I 摘 要 驅動橋作為汽車四大總成之一 它的性能的好壞直接影響整車性能 對于輕 型客車也很重要 驅動橋位于傳動系的末端 它的基本功用是將傳動軸或變速器 傳來的轉矩增大并適當減低轉速后分配給左 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 縱向力和橫向力 通過提高驅動橋的設計質量和設 計水平 以保證汽車良好的動力性 安全性和通過性 此次輕型客車驅動橋設計主要包括 主減速器 差速器 車輪傳動裝置和驅 動橋殼進行設計 主減速器采用單級主減速器 差速器設計采用普通對稱圓錐行 星差速器 車輪傳動裝置采用全浮式半軸 驅動橋殼采用整體型式 并對驅動橋 的相關零件進行了校核 本文驅動橋設計中 利用了 CAXA 繪圖軟件表達整體裝配關系和部分零件圖 關鍵詞 驅動橋 主減速器 差速器 半軸 橋殼 II Abstract Drive axle is the one of automobile four important assemblies It s performance directly influences on the entire automobile especially for the Sports Utility Vehicles Driving axle set at the end of the transmission system The basic function of driving axle is to increase the torque transported from the transmission shaft or transmission and decrease the speed then distribute it to the right left driving wheel another function is to bear the vertical force lengthways force and transversals force between the road surface and the body or the frame In order to obtain a good power performance safety and trafficability characteristic engineers must promote quality and level of design Driving axle design of the Zotye2008 Sports Utility Vehicles mainly contains main gear box differential transmitted apparatus of wheel and the housing of driving axle The main gear box adopted single reduction gear and the differential adopted a common symmetry taper planet gear Transmission apparatus of wheel adopted full floating axle shaft and the housing of driving axle adopted the whole pattern and proofread interrelated parts During the design process CAXAdrafting software is used to expresses the wholes to assemble relationship and part drawing by drafting Key words driving axle main gear box differential half shaft housing III 目 錄 第 1 章 緒 論 1 1 1 驅動橋簡介 1 1 2 驅動橋設計的要求 1 第 2 章 驅動橋的結構方案分析 3 第 3 章 驅動橋主減速器設計 5 3 1 主減速器簡介 5 3 2 主減速器的結構形式 5 3 3 主減速器的齒輪類型 5 3 4 主減速器主動齒輪的支承型式 6 3 5 主減速器的減速型式 7 3 6 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 7 3 6 1 主減速比的確定 7 3 6 2 主減速器齒輪計算載荷的確定 8 3 6 3 主減速器齒輪基本參數(shù)選擇 9 3 6 4 主減速器雙曲面錐齒輪設計計算 11 3 6 5 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 18 3 7 主減速器齒輪的材料及熱處理 22 第 4 章 差速器設計 24 4 1 差速器簡介 24 4 2 差速器的結構形式的選擇 24 4 2 1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 25 4 2 2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 26 4 3 差速器齒輪主要參數(shù)的選擇 26 4 4 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度校核 28 第 5 章 驅動車輪的傳動裝置 31 5 1 車輪傳動裝置簡介 31 5 2 半軸的型式和選擇 31 5 3 