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某型货车驱动桥三维设计,货车,驱动,三维设计
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某型货车驱动桥三维设计作 者 姓 名：孟德浩指 导 教 师：张义民 单 位 名 称：机械工程与自动化专 业 名 称：机械工程及自动化东 北 大 学2009 年 6 月Three-dimensional design of a wagons drive shaft by Meng DehaoSupervisor: Professor Zhang YiminNortheastern UniversityJune 2009I毕业设计（论文）任务书毕业设计（论文）题目：毕业设计（论文）题目：某型货车驱动桥三维设计某型货车驱动桥三维设计设计设计(论文论文)的基本内容：的基本内容：1. 汽车总质量 5000kg，发动机最大扭矩 180NM。变速器一档传动比 5.595；分动器传动比 1.66.驱动桥上总负荷 29000N；车轮上工作半径 400mm；轮距 1400mm。按一级主传动器设计。2. 进行总体方案分析，总体参数设计，完成总体设计全部内容。3. 进行零部件设计和校核计算、标准件选择和校核等。4. 完成该驱动桥总体和零部件三维设计，进行装配和运动仿真并画出装配图。5. 撰写毕业设计说明书。6. 翻译外文文献。毕业设计（论文）专题部分：毕业设计（论文）专题部分：题目：题目：设计或论文专题的基本内容：设计或论文专题的基本内容：学生接受毕业设计（论文）题目日期学生接受毕业设计（论文）题目日期第第周周指导教师签字：指导教师签字：2009 年年 月月 日日东北大学毕业设计（论文） 摘要II某型货车驱动桥三维设计摘 要汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮；同时驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载式车身之间的力和力矩。汽车车桥的结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操作稳定性等有直接影响。本文按照给定的参数要求进行了货车驱动桥的设计。驱动桥主要由以下四部分组成：主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和桥壳。本文首先确定了主要部件的结构型式和主要设计参数，然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案并对驱动桥各个部分进行了设计计算和强度校核。由于驱动桥结构复杂，涉及的知识比较多，所以本文只是对本课题采用的结构进行了介绍。本文应用了三维设计软件 SolidWorks。SolidWorks 是一套具有基本特征的参变量式机械设计软件。借助其强大的设计功能，本课题在完成了设计计算和强度校核以后，对驱动桥各个部件进行了三维建模，并成功进行了装配和运动仿真。装配的过程中对各个部分进行了调整，补充完善了当初的设计。同时通过三维建模和运动仿真也验证了设计计算的正确性。关键词：关键词：货车驱动桥，单级主减速器，三维设计，SolidWorks 东北大学毕业设计（论文） AbstractIIIThree-dimensional design of a wagons drive shaftAbstractDrive shaft of the automobile lies in the end of the drive line and its basic function is that it can increase the torque which is transmitted from the transmission shaft or directly from the gearbox, and allocate the torque to the left and the right drive wheels. At the same time, the drive shaft also undertakes the force and torque which is from the road or between the frame and the integral body. Not only does the structure and the design parameter of the drive shaft has great influence on the reliability and durability of the automobile, but also it has direct influence on the exercise performance of the automobile such as power performance, economical efficiency, ride, flexibility, and operational stability, etc.In this paper, a wagons drive shaft is designed in accordance with the given parameters. The drive shaft is mainly made up of the following four parts: the main retarder, the differential, the gearing of the drive wheels and the housing of the drive shaft. Firstly, the paper give the structure and the main design parameters of the major components, secondly, with reference to the structure of similar drive shaft, a blue print of the collectivity design is put forward, various parts of the drive shaft are designed and the strength check is made.Due to the complexity of the structure and the knowledge it involves, this paper mainly introduce the relational structure adopted in this paper. In this paper, three-dimensional design software Solidworks is used. Solidworks is a parameter mechanical design software with basic characteristics. Upon completion of the design and strength check, the three-dimensional modeling of the various parts of the drive shaft is established with the softwares strong design capabilities, and the assembly and motion simulation is carried on. Various parts of the drive shaft have been adjusted to complement the original design. At the same time, the three-dimensional modeling and motion simulation verify the validity of the design.Key words: Wagons drive shaft, Single reduction main retarder, Three-dimensional design, SolidWorks东北大学毕业设计（论文） 目录IV目录毕业设计（论文）任务书I摘 要IIABSTRACT第一章 绪论11.1 设计背景11.2 国内外研究现状、发展动态11.3 本课题的目的和意义21.3.1 本课题的目的21.3.2 本课题的意义21.4 设计总体思路2第二章 总体方案分析42.1 驱动桥概述42.2 驱动桥结构形式及选择52.2.1 驱动桥结构形式简介5东北大学毕业设计（论文） 目录V2.2.2 本课题采用的驱动桥结构简介7第三章 主减速器的设计93.1 主减速器的结构形式93.1.1 主减速器的齿轮类型93.1.2 主减速器的减速形式93.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式93.2 主减速器的基本参数选择与设计计算113.2.1 主减速比0i的确定113.2.2 主减速器计算载荷的确定123.2.2 主减速器基本参数的选择133.3 减速器螺旋锥齿轮的强度计算163.3.1 齿轮的损坏形式及许用应力163.3.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算183.4 主减速器齿轮的材料及热处理222.2.6 主减速器轴承的计算23第四章 差速器设计294.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理294.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构304.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计314.3.1 差速器齿轮的基本参数的选东北大学毕业设计（论文） 目录VI择314.3.2 差速器齿轮的几何计算334.3.3 差速器齿轮的强度计算34第五章 半轴的设计计算365.1 全浮式半轴计算载荷的确定365.2 半轴材料的选择375.3 全浮式半轴的杆部直径的初选375.4 全浮式半轴的强度计算375.5 半轴花键的强度计算38第六章 驱动桥壳的设计406.1 桥壳的结构型式及选择406.2 桥壳的受力分析与强度计算426.2.1 桥壳的静弯曲应力计算436.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算446.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算446.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算46总结与展望49参考文献50东北大学毕业设计（论文） 目录VII结束语51英文翻译52 东北大学毕业设计（论文） 第一章 绪论- 1 -第一章 绪论1.1 设计背景新中国成立以前，我国没有汽车制造工业，自 1953 年在长春兴建第一汽车制造广(以下简称“一汽”)，1956 年制造出第一辆“解放”牌运输车，宣告了中国不能生产汽车历史的结束。中国汽车行业到现在已经获得了长足发展。现在中国汽车工业已成为世界汽车工业的重要组成部分。改革开放 20 年来，与国际上各大汽车及零部件制造商相继建立了 600 余家中外合资企业，积累了资本 200 多亿美元；引进了 1000 多项汽车技术，绝大部分都与国外处于同等水平；2002 年，汽车进出口贸易总额达 100 亿美元，占世界汽车市场的 1/20 的份额。2010 年我国汽车产量的目标是 600 万辆，占世界汽车市场的 1/10；若按 5%的增长率计算，2020 年我国的汽车产量将达到 1000 万辆，将占世界汽车市场的 1/5，中国的汽车工业将由生产大国走向强国。同时，不可否认的是，国内汽车产业的现状离产业政策的目标还有相当的距离。自 1994 年汽车工业产业政策颁布并执行以来，国内汽车产业结构有了显著变化，企业规模效益有了明显改善，产业集中度有了一定程度提高。但是，长期以来困扰中国汽车产业发展的散、乱和低水平重复建设问题，还没有从根本上得到解决。多数企业家预计，在新的汽车产业政策的鼓励下，将会有越来越多的汽车生产企业按照市场规律组成企业联盟，实现优势互补和资源共享。中国要发展自己的汽车工业，成为世界汽车制造强国，不仅要引进发达国家的产品和设备等先进技术还要加强技术引进后的消化吸收和二次开发，通过不断地学习和积累，尽快掌握汽车设计开发技术和工艺装备制造技术，以及先进的管理经验，从而形成自主的技术开发能力，实现我国汽车工业持续、稳定地自主发展。1.2 国内外研究现状、发展动态汽车驱动桥是汽车的重要总成，驱动桥设计是汽车设计的重要组成部分之一。目前国内外驱动桥设计出现了一下一些变化：1、主要部件和功能向驱动桥的中部集中有些厂家开始把主减速器, 制动器和行星减速机构等集合在桥的中部, 但其优点尚待考证。2、桥壳采用球墨铸铁, 以提高整桥外观质量 东北大学毕业设计（论文） 第一章 绪论- 2 -桥壳采用球墨铸铁, 加工成本低, 其铸造及加工后的外观质量均比现在大多采用的铸钢桥有了很大的提高。3、适应特种要求的多功能驱动桥为适应主机产品的特殊要求, 驱动桥产品供应厂家设法在桥上增加引进了一些特殊功能:自动充气功能、超载报警功能、增添转向油缸功能等, 增加了驱动桥产品的适应性。 1.3 本课题的目的和意义1.3.1 本课题的目的驱动桥设计是汽车设计的重要组成部分。通过本课题可以让我更加了解汽车的设计过程，增强对汽车驱动桥的认识，同时也可以综合运用一下四年来所学的专业知识，完成设计并且把设计的成果通过图纸和三维模型展现出来。1.3.2 本课题的意义1) 通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以锻炼查阅收集资料并进行实际设计操作的能力，掌握机械设计的方法和过程。2) 通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。3)通过对汽车驱动桥结构的研究并查阅了解多种三维制图软件，熟练掌握及操作三维设计软件 SolidWorks，利用已掌握的机械制图技能利用三维软件完成汽车驱动桥结构设计。1.4 设计总体思路本课题通过给定的参数，首先进行了总体方案分析，确定出了驱动桥的各个部分的结构型式。然后按驱动桥的四个主要部分分别进行了详细设计和校核，确定出了驱动桥各个部分的主要参数。确定出参数后，用 SolidWorks 进行了各个零部件的三维建模和装配。 三维建模完成后，又根据三维模型画出了二维装配图。同时在画二维装配图的过程中对三维模型中的不合理之处进行了修改。当一切完成之后，对驱动桥进行了运动仿真，通过动画形式更好的展示设计的产品。具体设计思路和流程如下图所示：东北大学毕业设计（论文） 第一章 绪论- 3 -总体方案分析设计计算和强度校核二维图纸运动仿真三维建模和装配修改搜集资料图 1.1 设计流程图东北大学毕业设计（论文） 第二章 总体方案分析- 4 -第二章 总体方案分析2.1 驱动桥概述汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮；并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载式车身之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。