畢業(yè)設計說明書---車輛1號后驅動橋設計

1、<p>　　畢 業(yè) 設 計</p><p>　　設計題目: 車輛1號后驅動橋設計 </p><p>　　畢 業(yè) 設 計 任 務 書</p><p>　　設計題目 車輛1號后驅動橋設計 </p><p>　　車輛1號后驅動橋設計</p><

2、;p><b>　　摘 要</b></p><p>　　本文介紹了車輛1號后驅動橋主要部件的設計方法及設計過程。采用逆向工程的方法，對實體模型進行測量，分析此汽車后驅動橋的結構特點及布置方式，并確定驅動橋的基本尺寸數據；然后參考類似驅動橋的結構，確定出總體設計方案；最后對主，從動錐齒輪，差速器圓錐行星齒輪，半軸齒輪，全浮式半軸和整體式橋殼的強度進行校核以及對支承軸承進行了壽命校核。使用U

3、G 進行了三維制圖。</p><p>　　關鍵詞：驅動橋；差速器；UG</p><p>　　Design of after the Drive Axles for Vehicle one</p><p><b>　　Abstract </b></p><p>　　The article introduced the de

4、sign method and process to the leading parts of the driving axles on the four-wheel drive vehicle. Utilizing the converse engineering method, measured the real entity model, analyzed the structure characteristic and disp

5、ose style of the after driving axles of the automobile and ensured the basic dimension date of driving axles, thus reference to the similar driving axle structure ，decide the entire designing project ; fanially check the

6、 strength of the axle drive bev</p><p>　　Key words: drive axle ; differentional; UG </p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘要</b></p><p><b>　　A

7、bstract</b></p><p><b>　　1 緒論1</b></p><p>　　1.1 驅動橋總成概述1</p><p>　　1.2 車輛1號驅動橋設計依據1</p><p>　　2 主減速器設計2</p><p>　　2.1 主減速器齒輪的結構型式2</p

8、><p>　　2.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算2</p><p>　　2.2.1 主減速器傳動比2</p><p>　　2.2.2 主減速齒輪計算載荷的確定2</p><p>　　2.3 主減速器齒輪基本參數的選擇3</p><p>　　2.3.1 齒數的選擇3</p><p>　

9、　2.3.2 節(jié)圓直徑的選擇3</p><p>　　2.3.3 齒輪端面模數的選擇4</p><p>　　2.3.4 齒面寬的選擇4</p><p>　　2.3.5 雙曲面齒輪的偏移距4</p><p>　　2.3.6 雙曲面齒輪的偏移方向和螺旋方向4</p><p>　　2.3.7 螺旋角的選擇4<

10、/p><p>　　2.3.8 齒輪法向壓力角的選擇4</p><p>　　2.3.9 銑刀盤名義直徑的選擇5</p><p>　　2.4 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算5</p><p>　　2.5 主減速器雙曲面齒輪的強度計算6</p><p>　　2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理7</p>

11、<p>　　2.7 主減速器的潤滑8</p><p>　　3 差速器設計10</p><p>　　3.1 差速器的結構型式選擇10</p><p>　　3.2 圓錐行星齒輪差速器10</p><p>　　3.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇10</p><p>　　3.2.2 差速器齒輪幾何參數與強

12、度計算12</p><p>　　3.3差速器殼體有限元分析14</p><p>　　3.3.1建立有限元模型14</p><p>　　3.3.2網格劃分15</p><p>　　3.3.3加載并求解15</p><p>　　4 驅動車輪的傳動裝置設計17</p><p>　　4.1

13、半軸的型式17</p><p>　　4.2 橋殼結構的選擇17</p><p><b>　　5 結論20</b></p><p><b>　　參考文獻</b></p><p><b>　　致謝</b></p><p>　　車輛1號后驅動橋設計<

14、;/p><p><b>　　1 緒論</b></p><p>　　1.1 驅動橋總成概述</p><p>　　汽車的驅動橋位于傳動系的末端，其基本作用是增扭、降速，改變轉速的傳遞方向，并使左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；同時，驅動橋還要承受路面和車架或承載式車身之間的鉛垂力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等[1]。<