半軸的設計計算與校核 31 5 4 半軸的結構設計及材料與熱處理 33 第 6 章 驅動 橋殼設計 34 IV 6 1 驅動橋殼簡介 34 6 2 驅動橋殼的結構型式及選擇 34 6 3 驅動橋殼強度分析計算 35 6 3 1 當牽引力或制動力最大時 35 6 3 2 通過不平路面垂直力最大時 36 第 7 章 結論 37 參考文獻 38 致 謝 39 附 錄 A 40 V VI VII VIII IX X 第 1 章 緒 論 1 1 驅動橋簡介 在科學技術快速發(fā)展的今天 隨著汽車工業(yè)的不斷進步以及客車應用的普及 汽車的各項性能指標也在不斷提高 作為傳動系末端的驅動橋的設計 更要有進 一步的改進 以適應市場的需要 促進汽車行業(yè)的發(fā)展 驅動橋處于動力系的末 端 其功用是將傳動軸或變速器傳來的轉矩增大并適當減低轉速后分配給左 右 驅動輪 承載著汽車的滿載荷重及地面經(jīng)車輪 車架及承載式車身經(jīng)懸架給予的 鉛垂力 縱向力 橫向力及其力矩 以及沖擊載荷 驅動橋還傳遞著傳動系中的 最大轉矩 橋殼還承受著反作用力矩 汽車驅動橋結構形式除對汽車的可靠性與 耐久性有重要影響外 也對汽車的行駛性能如動力性 經(jīng)濟性 平順性 通過性 機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響 必須有合理的驅動橋設計 才能滿足汽車有 良好的汽車動力性 通過性和安全可靠性 1 2 驅動橋設計的要求 驅動橋一般包括主減速器 差速器 驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件 驅動橋的機構型式雖然各不相同 但在使用中對它們的基本要求卻是一致的 驅動橋的基本要求可以歸納為 1 驅動橋主減速器所選擇的主減速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(jīng)濟性 2 驅動橋輪廓尺寸應與汽車的總體布置和要求的驅動橋離地間隙相適應 3 驅動橋在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率 4 驅動橋具有足夠的強度和剛度 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 盡可能降低質量 尤其是簧下質量 減少不平 路面的沖擊載荷 提高汽車的平順性 5 驅動橋的齒輪及其他傳動部件工作平穩(wěn) 噪聲小 2 6 驅動橋與懸架導向機構運動協(xié)調 7 驅動橋總成及其他零部件的設計應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 8 驅動橋結構簡單 加工工藝性好 制造容易 維修 調整方便 9 隨著汽車向采用大功率發(fā)動機和輕量化方向的發(fā)展以及路面條件的改善 近年來主減速比有減小的趨勢 以滿足高速行駛的要求 3 第 2 章 驅動橋的結構方案分析 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較復雜 但可以大大 提高汽車在不平路面上的行駛平順性 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(jīng)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 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 4 梁或車廂底板上 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 彼此獨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 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(jīng)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(jīng)分動器傳給各 驅動橋 需分別由分動器經(jīng)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(jīng)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 本次設計的是輕型客車的后驅動橋 由于普通的非斷開式驅動橋結構簡單 造價低廉 工作可靠 故采用此種形式較為適宜 5 第 3 章 驅動橋主減速器設計 3 1 主減速器簡介 主減速器的功用是將傳動軸輸入的轉矩增大并相應降低轉速 以及當發(fā)動機 縱置時具有改變轉矩旋轉方向的作用 3 2 主減速器的結構形式 主減速器的結構型式 主要是根據(jù)其齒輪類型 減速形式以及主動齒輪 從 動齒輪的支承形式和主減速器的減速形式的不同而異 3 3 主減速器的齒輪類型 主減速器齒輪主要有弧齒錐齒輪 雙曲面齒輪 圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等型式 圖 3 1 主減速器雙曲面錐齒輪傳動形式 a 弧齒錐齒輪傳動 b 雙曲面齒輪傳動 c 圓柱齒輪傳動 d 蝸輪蝸桿傳動 本次設計采用雙曲面錐齒輪 如圖 3 1b 的主 從動齒輪的軸線相互垂直但不 相交 雙曲面齒輪有如下優(yōu)點 1 由于存在偏移距 雙曲面齒輪副使其主動齒輪的 大于從動齒輪的 1 2 6 這樣同時嚙合的齒數(shù)較多 重合度較大 不僅提高了傳動平穩(wěn)性 而且使齒輪的 彎曲強度提高約 