汽车的动力传递路线如下：发动机 曲轴 离合器 变速器（或分动器） 万向传动装置 主减速器 差速器 左右半轴 轮毂 驱动轮。下图表示了发动机前置后轮驱动传动系的结构。图 2.1 发动机前置后轮驱动传动系主传动器的作用是增大扭矩和改变扭矩的传递方向；差速器是使驱动车轮在转弯或不平道路上行驶时以不同的角速度旋转驱动；桥壳（指非独立悬架）把汽车的重量传到车轮并将作用在车轮上的各种力传到悬架及车架, 同时, 驱动桥壳又是主传动器、差速器和车轮传动装置的外壳；半轴的功用在于将扭矩从差速器传递到车轮。各部件作用虽然不同, 但其目的是一个保证驱动力的实现和驱动力能更好的发挥。因此驱动桥的设计, 其主要任务就在于正确地确定上述机件的结构型式并成功地组成一个整体。 对于载货汽车和越野汽车来说，由于它们常常会遇到坎坷不平的坏路面，特别是越野汽车有时还要通过无路地区，为了避免驱动桥与地面或其上的凸起物相碰撞而使东北大学毕业设计（论文） 第二章 总体方案分析- 5 -零件损坏或使汽车受阻，驱动桥，尤其是其中部安装主减速器处的轮廓尺寸不应太大，使之有足够的离地间隙，以满足汽车在通过性方面的要求。随着发动机转速及汽车行驶速度的提高，降低汽车的噪声已成为汽车设计中的一个重要课题。驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。提高齿轮及其他传动零件的加工精度、装配精度，增强齿轮的支承刚度，采用运转平稳、无噪声的双曲面齿轮作主减速器齿轮，当高通过性汽车选用牙嵌式自由轮差速器时采用消声环结构增强桥壳及主减速器壳的刚度以避免其受载变形后破坏齿轮的正确啮合，等等，都是降低驱动桥工作噪声的有效措施。随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计、制造工艺都在日益完善。驱动桥也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织的专业化目标前进。桥壳的刚度对主减速器齿轮的啮合状况及其他传动机件尤其是半轴的工作状况有很大影响。驱动桥应有足够的强度和刚度，以保证汽车在大修里程内除允许更换油封外，驱动桥的其他零件能可靠地工作。驱动桥桥壳及其他基本零件应能无更换且有效地工作到汽车报废为止。综合分析可知，设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1.选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2.外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。3.齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4.在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5.具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。6.与悬架导向机构运动协调。7.结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便2.2 驱动桥结构形式及选择2.2.1 驱动桥结构形式简介驱动桥分为非断开式和断开式两种。本文重点讨论的是采用非独立悬架的非断开东北大学毕业设计（论文） 第二章 总体方案分析- 6 -式驱动桥。这种驱动桥的示意图见图 2.2。图 2.2 非断开式驱动桥示意图非断开式驱动桥按总体布置型式又可分为以下两种：1普通非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛应用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。它们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，主减速器、差速器及半轴等传动部件均安装在其中。这时整个驱动桥均属于簧下质量，桥壳经纵置钢板弹簧与车架或车厢相联。图 2.3 普通非断开式驱动桥2带有摆动半轴的非断开式驱动桥又称 de Dion 桥，其特点是主减速器与差速器总成悬置于车架横梁或车箱底梁上，东北大学毕业设计（论文） 第二章 总体方案分析- 7 -使驱动桥的簧下质量显著减少；摆动半轴各由一对万向节和带有滚柱或钢球的伸缩花键幅组成，以适应车轮上、下跳动；而左、右轮毂则由一管式横梁联成一体，虽仍为非独立悬架驱动桥，但其结构特点使汽车的行使平顺性显著提高，车轮的接地性、汽车的行使稳定性也得到改善。但其结构复杂、造价高，还有主减速器装在车体上引起的隔音、振动问题。故这种结构只用于赛车及部分高级轿车上16。图 2.4 带有摆动半轴的非断开式驱动桥（de Dion 式驱动桥）1-主减速器及差速器总成；2-管式横梁；3-摆动式半轴；4-花键式滑动联轴节及其护套；5-支架驱动桥壳内装有润滑油, 以润滑主传动齿轮、差速器齿轮和轴承。润滑型式是飞溅润滑。当主动齿轮支撑在一对圆锥滚柱轴承上时, 由于润滑油必须从轴承滚柱小头流入大头, 因此在壳体上应有通入两轴承之间的油道。2.2.2 本课题的驱动桥结构简介 图 2.5 驱动桥整体三维造型结合本课题的已知条件，参考各结构形式的优缺点，本课题选用单级主减速器，齿轮选用螺旋锥齿轮，差速器选用对称式圆锥行星齿轮差速器，半轴选用全浮式半轴，东北大学毕业设计（论文） 第二章 总体方案分析- 8 -驱动桥壳选用整体式桥壳。这里只是给出了本课题的所采用的主要结构形式，具体的原因将在以后各章详细论述。图 2.5-图 2.7 是本课题所设计的三维模型。图 2.6 驱动桥（去掉桥壳和主减速壳）图 2.7 驱动桥差速器东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 9 -第三章 主减速器的设计3.1 主减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。3.1.1 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。螺旋锥齿轮传动如图 3.1 所示，其主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。而螺旋锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感。双齿面齿轮传动如图 3.2 所示，其特点是主、从动齿轮的轴线不相交而呈空间交叉。其空间交角也都采用 90交角。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。相对来说，双齿面齿轮有更好的强度和刚度。但是螺旋锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达 99%。另外如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角将比螺旋锥齿轮的大，而双曲面从动齿轮的螺旋角将比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力将比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力将较小。综合考虑，本课题选用螺旋锥齿轮。3.1.2 主减速器的减速形式为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。根据任务书，本课题采用单级主减速器。3.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式1主动锥齿轮的支承形式东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 10 -在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。现代汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种：1）悬臂式；2）骑马式。如下图所示。图 3.1 主动锥齿轮悬臂式支撑方式图 3.2 主动锥齿轮骑马式支撑方式当主动锥齿轮采用骑马式支撑时，它的支撑刚度可以大大增强。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。考虑到本课题所设计的为货车，转矩较大，因此主动锥齿轮选用骑马式支撑方式。装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。导向轴承都采用圆柱滚子式，并且内外圈可以分离（有时不带内圈） ，以利于拆装。东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 11 -图 3.3 骑马式主动锥齿轮2从动锥齿轮的支承形式两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端朝内相向，小端朝外相背。从动锥齿轮与差速器壳之间的联接及支承刚性往往是一个薄弱环节，改进的有效措施是在支承从动锥齿轮的凸缘上设置径向加强筋，加强筋一般不应少于 6 条，而且应一直延伸到差速器轴承座的附近。3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算3.2.1 主减速比 的确定0i主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。的选择应在汽车总体设计时和传动0i系的总传动比 一起由整车动力计算来确定。i对于货车汽车来说，可以稍微用降低最高车速的方法来得到足够的功率储备。主减速器传动比一般按（3-1）选取。 （3-1）LBFHgHapriiivnrimax0)472. 0377. 0(式中：车轮的滚动半径，m；rr最大功率时的发动机转速 r/min, 取为 5000r/min；pn汽车的最高车速，km/h, 取 85 km/h；maxav变速器最高档传动比，通常取 1；ghi东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 12 -分动器或加力器高档传动比； FHi轮边减速器的传动比，此取为 1；LBi=166. 118550004 . 0)472. 0377. 0(0i690. 6344. 5 本课题参考其它货车的参数，结合已知的数据，选 i0为 5.625。3.2.2 主减速器计算载荷的确定1按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩ceT （3-1）nKiTTToTLece/maxmN 式中：发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，TLi在此取=；TLi625. 566. 1595. 5发动机的输出的最大转矩，此取 180；maxeTmN 传动系上传动部分的传动效率，在此取 0.9；T该汽车的驱动桥数目；n由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，oK矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取=1.0，当性能oK系数0 时可取=2.0；pfoKmax195. 0161001eTapTGGf当时，取 fp=016195. 0maxeTaTGG汽车满载总质量；= 49000N。aGaG8 . 95000由以上各参数可求Tce=4231.71Tce29 . 00 . 1243.52180mN 2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT （3-3）LBLBrirGTcs/2mN 式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此后桥承载 29000N2G的负荷； 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=0.85；东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 13 -对于越野汽车取 1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取 1.25； 车轮的滚动半径，=0.4m；rrrr ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效LBLBi率和传动比，=0.99, 由于没有轮边减速器取 1.0；LBLBi所以=9959.60LBLBrcsirGT/20 . 199. 04 . 085. 029000mN 3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cfT对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： （3-4）mN )(PHRLBLBrTacffffnirGGT式中：汽车满载时的总重量，N；aG所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；TG道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取 0.020；Rf汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 0.050.09 在Hf此取 0.09；汽车的性能系数，在此取 0；pf，n见式（3-1） ， （3-3）下的说明。LBLBi所以 )(PHRLBLBrTacffffnirGGT =1088.89009. 0020. 0299. 014 . 049000mN 式（3-1）式（3-4）参考汽车车桥设计1式（3-10）式（3-12） 。3.2.2 主减速器基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度1z2z圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角2Dtm1b2b等。1. 主、从动锥齿轮齿数和1z2z东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 14 -选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了磨合均匀，和之间应避免有公约数。1z2z2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于 40。3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于 6。1z4）主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。0i1z5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。