15、;/p><p>　　驅動橋一般包括主減速器、差速器、車輪傳動裝置及橋殼等部件組成，轉向驅動橋還有等速萬向節(jié)。</p><p>　　設計驅動橋時應當滿足如下基本要求[2]：</p><p>　　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； </p><p>　　b.外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙； </p>&l

16、t;p>　　c.齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲??；</p><p>　　d.在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；</p><p>　　e.在保證強度、剛度條件下，力求質量尤其簧下質量盡量小，以改善車平順性；</p><p>　　f.與懸架導向機構運動協調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協調；</p><p>　　g.結構簡單，加工工

17、藝性好，制造容易，拆裝調整方便。</p><p>　　1.2 車輛1號驅動橋設計依據</p><p>　　采用逆向工程的方法，對實體模型進行結構分析和測量，以確定各個總成的相對位置、基本尺寸和此車型的基本參數見表1－1。</p><p>　　表1—1車輛1號四驅車的基本參數</p><p>　　項目

18、 數據 單位</p><p>　　車身長度 4650 mm</p><p>　　車身寬度 1800 mm</p><p>　　車重

19、 1418 kg</p><p>　　前輪距 1515 mm</p><p>　　后輪距 1520 mm<

20、/p><p>　　最小離地間隙 180 mm</p><p>　　最大功率 80 kW</p><p>　　最大轉矩 300

21、 Nm</p><p>　　一檔傳動比 4.29 </p><p>　　主減速比 4.33</p><p><b>　　2 主減速器設計</b></p><p>

22、;　　2.1 主減速器齒輪的結構型式</p><p>　　主減速器的結構形式主要是根據其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。</p><p>　　在現代汽車驅動橋上，主減速器采用得最廣泛的是“格里森”（ Gleason）制或“奧利康”（Oerlikon）制的螺旋錐齒輪和雙曲面錐齒輪。</p><p>　　本車采用“格里森”制圓弧齒準雙曲面

23、齒輪，主、從動齒輪軸線空間交角采用90°。這樣能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊的支承。準雙曲面齒輪的偏移距使主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角，因此主動齒輪比螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑、更好的強度和更好的剛度。另外，由于準雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑比螺旋錐齒輪當量曲率半徑大，從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，準雙曲面齒輪與接觸應力相當的螺旋錐齒輪比較，負荷可提高至

24、175%。又由于螺旋角較大，則不產生根切的最少齒數可減少，所以可選較少的齒數，有利于大傳動比傳動[3]。</p><p>　　由于準雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，導致其進入嚙合的平均齒數要比螺旋錐齒輪相應的齒數多，因此準雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作更平穩(wěn)、噪聲低、強度高。</p><p>　　主減速器主動錐齒輪采用懸臂式安置，這樣不僅增強支承剛度，也便于結構布置軸承預緊度的調整及軸承潤

25、滑。驅動橋采用整體式橋殼的單級主減速器。</p><p>　　2.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算 </p><p>　　2.2.1 主減速器傳動比</p><p>　　查找預定車型的基本參數,根據整車和發(fā)動機對后驅動橋的要求，確定主減速器傳動比。</p><p>　　2.2.2 主減速齒輪計算載荷的確定</p><

26、p>　　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于主減速器從動齒輪上的轉矩Tje和TjΦ。取Tje,TjΦ 中較小者，作為載貨汽車和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的載荷[3]。</p><p><b>　?。?－1）</b></p><p><b>　?。?－2） </b>

27、;</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　——發(fā)動機最大扭矩，本車取N.m；</p><p>　　——從發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；</p><p><b>　　，已知； </b></p><p>　　——上述傳動部分的

28、效率，?。?lt;/p><p>　　——超載系數，對于越野汽車及液力傳動的各類汽車取；</p><p>　　n——該車的驅動橋數目，本車??；</p><p>　　G2——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，取G2＝8540.7N；</p><p>　　——輪胎對路面的附著系數，對于越野汽車，取； </p><p>　