30 2 雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大 所以相嚙合齒輪的 當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪的大 其結果使齒面的接觸強度提高 3 雙曲面主動齒輪的 變大 則不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可減少 故可選1 用較少的齒數(shù) 有利于增加傳動比 4 雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大 加工時所需刀盤刀頂距較大 因而 切削刃壽命較長 5 雙曲面主動齒輪軸布置從動齒輪中心上方 便于實現(xiàn)多軸驅動橋的貫 通 增大傳動軸的離地高度 布置在從動齒輪中心下方可降低萬向傳動軸的高度 有利于降低轎車車身高度 有利于降低轎車車身高度 并可減少車身地板中部凸 起通道的高度 3 4 主減速器主動齒輪的支承型式 現(xiàn)代汽車主減速器主動錐齒輪的支撐形式有 懸臂式 如圖 3 2 和跨置式 支承 如圖 3 3 懸臂式支撐的結構特點是 在錐齒輪大端一側有較長的軸 并在其上安裝一 對圓錐滾子軸承 懸臂式支承的結構特點是在錐齒輪大端一側有較長的軸 并在其上安裝一對 圓錐滾子軸承 兩軸承的圓錐滾子的大端應朝外 這樣可以減小懸臂長度 和增a 加兩支承間的距離 以改善支撐剛度 為了盡可能的地增加支承剛度 支承距b 離 應大于 2 5 倍的懸臂長度 為了方便拆裝 應使靠近齒輪的軸承軸徑比另ba 一軸承的支承軸徑大些 懸臂式支承結構簡單 支承剛度差 用于傳動轉矩較小 的減速器上 圖 3 2 懸臂式 圖 3 3 跨置式 綜上所述本次設計采用懸臂式支撐教為合理 7 3 5 主減速器的減速型式 主減速器的減速型式分為單級減速 雙級減速 雙速 單級貫通 雙級貫通 主減速及輪邊減速等 影響減速型式選擇的因素有汽車的類型 使用條件 驅動橋處的離地間隙 驅動橋數(shù)和布置形式以及主傳動比 有關 主要取決于影響動力性 經(jīng)濟性等整0i 車性能的主減速比 的大小 0i 單級主減速器具有結構簡單 質量小 尺寸緊湊 制造成本低 使用簡單等 優(yōu)點 因而廣泛應用于主傳動比 7 的乘用車和總質量較小的商用車上 單級0i 主減速器 其結構如圖 3 4 所示 其特點是將主減速器與差速器組合為一個大總 成并從整體橋殼前面的開孔裝入橋殼內 拆裝方便 本次設計采用單級主減速器 圖 3 4 單級主減速器布置形式 1 橋殼 2 從動錐齒輪 3 主動錐齒輪 4 差速器半軸 3 6 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 3 6 1 主減速比的確定 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(jīng)濟性都有直接影響 i 的選擇應在汽車總體設計0 時和傳動系的總傳動比 i 一起由整車動力計算來確定 可利用在不同 i 下的功率0 平衡來研究 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0 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(jīng)濟性 0 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amxPpn0 可能高的最高車速 這時 i 值應按下式來確定 aV0 3 ghapriVnmx3 4 8 1 0 377 845 0123 5 042 式中 車輪的滾動半徑 r 0 3014m r r 變速器最高擋傳動比 i gh 0 845 ghi 再把對應的 np 4500r n 120km h 代入 3 1 計算出 i 5 042maxV0 根據(jù)計算結果和與參考現(xiàn)有同類車型 并考慮將確定的主 從動主減速器齒 輪齒數(shù) 確定 5 042 故本設計采用單級主減速器 0i 3 6 2 主減速器齒輪計算載荷的確定 1 按發(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 ce 3 2 niikTfedce 01max 4mN 式中 由于猛接合離合器而產(chǎn)生的動載荷系數(shù) 1 dk dk 4 發(fā)動機的輸出的最大轉矩 輕型客車在此取 157 maxeT k 為液力變矩器變矩系數(shù) k 1 4 是變速器最低檔傳動比 4 2181i 1i 分動器傳動比 在此取 1 f 主減速器傳動比 此前已算出 5 0420i 0i 變速器傳動效率 在此取 0 9 該汽車的驅動橋數(shù)目在此取 1 n4 代入以上各參數(shù)可求 Tce 3005 0491Tce19 02 58 4571 mN 2 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 csT 3 3 mriGcs 2 4 式中 1195 9 8 0 6 7026 6 N 2 60 ga 汽車最大加速時的后軸轉移負荷系數(shù) 乘用車 1 2 1 4 在此取2 m 2 m 4 1 3 2 輪胎對地面的附著系數(shù) 對于安裝一般輪胎的公路用車 取 0 85 對于越野汽車取 1 0 對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級 4 轎車 計算時可取 1 25 此處 0 85 9 車輪的滾動半徑 在此選用輪胎型號為 