轿车驱动桥设计【三维图-无CAD图】.zip
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驱动桥设计【
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设计(论文)题目： 轿车驱动桥设计 目 录摘 要IIIAbstractIV1 绪 论11.1 选题的目的与意义11.2 本设计的主要内容12 驱动桥的总体设计22.1 汽车主要参数22.2 驱动桥的设计要求22.3 驱动桥的结构方案选定23 主减速器的设计43.1 主减速器的设计要求43.2 主减速器结构形式的选择43.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案53.4 主减速器基本参数选择与设计计算53.5 主减速器锥齿轮强度校核计算93.6 主减速器锥齿轮的材料选择及处理113.7 主减速的润滑124 差速器的设计134.1 差速器的功用及结构形式134.2 差速器齿轮的主要参数选择144.3 差速器齿轮的强度校核165 驱动半轴的设计175.1 半轴的功用及选择175.2 半轴的设计计算176 桥壳及桥壳附件设计196.1 驱动桥壳的功用及其结构形式选择196.2 驱动桥壳强度计算196.3 驱动桥壳的材料选择217 小结22参考文献23致 谢24 IV轿车驱动桥设计摘 要随着我国经济的发展，国民收入普遍提高，汽车作为一种方便舒适的代步工具逐渐走进每个人的生活中。其中，驱动桥是汽车不可或缺的机构之一，它的性能和整车的性能好坏有着密切的关系。本课题的研究内容以传统的驱动桥设计方法为基础，根据本次选取的车型的特点，参数，适用领域，首先确定驱动桥的整体结构方案。接下来将机构内的起主要作用的零件，即主减速器的主，从动锥齿轮，差速器行星齿轮，半轴齿轮，半轴，驱动桥壳等的结构参数进行了设计，并校核了他们的强度。作为汽车的一项重要总成，驱动桥结构设计的研究是汽车设计的一项重要组成部分，有必要进行深入研究。关键词：主减速器；差速器；半轴；驱动桥壳；结构设计The Design of Automobile Driving Axle AbstractWith the development of economy of our country, the income of our country rises generally. As a convenient and comfortable means of transport,the car gradually comes into everyones life. The drive axle is one of the indispensable mechanism of the car, its performance has a close relationship with the performance of the vehicle. The content of this research is based on the traditional drive axles design method. Firstly, this reseach determine the overall structure of the drive bridge program according to the characteristics of the selected models, parameters, applicable field. Next this reseach will design the drive bevel gear and driven bevel gear of the main reducer of the main , planetary gear differential , half shaft gear and driving bridge shell structure parameters, which play major role in the parts, and check their