29、　Rr——車輪的滾動半徑，Rr＝334.334mm；</p><p>　　ηlb，ilb——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速比；</p><p>　　ηLB＝0.96,iLB＝1</p><p>　　2.3 主減速器齒輪基本參數的選擇</p><p>　　2.3.1 齒數的選擇</p><p&g

30、t;　　根據主減速比確定：對于單級主減速器，當i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數Z1取小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙[4]。</p><p>　　a.當i0≥6時，Z1的最小取值可取5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，Z1最好大于5；</p><p>　　b.當i0較?。╥0＝3.5～5）時，Z1可取為7～12，但這時常會因為主、從齒輪齒數太多，尺寸太大而不能保證所要求的離地間隙；<

31、;/p><p>　　c.為了磨合均勻，Z1、Z2之間應避免有公約數；</p><p>　　d.為了得到理想的齒面重疊系數，Z1+ Z2應≥40；</p><p>　　根據以上特點要求和本車的主減比，可確定主減速器主、從齒輪齒數z1 =9 ,z2 =39 。</p><p>　　2.3.2 節(jié)圓直徑的選擇</p><p>　

32、　可根據從動錐齒輪的計算轉矩中取較小值按經驗公式選出：</p><p>　　d2＝Kd2· (2－3)</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　d2——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；</p>

33、<p>　　Kd2——直徑系數，取K d2＝15；</p><p>　　Tj——計算轉矩；取Tje與TjΦ中較小者：</p><p>　　d2＝15·＝178.9mm 取d2＝195 mm</p><p>　　2.3.3 齒輪端面模數的選擇</p><p>　　d2選定后，可按式m =d2/z2算出從動錐齒輪大端端

34、面模數，并用下式校核；</p><p>　　m = Km·=5 (2－4)</p><p>　　Tj——計算轉矩，取Tje與TjΦ中較小者；</p><p>　　Km——模數系數，取Km=0.3～0.4。</p><p>　　

35、2.3.4 齒面寬的選擇</p><p>　　汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬推薦為：</p><p>　　mm，本車取mm (2－5)</p><p>　　2.3.5 雙曲面齒輪的偏移距</p><p>　　根據傳動比確定偏移距，傳動比越大，則偏移距也愈大。<

36、/p><p><b>　　(2－6)</b></p><p><b>　　(2－7)</b></p><p>　　其中——從動齒輪節(jié)錐距，。本車取mm。</p><p>　　2.3.6 雙曲面齒輪的偏移方向和螺旋方向</p><p>　　本車采用的是準雙曲面齒輪下偏移的形式，這樣

37、可以有利于增大整車的離地間隙和汽車的懸架的結構布置。</p><p>　　下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋。</p><p>　　2.3.7 螺旋角的選擇</p><p>　　格里森制推薦公式： (2－8)</p><p>　　° </p

38、><p><b>　　取 。</b></p><p>　　2.3.8 齒輪法向壓力角的選擇</p><p>　　格里森制規(guī)定轎車主減速器雙曲面錐齒輪選用19°的法向壓力角；</p><p>　　2.3.9 銑刀盤名義直徑的選擇</p><p>　　估算

39、 (2－9)</p><p>　　－系數，為使2Rd為標準值，取1； </p><p>　　, －分別為從動齒輪的節(jié)錐距和中點錐距，mm ；</p><p>　　——從動齒輪的螺旋角。</p><p><b>　　選</b></p><p>　　2.4 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺

40、寸計算</p><p>　　弧齒準雙曲面齒輪幾何尺寸計算，共需計算317項公式，其中20～66項之間需反復計算直至滿足精度要求，計算量太大，于是采用Excel計算。計算主要結果見下表。</p><p>　　表2-1 主減速器雙曲面齒輪的主要計算結果</p><p><b>　　續(xù)表</b></p><p>　　2.5