6 00 14 8 層級 滾動半徑為 r 0 3014m 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率m i 和傳動比 取 0 95 由于沒有輪邊減速器 取 1 0 m 4 mi 4 代入數(shù)據(jù)算得 7026 6 1 3 0 85 0 3014 1 0 95 2463 3558 csT N 3 主動錐齒輪的計算轉矩 z 542 8524 3 4 zGci 0 49 02 5386 式中 主動齒輪的前面從動齒輪計算轉矩中的較小值 2463 3558 Tc Tc 主 從動錐齒輪間的傳動效率 對于雙曲面錐齒輪主減速器傳動比G p 符合設計要求 N 2 輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器的雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力 為w 2 m 3 JDmbKTsvjw20 31 4 11 25 031 168 6 3 404 式中 22 齒輪的計算轉矩 min jTjTcesTmN 超載系數(shù) 一般取為 1 0K 尺寸系數(shù) 反映材料性質的不均勻性 與齒輪尺寸及熱處理有關 s 當端面模數(shù) 5 1 6 時 sm sK6 0425 4 s 4 載荷分配系數(shù) 1 00 1 10 1 m m 質量系數(shù) 對于汽車驅動橋齒輪 當輪齒接觸良好 周節(jié)及徑向跳VK 動精度高時 可取 1 V 計算齒輪的齒面寬 為 32 2b D 計算齒輪的大端分度圓直徑 D 203mm J 計算彎曲應力的綜合系數(shù) 見 圖 3 111 圖 3 116 查取 J 0 25 4 按 中較小者計算時 汽車主減速器齒輪的許用彎曲應力為jeT j 700 代入數(shù)據(jù)算得 404 700 符合強度要求 aMPw aMPa 3 輪齒的接觸強度計算 雙曲面齒輪的計算接觸應力 為ja 3 12 j JbKTdCvfmsjF1 3012 4 25 0310 685 4 963 3 1412 68 aMP 式中 4 6989 主動齒輪計算轉矩 542 8524 Tz mN 材料的彈性系數(shù) 對于鋼制齒輪副取 232 6 FC 2 1 4 主動齒輪節(jié)圓直徑 1d 前邊已說明 0KVm 尺寸系數(shù) 它考慮了齒輪對其淬火性的影響 取 0 666 S SK 4 表面質量系數(shù) 對于制造精確的齒輪可取 1 f f 4 齒面寬 32 1b J 計算接觸應力的綜合系數(shù) 可由 圖 3 119 圖 3 131 查取 J 0 25 4 代入數(shù)據(jù)算得 1412 68 2800 符合強度要求 j aMPj aP 3 7 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重 與傳動系其它齒輪相比它具有載荷作 23 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 據(jù)此對驅動橋主減速器齒輪的材料及熱 處理有以下要求 1 有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度 以及較好的齒面耐磨性 故而齒表面應有高的硬度 2 輪齒芯部應有適當?shù)捻g性 以適應沖擊載荷避免在沖擊載荷下輪齒根 部折斷 3 鋼材的鍛造 切削與熱處理等加工性能良好 熱處理變形小或變形規(guī) 律性易控制 以提高產(chǎn)品質量 減少制造成本并降低廢品率 4 選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況 齒輪的材料目前多采 用滲碳合金鋼常用的鋼號有 20CrMnTi 22CrMnMo 20CrNiMo 和 20MnVB 等 本方案采用鋼號為 18CrMnTi 的滲碳合金鋼 使其經(jīng)過滲碳 淬火 回火處 理 滲碳深度為 1 0 1 4mm 用滲碳合金鋼制造的齒輪 經(jīng)過滲碳 淬火 回火后 輪齒表面硬度應達到 58 64HRC 而心部硬度較低 由于新齒輪接觸和潤滑不良 為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合 咬死或擦傷 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(jīng)加工 如磨 齒或配對研磨 后均予以厚度 0 005 0 010 0 020mm 的磷化處理或鍍銅 鍍錫 這種表面不應用于補償零件的公差尺寸 也不能代替潤滑 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達 25 對于滑動速度高的齒輪 為了 提高其耐磨性 可以進行滲硫處理 滲硫處理時溫度低 故不引起齒輪變形 滲 硫后摩擦系數(shù)可以顯著降低 故即使?jié)櫥瑮l件較差 也會防止齒輪咬死 膠合和 擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生 24 第 4 章 差速器設計 4 1 差速器簡介 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 2 差速器的結構形式的選擇 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 本設計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 