strength. As an important part of the automobile, the research on the structure design of the drive axle is an important part of the design of the automobile,and it is necessary to carry on the thorough research.Key words: Final drive; Differential; Half axle; Drive axle housing; Design of structure 1 绪 论1.1 选题的目的与意义随着现代汽车产业的发展，人们对于车型的多样化，个性化的要求正在逐渐增多，汽车动力性及其克服恶劣的行驶路况的能力也成为人们选购轿车的重要评价指标之一。目前，我国汽车驱动桥的开发，在技术手段上，工艺制造水准上面和国外相比，差距甚大，尤其是独立开发与自主创新能力，相比那些诸如日本，德国等汽车强国而言 ，我国的生产制造设备也比较落后，新兴人才紧缺，无法满足目前汽车行业自动化，智能化，电算化的潮流。与此同时，在汽车业的管理水平，产品制造精度等方面也很难具有国际竞争力。作为汽车动力输送环节的一项重要组成部分，而且关乎着我国行业发展的未来，驱动桥的设计所显现出来的意义非比寻常。纵观目前国际汽车潮流，经济性好，动力性佳，智能化，环保化的轿车倍受欢迎，为了适应国际潮流，我国政府早在本次十三五规划上就提出了我国的汽车行业应向智能化，环保化方向迈进，各大车企也应该极力响应政府的号召，争取早日实现汽车新技术的重大突破，把我国发展成为另一大汽车强国。随着近年来工业的发展，石油资源日益枯竭，新能源汽车虽然发展迅猛，但是使用石油资源的汽车仍然是大部分，因此良好的燃油经济性是评价一辆汽车优越性的另一项重要指标。汽车驱动桥是将发动机传来的动力转化为能量的最终执行部件，优化汽车驱动桥的设计，有利于提高能源利用率，增强汽车的动力性能，这对于提升汽车的缓解当前世界能源紧缺的恶劣情况具有十分重要的作用。1.2 本设计的主要内容本次设计主要通过查阅近几年来国内外有关驱动桥设计研究的文献资料，并综合本科阶段所学习的相关专业知识进行设计。将机构内的主要零部件（半轴，驱动桥壳，差速器，以及主减速器等）进行结构型式的设计与计算，所要完成的主要任务如下：（1）通过比较不同驱动桥的类型，分析其优缺点和适用条件，选取最佳方案进行设计；（2）利用给定的汽车参数对主减速器，差速器，半轴，驱动桥壳的结构和尺寸进行设计和计算，并进行相应的校核；（3）根据计算出来的参数，利用AUTOCAD绘制出主减速器大齿轮和小齿轮的二维图，并根据其实际加工工艺，在图上标注尺寸、配合公差、加工精度等一系列技术要求。（4）将最终计算出来的零件参数利用CREO绘图软件画出其其三维模型，并将三维零件图根据实际情况装配起来，查看组装后的装配体内部有无零件相互干涉，在运动时是否会互相干扰，以此来检测本次设计的零件是否能够运用。（5）最后修改并完成设计说明书的编写。22 驱动桥的总体设计2.1 汽车主要参数本次所选参数如下所示：发动机内数据如下：前后轮胎规格：225/55 R16,扁平率60 2.2 驱动桥的设计要求根据其功用和安装位置，我们在设计驱动桥时，一定要满足实际情况。首先最重要的就是汽车的动力性一定要满足，在此条件下来选择传动比。其次是结构方面，汽车的离地间隙要满足汽车的定位，这样才能具有良好的通过性，以此来定其外廓尺寸的大小。在下文我们会谈到驱动桥和悬架是配套使用的，因而其结构还要满足不能和悬架的导向机构有运动上的干扰。最后，我们要尽可能的要提高其传动效率和降低能源损耗率，容易制造，以及后期的拆装维修也简单易行。2.3 驱动桥的结构方案选定确定驱动桥整体的结构方案是本次设计的开篇，如果选取得不够合理，那么会导致在后续的设计，制造出来的零件和所配汽车不相适应，进而影响汽车性能，有悖我们设计初衷。因此，我们要综合考虑汽车的制造成本，生产条件，车内其他零部件的适应性以及汽车的用途定位等等。其中，汽车的悬架系统是重点考虑对象，这样才能保证整车性能能够达到预期的要求。