41、主減速器雙曲面齒輪的強度計算</p><p>　　在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下：</p><p><b>　?。?）輪齒折斷</b><

42、;/p><p>　　主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。</p><p>　?、倨谡蹟啵涸陂L時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在

43、載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。</p><p>　?、谶^載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側間隙調節(jié)不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷

44、時，往往會使一端（經常是大端）沿斜向產生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。</p><p>　　為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當的模數、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。</p><p>　?。?）齒面的點蝕及剝落</p><p>　　齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的

45、主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。</p><p>　?、冱c蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區(qū)產生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起

46、噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當加大齒面寬也是一種辦法。</p><p>　?、邶X面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不

47、夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。</p><p><b>　?。?）齒面膠合</b></p><p>　　在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現象和擦傷現象稱為

48、膠合。它多出現在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現象的方法是改善潤滑條件等。</p><p><b>　　（4）齒面磨損</b></p><p>　　這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現象。規(guī)定范圍內的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型

49、砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。</p><p>　　主從動齒輪的計算齒根彎曲應力均小于試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限應力，且安全系數都大于2，主減速器齒輪的強度合格。</p><p>　　2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理</p><p&g

50、t;　　汽車驅動橋主減速器的工作繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、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根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕(剝落)、磨損和擦傷等。據此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求[5]：</p><p>　　a.具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，故齒表面應有高的硬度；</p><p>　　b.輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖

51、擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；</p><p>　　c.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，以提高產品質量、減少制造成本并降低廢品率；</p><p>　　汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。</p><

52、;p>　　用滲碳合金鋼制造齒輪，經滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達HRC58～64，而芯部硬度較低，當端面模數m>8時為，當m<8時為。</p><p>　　對于滲碳層深度有如下的規(guī)定：當端面模數m≤5時，為mm；m>5～8時，為mm；m>8時，為mm[6]。</p><p>　　由于齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損

53、，雙曲面齒輪副(或僅大齒輪)在熱處理及精加工(如磨齒或配對研磨)后均予以厚度為mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。</p><p>　　2.7 主減速器的潤滑</p><p>　　主減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤堵不能靠潤滑油的飛濺來實現。為此，通常是在從動齒輪的前

54、端近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經過進油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的小端通向大端，并經前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油能流進差速器，有的采用專門的導油匙。</p><p>　　

55、為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的謂油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應避開油濺所及之處。加油孔應設置在加油方便之處，抽孔位置也決定了油面位置低處，但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。</p><p>　　本車采用的是圓弧準雙曲面錐齒輪，潤滑要用專用的準雙曲面潤滑油。</p><p>　　圖2-1主減主動齒輪</p><p&g

56、t;　　圖2-2主減從動齒輪 </p><p>　　圖2-3主減速器總成</p><p><b>　　3 差速器設計</b></p><p>　　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

57、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

58、行駛運動學要求。</p><p>　　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。</p><p>　　3.1 差速器的結構型式選擇</p><p>　　普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪(少數汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪

59、)，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[7]。 </p><p>　　由于差速器殼裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速界從動齒輪尺寸時，應考慮差速器安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導向軸承支座的限制。</p><p&

60、gt;　　3.2 圓錐行星齒輪差速器</p><p>　　3.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇</p><p>　　3.2.1.1 行星齒輪數目的選擇</p><p>　　本車是緊湊型SUV，車身質量輕，發(fā)動機的轉矩小，并參考實體模型，故選擇兩個行星齒輪的差速器。</p><p>　　3.2.1.2 行星齒輪球面半徑(mm)的確定</p

61、><p>　　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半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代替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。</p><p>　　球面半徑可根據經驗公式來確定：</p><p><b>　　(3－1)</b></p><p><b>　　式中:</b&

62、gt;</p><p>　　KB——行星齒輪球面半徑系數，=，對于有2個行星齒輪的轎車以及越野汽車、礦用汽車取最大值，取2.99；</p><p>　　Tj——計算轉矩，取式（2-1）、式（2-1）中的計算的較小者N·m；</p><p><b>　　=，取 mm </b></p><p>　　確定后，即可根