個行星齒輪的差速器采用十字軸結構 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 25 差速鎖等 4 2 1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 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 0 1 2 A B 兩點分別為行星齒輪 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 上的 A B C 三點的圓周速度都相等 圖 4 1 其值為 于是 r 0r12 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 0 當行星齒輪 4 除公轉外 還繞本身的軸 5 以角速度 自轉時 嚙合點 A 的圓4 周速度為 嚙合點 B 的圓周速度為 于是1r0 r2r0r 240r4 即 2 4 12 1 若角速度以每分鐘轉數(shù) 表示 則n 4 021 2 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 有式 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 26 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 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 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 圖 4 2 普通的對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 4 3 差速器齒輪主要參數(shù)的選擇 由于差速器是安裝在主減速器從動齒輪上 故在確定主減速器尺寸時 應考 慮差速器的安裝 差速器的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪刀向軸承支座的 限制 1 行星齒輪數(shù)目的選擇 大多數(shù)汽車多采用四個行星輪 本次設計采用四個行星齒輪 2 行星齒輪球面半徑 的確定BR 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面 它就是行BR 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 在一定程度上表征 了差速器的強度 27 球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定 4 3jBTKR 3 2 6 35 11 358 246 式中 行星齒輪球面半徑系數(shù) 2 5 2 99 對于有 4 個行星齒輪的轎BKBK 車客車和公路載貨汽車取小值 對于有 2 個行星齒輪的轎車以及礦用汽車取大值 本設計取 2 6 計算轉矩 jTmN 確定后 根據(jù)下式預選其節(jié)錐距 BR 4 98 0 A BR 4 34 41 3 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度 應使行星齒輪的齒數(shù)盡量小 但一般不少于 10 半軸齒輪的齒數(shù)采用 14 15 半軸齒輪與行星齒輪比多在 1 5 2 范圍內 根據(jù)這一原則 選擇行星齒輪齒數(shù)為 半軸齒輪齒數(shù)為12 z 0 z 在任何圓錐行星齒輪式差速器中 左右半軸齒輪的齒數(shù) 之和 必須Lz2R 能被行星齒輪數(shù)目 n 所整除 否則不能安裝 即應滿足 整數(shù) 4 nzRL2 5 滿足要求 104 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 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角 1 2 4 9638 0arctnrt211 z 28 6 4236 5910arctnrt122 z 式中 為行星齒輪和半軸齒輪的齒數(shù) 1z2 再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的端面模數(shù) 4 2010sinsi2 zAzm 7 則取 4 85 396 si27 4 節(jié)圓直徑 d 由下式求得 4 mzd 8 則 48121 02 zd 5 壓力角 目前汽車差速器齒輪壓力較大都選用 的壓力角 3 6 行星齒輪軸直徑 及支承長度 L 的確定 行星齒輪安裝孔直徑 與行星齒輪軸名義直徑相同 而行星齒輪安裝孔的深 度就是行星齒 69 輪在其軸上的支撐長度 L 通常取 4 9 94 165 1 L 15 4 4 10 dcnrTd 0 3 4328 105 式中 3280 58 05 22 l 差速器殼傳遞的轉矩 jTmN n 行星齒輪數(shù) 支撐面的許用擠壓應力 取為 98 c aMP 29 4 4 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度校核 1 差速器齒輪的幾何尺寸計算 表 4 1 為汽車差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸計算步驟 表 4 1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表 