1z2z根据以上要求参考汽车车桥设计1中表 3-12 表 3-13 取=8 1z,=45.+=5340,满足条件。2z1z2z2. 从动锥齿轮大端端面模数 m对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨2d2d置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。本课题以挡传递时，节圆直径应大于或等于以下两式算得数值中的较小maxeT2d值。即 cm01max2346.0iiTdge cm rrGd2285. 0346. 0式中：发动机最大转矩，；maxeTmN 变速器挡传动比；1gi主减速器；0i汽车在驱动桥处的称重，N；在此取 29000N;2G轮胎的滚动半径，m；rr经计算取=270mm。2d则=/=270/45=6tm2d2zmm根据=来校核=6 选取的是否合适，其中=（0.30.4）m3cmTKsmmK此处，=（0.30.4）=（4.836.44） ，满足条件。m371.4231因此，=270mm，=6.2dm（3-5）东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 15 -3. 主，从动锥齿轮齿面宽和1b2b对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的 0.3 倍，即，而且2b2A223 . 0Ab 应满足，对于汽车主减速器螺旋锥齿轮推荐采用：2bmb102 =0.155 270=41.85 取为 4222155. 0Db mmmm一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大 10%较为合适，在此取=45。1bmm齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽大于上述规定，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。因为齿面宽的加大只能从延长小端着手，轮齿延长的结果使小端齿沟变窄，结果使切削刀头的顶面宽或刀盘刀顶距过窄及刀尖的四角过小，这样不但减小了齿根圆角半径从而加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命1。4. 中点螺旋角及齿轮螺旋方向螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于 1.25，在 1.52.0 时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器螺旋锥齿轮的平均螺旋角范围为 3540。载货汽车通常取 35。 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动；从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。5. 法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于主减速器螺旋锥齿轮来说，载货汽车通常选用 20的压力角。东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 16 -3.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算由于本课题螺旋锥齿轮是借助 GearTrax2007 软件生成的，其要求输入的参数为模数、螺旋角、螺旋方向、齿数、齿面宽和齿侧间隙。其余参数自动计算得到。所以可直接得到螺旋锥齿轮的几何尺寸参数。数值如下表：表 3-1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸序号项目计算结果1主动齿轮齿数=81z2从动齿轮齿数=452z3端面模数=6mmm4齿面宽=45 =421b2b5法向压力角=206轴交角=907节圆直径108 =4801d2d8外圆直径=62.5047mm 270.9920mm01d02d9齿顶高=7.3660mm =2.8340mm1h2h10齿根高=3.9620mm =8.4940mm1h 2h 11径向变位系数=0.8mm =-0.8mm1212齿全高=11.3280mm =11.3280mm1h2h13周节t=18.8496mm14节锥角=10.0806 =79.91941215面锥角=13.6245 =81.5745010216根锥角=8.4255 =76.37461R2R17齿厚=8.7831mm =9.7345mm1s2s18齿侧间隙0.1660mm19螺旋角=353.3 减速器螺旋锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 17 -3.3.1 齿轮的损坏形式及许用应力齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：1轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 1）疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。 2）过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。 为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。2齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的 70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。1）点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 18 -办法。2）齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。3齿面胶合在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。4齿面磨损这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为 20 万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9N/mm2.表 3-2 给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。 表 3-2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 N/mm2 计算载荷 主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力按式（3-1） 、式（3-3）计算出的最大计算转矩，中的较小者ceTcsT7002800980按式（3-4）计算出的平均计算转矩cfT210.91750210.9实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩和最大附着转矩并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，ceTcsT东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 19 -不能作为疲劳损坏的依据。3.3.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算1单位齿长上的圆周力在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的 20%25%。下述两种方法计算用的单位齿长上的许用圆周力p都为 1865.mmN在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 (3-6)2bPp mmN式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩 两maxeTrrG2种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取 42mm。 2b按发动机最大转矩计算时： （3-7）213max210bdiTpgemmN式中：发动机输出的最大转矩；maxeT 变速器的传动比；gi 主动齿轮节圆直径。1d按上式 p0 .8294224810266. 1595. 51803pmmN 按最大附着力矩计算时： （3-8）2232210bdrGprmmN式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑2G汽车最大加速时的负荷增加量，N； 轮胎与地面的附着系数，在此取 0.85： 轮胎的滚动半径，m；rr东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 20 -按上式=1739 p422270104 . 085. 0290003pmmN2轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 （3-9） JbzmKKKKTvmsj2031022mmN式中：该齿轮的计算转矩，Nm；jT超载系数；0K尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，sK当mm 时，在此0.697；6 . 144 .25mKs44 .256sK载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.1，mKmK当一个齿轮用骑马式支承时取 1.101.25。支承刚度大时取小值；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精vK度高时，可取 1.0；计算齿轮的齿面宽，mm；b计算齿轮的齿数；z端面模数，mm；m计算弯曲应力的综合系数（或几何系数） ，它综合考虑了齿形系数，载荷J作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按下图选取。从动齿轮0.181。J东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 21 -图 3.4 弯曲计算用综合系数 J 按、较小者计算时：jTceTcsT= 479.0 N/ 210.9 181. 06454211697. 0171.42311022322mm2mmN按平均计算转矩计算时：jTcfT= 123.25 N/8 时为 2945HRC。由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度 0.0050.0100.020mm 的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。2.2.6 主减速器轴承的计算1锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 24 -转矩 Td进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算： (3-11)313333332223111max1001001001001001TRgRiRTgiTgiTgiedfiffiffiffifTT式中：发动机最大转矩，Nm；maxeT，变速器在各挡的使用率，可参考表 2-3 选取；1 if2ifiRf，变速器各挡的传动比；1gi2gigRi，变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表 3-3 选取；1Tf2TfTRf变速器五档传动比依次取：=5.595，=3.299，=1.873，=1.175，=0.901.经计算得=150.4Nm。1gi2gi3gi4gi5gidT对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径222sinbddm2121zzddmm经计算=40.65mm =228.65mm。md1md21）齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为 N (3-12) FmdT2式中：作用在该齿轮上的转矩； T该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径.md按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 =7.40KNF65.404 .1502表 3-3 及的参考值 ifTf东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 25 -2）锥齿轮的轴向力和径向力图 3.6 主动锥齿轮齿面的受力图如图 3.6，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 为作用在T节锥面上的齿面宽中点 A 处的法向力，在 A 点处的螺旋方向的法平面内，F 分解成两T个相互垂直的力 F和，F垂直于 OA 且位于OOA 所在的平面，位于以 OANfFNfF为切线的节锥切平面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力 F 和沿节圆母线fF方向的力。F 与之间的夹角为螺旋角，F 与之间的夹角为法向压力角，FsfFTfF这样就有： （3-13）coscosTFF （3-14）cos/tansinFFFTN （3-15）tansincosFFFTS东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 26 -于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 A 和径向力 R 分别为 （3-16）cossinsintancoscossinFFFASN （3-17）sinsincostancossincosFFFRSN有式（3-16）可计算5677.0N0806.10cos35sin0806.10sin20tan35cos1040. 73azF有式（3-17）可计算=2330.4NRzF0806.10sin35sin0806.10cos20tan35cos1040. 732.主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。对于采用骑马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图 3.7 所示轴承 A，B 的径向载荷分别为= （3-18）AR225 . 01mdARbbFa （3-19）225 . 01mBdAcRcFaR根据上式已知 A=5677.0N，R =2330.4N，a=85mm，b=45mm，c=40mm轴承 A 的径向力=AR2265.400 .56775 . 0454 .2330457400851 =3919.6N 其轴向力为 0。 