汽车驱动桥试验台的设计

摘 要汽车零部件性能试验在汽车试验方面占有重要的地位，汽车上的变速器、传动轴、驱动桥等重要部件具有结构复杂、使用条件复杂、可靠性要求高等特点，因此从产品开发到生产装车都需要对其进行大量的试验，而且这些试验的项目和规范都已形成国家标准并要求强制执行，以确定其各种性能参数是否满足设计的要求，为汽车的生产、销售、维修和使用者提供可靠的保障。本课题即是开发一款适合于汽车驱动桥性能试验的装置，设计原理采用闭式功率流的原理，以达到节能、操控方便、适用性强的目的。文中分析了驱动桥性能闭式试验台的布置结构和工作原理，在确定了设计方案的基础上完成了试验台传动机构的设计，并对设计的结构进行了布置合理性分析和力学刚度、强度的校核，使得此试验台能够完成如磨合试验和齿轮磨损试验，并根据所设计的各部分详细参数，利用软件键词：汽车驱动桥；试验台；性能试验；设计；加载机构in an in is to of a to is of a of to in of to of as to of in 摘要.课题的来源和意义.机械疲劳可靠性研究的历史回顾.驱动桥疲劳可靠性研究的方法与现状.本课题的研究内容及主要工作.设计方案论证.本章小结.驱动电机的选择.齿轮箱A.齿轮箱B.本章小结.加载小电机功率计算.加载机构设计与计算.本章小结. 题的来源和意义汽车已经成为现代社会发展不可或缺的交通工具，在人们的日常生活中扮演着重要的角色。另一方面汽车工业以其强有力的产业拉动作用，己经成为我国国民经济发展的支柱性行业。2009年，为应对国际金融危机、确保经济平稳较快增长，国家出台了一系列促进汽车、摩托车消费的政策，有效刺激了汽车消费市场，汽车产销呈高增长态势，首次成为世界汽车产销第一大国。2009年，汽车零部件试验在汽车设计和制造领域占据重要的地位，因此试验台的总类也很多，有的结构简单，适用范围广，但试验耗费较高，有的现代化程度高、适合规模大、效益高的大型试验部门使用，但造价昂贵。而一些小型科研单位以及高等院校受资金、场地、人员、环境等的影响，应采用操作方便，占地较小，试验费用较低的试验台。作为汽车上重要部件的汽车驱动桥具有结构复杂、使用条件复杂、可靠性要求高等特点，因此从产品开发到生产使用都要对其进行大量的试验，以确定其各种性能参数是否满足设计的要求，为汽车的生产、销售、维修单位以及汽车的使用者提供可靠的保障。驱动桥在其研发阶段需要完成变速器机械效率试验、润滑试验、疲劳磨损试验等。提驱动桥的传动效率不仅可提高动力性，降低车辆油耗，而且对抑制由于近年来车辆速度提高而引起的传动系统的发热具有重要的意义。为了防止烧坏，同时抑制油温上升，要对变速器内的各部件供给必要而充分的润滑油进行润滑，并进行确认试验，试验目的是评价变速器在各种工作条件下不传递转矩时的润滑效能。变速器耐久性试验分为齿轮试验、轴承试验和磨损试验，即分别考核齿轮的弯曲疲劳强度、轴承的承载能力和寿命以及齿轮轴承的点蚀、色变和压痕等。此，研究驱动桥的疲劳可靠性要以研究机械疲劳可靠性的理论、方法为基础。机械可靠性研究，主要以产品的寿命特征作为研究对象，而疲劳是机械结构和零部件的主要破坏形式，据统计有80以上的机械失效都源于疲劳破坏，这是由于大多数机械结构和零部件都工作在循环载荷下。关于动载荷引起疲劳失效的机理问题直至现在尚不能做出明确的解释，人们研究疲劳寿命仍然要通过试验完成。早在1871年德国工程师910年，OH出应力对疲劳循环数的双对数坐标图在很大的应力范围内表现为线性关系。这一理论沿用至今，仍然是寿命预测的根本理论。但于变幅应力下的寿命却不能直接应用。对此，MA出了线性疲劳累积损伤理论，建立了多级应力下的疲劳寿命模型141，从而解决了变幅载荷下的寿命预测问题。1954年，LF而，形成了适于塑性变形状态下的疲劳寿命估算的局部应变法。从另一方面，在1960年至1970年前后，M疲劳可靠性理论的研究和应用方面取得了突破，将静强度应力强度干涉模型用于疲劳可靠性设计中，将经典的应力强度干涉模型中静强度概率分布变为在指定寿命下的疲劳强度的分布，将静应力的概率分布变为疲劳应力的概率分布，逐渐完善了用应力与强度干涉关系进行疲劳可靠性设计的一套方法，并提出了著名的疲劳可靠性应力强度干涉模型，为疲劳可性研究奠定了重要的理论基础。