單位 序號 計算公式 注釋 1 12 1z 行星齒輪齒數(shù) 2 202 半軸齒輪齒數(shù) 3 4m模數(shù) 4 11 b齒面寬 5 6 4hg6 1齒工作高 6 7 20305 78 齒全高 7 32 壓力角 8 90 軸交角 9 48 801mzd2zd節(jié)圓直徑 10 30 9638 596 423 21arctn 190 節(jié)錐角 11 46 64761210sini A 節(jié)錐距 12 12 5664 mt46 3 周節(jié) 13 2 2528 4 1472 21hg z 370 212 齒頂高 14 3 0048 4 8992 1178 228 h齒根高 15 0 8030 0mhcg 徑向間隙 16 0 0492 0 0801 011artnA 022arctnA 齒根角 30 17 0 5896 1 1105 210 120 面錐角 18 0 4912 0 9502 R R 根錐角 19 55 1124 110cos hd 82 3181 22 外圓直徑 20 37 8663 22 8 1201sin hdx 210sin hdx 409 節(jié)錐頂點至齒輪外緣 距離 21 5 7025 6 86 21St mtS ta 221 39 理論弧齒厚 22 0 1620 齒側間隙 23 6 7595 5 6167 261 31BdSx 2632BdSx 弦齒厚 24 4 2924 2 30 114coshx 224coshx 51 弦齒高 2 差速器錐齒輪強度計算 差速器齒輪的工作情況與主減速器齒輪不同 一是差速器的齒輪尺寸較小而 承受的載荷較大 二是差速器齒輪并非經(jīng)常處于嚙合狀態(tài) 只有在左右兩車輪轉 速不同時 行星齒輪才有自轉運動 行星齒輪和半軸齒輪才有嚙合運動 否則行 星齒輪只起等臂推力桿的作用 因此 對差速器齒輪主要進行彎曲強度計算 彎曲應力按下式計算 4 JndmbKTvScW2 310 4 11 48 0141637 3 613 206 N 31 式中 差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩 cT mN 013 4786 35 246 0 j 4 12 計算轉矩 按 兩種計算轉矩中心的較小者進行計算 jTjTje j 差速器心齒輪數(shù)目 4 nn 半軸齒輪分度圓直徑 80 2d2d 半軸齒輪的模數(shù) 4 mm 計算汽車差速器輪齒彎曲應力的綜合系數(shù) 由 汽車車橋設計 圖 4 J 9 圖 4 11 查取 J 0 228 674 587 980 彎曲應力不大于 980 根據(jù)計算結果W aMPW aPaMP 可知 設計符合要求 32 第 5 章 驅動車輪的傳動裝置 5 1 車輪傳動裝置簡介 驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端 基本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 其車輪傳動裝置主要包 括半軸和萬向傳動裝置 在非斷開式驅動橋中 車輪傳動裝置的主要零件是半軸 5 2 半軸的型式和選擇 普通整體式驅動橋的半軸 根據(jù)其外端的支撐型式或受力狀況的不同而分為 三種型式 半浮式 3 4 浮式和全浮式 根據(jù)輕型客車的結構特點選擇其半軸的型式為全浮式半軸 全浮式半軸的特 點是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 理論 上說 半軸只承受轉矩 作用于驅動輪上的其它反力和彎矩全由殼來承受 但由 于橋殼變形 輪轂與差速器半軸齒輪不同心 半軸法向平面對其軸線不垂直等因 素 會引起半軸的彎曲變形 由此引起的彎曲應力一般為 5 70 全浮式半aMP 軸其工作可靠 廣泛應用于各類汽車 5 3 半軸的設計計算與校核 如前所述本方案采用全浮式半軸其設計過程如下 半軸的計算轉矩 0 6 157 4 218 5 042 2003 3661 01maxiTge mN 式中 差速器 半軸強度校核 3 16 0Td 529 588 MPa 33 33 310 96 2 05 18dTT 28 式中 半軸扭轉應力 MPa T 半軸計算轉矩 mN d 半軸桿部直徑 半軸扭轉許用應力 可取 490 588 Pa 經(jīng)以上計算符合要求 半軸的最大扭轉角為 5 4 02 14 387 408592310 GJTl 式中 半軸長度l ml6 1 材料的剪切彈性模量 GPa8 J 半軸橫截面的極慣性矩 44412 603283mdJ 則 在每米長度 6 15 之間 符合要求 02 14 34 5 4 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 本設計采用的是矩形花鍵 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 中頻感應淬火的日益增多 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 綜合考慮本次設計采用 40Cr 35 第 6 章 驅動橋殼設計 6 1 驅動橋殼簡介 驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量 并承受有車輪傳來的路面反力和反力 矩 并經(jīng)懸架傳給車身 它同時又是主減速器 差速器和半軸的裝配體 驅動橋殼應滿足如下設計要求 應具有足夠的強度和剛度 以保證主減速器齒輪嚙合正常 并不使半軸 