一般来说，驱动桥和汽车悬架是配套使用的，非独立悬架配合非断开式驱动桥，断开式驱动桥配合独立悬架，两者各有优缺点。非断开式，顾名思义，该结构是一根整体的梁，内部是空心的，安装有半轴，差速器，主减速器等主要零部件。当汽车左右两侧行驶工况不同时，因为本身是一个整体，所以无法顾及两侧，从而导致汽车的平顺性能不好，车内乘员会感觉不舒适。与此同时，当行驶路面出现凹坑时，整体刚性梁距离地面太近，不利于汽车的通过性。而断开式驱动桥则是左右相互独立的，当一侧驱动轮的路况较差时，另一侧则可以缓解整车的行驶平顺性，对于轿车的舒适性和通过性而言也是有很大帮助的。但是相比整体式，该种结构构造复杂，生产成本高昂，多用于对成员舒适性要求较高的轿车或者通过性较高的越野车上。 本次设计的驱动桥是安置在普通经济型轿车上面，利用该车型的参数来具体设计其尺寸。而该车对平顺性，舒适性和通过性的需求较大，故本次设计配合独立悬挂，采用断开式驱动桥。2123 主减速器的设计3.1 主减速器的设计要求主减速器是汽车驱动桥中主要零部件，其主要功用有两点，一是将变速器或万向传动装置的转矩增大，同时将低转速并改变转矩传递方向，二是在发动机纵置时，它还可以改变转矩旋转方向。在设计主减速器和差速器时，应该满足如下的基本要求。在设计这两个部件时，主减速比是基础，但是其选择的依据很简单，便是增强汽车的动力性，还要有良好的燃油经济性。在设计其参数尺寸时，满足所需的强度和刚度时，尽可能的让其质量变的更小，轻便的机构有利于汽车的平顺性，乘员的反应也较好。在满足传动效率达标的同时，不要和其他零件向干涉，不利于汽车的安全性。最后也是所有机械设计的要求，加工工艺性要好，后期的拆装维修也要方便.3.2 主减速器结构形式的选择根据其所适用的车辆特点，变速器的安装方式，动力传输路径以及整车的尺寸，我们把主减速器分为好几种。在轻型轿车上面，由于传递的动力和输出转矩不需要太大，且由于该种车型尺寸大小的影响，因而一般采用一对齿轮的主减速器形式，这种减速器尺寸小，传递的载荷不需要太大，非常适合中小型轿车。我们把它称为单极式。与此相对的便是另一种双极式，两队齿轮，尺寸较大且传递的转矩也可以较大，多用于重型卡车，载货汽车上面。主减速器齿轮的传动形式主要有以下几种方式：图 3.1主减速器的传动形式综合比较上述几种传动形式，适合本次设计所选车型的传动形式有a和b。然而图b中的双曲面齿轮传动在运动时，这对齿轮会沿着齿廓方向滑动摩擦，还会沿着齿长方向的纵向滑动摩擦，这样齿轮就会产生过多热量，接触点温度过高，传动效率低于螺旋锥齿轮，同时齿轮的磨损程度也会加剧，不利于提高其使用年限。故本次设计采用采用螺旋锥齿轮。3.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案汽车制造业发展至今，齿轮的支撑方式也逐渐成熟下来，根据其适用车型，主要分为两类：跨置式和悬臂式。其中，悬臂式适用于负荷较小的小客车和轻型载货汽车，而跨置式广泛地应用于中型和重型载货汽车，并且这种支承式需要增加导向轴承支座，导致整体结构变得复杂，成本显著提高。综合考虑，采用圆锥滚子轴承来实现本次支撑方案，并利用悬臂式作为支撑形式。图3.2 悬置式支承图3.2正是本次设计所采用的形式，在采用悬置式支承时，为了保证齿轮的刚度达到要求，主动齿轮的轴颈应该尽可能的大，并且图中两轴承间距b应该比悬臂距离a大2.5以上，否则根据力学分析可以知晓，在轴承承受的载荷较大，而b过小时，由于力臂减小导致平衡所需的力更大，是的轴承处所要承受的载荷加大，不利于汽车的安全性。3.4 主减速器基本参数选择与设计计算3.4.1 主减速比i0的确定对主减速器而言，最重要的尺寸莫过于i0，因为该参数的变化会引起主减速器整体结构的结构形式，设计尺寸，总质量的大小以及它工作的状况的变化，而且在确定噶参数时应该充分考虑各传动部件的工作情况，以及整个传动系的总传动比，这样才会使满足汽车对安全性，舒适性，动力性，经济型等要求，因此充分考虑汽车的动力性再加以计算。对于具有较大储备功率的轿车来说，主减速比i0可以用下式来确定： i0=0.377 （3-1）其中：有上文给出的汽车参数可知，rr=406.4/2+225*0.6=338.2mm(理论上，汽车轮胎有静力半径和滚动半径之分，但在实际分析中，我们忽略不计他们之间的差别)。