63、據下式預選其節(jié)錐距：</p><p>　　3.2.1.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇</p><p>　　為了得到較大的模數，從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少，但一般不應少于10。半軸齒輪的齒數采用。半軸齒輪與行星齒輪的齒數比多在范圍內。</p><p>　　本車采用的行星齒輪齒數為10，半軸齒輪齒數為14。</p><p>

64、;　　3.2.1.4 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定</p><p>　　先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角、：</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　z1、z2——行星齒輪和半軸齒輪齒數。</p><p>　　再根據下式初步求出圓錐齒輪的大端模數：</p>&l

65、t;p><b>　　取m=5</b></p><p>　　算出模數后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　3.2.1.5 壓力角</p><p>　　目前汽車差速器齒輪大都選用22º30′的壓力角，齒高系數為0.8，最少齒數可減至

66、10，并且在小齒輪(行星齒輪)齒頂不變尖的條件下還可由切向修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最少齒數比壓力角為20º的少，故可用較大的模數以提高齒輪的強度。某些重型汽車和礦用汽車的差速器也可采用25º壓力角[8]。</p><p>　　此車的壓力角選用22º30′。</p><p>　　3.2.1.6 行星齒輪安裝孔直徑及

67、其深度L的確定</p><p>　　行星齒輪安裝孔φ與行星齒輪軸名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度。通常取</p><p><b>　　（3－2） </b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　T0——差速器傳遞的轉矩，N·m

68、；</p><p><b>　　n——行星齒輪數；</b></p><p>　　l——為行星齒輪支承面中點到錐頂的距高，mm；；</p><p>　　[]——支承面的許用擠壓應力，取為69MPa。</p><p>　　3.2.2 差速器齒輪幾何參數與強度計算</p><p>　　3.2.2.1 差

69、速器齒輪的幾何參數</p><p>　　差速器行星齒輪幾何尺寸計算，共需計算24項公式。用Excel進行了計算。主要計算結果見下表。</p><p>　　表3-1差速器行星齒輪計算結果</p><p><b>　　續(xù)表</b></p><p>　　3.2.2.2 汽車差速器齒輪的彎曲應力校核</p><

70、;p><b>　　式中：</b></p><p>　　——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩，N·m；； </p><p>　　Tj——計算轉矩，N·m；</p><p>　　n——差速器行星齒輪數目；</p><p>　　z2——半軸齒輪齒數；</p><p&

71、gt;　　J——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數。</p><p>　　a.當=815.725 N·m時，=564.342 MPa<980 MPa,合格。</p><p>　　b.當=185.937 N·m時，=148.645 MPa<210 MPa,合格。</p><p>　　圖3-1行星齒輪

72、 圖3-2半軸齒輪</p><p>　　圖3-3差速器殼體 圖3-4差速器總成裝配</p><p>　　3.3差速器殼體有限元分析</p><p>　　為了進一步確定該驅動橋差速器殼在工作狀態(tài)下的力學性能，采用有限元對其進行仿真分析。</p><p>　　3.3

73、.1建立有限元模型</p><p>　　該差速器殼為外形復雜的鑄造零件，用UG進行了三位建模后，為便于有限元網格劃分，簡化了差速器殼上對分析結果影響結果較小的圓角、鎖銷孔等，保留主要結構特征。</p><p>　　圖3-5 差速器殼的三維模型 </p><p><b>　　3.3.2網格劃分</b></p><p>　　

74、該差速器殼的材料為QT450-10，彈性模量為173GMPa，泊松比為0.3，密度為7000kg/m3，屈服極限為310MPa，抗拉強度為450MPa。在定義了材料屬性后，對差速器殼進行了網格劃分，網格劃分模型如圖所示。</p><p>　　圖3-6 差速器殼的網格模型 </p><p>　　3.3.3加載并求解</p><p>　　根據差速器殼的實際工作情況，對差