此后，关于机械可靠性设计与疲劳问题的理论与应用方面的研究更是吸引了众多研究人员，研究主要集中在干涉模型的推广和可靠度的计算方法方面。我国在80年代开始注重机械可靠性研究，90年代后得到了空前的进展，由于对机械破坏失效机理认识的逐步深化，对机械概率故障资料的逐步积累，以及概率统计在零部件的应力与强度分析方面的应用，为可靠性研究提供了理论基础和实践经验，吕海波等对结构、零部件疲劳可靠性进行了具体的研究，分析了结构在稳定和非稳定应力下的可靠性模型、可靠度的计算方法。黄洪钟等将模糊数学应用到可靠性分析，黄雨华等研究了随机载荷下疲劳可靠性的研究方法，吴立言等把概率有限元与虚拟测试技术引入齿轮可靠度计，使可靠性理论的应用在强度分析、疲劳研究等方面有了新进展。车驱动桥检测技术的发展与现状随着我国经济的高速发展和高速公路的迅速建设，我国重型汽车的生产在经历了几十年的发展后已经颇具规模，目前的生产厂家有二十多家，年生产能力达到50万辆以上。国内市场上的国产主流重卡产品，技术上大多比较落后。统计数据显示，一汽、二汽的主销产品仍然属于810平台本身也并不完全符合重卡产品的构造特点。重型汽车产业与其它产业不同，尤其是高端产品，不仅是国民经济的支柱产业之一，也是重要的战略战备资源。重型汽车工业的发展，产品技术的提升同军队装备现代化建设发展是密不可分的。从长远发展来看，其对我国的国防建设、军事装备的现代化持续发展有极为重要的意义。早在多年前中国重卡市场最为火爆之际，就有业内专家清醒地指出：“中国现在缺少的不是卡车，中国缺少的是高技术含量、高品质的高端重卡”。所以，提高我国在重型卡车制造行业的研发检测能力、制造加工水平和维修服务规模，加快民族自主品牌在高端重卡市场的崛起具有重要的使命和意义。重型车辆驱动桥性能和寿命试验是重型车辆传动系台架试验的重要项目，是载货汽车底盘试验除发动机、变速器之外的主要试验设备之一，在载货汽车的试验设备中具有重要的地位。综上所述，正因为重型车辆驱动桥总成齿轮疲劳测试系统的研发有着重要的研究价值和实用意义，国外重型汽车制造商对其可靠性进行了较为详细的寿命试验研究。如美国国的国地利的着传感器技术、电子技术和计算机技术的不断发展，在国外汽车零部件检测技术近年来得到了迅速的发展。国外汽车驱动桥生产厂家除在产品开发、产品设计、效果验证阶段使用试验设备以外，在生产制造环节中，即生产线上、装配线上、无人车间内，也大量使用测试性能先进的在线检测仪器。检测装备、检测仪器、遍及零部件加工整个过程，零部件的加工基本上是自动制造、自动检测、自动判断，以实现全过程质量控制。这样不仅能准确地判断产品是否合格，更重要的是可以通过检测数据的分析处理，正确判断质量失控的状态即产生的原因。产品质量控制得较好。因此，装配、调整差异小。由于该试验要求能够近似模拟真车实际情况，且测量的参数和要求的功能较多，故必须搭建专用的试验台架进行性能和寿命测试试验。以下是国外汽车零部件试验台架检测技术的发展特点：（1）向标准化方向发展；（2）普遍采用了高新技术；（3）检测方法由传统方法转向仪表化、微机化的方法；（4）检测诊断设备具有快速、准确、方便的特点；（5）开发具有功能繁多、检测种类齐全的设备。我国汽车检测技术起步较晚，而且在国内汽车驱动桥生产厂家中，只有少部分能够进行驱动桥的性能和寿命测试，且具有测试结构简单，自动化程度低、测试手段落后、测试项目单一等缺点，甚至有些企业还是停留在人们常讲的“望”（眼看）、“闻”（耳听）、“切”（手摸）的传统方式来判断质量是否合格。与发达国家相比我们的汽车检测维修技术还存在着许多急需解决的问题。主要表现为：（1）产品可靠性低；（2）自动化程度低、性能落后；（3）品种不全，更新慢；（4）技术含量低；（5）检测设备的加工能力有待提高。但是，随着我国汽车工业的发展，零部件制造业也会得到迅速的发展，同样汽车部件特别是重型车辆部件检测技术也会有较大提高，各种检测设备也会遍布设计生产制造的各个环节，来保证产品出厂的质量要求，真正和国外的重型车辆制造商们进行竞争。可喜的是，国家下属的汽车质量监督检测中心和一些国有大型汽车制造企业的研发单位这些年在汽车检测行业都做了大量的工作，取得了显著的成绩。