np=6200rpm，igh=3.325,vamax=216km/h,故i0=4.37，即主减速比为4.37。3.4.2 主减速齿轮计算载荷的确定主减速器的计算载荷是除了主减速比i0和驱动桥离地间隙以外的另一项原始参数。在实际行驶过程中，由于各种不同因素的影响下，汽车的传动系载荷很不稳定，因此我们无法完全计算出主减速器齿轮的计算载荷。在这里，我们借用“格里森”制锥齿轮计算载荷的三种确定方法：（1） 利用发动机的极限参数来计算Tce： （3-2）其中：计算可得，Tce=3269.3Nm（2）当驱动轮打滑时，利用此时的转矩来确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs Tcs= （3-3）式中，m2（3）利用汽车正常行驶具有的转矩来计算Tcf: Tcf= （3-4）注释：根据以上汽车参数可得，Tcf=1233.15Nm。最大应力时，Tc=minTce,Tcs=3269.3Nm。则，主动锥齿轮的计算转矩： = =787.50Nm (3-5)按疲劳寿命计算主动锥齿轮的计算转矩： = =297.04Nm (3-6)3.4.2 主减速器齿轮参数的选择1.齿数在选择齿轮齿数时，我们要遵循这样一个原则：在保证能够正常啮合的情况下，尽可能的便于他们在运动时能加速磨合。这样的话，我们就应该尽量使相互啮合的的齿轮的齿数没有公约数，同时两个齿轮的齿数之和要不小于40，因为齿数过小的话，齿轮的强度和刚度无法保证能否满足要求。当主传动比位于3.55时，Z1可取712。本次设计的主减速器的主减速比i0=4.37，主动齿轮齿数Z1取9，则Z2=i0*Z1=39.33，取Z2=40，那么实际主减速比i0=4.4，进而可以算出计算转矩Tc=minTce,Tcs=3291.74Nm,Tcf=1233.15Nm，TZ=295.01Nm。2.齿轮分度圆直径和端面模数本次设计的螺旋锥齿轮的大齿轮（即从动锥齿轮）的分度圆直径d2（mm）,可按下式计算： d2=kd (3-7)其中kd为直径系数，这里取14,；Tc= minTce,Tcs=3291.74Nm，故d2=208.25mm,圆整取值d2=210mm。大端端面模数ms=d2/z2=5.25mm，同时，ms还满足ms=km,其中km是模数系数，取0.35，则ms=5.2mm，取两者较小值，则ms=5.25mm，取整为5mm，则d2=5*40=200mm。同理，主动锥齿轮的大端模数mZ=5.2mm,取整为5mm,则d1=5*9=45mm。3.主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2螺旋锥齿轮的齿面宽不能非常大或者非常小，正所谓物极必反，当齿面宽非常窄时，由于齿面的面积过小，耐磨损的性能不好，时间不长就会出现问题，使用寿命降低；当齿面非常宽时，由于齿轮大小的限制，导致螺旋轮齿较小的那一部分处的间隙变得很小，不利于加工制造，而且间隙过小导致所用的切削刀具必须足够小，以满足切削要求，那么这就会带来一个问题，刀具的使用寿命降低。除了影响制造方面，当轮齿的一端面过小时，在校核齿轮所能承受的最大载荷时，会因为这小小的断面，而降低整个齿轮的承受极限，造成材料的浪费，而且轮齿断面过小，容易损坏。b2可用经验公式算得b2=0.155d2=0.155*200=31mm，对于主动齿轮，b1一般比b2大10%，则b1=34mm。4.中点螺旋角轿车主减速器的螺旋锥齿轮的螺旋角一般在3540之间，在参考众多相似车型以及机械设计的方案后，这里我们采用“格里森”制推荐用式预选中点螺旋角： (3-8)因为本次设计的是螺旋锥齿轮，对于这种齿轮，不存在偏移距，即偏移距为0，且主、从动锥齿轮的螺旋角相等，故=35.54，为了方便制造，取=36。5.螺旋方向螺旋锥齿轮的螺旋方向决定了轴向力的方向，因此根据工作状态下轴向力的方向，使得轴向力促使啮合齿轮分离，且啮合间隙有增大的趋势，这样在力的作用下，这对啮合齿轮可以避免因外界环境的影响，轮齿啮合的过于紧密而导致锁死的情况。螺旋轮齿的曲线方向表示，分为“”和“”两种。