產(chǎn)生附加彎曲應力 在保證強度和剛度的情況下 盡量減小質量以提高行駛的平順性 保證足夠的離地間隙 結構工藝性好 成本低 保護裝于其中的傳動系統(tǒng)部件和防止泥水浸入 拆裝 調整 維修方便 6 2 驅動橋殼的結構型式及選擇 橋殼的結構型式大致分為 1 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 半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)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 其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 2 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 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 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 本次設計根據(jù)車的特點 選擇整體式驅動橋殼 36 6 3 驅動橋殼強度分析計算 驅動橋可以視力為一個空心梁 它的支點位于輪胎中心 載荷作用于鋼板彈 簧座上 驅動橋的受力圖如圖 6 1 所示 6 3 1 當牽引力或制動力最大時 此種情況下 橋殼的危險斷面在鋼板彈簧座附近 在垂直平面內 橋殼鋼板彈簧座 懸架 處的彎矩 為 WZM 6 2 2SBgGmMwWZ 4 1 05 7941 5026 74 N 式中 側驅動輪帶輪轂及制動器總成的質量 wg 驅動殼的輪距 m B79 2 B 后驅動橋兩懸架支撐點間的距離 取 S mS045 2 橋殼的危險斷面通常在鋼板彈簧座附近 通常由于 遠小于 且設計wg2 G 時不易準確預計 當無數(shù)據(jù)時可以忽略不計 如圖 6 1 驅動橋受力簡圖 在水平面內 由牽引力產(chǎn)生的彎矩 為 WXM 6 201maxSBriTgeWX 4 2 37 2045 793014 26 5817 1980 77 mN 式中 發(fā)動機的輸出的最大轉矩 為 157 maxeT N 是變速器 1 檔傳動比 4 218 1gi 1i 是主減速器的傳動比 5 042 0 0 傳動系的傳動效率 取 0 96 T T 合成彎矩 為 WM 6 2WZXM 4 3 227 1980 506 5402 9219 mN 6 3 2 通過不平路面垂直力最大時 汽車通過不平路面時 橋殼受到最大垂直動載荷 此時 危險斷面在鋼板彈 簧座附近 其彎曲力矩為 dM 6 2 2SBgGkw 4 4 05 79 1 75 7330 66 mN 式中 動載荷系數(shù) 乘用車 1 75 kk 見上式 6 1 下說明 2GwgBS 38 39 第 7 章 結論 本課題設計的輕型客車驅動橋 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 40 參考文獻 1 王望予 汽車設計 吉林 機械工業(yè)出版社 2004 2 陳家瑞 汽車構造 人民交通出版社 2002 3 成大先 機械設計手冊 化學工業(yè)出版社 2002 4 劉惟信 汽車車橋設計 北京 清華大學出版社 2004 5 吳宗澤主編 機械設計師手冊 北京 機械工程出版社 2002 6 細川武志編 魏朗譯 汽車構造圖冊 北京 人民交通出版社 2004 7 崔心存主編 現(xiàn)代汽車新技術 北京 人民交通出版社 2001 8 蔣立盛 汽車設計手冊 整車 底盤卷 4 4 4 5 長春汽車研究所 1998 9 唐嘉平 AutoCAD2006 實用教程 第 2 版 北京 清華大學出版社 2006 10 劉彥戎 張慧緣 李萬用 汽車標準匯編 第四卷 中國汽車技術研究 中心標準化研究所出版社 2000 11 紀峻嶺 傳動軸 差速器 驅動橋 車橋 化學工業(yè)出版社 2005 12 相關圖紙 期刊 13 王樹偉 MATLAB6 0 輔助圖象處理 北京 電子工業(yè)出版社 2003 14 趙學敏 汽車底盤構造與維修 北京 國防工業(yè)出版社 2003 15 Dirk Spindler Georg von Petery INA Schaeffler KG Angular Contact Ball Bearings for a Rear Axle Differential SAE 2003 16 Gleason Company GLEASON BEVEL ANDHYPOID GEAR DESIGN 1972 41 致 謝 在這三個月忙碌的畢業(yè)設計中 我學到了很多東西對驅動橋有了更進一步的 認識 我設計的課題是 CA6440 輕型客車驅動橋的設計 其實剛拿到題目的時候 是很茫然 不知道從何下手 但是我查閱了很多和驅動橋有關的書籍 并且在老 師的辛勤指導下 終于將這個課題順利的完成了 還要感謝學校能夠組織我們到 長春一汽進行了畢業(yè)實習 在工廠里我們看到了實物 這次實習機會對我進行畢 業(yè)設計的幫助也非常大 在此向我的指導老師單鵬老師表示由衷的感謝 感謝您 的悉心指導非常有耐心的為我們解答疑惑 您能在百忙之中抽出時間給我們答疑 檢查圖紙您的辛苦我們都知道 在此再一次對您表示感謝 這段時間自己真正的動手設計一個課題 使我知道了畢業(yè)設計的重要性 畢 業(yè)設計是大學學習階段一次難得的理論與實際相結合的機會 使我在大學期間學 到的知識進行了一次大總結 一次大檢查 特別是機械設計 工程制圖 機械原 理等基礎知識 進行了一次徹底的復習 