轴承 B 的径向力=BR2265.400 .56775 . 0454 .2300457400851 =4697.1N东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 27 -（a）(b)图 3.7 主减速器轴承的布置尺寸1）对于轴承 A，只承受径向载荷所以采用圆柱滚子轴承 N204E，此轴承的额定动载荷 Cr 为 25.8KN，所承受的当量动载荷 Q=XR =13919.6=3919.6N。轴承寿命公A式如下： r (3-20)610QfCrfLpt式中:为温度系数，在此取 1.0；tf为载荷系数，在此取 1.2。pf=2.9110 rL63103106 .39192 . 1108 .2518此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为2n东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 28 - r/min (3-21)ramrvn66. 22式中：轮胎的滚动半径，m；rr 汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取 3035 amvkm/h，在此取 32.5 km/h。由上式可得=216.13 r/min2n4 . 05 .3266. 2而主动锥齿轮的计算转速=216.135.625=1215.73 r/min1n所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (3-22) nLLh60式中: 轴承的计算转速，r/min。n由上式可得轴承 A 的使用寿命：=3989.4 h73.1215601091. 28hL若大修里程 S 定为 100000 公里，可计算出预期寿命即 = h (3-23)hLamvS所以=3076.9 hhL5 .32100000和比较，故轴承符合使用要求。hLhLhL2）对于轴承 B，在此并不是一个轴承，而是一对轴承，对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数 X 和轴向动载荷系数 Y 值按双列轴承选用，e 值与单列轴承相同。在此选用 30206 型轴承。e=，Y=37. 08 .13tan5 . 1tan5 . 1。7 . 2cot67. 0 在此径向力 R=2330.4N 轴向力 A=5677.0N，所以=2.44e 由机械设计手册查得RAX=0.67，Y=。7 . 2cot67. 0当量动载荷 Q= （3-24YAXRfBd）式中：冲击载荷系数在此取 1.2df东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 29 -由上式可得 Q=1.2（0.67+1.820202）=61618.5N由于采用的是成对轴承，所以=1.71CrrC轴承的使用寿命由式（3-20）和式（3-22）可得=3537.0h3076.9 h=hLQCrn16601031069 .2216971. 14220073.12156010hL所以轴承符合使用要求。从动齿轮的轴承 C，D 的径向力计算公式见式（3-18）和式（3-19）已知F=7400N， A =2330.4N，R =5677.0N，a=240mm，b=120mm，c=120mm。所以，轴承 C 的径向力：=4083.79NcR2265.2284 .23305 . 01200 .567712074002401轴承 D 的径向力：=5411.23NDR2265.2284 .23305 . 01200 .567712074002401派生轴向力：S=N33.18925 . 120 .56772YR所以轴承 C 的轴向力为=A+S=4222.73N，轴承 D 的轴向力为=S=1892.33N。CADA轴承 C，D 均采用圆锥滚子轴承 30212，其额定动载荷 Cr 为 97.8KN。3）对于轴承 C，轴向力 AC=4222.73N，径向力 R=4083.79N，并且=1.03e，在RA此 e=。所以62. 04 .22tan5 . 1tan5 . 1Q=1.2(14083.791.54222.73)=12501.46NCdYAXRf=73292.20hhLQCrn266010310646.125019780013.2166010hL所以轴承 C 满足使用要求。4）对于轴承 D，轴向力=1892.33N，径向力=5411.23N，并且CADR=0.35e=0.62。RAQ=1.2(15411.23+0)=6493.48NYAXRfd东北大学毕业设计（论文） 第三章 主减速器的设计- 30 -=650577.33h hLQCrn266010310648.64939780013.2166010hL所以轴承 D 满足使用要求。东北大学毕业设计（论文） 第四章 差速器的设计- 31 -第四章 差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图 4.1 差速器差速原理 如图 4.1 所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳 3 与行星齿轮轴 5 连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮 6 固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为和。A、B 两点012分别为行星齿轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的啮合点。行星齿轮的中心点为 C，A、B、C 三点到差速器旋转轴线的距离均为 。r 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径 上r的 A、B、C 三点的圆周速度都相等（图 4.1） ，其值为。于是=，即差速0r120器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳 3 的角速度。东北大学毕业设计（论文） 第四章 差速器的设计- 32 -当行星齿轮 4 除公转外，还绕本身的轴 5 以角速度自转时（图） ，啮合点 A 的4圆周速度为=+，啮合点 B 的圆周速度为=-。于是1r0r4r2r0r4r+=（+）+(-)1r2r0r4r0r4r即 + =2 （4-1）120若角速度以每分钟转数表示，则n （4-2）0212nnn式（4-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（4-2）还可以得知：1）当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；2）当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时） ，若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图 4-2 所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图 4.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；东北大学毕业设计（论文） 第四章 差速器的设计- 33 -7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳图 4.3 行星齿轮轴图 4.4 差速器的行星齿轮和半轴齿轮4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1行星齿轮数目的选择载货汽车采用 4 个行星齿轮。2行星齿轮球面半径 RB的确定及节锥距 A0的预选圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，它BR东北大学毕业设计（论文） 第四章 差速器的设计- 34 -就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。球面半径可按如下的经验公式确定：BR mm (4-3) 3TKRBB式中：行星齿轮球面半径系数，可取 2.522.99，对于有 4 个行星齿轮的载货BK汽车取小值； T计算转矩，取和的较小值，Nm。ceTcsT根据上式=mm ，取=48。BR371.423199. 252. 236.4876.40BR球面半径确定后，按下式预选其节锥距： mm （4-4）BRA99. 098. 00代入后取 A0=47mm。3行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于 10。半轴齿轮的齿数采用 1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比/在 1.52.0 的范围内。1z2z差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数Lz2，Rz2之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： （4-5）InzzRL22式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，Lz2Rz2=。Lz2Rz2行星齿轮数目；n任意整数。I在此=14，=22 满足以上要求。1z2z4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角，12=32.47 ；=90-=57.53211arctanzz2214arctan22东北大学毕业设计（论文） 第四章 差速器的设计- 35 - 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 mm=3.6mm110sin2zA220sin2zA47.32sin14472由于强度的要求在此取 m=4mm得=56mm；=422=88mm14411 mzd22mzd 5行星齿轮安装孔的直径，深度 L 及压力角 行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： 1 . 1L nlTLc302101 . 1 （4-6） nlTc1 . 11030式中：差速器传递的转矩，Nm；0T行星齿轮的数目；n行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， 0.5d ， d 为半轴齿轮齿ll22面宽中点处的直径，而 d 0.8；22d 支承面的许用挤压应力，在此取 69 MPa。 c根据上式 =0.488=35.2mm；20mm =22mml2 .354691 . 11071.42313201 . 1 L在此选 20的压力角。4.3.2 差速器齿轮的几何计算由于本课题锥齿轮是借助 GearTrax2007 软件生成的，其要求输入的参数为模数、齿数、齿面宽和齿侧间隙。其余参数自动计算得到。所以可直接得到锥齿轮的几何尺寸参数。数值如下表：表 4-1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸序号项目计算结果1行星齿轮齿数=141z2半轴齿轮齿数=222z东北大学毕业设计（论文） 第四章 差速器的设计- 36 -3模数=4mmm4齿面宽=14 =141b2b5压力角=206轴交角=907节圆直径56 =881d2d8外圆直径=64.597mm 91.119mm01d02d9齿顶高=5.0949mm =2.9051mm1h2h10齿根高=3.7079mm =5.8977mm1h 2h 11径向变位系数=0.274mm =-0.274mm1212齿全高=8.8028mm =8.8028mm1h2h13周节t=12.5664mm14节锥角=32.4712 =57.52881215面锥角=38.9230 =61.5955010216根锥角=28.4045 =51.07701R2R17齿厚=6.9124mm =5.3220mm1s2s18齿侧间隙0.1660mm 4.3.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为w = MPa (4-7) wJmbzKKKTKvms2203102式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式；TnTTj6 . 0 差速器的行星齿轮数；n东北大学毕业设计（论文） 第四章 差速器的设计- 37 - 半轴齿轮齿数；2z 、见式（3-9）下的说明；0KvKsKmK 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图 4.5 可查得J=0.228。J图 4.5 弯曲计算用综合系数按、较小者计算时：jTceTcsT=711.77MPa=980MPaw228. 04881410 . 1630. 00 . 171.423110223w按平均计算转矩计算时：jTcfT=183.00MPa=210.9MPaw228. 04881410 . 1630. 00 . 189.108810223w所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求东北大学毕业设计（论文） 第五章 半轴的设计计算- 38 -第五章 半轴的设计计算驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来，半轴的形式主要取决半轴的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4 浮式和全浮式，对于载货汽车，一般采用全浮式结构。设计半轴的主要尺寸是直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：1）纵向力（驱动力或制动力）最大时，其最大值为，附着系数在计算2X2Z时取 0.8，没有侧向力作用； 2）侧向力最大时，其最大值为（发生于汽车侧滑时） ，侧滑时轮胎与地面2Y2Z1的侧向附着系数在计算时取 1.0，没有纵向力作用；1 3）垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时） ，其值为，其中为车轮对地面的垂直载荷，为动载荷系数，这时不考虑纵向力dwkgZ 2wgdk和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力，侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，2X2Y即有。22222YXZ故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。5.1 全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴只承受转矩，按最大附着力矩计算，其转矩公式如下： （5-1）rrRrLrGmrXrXT22221式中：轮胎与地面的附着系数取 0.8； 汽车加速或减速时的质量转移系数，可取 1.21.4 在此取 1.3。m东北大学毕业设计（论文） 第五章 半轴的设计计算- 39 -轮胎的滚动半径，m。