当汽车前进时，从汽车前面向后看，主传动小齿轮轴顺时针旋转，故小齿轮左旋，大齿轮右旋。6.法向压力角在选取压力角时，最应该考虑的便是该齿轮所需的强度，法向压力角大一些也可以延长轮齿疲劳寿命和增加轮齿强度，相应地也与齿轮啮合状况密切相关，自然也会影响整个减速器的工作平稳，安全性，综合性等多方面考虑。故本次设计的螺旋锥齿轮法向压力角选用16。利用以上计算的参数，可绘出两个齿轮的三维模型：图3.3 从动锥齿轮图3.4 主动锥齿轮3.5 主减速器锥齿轮强度校核计算齿轮在实际工作中因为各种因素的影响，受损形式多种多样，不同的形式对齿轮要求的方面也不尽相同，但是强度要求满足的话可以解决绝大部分的问题，剩下的就是材料的选择，热处理的方式，以及加工精度的要求了，这里只对强度进行理论上的检验校核计算，在实际设计生产中，要利用诸如台架极限压力测试或者直接上路实验来进一步验证所设计的齿轮是否符合要求，能否满足正常行驶工况。1. 单位齿长圆周力首先检验校核齿轮的耐磨性，可以根据齿轮表面所受到的力来校核： (3-9)其中，外界作用在在轮齿上的圆周力用字母表示；b2即为上述文章所谈到的大锥齿轮齿面宽。当发动机的转矩达到极限时，可利用下述来计算p： (3-10) 计算可得：p为轿车直接档按最大转矩计算的单位齿长圆周力许用值321（N/mm）。参照驱动轮的打滑转矩计算可得： (3-11)计算可得：p=2*10069.5*0.85*0.3382*103/(200*31)=862.87(N/mm)pp为轿车按打滑转矩计算的单位齿长圆周力许用值893（N/mm）。2.轮齿弯曲强度螺旋锥齿轮的齿根弯曲应力w可用下式计算： (3-12)其中，k0这里取1；ks，当时，；由于本次设计的从动齿轮受力较大，故校核从动锥齿轮。1）当Tc= minTce,Tcs=3291.74Nm时，悬臂式结构km取1.18，Jw取0.25，则,此计算结果满足强度要求。2）当Tc=Tcf=1233.15Nm, Jw取0.27，其他参数和上述相同，那么,此算结果合理，说明本次设计是成功的。3.轮齿接触强度在校核轮齿的接触强度时，我们一般选用接触应力j来检验，可用下式计算该应力： （3-13）注释：这里由于主从动锥齿轮时相互啮合的，故两者的齿面接触应力是相同的。其中破坏的循环次数为6x106次。当Tc= minTce,Tcs时，齿面接触应力许用值为2800MPa，当Tc= Tcf时，许用应力为1750MPa。1）当Tc= minTce,Tcs=3291.74Nm时，TZ=787.5Nm，悬臂式结构km取1.18，JJ取0.22，那么锥齿轮轮齿的齿面接触应力j=2285.47MPa2800 MPa计算结果符合要求，即设计合理。2）当Tc=Tcf=1233.15Nm, TZ=297.04Nm ，JJ取0.22，其他参数和上述相同，那么j=1404.73MPa1750 MPa，计算结果合理，。3.6 主减速器锥齿轮的材料选择及处理由于工作的需要，主减速器内的齿轮经常换挡，而且行驶时路面情况不可能始终不变，那么就会导致该机构收到的冲击较多，所要承受的载荷较大，载荷压力等外界情况持续时间也较长，工作环境相当恶劣。针对这种情况，在材料选择方面我们要格外重视，并根据齿轮会产生的问题，提出以下几点要求： 1）该材料的和要高，齿表面的硬度要高； 2）在轮齿要能满足，这样可以避免在下轮齿根部折断； 3）在选择时要适应我国。 随着现代材料技术的发展，各种质量上乘，成本低廉的合金材料得到广泛应用，例如渗碳合金钢，凭借其优异的抗压性，良好的锻造性，耐磨以及简易的切削性能而在汽车材料领域得到广泛应用。因此，本次设计我们采用20CrMnTi钢材，利用渗碳，淬火，回火的热处理方式，在满足基本条件的同时，可将材料表面的硬度达到5864HRC，而由于本次设计的齿轮端面模数小于8，故心部硬度应该达到3245HRC。对于渗碳层的厚度，我们作出如下规定：本次设计的端面模数为5，故渗碳层厚度为0.91.3mm，这里取1.2mm。刚刚制造，并投入运营的齿轮在运动早期会出现较早的损坏，比如磨损，校核，擦伤，咬死等等形式，那么为了避免或者减轻损坏，也为了提高其使用寿命和材料的利用率，我们可对这些刚刚只砸出来的齿轮进行处理，常见的有磷化处理，或者镀膜处理，即镀上一层铜或锌等金属膜，接下来可以在进行喷丸，经过这样一系列的处理后，新新齿轮的使用期限就会得到很大的提升。