驱动桥总成齿轮疲劳试验台一般分为闭式和开式两种。所谓开式和闭式是指功率流而言。功率流封闭的试验台简称为闭式试验台，功率流不封闭的试验台简称为开式试验台。闭式试验台以节约能源为其明显特点，用于做试验周期较长的疲劳试验，常见的闭式试验台有：机械加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台、液压加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台、电能封闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台等。开式试验台便于实现自动控制，测试范围也较宽，一般多用于做性能试验，如美国格里森公司外有不少开式试验台，为了节约能源，可进行部分能源回收，在欧美和日本使用的情况较多。课题的研究内容及主要工作利用机械闭式功率流原理，研制一套驱动桥机械效率、刚度、疲劳强度和润滑测试装置的传动机构，要求设计并研究可靠的传动系统的结构。由于封闭式功率流试验台只需在事先给系统加载的情况下，选择较小的电动机（仅提供封闭系统消耗的机械损失功率），即可完成机械效率的测定以及用时较长的疲劳寿命和润滑等的试验，具有功耗少、投资省、耗电少的特点，而且驱动桥的机械效率高、功率损失小，因此，本课题将对这种试验台的传动系统部分进行研究。在这部分里主要完成传动机构的设计（包括升速器、传动轴和加载器的设计）以及电动机及传感器的选型。言一般分为闭式和开式两种。所谓开式和闭式是指功率流而言。功率流封闭的试验台简称为闭式试验台，功率流不封闭的试验台简称为开式试验台。闭式试验台以节约能源为其明显特点，用于做试验周期较长的疲劳试验，常见的闭式试验台有：机械加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台（国内外广泛采用）、液压加载式闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台、电能封闭式驱动桥总成齿轮疲劳试验台等。开式试验台便于实现自动控制，测试范围也较宽，一般多用于做性能试验，如美国格里森公司 驱动桥试验台。另外有不少开式试验台，为了节约能源，可进行部分能源回收，在欧美和日本使用的情况较多。驱动桥总成齿轮疲劳试验中，一般采用的测试仪器有转矩转速传感器。此外，近年来试验中普遍配套使用的二次仪表有转矩转速仪、功率仪和效率仪等，给台架试验提供了方便条件，便于实现操作、测量的自动化。动力装置的布置位置及功率流的方向都直接影响到系统的功率损失，合理地布置动力装置、及确定功率流的流向能将系统的损失功率控制到最低。采用封闭式汽车驱动桥可靠性试验台并选用最优动力装置的布置方案能大大减小试验能耗，有效节约试验成本。由主减速器、辅助齿轮箱以及加载装置构成一个封闭系统。通过加载装置加载封闭力矩，在整个封闭系统中各齿轮之间产生啮合力，由封闭系统外的动力装置来完成整个系统的运转，并同时补充封闭系统中发热所产生的功率损失。此时，动力装置需消耗的能量仅占系统中的一小部分。闭式试验台动力装置的布置方案分析并用支撑使之反方向不能旋转，这时，封闭系统断开。之后将加载小齿轮用工具推向加载大齿轮并固定好，随后开启加载小电机，通过加载小齿轮箱的减速升扭后，将较大的扭矩如图 2示。图2闭式试验台原理图2高可控性且减少噪音、污染以及节约能源，故这里用电机代替发动机作为原动力，经连轴器带动主动齿轮箱运转。主动齿轮箱再带动加载卡盘和加载大齿轮后再经过转矩转速传感器传动轴到被试驱动桥总成样品。然后，经过两侧的齿轮箱及位于主试件上面的与主试件相同型号的陪试驱动桥总成，再经传动轴与主动齿轮箱相连，从而构成一个扭矩的封闭循环结构。试验台的封闭载荷是由加载电机带动加载齿轮箱中的齿轮副和蜗轮蜗杆副驱动可移位的加载小齿轮。加载过程为：先关闭试验台电机，并松开齿轮箱后侧卡盘和加载大齿轮之间的八个连接螺栓，然后，用专用卡具卡在卡盘外的卡槽中，通过加载小齿轮和加载大齿轮的啮合传递到齿轮箱后面的系统中，观察转矩转速仪实时显示的转矩值，到目标转矩时停止加载，此时用螺栓将卡盘和加载大齿轮相连并固定好。