圖 4.1） ，其值為 。于是 = = ，即差速器0r?120?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 自轉時（圖） ，嚙合點 A 的圓周速度為 = + ，嚙合點4?1r0rB 的圓周速度為 = - 。于是2r0r+ =（ + ） +( - )120r4?0r4即 + =2 1?20（4.1）若角速度以每分鐘轉數(shù) 表示，則n（4.2）021n??式（4.2）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。由式（4.2）還可以得知：當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轎車驅動橋設計21轉速為差速器殼轉速的兩倍；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。4.2 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。如圖 4.2 所示。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 4.2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。4.3.1 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,轎車常用兩個齒輪,在此取 2 個齒輪2、行星齒輪球面半徑 的確定BR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 ，它BR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。22球面半徑 可按如下的經驗公式確定：BR(4.3) 3jBTKR?式中： ——行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取 2.52～2.99，對于有 4 個行星齒輪的BK載貨汽車取小值；對于有兩個行星齒輪的轎車以及所有的越野汽車取最大值,在這里取 ；9.2?BT——計算轉矩，由上面計算載荷最小值可得， ；mNTjej ??64.17根據(jù)上式 mRjB51.3.?所以預選其節(jié)錐距 RAB361539.0).~98.0( ???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 / 在 1.5～2.0 的范圍內。1z2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Lz2R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：（4.4）整 數(shù)??nzRL2式中， ， ——左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，Lz2R18?——行星齒輪數(shù)目；n在此行星齒輪 ， 半軸齒輪 。即可滿足上述要求。01z182?z4、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 ，1?2???05.2918arctnarct211z? ????95.6092?轎車驅動橋設計23再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù) m50.3.29sin103sin2si2010 ???????zAzm由于強度的要求在此取 6得 mzd01? mzd10862?5、壓力角 ?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)以提高輪齒的強度。在此選 的??5.2?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?。??1.?LnlTc][0.32?（4.5）l][1.03??式中， —差速器傳遞的轉矩， ，在此取： ；0T mNTje?52.674—行星齒輪的數(shù)目；在此為 ；n2?n—行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，mm， ； 為半軸齒輪齒面寬l '2.0dl?'中點處的直徑，而 ；2'28.0d?—支承面的許用擠壓應力，在此取][c? MPac69][??根據(jù)上式 m4.61.'2?ml2.438.0?24m0.162.43691.7???? mL6.170.??4.3.2 差速器齒輪的幾何計算表 4.1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表序號 項目 計算公式 計算結果1 行星齒輪齒數(shù) ，應盡量取最小值10?z 10?z2 半軸齒輪齒數(shù) ，且需滿足式（3-4）25~42? 823 模數(shù) m6m4 齒面寬 bAb10;7.)30( ?b10?5 工作齒高 hg6.1?hg6.96 全齒高 0578?mm78017 壓力角 ???5.2?8 軸交角 ??99 節(jié)圓直徑 ；1zd?2z；601d18210 節(jié)錐角 ，211arctnz?190?????5.?9211 節(jié)錐距 210sini?dA?mA8.610?12 周節(jié) mt?t913 齒頂高 ；21agah??z??????????????2137.04. ha3.61?m2714 齒根高 ；1178.af hmh??2278.af hm??f4.1?