3.7 主减速的润滑主减速器在运转时，齿轮，轴承等运动部件因为会相互接触地运动，那么摩擦就会在所难免，有摩擦的地方就会磨损，进而影响其使用寿命和强度，故润滑这些表面就显得十分有意义。在仔细观察主减速器内部结构时，我们发现，通常的齿轮润滑多采用飞溅润滑，而飞溅起来的润滑油多会集中到靠近主动齿轮和从动齿轮相啮合的壳壁上面，造成浪费，而且久而久之，主减速器内部的底端会由于多余的润滑油而显得脏乱。为此，我们在该内壁处设计一个槽，用来收集飞溅到内壁出的多余润滑油，并利用近油孔，将这些润滑油引导至前轴承圆锥滚子处，利用其泵油的特点，将油泵至轴承的大端处，经过回油孔留置壳底的油盆里面，使。4 差速器的设计4.1 差速器的功用及结构形式差速器可以通过速度差分来让两侧驱动轮在滚动的时候速度不同，从而让汽车在行驶过程中，由于转弯或者路面不平时，两侧车轮能够进行纯滚动，从而满足汽车行驶的运动学要求。差速器分为普通差速器和防滑差速器两种，目前汽车主要采用对称式锥齿轮差速器，普通差速器由行星齿轮，行星架，半轴齿轮等组成。齿轮式差速器的动力传递路线为：发动机发出的动力经变速器，传动轴进入主减速器，直接驱动差速器壳。差速器壳再将动力传递到行星齿轮，再带动半轴齿轮，最后经过半轴输出动力。我们在设计差速器时，要满足左右驱动轮的转速之和等于两倍行星架的转速。由于本次设计采用的是基于发动机横置的5档变速器，故本次设计采用对称式圆锥行星齿轮差速器，其工作原理如图4.1,图4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器图中：由运动学分析可得：，显然，当其中一侧的半轴角速度为0时，另一侧的半轴将以主减速器从动齿轮角速度的两倍旋转；而当主减速器从动齿轮角速度不转时，左右半轴的角速度将会等速，反向旋转，由力矩平衡可知： （4-1）由平衡方程式可以看出，差速器分配给转速高的的车轮转矩小，转速低的车轮转矩大，而且两者转矩只差为差速器的内摩擦的转矩，转矩之和为。 4.2 差速器齿轮的主要参数选择1.行星齿轮数目n本次所设计的是普通经济性轿车，尺寸较小，动力传输要求较低，故选取应用最广泛的形式，此处，齿轮数目为2个。 2.行星齿轮球面半径Rb该参数和锥齿轮的一项基本参数节锥距，有着很大的关系，而且该半径选取恰当可以有很大的承载能力，这对于恶劣情况有着很大的适应能力。利用下式可以计算：其中，Kb为行星齿轮球面半径系数，这里取3；Td差速器计算转矩。计算得Rb=44.53mm。进而我们可以确定锥齿轮的节锥距A0，取整为44mm。3.行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择为了让轮齿的强度较高，我们会选取较大的模数，但是与此同时，尺寸会增大，因此模数也不能太大。一般，半轴齿轮齿数z2一般取1425,而且z2/z1在 1.52.0之间。 为了使差速齿轮能够顺利搭配起来，并且两个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，那么两个须能被行星齿轮整除。基于以上要求，我们取z1=11，z2L=z2R=224.行星齿轮和半轴齿轮节锥角1和2及模数m利用下式计算1和2：，齿轮大端端面模数m为： （4-2）计算得，1=26.57，2=63.43，m=3.58mm，取整为4mm。那么圆锥齿轮节圆直径d1=m*z1=44mm，d2=m*z2=88mm。5.压力角汽车一般采用22.5，为0.8的齿形，本次设计即采用本数据。6.半轴齿轮齿面宽b2（mm）利用公式；b2=（0.250.30）A0=1113.2mm，这里取b2=12mm。行星齿轮齿面宽一般比F略小，这里取11mm。7.齿全高h (mm)及齿顶高h(mm)通过查阅文献可知，齿工作高hg=1.6m=6.4mm,齿径向间隙C=0.188m+0.051=0.803mm,齿全高h=hg+C=1.788*4+0.051=7.2mm。通过查阅文献可知，齿顶高系数Ka=0.43+0.37/(Z2/Z1)2=0.52， h2=Kam=2.1mm， h1=hg- h2=4.3mm。