拆掉专用卡具，退出加载小齿轮，使之不与加载大齿轮相啮合。到此，系统内部扭矩加载完毕，开启试验台，相应的扭矩便加到了被试驱动桥总成和陪试驱动桥总成当中。功率流流向如上图 2示。章小结本章对总体设计方案进行了比较分析，以及试验台架运行原理，工作过程和加载工程进行阐述。最终确定了总体设计方案如图2动电机的选择本试验台选择以一汽客车的驱动桥的技术参数为基准。为了满足试验台应用的广泛性，选择储备系数K=项参数如下:最大功率 125300803001500档 档 轮传动精度等级及结构形式6、7 级，闭式 8级，闭式 脂润滑，开式圆拄齿轮传动 传动效率表部件名称 效率 部件名称 效率46档变速器 级减速主减速器 级减速主减速器 动轴的万向节 带传动 试 ( 动机械设计课程设计后，选用驱动电机型号为参数为：额定功率30载转速2950r/轮计算1、计算 4321 轮分配传动比 1321 i 12 i 323 i（1）选择齿轮传动精度等级、材料及齿数a）由于工作条件中高速及噪声影响取6级精度。 图3齿轮材料为20碳淬火，大齿轮材料为20碳淬火c）初选小齿轮齿数1z =30、 452330 。（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算式进行试算 3 2 （3.3）a）根据工作条件，选取载荷系数 K=算小齿轮传递的转矩 发动机输出最大转矩； 速器最大传动比（此处为一档传动比）取齿宽系数 d）由表查得材料的弹性影响系数 ，标准齿轮 e）有图按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。f）计算硬力循环次数 9 ）（92 g）有图表查得接触疲劳寿命系数 ; h）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，有式得 i）计算小齿轮分度圆直径d，代入 H 中较小值 3 2 3 26 =3.4）j）确定齿轮参数 2 去模数m=8， 1 ，B= (3)校核齿根弯曲疲劳强度a)由表查得齿形系数和应力修正系数为： ， ， 。b)由应力循环次数查图表的弯曲疲劳寿命系数 , c)由图表查得两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 ，850 。d)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=式得 （ （3.6）e)622t （3.7）f)计算轮齿齿根弯曲应力。由式得 1 （2 （此齿根弯曲强度足够。(4)齿轮几何参数计算 2 5622 111 20)(22 111 7622 322 40)(22 222 齿轮 3z 与 2z 相同，齿轮 4z 与 1z 相同。1Z 轴的设计（1）估算轴的基本直径选用45钢，正火处理，估计直径d100表得 b =600表，取C=115，由式得 3 所求为联轴器处，因该处有一键槽，应将该轴段直径增大3%，即 ，取标准值d=482）轴的结构设计（左到右）位置 轴直径/ 明联轴器 48 根据内径，选定凸缘联轴器6 562448 轴承处 60 根据轴承内径，初定深沟球轴承6012齿轮处 63 齿轮孔应稍大于轴承处直径，并为标准直径轴环处 75 363 ，取759 为便于拆卸，轴间高度不能过高，0 根据轴承内径，初定深沟球轴承6012右端轴承端盖处 56 562448 左到右）位置 轴段长度/ 明联轴器 90 84+6=907 端盖距联轴器25盖距轴承左端面424 2+49+5+18=7418 为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取118轴环处 10 轴环宽度 故取b=10右端轴承轴肩处 44 4451049 右端轴承处 18 深沟球轴承6012宽度b=187 端盖距联轴器25盖距轴承左端面420 84+6=9078 L=90+67+74+118+10+44+18+67+90=578）轴的受力分析a)求轴传递的转矩 366 10519)轴上的作用力齿轮上的切向力 051922 522 齿轮上的径向力 c)求轴的跨距 591844101186921 （4）按当量弯矩校核轴的强度a)作轴的空间受力简图（b)作水平面受力图及弯矩 （ 51 作垂直面受力图及弯矩 （ V 51 合成弯矩图（H 5252522 1004.2(e)作转矩图（= 310519f)按当量弯矩校核轴的强度 232322 10519()( （表查得，对于45钢， 00 ，其中 51 ，故由式得 3 53 （此，轴的强度足够。