rr根据上式.00Nm60324 . 08 . 02290003 . 11T若按发动机最大转矩计算，即 （5-2）20max2FLgeiiiTT式中：差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取 0.6； 发动机最大转矩，Nm；maxeT 变速器一档传动比；gi 主减速比；0i 分动器传动比。FLi根据上式=2821.14Nm266. 1625. 5595. 51806 . 02T计算转矩取两者中的较小值，所以 T=2821.14Nm。5.2 半轴材料的选择关于半轴的材料，过去大都采用含铬的中炭合金钢，如40Cr、40CrMnMn、35CrMnTi 等，后来推广我国研制出的新钢种如 40MnB 等作为半轴材料，效果很好。本课题选用 40MnB。经调质处理后可达到HB, 高频淬火415341后可达HRC。63525.3 全浮式半轴的杆部直径的初选全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行 （5-3） 31331)18. 205. 2(196. 010TTd根据上式=（37.3239.68）mm300.603218. 205. 2d根据强度要求在取 38mm。d5.4 全浮式半轴的强度计算1扭转应力 （5-4）316dT式中：半轴的计算转矩，Nm；T东北大学毕业设计（论文） 第五章 半轴的设计计算- 40 - 半轴杆部的直径，mm。d根据上式262.00MPa=(490588)MPa3381614. 314.2821所以满足强度要求。2扭转角半轴最大扭转角计算公式如下： （5-5）310180GjTl式中：T半轴转矩；l半轴长度，mm；G材料的剪切弹性模量，MPa； J半轴横截面的极惯性矩，mm。432dJ根据上式得83 . 6101801081. 03266514.2821345d所以满足要求。5.5 半轴花键的强度计算本课题选用矩形花键：规格为。846428在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为s MPa （5-5）bzLdDTpABs4103半轴花键的挤压应力为c MPa （5-pABABczLdDdDT241036）式中：半轴承受的最大转矩，Nm ；T半轴花键的外径，mm；BD相配花键孔内径，mm；Ad东北大学毕业设计（论文） 第五章 半轴的设计计算- 41 -花键齿数；z花键工作长度，mm；pL 花键齿宽，mm；b 载荷分布的不均匀系数，计算时取 0.75。根据上式可计算得=sMPaMPas05.714 .3375. 08808442461014.28213 = cMPaMPac1966 .13375. 080824246442461014.28213所以计算均满足要求。下图为半轴的三维模型。图 5.1 驱动桥半轴东北大学毕业设计（论文） 第五章 半轴的设计计算- 42 -东北大学毕业设计（论文） 第六章 驱动桥壳的设计- 43 -第六章 驱动桥壳的设计驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量，并承受有车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车身，它同时又是主减速器，差速器和半轴的装配体。驱动桥壳应满足如下设计要求：1）应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常，并不使半轴产生附加弯曲应力；2）在保证强度和刚度的情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性；3）保证足够的离地间隙；4）结构工艺性好，成本低；5）保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入；6）拆装，调整，维修方便。6.1 桥壳的结构型式及选择桥壳的结构型式如图 6.1 所示，大致分为可分式、整体式和组合式三种。可分式桥壳如图 6.1(a)所示，整个桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分，每一部分均由一个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。在装配主减速器及差速器后左右两半桥壳是通过在中央接合面处的一圈螺栓联成一个整体。其特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。但对主减速器的装配、调整及维修都很不方便，桥壳的强度和刚度也比较低。过去这种所谓两段可分式桥壳见于轻型汽车，现在已很少采用。如图 6.1(b)及(c)所示整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心梁，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好以后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。铸造整体式桥壳的主要优点在于可制成复杂而理想的形状，壁厚能够变化，可得到理想的应力分布，其强度及刚度均较好，工作可靠，故要求桥壳承载负荷较大的中、重型汽车，适于采用这种结构。其主要缺点是质量大、加工面多，制造工艺复杂，且需要相当规模的铸造设备，在铸造时质量不易控制，也容易出现废品，故仅用于载荷大的重型汽车。东北大学毕业设计（论文） 第六章 驱动桥壳的设计- 44 -（a）(b)(c)东北大学毕业设计（论文） 第六章 驱动桥壳的设计- 45 -(b)图 6.1 驱动桥壳的结构型式（a）可分式桥壳；（b）钢板冲压焊接整体式桥壳；（c）铸造整体式桥壳；（d）组合式桥壳钢板冲压焊接整体式桥壳除了具有制造工艺简单、材料利用率高、废品率很低、生产率高以及制造成本低等优点外，还有足够的强度和刚度，特别是其质量小(仅为铸造整体式桥壳的 75左右)，工作可靠。其主要缺点是桥壳不能做成复杂而理想的断面，壁厚一定，故难于调整应力分布。由于钢板冲压焊接整体式桥壳的一系列优点，近年来不仅在轿车、客车，轻、中型载货汽车上得到了广泛的应用，而且有些吨位更大的(轴荷在 14t 以下的)汽车也开始采用。组合式桥壳又称为支架式桥壳，如图 6.1(d)所示，它是将主减速器壳作为桥壳中间部分(铸件)，而在其两端压入无缝钢管，再用销钉或塞焊予以固定而成。组合式桥壳同样具有可分式桥壳所具有的轴承座支承刚度好的优点。但它还不具备整体式桥壳那样可将主减速器及差速器总成调整好后再装入桥壳的优点。而需要边安装边调控。综合以上各型式的特点，本课题选用钢板冲压焊接整体式桥壳。6.2 桥壳的受力分析与强度计算选定桥壳的结构形式以后，应对其进行受力分析，选择其端面尺寸，进行强度计算。汽车驱动桥的桥壳是汽车上的主要承载构件之一，其形状复杂，而汽车的行驶条件如道路状况、气候条件及车辆的运动状态又是千变万化的，因此要精确地计算出汽车行驶时作用于桥壳各处的应力大小是相当困难的。在通常的情况下，在设计桥壳时多采用常规设计方法，这时将桥壳看成简支梁并校核某些特定断面的最大应力值。我东北大学毕业设计（论文） 第六章 驱动桥壳的设计- 46 -国通常推荐：计算时将桥壳复杂的受力状况简化成三种典型的计算工况，即当车轮承受最大的铅垂力（当汽车满载并行驶与不平路面，受冲击载荷）时；当车轮承受最大切应力（当汽车满载并以最大牵引力行驶和紧急制动）时；以及当车轮承受最大侧向力（当汽车满载侧滑）时。只要在这三种载荷计算工况下桥壳的强度得到保证，就认为该桥壳在汽车各种行驶条件下是可靠的。在进行上述三种载荷工况下桥壳的受力分析之前，还应先分析一下汽车满载静止于水平路面时桥壳最简单的受力情况，即进行桥壳的静弯曲应力计算。6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算桥壳犹如一空心横梁，两端经轮毂轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳承受汽车的簧上载荷，而左、右轮胎的中心线，地面给轮胎的反力（双轮胎时则沿双2/2G胎中心） ，桥壳则承受此力与车轮重力之差值，即（） ，计算简图如 6.2 所示。wgwgG22 图 6.2 桥壳静弯曲应力计算简图桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为 M Nm (6-1) 222sBgGMw式中：汽车满载时静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；2G 车轮（包括轮毂、制动器等）重力，N；wg 驱动车轮轮距，m；B东北大学毕业设计（论文） 第六章 驱动桥壳的设计- 47 - 驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，m。s桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于远小于，且设计时不易wg2/2G准确预计，当无数据时可以忽略不计所以 =4495Nm2278. 04 . 129000M而静弯曲应力则为wj MPa （6-2）310vwjWM式中：见（5-1） ；M 危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数，具体见vW下：截面图如图 5.3 所示，其中 d=80mm, D=90mm。.图 6.3 钢板弹簧座附近桥壳的截面图垂向弯曲截面系数 =44657.78mm443132DdDWv4439080132903根据上式桥壳的静弯曲应力=100.65MPa31078.4465700.4495wj6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算当汽车在不平路面上高速行驶时，桥壳除承受静止状态下那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷。在这两种载荷总的作用下，桥壳所产生的弯曲应力为wd MPa （6-3）wjdwdk式中：动载荷系数，对于载货汽车取 2.5；dk 桥壳在静载荷下的弯曲应力，MPa。wj根据上式MPa63.25165.1005 . 2wd因为桥壳的许用弯曲应力为 300-500MPa，钢板冲压焊接桥壳取大值，所以满足要求。东北大学毕业设计（论文） 第六章 驱动桥壳的设计- 48 -6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算为了使计算简化，不考虑侧向力，仅按汽车作直线行驶的情况进行计算，另从安全系数方面作适当考虑。如图 5.4 所示为汽车以最大牵引力行驶的受力简图。图 6.4 汽车以最大牵引力行驶的受力简图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共为 N （6-rTgeriiTP1maxmax4）根据上式可计算得=12746.11N。4 . 09 . 0595. 5625. 5180maxP对于载货汽车的后驱动桥可在 1.11.3 范围内选取，在此取 1.2。2m此时后驱动桥桥壳在左、右钢板弹簧座之间的垂向弯矩为vM Nm (6-5)2222sBgmGMwv式中：， 见式（6-1）下的说明。2GwgBs根据上式=5394.00NmvM278. 04 . 12 . 1229000由于驱动车轮所承受的地面对其作用的最大切向反作用力，使驱动桥壳也承maxP受着水平方向的弯矩，对于装有普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，由于其左、右驱动hM车轮的驱动转矩相等，故有东北大学毕业设计（论文） 第六章 驱动桥壳的设计- 49 - Nm （6-6）22maxsBPMh所以根据上式=1975.65Nm278. 04 . 1211.12746hM桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩，这时在两钢板弹簧座间桥壳承受的转矩为T = Nm (6-7) T2maxiTe式中：发动机最大转矩，Nm；maxeT 传动系的最低传动比；i 传动系的传动效率，在此取 0.9。根据上式可计算得=2115.85Nm29 . 0625. 5266. 1595. 5180T所以在钢板弹簧座附近的危险断面处的弯曲应力和扭转应力分别为w MPa (6-8)hhvvwWMWM MPa (6-9)tWT式中：桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩和水平弯矩，见（6-5） ；hvMM , 桥壳在危险断面处的垂向弯曲截面系数，水平弯曲截面系thvWWW,数和扭转截面系数。其中，。hvWW vtWW2根据上式可以计算得=165.02MPa78.446571065.197578.446571000.539433ww =23.69MPa78.4465721085.21153由于桥壳的许用弯曲应力为 300500MPa，许用扭转应力为w150400MPa，所以该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。6.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算这时不考虑侧向力，图 6.5 为汽车在紧急制动时的受力简图。东北大学毕业设计（论文） 第六章 驱动桥壳的设计- 50 -图 6.5 汽车在紧急制动时的受力简图一般对于载货汽车后驱动桥取 0.750.95。2m图 6.6 为汽车紧急制动时后驱动桥壳的受力分析简图，此时作用在左右驱动车轮上除了有垂向反作用力外，尚有切向反力，即地面对驱动轮的制动力2/22mG，因此可求得紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩及水平方向2/22mGvM的弯矩分别为hM （6-10）222sBgmGWwv = （6-11）hM222sBmG式中：， 见式（6-1）下的说明；2GwgBs 汽车制动时的质量转移系数，计算后驱动桥时=0.85；m2mm 驱动车轮与路面的附着系数，计算时可取 0.750.80，在此取 0.8；根据上式可以计算得=3820.75NmvM278. 04 . 185. 0229000 =3056.60 Nm hM278. 04 . 18 . 085. 0229000桥壳在两钢板弹簧座的外侧部分处同时还承受制动力所引起的转矩，对于后驱T动桥： Nm （6-12）rrmGT222根据上式=3944.00Nm4 . 08 . 085. 0229000T所以可根据式（6-8） ， （6-9）计算出在钢板弹簧座附近危险断面的弯曲应力和扭转应力分别为东北大学毕业设计（论文） 第六章 驱动桥壳的设计- 51 -=154.00MPa78.446571060.305678.446571075.382033w=44.16MPa31078.44657200.3944由于桥壳的许用弯曲应力为 300500 MPa，许用扭转应力为 150400 MPa，所以该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。图 6.6 汽车紧急制动时后驱动桥的受力简图图 6.7 驱动桥壳东北大学毕业设计（论文） 总结与展望- 52 -总结与展望本课题根据传统驱动桥设计方法，并结合现代设计方法，确定了驱动桥的总体设计方案。