6.行星齿轮轴直径及支撑长度L通常L=1.1,其中， （4-3）其中：有以上分析计算得，=20.76mm，L=22.83mm。利用以上参数，可以绘出半轴齿轮，行星齿轮的三维模型：图4.2 半轴齿轮图4.3 行星齿轮4.3 差速器齿轮的强度校核根据其工作原理可知，差速器的齿轮在正常直线行驶时并不会工作，只有在汽车转弯，或者一侧车轮滑转时，才会啮合并工作，并且此时承受的弯矩较大，因此，差速器齿轮的弯曲强度是否符合标准是非常重要的，在此，我们将检验其弯曲强度： （4-4）其中，当T=minTce,Tcs=3269.3Nm时，w=675.02MPaw=210MPa,强度大于其标准许用强度，但是超出的并不多，大概只有百分之三左右，在现代制造工艺越来越好的行情下，我们可通过优化制造工艺等方式来使得强度符合标准，而且这里选用的数据时极限情况，故本次设计基本合理。175 驱动半轴的设计5.1 半轴的功用及选择该部分的半轴是一根端部带有花键的金属轴，它主要用来传递转矩给驱动轮。是一种动力传输的零部件，一旦选取失误，将会导致整车的动力性直接切断，对于正在运动中的汽车是非常危险的，故我们在选取半轴的形式时应该非常严谨。根据其支撑在差速器内部的方式，我们把它分为三类，即半浮式、3/4浮式和全浮式。其中，全浮式应用广泛，经受了长久的检验，而且由于本次设计的是普通经济型适用轿车，故采用全浮式半轴，安全可靠。5.2 半轴的设计计算在设计半轴时，其直径确定了，半轴的主要尺寸就定了。在设计时，首先考虑在标准的工作条件下和合理的工作载荷情况下其会承受的扭矩，然后根据其所要承受的转矩范围及其所能承受的极限利用经验公式来计算其直径大小，然后对其进行强度校核，如若强度不合要求，在回过头来调整，最后再根据标准和实际设计出来的尺寸大小，来决定它的花键形式及尺寸。5.2.1半轴直径初选及计算转矩全浮式半 轴的直径可用下式计算得：d=（2.052.18）=30.432.36mm。取整得d=32mm。有上述描述，我们利用力学知识可以得知，全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可以按照主减速器从动锥齿轮计算转矩进一步得到，即T=minTce,Tcs,其中为差速器转矩分配系数，这里取0.6，故T=0.6*3269.3=1961.58Nm。5.2.2 半轴强度计算全浮式半轴在进行设计计算时，需要对其扭转切应力和扭转角进行校核，其半轴扭转切应力为： （5-1）计算得：=304.88MPa490MPa（半轴的扭转切应力宜在490288MPa之间），故本次设计符合条件。半轴扭转角为： （5-2）其中，l为半轴长度，参考文献，这里取750mm； ，IP=102943.71mm4。计算=1.02/m8/m,符合要求。求得=356.05MPa，小于600MPa，符合要求。 5.2.3半轴花键计算在查阅了有关花键的机械标准手册以后，并和探讨后发现，现在的驱动桥的半轴和半轴齿轮广泛采用的花键为渐开式链接，这种花键最应该验算校核的便是其挤压应力和键齿切应力。许用挤压应力和切应力分别为200MPa，79MPa。对于半轴花键的尺寸，查阅文献可知，半轴花键外径为D=35mm，相配的花键内孔内径，花键齿数内径，花键工作长度，花键宽b=3mm。那么花键的剪切应力s： （5-3）计算求得，s=78.13MPa79MPa,挤压应力： （5-4）求得，c=158.41MPa200MPa,均符合要求。故本次设计合理。利用以上参数，会出半轴的三维模型如下：图5.1 半轴196 桥壳及桥壳附件设计6.1 驱动桥壳的功用及其结构形式选择作为驱动桥的整体包裹外壳，桥壳能够承受外界对内部零件的压力载荷，以及承载内部零件的重量和运动产生的冲击，同时还可以阻挡汽车在运动时，地面飞溅的泥水，使齿轮能够在相对干净的环境下工作。目前市面上主要有三种形式的桥壳在投入运用，即可分式，整体式，和组合式。在这三种形式中，在考虑到应用广泛度，拆装方便度，加工精度性要求，制造工艺简洁度等方面，整体式远远优于另两种桥壳，故采用整体式驱动桥壳来作为本次设计的结构形式。