75、速器殼進行加載。</p><p>　　施加主減速器從動齒輪對差速器殼體作用的轉矩T； </p><p>　　施加行星齒輪軸作用在殼體上的載荷F；</p><p>　　在差速器殼的軸承安裝處施加約束。</p><p>　　有限元分析的結果如下圖所示：</p><p>　　圖3-7 差速器殼的應力圖 </p>

76、<p>　　由圖可以看出差速器殼的最大應力在根部圓角處，并且最大應力為270.9MPa。差速器殼的材料為QT450-10，屈服極限為310MPa，抗拉強度為450MPa。因此殼體的最大應力小于材料的屈服極限，差速器殼的強度滿足要求。</p><p>　　4 驅動車輪的傳動裝置設計</p><p>　　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

77、車輪[4]。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。</p><p><b>　　4.1 半軸的型式</b></p><p>　　普通非斷開式驅動橋的半

78、軸，根據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。</p><p>　　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

79、、承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。</p><p>　　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

80、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。</p><p>　　全浮式半軸的外端與輪轂相聯，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[9]。</p><p>　　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

81、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[10]。</p><p>　　根據

82、實體模型，及半軸工作的情況，本車確定采用3/4浮式半軸布置。</p><p>　　4.2 橋殼結構的選擇</p><p>　　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</p><p>　　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動件，同時它又是

83、主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置（半軸）的外殼。在汽車行駛過程中，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。</p>&

84、lt;p>　　驅動橋殼應滿足如下設計要求：</p><p>　?、?應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常，并不使半軸產生附加彎曲應力；</p><p>　　② 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；</p><p>　　③ 保證足夠的離地間隙；</p><p>　　④ 結構工藝性好，成本低；</p

85、><p>　?、?保護裝于其中的傳動系統部件和防止泥水浸入；</p><p>　?、?拆裝，調整，維修方便。</p><p>　　橋殼大體可分為三種形式：可分式、整體式、組合式。</p><p><b>　?。ǎ保┛煞质綐驓?lt;/b></p><p>　　可分式橋殼由兩部分組成，每部分均有一個鑄件殼體和

86、一個壓入其內部的軸管。軸管與殼體用鉚釘連接，兩半軸殼通過螺栓連接為一全。</p><p>　　可分式軸殼制造工式簡單，主減速器軸承的支承剛性好。但拆裝、調整、維修很不方便，軸殼的強度和剛度受到結構的限制，現已很少采用，應用的也多在中小型汽車上。</p><p><b>　?。ǎ玻┱w式橋殼</b></p><p>　　整體式橋殼的強度和剛度都比

87、較大，橋殼制成整體結構后，主減速器和差減速器裝配成總成再用螺栓安裝到橋殼上，這種結構對主減速器的拆裝、調整都比較方便。按照制造工藝方法，整體式橋殼雙可分為鑄造式、沖壓焊接式和擴張成形式三種。</p><p><b>　　①鑄造式橋殼</b></p><p>　　鑄造整體式橋殼，中間是可鍛鑄鐵鑄件，為增加軸殼的強度及剛度，在軸的兩端壓入用無縫鋼管制成的半軸套管，這種結構

88、的軸殼強度和剛度較大，鋼板彈簧座與軸殼殼體鑄成一體，軸殼可根據強度要求鑄成適當的形狀。殼的前端平面及孔可裝主減速器，后端平面及孔可裝上后蓋，找開后蓋可作檢視孔用，它與沖壓軸殼相比，主要缸點是重量大、加工面多、制造工藝復雜。亦有采用中央部分用鑄件、兩端壓入鋼管組成三節(jié)整體式軸殼，它與前面那種相比，重量有所減輕、工藝較簡單，而中間軸殼與鋼管連接處，同于受力情況復雜，往往在此形成弱點。</p><p>　　許多重型貨車