先后进行主减速器 ，差速器，半轴以及驱动桥壳的设计计算和强度校核，进行了基本的参数设计后，结合实际中驱动桥的例子和结构，用 SolidWorks 三维建模软件进行了建模和装配。转配的完成意味着整个驱动桥的各个具体参数的确定。完成装配后有用 CAXA 进行了装配图的绘制。装配图表示了各个部分的配合关系并清楚表达了所设计的各个主要部分。本驱动桥设计结构合理，符合实际应用，具有很好的动力性和经济性，驱动桥总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，修理、保养方便，机件工艺性好，制造容易。但此设计过程仍有许多不足，在设计结构尺寸时，有些设计参数是按照以往经验值得出，这样就带来了一定的误差。恳请各位老师、同学给予批评指正。当下，金融海啸导致全球汽车市场低迷，国际跨国巨头纷纷裁员减产甚至破产，中国车市却是“风景这边独好”，在政府一系列强有力的救市措施下，中国汽车销量首次超过美国，中国有望今年成为全球最大的汽车市场。我想在市场和国家政策的推动下，中国的汽车行业将获得加速发展。设计出更符合市场需要，更高品质的汽车是我们面临的一个重要问题。中国的本土的设计能力跟国际先进水平还有一定差距，在国内汽车专利的申请还是跨国公司占绝大多数。所以中国要进一步发展汽车的行业，应该在自主设计和创新方面做出更大努力。本课题做了驱动桥的设计，驱动桥设计是汽车设计重要组成部分。由于是初次设计，难免有错误，还请老师和同学指教。同时也希望以后能进一步研究，并作出后续的仿真分析计算。东北大学毕业设计（论文） 参考文献- 53 -参考文献1. 刘惟信. 汽车车桥设计M, 北京: 清华大学出版社, 2004, 339-346.2. 常明. 汽车底盘构造M, 北京: 国防工业出版社, 2005, 77-86.3. 王望予主编. 汽车设计(第四版) M, 北京:机械工业出版社, 2004, 20-21.4. 刘惟信. 论现代汽车设计及其发展趋势J, 汽车与社会, 1996, 1（1）: 40-41.5. 长春汽车研究所. 驱动桥设计(上)J, 汽车技术, 1972(03): 45-55.6. 长春汽车研究所. 驱动桥设计(下)J, 汽车技术, 1972(04): 56-60.7. 余志生. 汽车理论M, 北京: 机械工业出版社, 1981, 105-106.8. 陈家霸主编. 汽车构造M, 北京: 人民交通出版社, 1993, 10-12.9. 王聪兴,冯茂林. 现代设计方法在驱动桥设计中的应用J, 公路与汽运，2004, (4): 6-8.10. Reimpell J, Stoll H. The Automotive Chassis: Engineering PrinciplesM，Warrendale, PA 15096, USA, SAE, 199611. 鲍晓东. 44 载货汽车的设计要点技术分析J, 北京工业职业技术学院学报, 2007, 6(4), 6-7.12. Muro T. Comparison of the traffic performance of a two-axle four wheel drive(4WD),rear wheel drive(RWD),and front wheel drive(FWD) vehicle on loose sandy sloped terrainJ， Journal of Terramechanics,1997,No.1:37-55.13. Baxter, John. 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The proposed system uses vibration signal analysing instead of the noise signal analyzing with the main retarder. It performs the wavelet transform with the collected vibration signal of the drive shaft shell and analyses it by using the tool of MATLAB. A simulated signal is taken into the system and analysed using the method aforementioned as an example. According to the analysing results, the conclusions for evaluating the quality of main retarder can be drawn more rapidly and rationally.Index Terms -main retarder; noise; vibration analysing; wavelet transform.1. INTRODUTIONAs various automobiles come into daily life, the noise caused by automobile is in majority of the citys noise. Contacting noise long, it not only affects health of those people but also causes traffic accidents indirectly. Thus, the noise is one of the significant targets in weighing the quality of automobile. Besides the engine and exhaust system, the main retarder is another primary noisemaker in automobile. To reduce the noise of main retarder is an important aspect to realize low noise automobile. The main retarder is often manufactured separately 1. It is assembled firstly as retarder assembly according to the technical demands. And then it is put into the drive shaft housing. The retarder assembly consists of three main segments: driving cone gear assembly, differential assembly and retarder housing. Fig. 1 shows the retarder assembly of a camion and its fixed into the drive shaft shell.A comprehensive test has been taken when the assembly of main retarder finishes, for 东北大学毕业设计（论文） 英文翻译- 56 -ensuring the pair of screwy bevel gears keeping relative location correctly. Its a key means to guarantee the quality of those productions and prevent the rejects entering into the next working procedure. The noise of main retarder is an important aspect in the comprehensive evaluating for it reflects the meshing conditions of the pair screwy bevel gears. Theconventional method for noise testing in the old ones is that, the operators listen to the sound from the pair of screwy bevel gears when they are meshing, and make decisions according to their own experiences. Obviously, the efficiency and accuracy are low via using this old method. There is another improved method which detects the noise signal of the main retarder directly and analyses it using noise pressure analysing method. It advances the old one in a certain extent. However, the request conditions for realising the measuring and analysing of noise are high. Even a silencer room is needed some times. As Fig.1 denoting, the test is usually taken in the workshop where the environment noise are loud. The improved method is obvious not suitable for such an industrial circumstance.Fig.1 The retarder assembly and drive shaft shellAccording to the research on the vibration and noise of the main retarder, the vibration and noise signal are in close relationship. When the frequency of vibration varies from 20 to 20000Hz, the vibration source is the noise source either. This vibration transmits in form of wave in solid and radiates noise in the meanwhile. The vibration of drive shaft housing reflects the meshing impact of the pair of screwy bevel gears ultimately. That is to say, the 东北大学毕业设计（论文） 英文翻译- 57 -vibration signal of drive shaft shell contains abundant dynamic information of the meshing screwy gears. Thus, this article brings up that analysing the vibration signal instead of measuring noise signal directly.II. INFORMATION ABOUT WAVELETAs all know, there are many ways and means in the field of signal processing, and the conventional Fourier Transform (FT) is more often used. FT represents a signal by a family of complex exponents with infinite time duration. Therefore, FT is useful in identifying harmonic signals. However, it is weak in analysing transitory signals. The reason is that shape of wave of the signal in time domain doesnt contain the information in frequency domain, and the Fourier spectrum is a statistical characteristic of the signal, which isnt provided with function of localization. There is another developing method called Short Time Fourier Transform (STFT). The essential idea of STFT is that it divides signal into many interval of time at first, then implements FT in each divided time zone for obtaining the frequency information included in this interval. Obviously, it contains the information both in time and frequency. However, for the invariable of the time intervals, it is difficult to detect the signals which have short time duration and high frequency. It is really only suit to analysis of signals where all of the patterns appear at approximately the same size.Wavelet Transform (WT) is a time-frequency localization analysis method, whose shape of window changes but the magnitude keeps invariable. For its ability of alterable extension of window essentially, WT can take a long time to obtain information about low-frequency more exactly, and take a shorter time to get information about high-frequency. On the other hand, the most important