（a） L=259（b） 57423c） d） 51028.2（e）（f） T 轮 4z 轴强度计算2、轴承选择与校核由于已知条件与轴承配合处的轴径为55速 2300r/承处所受的径向力作温度正常，预期寿命为10000h。a)球当量动载荷 ( ，由于齿轮是直齿轴承只受径向力，故X=1，Y=0，P b)计算所需的径向力额定动载荷值 3 （球轴承） 316 416 10 10650060120871060 32852 （c)选择轴承型号查有关轴承手册，根据d=60取6012轴承，油润滑。基本额定动载荷限转速 7500r/轴与Z 轴相同。3、 2Z 轴的设计（1）估算轴的基本直径由箱体与1Z 轴的结构可以确定轴的长度：18+44+10+118+69=259所受的力为齿轮传递到轴承传到轴的径向力。由于该齿两边都有齿轮，采用极限法，所受力为2倍的单对齿轮产生的径向力。故 2 轴的受力分析 B 于45钢， 00 ，其中 51 ， 3 5 （取整 2d =602）轴的结构设计（左到右）位置 轴直径/ 明轴承处 60 根据轴承内径，初定深沟球轴承6012齿轮处 63 齿轮孔应稍大于轴承处直径，并为标准直径轴环处 75 363 ，取759 为便于拆卸，轴间高度不能过高，0 根据轴承内径，左到右）位置 轴段长度/ 明轴承处 74 2+49+5+18=7418 为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取118轴环处 10 轴环宽度 故取b=10右端轴承轴肩处 44 4451049 右端轴承处 10 深沟球轴承6012宽度b=1859 L=69+118+10+44+18=259）轴的受力分析a)求轴传递的转矩 366 10519)轴上的作用力齿轮上的切向力 051922 522 齿轮上的径向力 c)求轴的跨距 591844101186921 （4）按当量弯矩校核轴的强度a)作轴的空间受力简图（b)作水平面受力图及弯矩 （ 51 作垂直面受力图及弯矩 （ V 51 合成弯矩图（H 5252522 1004.2(e)作转矩图（= 310519f)按当量弯矩校核轴的强度 5232322 10519()( （表查得，对于45钢， 00 ，其中 51 ，故由式得 3 53 （此，轴的强度足够。4、轴承选择与校核（a）L=259mm（b） c） d） e）（f） T 轮 2z 轴强度计算由于已知条件与轴承配合处的轴径为60速 2300r/承处所受的径向力作温度正常，预期寿命为10000h。a)球当量动载荷 ( ，由于齿轮是直齿轴承只受径向力，故X=1，Y=0，P b)计算所需的径向力额定动载荷值 3/10 （球轴承） 1036 416 10 106500601 （c)选择轴承型号查有关轴承手册，根据d=60取6012深沟球轴承，油润滑。基本额定动载荷限转速 7500r/轮 2Z 轴与齿轮 3z 轴相同4、 4Z 轴设计（1）估算轴的基本直径选用45钢，正火处理，估计直径d100表得 b =600表，取C=115，由式得 所求为联轴器处，因该处有一键槽，应将该轴段直径增大3%，即 ，取标准值d=482）轴的结构设计（3）轴的受力分析a)求轴传递的转矩 366 10519)左到右）位置 轴直径/ 明联轴器 48 根据内径，选定凸缘联轴器6 562448 轴承处 60 根据轴承内径，初定深沟球轴承6012齿轮处 63 齿轮孔应稍大于轴承处直径，并为标准直径轴环处 75 363 ，取759 为便于拆卸，轴间高度不能过高，0 根据轴承内径，左到右）位置 轴段长度/ 明联轴器 90 84+6=907 端盖距联轴器25盖距