89、采用鑄鋼的鑄造整體式軸殼，常作為檢視孔的后端部多用沖壓的鋼板焊接成封閉結構，以增加軸殼的強度及剛度。</p><p><b>　　②沖壓焊接式橋殼</b></p><p>　　用鋼板沖壓焊接成形的整體式軸殼具有重量輕、工藝簡單、材料利用率高制造成本低等優(yōu)點，并適合于大量生產，因此在中小貨車上廣泛采用，目前同于沖壓設備有了發(fā)展，這種軸殼的優(yōu)點更顯突出，因此許多重型貨車的

90、軸殼也采用了這種結構。</p><p><b>　?、蹟U張成形式橋殼</b></p><p>　　擴張成形式橋殼是用一根無縫鋼管擴張成形的橋殼。這種橋殼結構無論強度還是剛度都比較大，材料節(jié)省重量也輕，唯需要專用擴張軋制設備。也可用兩根無縫鋼管的一端擴張成形后焊接的整體式橋殼，它是作為重型貨車的驅動橋殼，焊縫高在中部垂直面上，其焊縫質量、焊縫始端終端的焊透深度以及焊縫的

91、接合位置對驅動殼的壽命起著決定性影響，把彈簧座合制動凸緣的焊縫移至中性面上，從試驗結果得到，擴張成形式橋殼是可以使驅動橋得使用壽命提高兩三倍。</p><p><b>　?。?） 組合式橋殼</b></p><p>　　組合式橋殼是主減速器殼與部分橋殼鑄成一體。，而后用無縫鋼管壓入殼體兩端，兩者之間用塞焊方法焊接在一起。它具有比較好的從動齒輪殼承的支承剛度，主減速器的

92、裝配調整也較分開式橋殼方便。然而這種橋殼要求有較高的加式精度，它的維修、裝配、調整與整體式橋殼相比仍較復雜。橋殼剛度與整體式相比也差，常見用于轎車、輕載貨車的驅動橋殼。</p><p>　　本車設計時綜合考慮各種因素及經濟性，選擇了整體式的擴張成形式橋殼。</p><p>　　圖4-1后驅動橋總成裝配</p><p>　　圖4-2后驅動橋總成裝配</p>

93、<p><b>　　5 結論</b></p><p>　　本設計做了以下工作：</p><p>　?。?）按照國家標準對車輛1號四驅車的后橋的工作原理及機構進行了分析，零件尺寸、參數選取。</p><p>　?。?）對車輛1號四驅車的后橋整體進行設計，并對齒輪、軸等主要零件進行強度校核，且均滿足應力要求。</p>&

94、lt;p>　?。?）對于設計過程中對于大量的齒輪參數計算，利用Excel進行計算，可以提高計算的速度和準確度。</p><p>　?。?）完成了車輛1號四驅車的后橋的總成圖及主要零部件的零件圖。</p><p>　?。?）在進行設計的過程中，對于一些零部件的設計，采用逆向工程的方法，對已有的零件進行測量，然后進行合理修改。</p><p><b>　

95、　參考文獻</b></p><p>　　[1] 陳家瑞主編.汽車構造（下）．北京:人民交通出版社，2000.121～165</p><p>　　[2] 劉惟信主編.汽車車橋設計.北京:清華大學出版社,2004.87～344</p><p>　　[3] M.J.Nunney. Automobile Technology. Oxford, England:

96、Butterworth-Heinemann, 2001.398</p><p>　　[4] 王望予主編.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，2004.165～172</p><p>　　[5] 《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊.北京：人民交通出版社.2001．603～650</p><p>　　[6] 李秀珍主編.機械設計基礎（第3版）．北京：機械工業(yè)出版社，2

97、003.105～134</p><p>　　[7] 吉林工業(yè)大學汽車教研室編.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，1981.290～327</p><p>　　[8] 機械設計手冊委員會編.機械設計手冊第3卷.北京：機械工業(yè)出版社，2004.148～189</p><p>　　[9] Nakaya H,Oguchi Y.Characteristics of the fo

98、urwheel vehicle and its future prospects[J].Int. J. of Vehicle Desigh, 1987, 8(3):123～135</p><p>　　[10] Franz Miller, Lightweight construction, Fraunhofer magazine 2003, 8~12 </p><p><b>