通過這次畢業(yè)設計 使我對課堂上的理 論知識有了更加深刻和具體的理解 讓我對專業(yè)知識能夠熟練的掌握與運用 也 提高了解決工程實際問題的能力 通過對相關文獻 資料的查閱及運用電腦軟件 進行繪圖也使我對電腦及網(wǎng)絡資源的應用能力有所提升 我要感謝學校給我們提 供了這個讓我們的能力得到提高的機會 最后我要特別感謝汽車與交通工程學院所有老師對我四年來的細心教誨與無 微不至的幫助 沒有你們的辛勤輔導 我們也不會這么順利的畢業(yè) 非常感謝你 們 我們敬愛的老師 42 附 錄 A 一 英文原材料 Drive Axle All vehicles have some type of drive axle differential assembly incorporated into the driveline Whether it is front rear or four wheel drive differentials are necessary for the smooth application of engine power to the road The drive axle must transmit power through a 90 angle The flow of power in conventional front engine rear wheel drive vehicles moves from the engine to the drive axle in approximately a straight line However at the drive axle the power must be turned at right angles from the line of the driveshaft and directed to the drive wheels This is accomplished by a pinion drive gear which turns a circular ring gear The ring gear is attached to a differential housing containing a set of smaller gears that are splined to the inner end of each axle shaft As the housing is rotated the internal differential gears turn the axle shafts which are also attached to the drive wheels The differential is an arrangement of gears with two functions to permit the rear wheels to turn at different speeds when cornering and to divide the power flow between both rear wheels 43 1 The accompanying illustration has been provided to help understand how this occurs The drive pinion which is turned by the driveshaft turns the ring gear 2 The ring gear which is attached to the differential case turns the case 3 The pinion shaft located in a bore in the differential case is at right angles to the axle shafts and turns with the case 4 The differential pinion drive gears are mounted on the pinion shaft and rotate with the shaft 5 Differential side gears driven gears are meshed with the pinion gears and turn with the differential housing and ring gear as a unit 6 The side gears are splined to the inner ends of the axle shafts and rotate the shafts as the housing turns 7 When both wheels have equal traction the pinion gears do not rotate on the pinion shaft since the input force of the pinion gears is divided equally between the two side gears 8 When it is necessary to turn a corner the differential gearing becomes effective and allows the axle shafts to rotate at different speeds As the inner wheel slows down the side gear splined to the