characteristic of WT is that, it can perform multiresolution analysis of the signals. Thus, it is useful in detecting the signal which carries instantaneous abnormal components.Generally, wavelet is a family of functions satisfying the condition expressed as follow: (1)dtattxatxtaWTaX)()(1)()(),(*,Where indicates the inner product; the asterisk * represents the complex conjugate; the factor is used to ensure energy conservation; denotes the 21ata,daughter wavelets that are derived from the mother wavelet by continuously varying both tthe scale factor a , and the translation or time shift factor, and the mother wavelet should satisfy the condition shown as follow:东北大学毕业设计（论文） 英文翻译- 58 - (2)0)(dxtRWhere R denotes the set of real numbers.III. SCHEME OF THE ANALYZING SYSTEMA. Frame of the systemThere is a vibration signal analysing and supervising system in low cost, which uses the sound card of computer instead of a data acquisition card, and analyses signal using Matlab program 2. It uses common personal computer and analysing software which is programmed by themselves. It predigests the analysing system in a certain extent. For the comprehensive testing takes place in product line, the environment should be wicked and the influencing factors are uncertainty. On the other hand, the analysing system will be embedded into the comprehensive testing system, and the effects which come from the other parts of the whole system are inevitable. The data acquisition system aforementioned can not solve those problems well. Thus, an approximate but different system is adopted in this article.The vibration signal of the drive shaft shell should be firstly obtained via an accelerometer, then the transformed signal should be processed via a signal modulated module, at last the inspected signal is inputted to a personal computer via a data acquisition card. Fig. 2 shows the frame of the system.Fig.2 The frame of the analysing systemNowadays, the accelerometer of piezoelectric material is commonly used for its small 东北大学毕业设计（论文） 英文翻译- 59 -size, light weight and favourable sensitiveness. The main function of transducer is that changing the physical signal into electric signal. Its a sense organ of force. When under the effects of stress, press and acceleration, charges are generated on the surface of the electric medium. Thus, it tests the acceleration on the vibrating drive shaft shell to get the needed electric signal. This output signal is proportion to the acceleration. The general range of the vibration signal is from 10 to 1000Hz. However, an impulse signal may up to 10KHz while the fault occurs. This should be taken into consideration as well as the measurement when choosing the accelerometer. In this provided system, a piezoelectric transducer is adopted.As the data acquisition system using in more widely fields, the involved type of signal and source becoming more and more, and the demanded precision getting higher, ordinary acquisition modules are difficult to satisfy those conditions at one time. To accommodate the different measuring situations, various series of signal modulated module with singularity function have been manufactured, which can be assembled neatly and expediently according to the actual instance. Thus, the appropriative signal modulated modules are adopted in modern data acquisition system. The main functions of them are magnifying, linearizing or filtering the signals collected by transducer. In the provided system, it must get through a signal modulated module before processed, for the charge signal outputted from the accelerometer is very faint.Data acquisition is the most important approach in signal processing. In order to conveniently cooperate with the personal computer, the adoptive data acquisition card is USB (UNIVERSAL SERIER BUS) card. USB card not only connects the computer and external fixtures simply, but also takes us into a bran-new PC age. Firstly, a normal port takes place of all the other different serial ports and parallel ports. Secondly, it possesses of the function with plug and play. Finally, the transmission rate of it is up to 100 kHz with 12 bit resolution that it can well achieve high speed data acquisition which the industrial platform needs.This system works at testing situations that to simulate the different conditions, which are caused by tuning around of the automobile or the roughness of the road. Considering the automobile running as usual, turning or braking, there are four simulated testing phases in this provided system. And the parameters which are concerned in those four phases are listed as in Table 1.The vibration signal of the drive shaft housing should be measured in those four phases respectively. Then it will be analysed via the arithmetic motioned latter. And the cue information should be displayed on the screen of the personal computer according to the analysing results when they are caused by anomalous signals.东北大学毕业设计（论文） 英文翻译- 60 -Table IThe parameters in 4 phasesB. Select of the wavelet for analysisIn a number of publications, WT is widely recognized as an effective tool for vibration-based machine fault diagnosis, for it can detect both stationary and transitory signals. In actual application, especially in realizing of computer, it needs to disperse the continuous wavelets and its transform. The discrete wavelet transform (DWT) is built up mainly based on binary wavelet transform. It disperses the scale a as exponential progression. That is to say, order scale factor a= . When the scale magnifies aj times, which means Njaaaaj,.,2, 1,.,0201000the frequency reduce the same times, so the sampling interval magnifies aj time accordingly. A more natural notion is, disperse the time shift as aj times. According to Nyquist sampling theorem, it wont lose information of the original signal by doing this. Dispersing the signal as exponential progression is an effective dispersing method. For the exponential index j varies in a small degree, it will induce the scale varying a lot. In this provided system, make a =2, which is suitable for analyzing an the calculating of the computer.For the series of wavelets are derived from mother wavelets and choosing the different wavelet basis would obtain different results, the wavelet basis is important for analysing. There are several properties for the choosing of a wavelet basis that one could want to be fulfilled:1) orthogonality;2) compact support:3) rational coefficients;4) symmetry;5) smoothness;东北大学毕业设计（论文） 英文翻译- 61 -6) interpolation.The problem concerned in the provided system is vibration of the drive shaft shell. The configuration of drive