6.2 驱动桥壳强度计算在实际运动过程中，驱动桥壳的受力情况很复杂，为了简化成典型的受力情况图，我们把它分为三种情况：当车轮承受的垂直方向的力最大时，车轮承受的切应力达到最大以及车轮承受的侧向力达到最大时。这三种情况代表了桥壳在三维立体空间内，各个方向的力和载荷在达到极限时的情况，只要这三种情况的强度得到保证，那么我们可以认为该桥壳是可靠的。在对上述三种情况进行分析时，为了分析简便，先分析计算一种最简单，也最有代表性的情况，来作为上述三种情况的基础。当汽车处于满载情况时，它没有运动，完全静止在水平路面上，不考虑除重力以外的外界情况，这也是桥壳最简单的受力情况，即桥壳的计算。6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算由经典理论力学分析可知，静止时，桥壳相当于一根梁横置在两个轮毂轴承上面，模型化后如下图所示：图 6.1 桥壳受力简图图中的两个钢板弹簧座之间的弯矩M表示（单位：Nm）为： （6-1）其中，在此G2=10069.5N；gw，由于其远小于G2/2，故可忽略不计；B为驱动车轮轮距，这里B=1670mm；。计算得M=1686.64Nm。而wj为： （6-2）其中，,扭转截面系数。计算得wj=49.09MPa。6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算在汽车行驶时，路面情况不可避免地会出现坑坑洼洼，由此便会产生冲击载荷作用在桥壳上面，再将本身重力算上，两者相互叠加后，桥壳所产生的弯曲应力wd=kdwj,其中.故wd=49.09MPa。6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算这种情况属于汽车行驶的极限情况，当前牵引力达到极限时，作用在左右驱动车轮的转矩所引起的地面对于左右驱动车轮的最大切向反作用力F为： (6-3)参数同上，计算得F=9823.64N。此时驱动桥壳间的垂矩Mv为： (6-4)M2表示加速行驶时，汽车的质量转移系数，因为本次设计轿车，故取值1。算得Mv=1855.21Nm。地面对驱动轮施加的切向力由于驱动车轮面对其作用的最用力F使得驱动桥壳在水平方向矩Mh，而且本次设计的差速器左右驱动轮的驱动转矩，故Mh为： (6-5)计算得，Mh=4911.82Nm。另外驱动桥壳还承受因驱动反作用力矩，这时在两个之间桥壳承受的转矩T为： (6-6)故T=1672.06Nm。因为桥壳在钢板弹簧座附近的危险截面是圆管断面，由于其是圆形，故根据力学几何可以得知，其M为： (6-7)计算得，M=5510.31Nm。故其合成应力为：=M/W=160.36MPa。桥壳的许用弯曲应力在300500MPa之间，故设计符合要求。6.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算在汽车紧急制动时，排除汽车性能不佳的情况，汽车不受侧向力的作用，其受力简图如下所示：图 6.2 汽车受力简图有力学分析可知，在汽车驱动轮处，作用有垂直方向的支持力，平行于汽车行驶方向的切向力，也就是平常所说的制动力。因此，紧急制动时，桥壳在两钢簧座之间的垂矩Mv和水矩Mh： (6-8)参数同上，计算得Mv=1349.29Nm，Mh=1079.43Nm。由于桥壳在两钢板弹簧座外侧部分同时受到制动力，该力也会产生转矩，计算可得： (6-9)得T=1361.37Nm。故合成弯矩=2199.79Nm。弯曲应力=M/W=64.01MPa。扭转应力=T/Wt=19.81MPa，由于桥壳的, 为150MPa，故设计合理。6.3 驱动桥壳的材料选择汽车驱动桥壳主要是用来保护半轴，主减速器，差速器等零部件不受损换，并且能够承载车轮传来的路面反作用力矩。因此，其材料应有着较高的强度，塑性和良好的冲击韧度，能够承受较高的冲击，震动以及扭转载荷。通过互联网的信息，我们了解到可锻造铸铁凭借其优良的强度和刚度，低廉的成本而受到各大汽车制造厂的欢迎。故本次设计采用KT350-10可锻造铸铁。227 小结本次设计在当前轿车驱动桥发展的总体趋势下，利用所选轿车
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