shaft housing is complex. For there are many vibration excited sources, the signal is made up of periodic components which generated by the meshing of the screwy bevel gears and the instantaneous components that generated by the other excited source. Considering those factors aforementioned, the Daubechies wavelet is chosen in analysing.The series of Daubechies wavelets are marked as dbN in MATLAB. Where N is the serial number, and N=2, 3,10. There is no specific expression for it. The effective compact support length of the wavelet function (t) and scale function is 2N-1, and the vanishing length is N. C. Analysing process with a simulated signalBefore practical measurement, the adopted analyzing system should be tested. The frame of the system is testified to be reasonable by many other data processing systems. The only different is that this vibration analysis is a part of the comprehensive evaluating for the main retarder. The analyzing system should be embedded into the whole evaluating system. Thus, the chosen wavelet analysis should be tested. A simulated signal is taken into the provided system as shown in Fig.3. It consists of periodic signal which is used to simulate the signal generated by the meshing of screwy bevel gears, random noise signal and impulse signal which are used to simulate the signals generated by the fault of the gears or other interferential complications.A common phenomenon has been observed when decomposing a given signal, within a selected time frame, if a daughter wavelet, which is generated by a particular scale, has the largest value of the wavelet coefficient, it often implies that the shape of that daughter wavelet can match the shape of the inspected signal better than other daughter wavelets generated by other scales 6. According to the principle mentioned above and the shape of the simulated signal, the db10 is chosen for the simulated analysing system. The scale function and the wavelet function of db10 are showed as in Fig.4.Fig. 3 The simulated original signal东北大学毕业设计（论文） 英文翻译- 62 -Fig.4 The scale function and wavelet function of db10The time-frequency characteristics of the chosen wavelet basis db10 are listed as follow: the effective compact support length N is 20; the support zone is 0, 20; the vanishing moment is 10.At the point of multiresolution, DWT is equivalent to a band-pass filter and a low-pass filter. The original signal is decomposed into two sub-signals each time, and it equivalent to the signals in frequency zone 0, 2j are decomposed into two components that in the frequency zones 0, 2j-1 and 2j-1, 2j, which named as approximation and detail signal respectively. The decomposed components should be decomposed in frequency zone 0, 2j-1 approximately as the previous step does. And the Nth level of the wavelet analyzing result can be obtained via N times decomposition, therefore, the results can match the analysing demands of the system well. Fig.5 denotes the tree of the decomposing.Fig. 5 The wavelet decomposing treeWhere S indicates the original signal, cA is the wavelet coefficient of the low-pass filter, and cD is the wavelet coefficient of the band-pass filter.The simulated signal is decomposed by performing the chosen wavelet basis. And the results are shown as in Fig.6. Obviously, when the decomposition achieves 5th level, both the approximation and detail component represents the raw simulated signal well. Because the range of normal vibration signal is usually smaller than the impulse signal, the former is the 东北大学毕业设计（论文） 英文翻译- 63 -details compared with the later in the collected signals. The approximation component shown as in (a) contains the anomalous information which is used to simulate the fault situations usually generated in high frequency zones, and the detail component shown as in (b) denotes the periodic information which is used to simulate the meshing of the screwy bevel gears.When testing in an actual application, it can be performed with a threshold while the wavelet coefficient over a certain value as in Fig.6 (a). The practical threshold can be obtained from the statistical datum of the approximate coefficients. Thus, the conclusions can be drawn with the remained signal. For example, if the fault appears at the driving screwy bevel gear, the periodic information would be accord with the rotating information of the driving bevel gear. And the same conclusions also can be drawn according to the fault information from driven screwy bevel gear or factors affected by the other parts of the drive shaft.IV. CONCLUSIONThe proposed vibration analysing is complementary to the comprehensive evaluating analysis with the main retarder of the automobile drive shaft. In old method, the operator makes the estimations only according to their experiences. Both the efficiency and dependability are low. Besides, for the environment noise is inevitable in practical, the method that analysing the noise pressure of the drive shaft shell directly is also testified to be (a)东北大学毕业设计（论文） 英文翻译- 64 -(b)Fig. 6 The decompositions of the simulated signal(a) The wavelet coefficients of the low-pass filter(b) The wavelet coefficients of the band-pass filterreasonless. The given analysis system uses the vibration analysing with the drive shaft shell, instead of measuring the noise signal directly. And the theory of WT and the tool of MATLAB are also used in this system. A simulated signal is taken into the system. According to the results of 5th decomposition, the characteristic information can be abstracted commendably. In actual application, it can not only promote the efficiency and accuracy in detect the quality of the main retarder, but also help the operators to make decisions where and why the fault takes place. It is provided with a comprehensive referenced value to correlative problems.东北大学毕业设计（论文） 英文翻译- 65 -REFERENCES1 J.Huang, J.Ding, “The Comprehensive Evaluating Method of the Main Retarder of Automobile Drive Shaft”, CA: ICIMA 2004, 2004, pp. 771-774.2 S.Shen, H.Ying, J.Liu, “An Engineering Interpretation to Wavelet Transform and Its Application to the Analysis of vibration Signals”, Journal of Vibration, Measurement and Diagnosis, Vol. 20, No. 4, 2000, pp.259-263.3 Y.Du, C.He, X.Wang, “Wavelet Theory and Vibration Analysis”, Journal of Northeast Forestry University, Vol. 25, No. 3, 1997, pp.60-64.4 W.Wang, P.McFadden, “Application of Wavelets to Gearbox Vibration Signals for Fault Diagnosis”, Journal of Sound and Vibration, Vol. 192, No.5, 1996, pp.927-939.5 P.Tse, W.Yang, H.Tam, “Machine Fault Diagnosis through an Effective Exa
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