载货汽车驱动桥设计

目录摘要IABSTRACTII1绪论111本课题研究的目的和意义112汽车驱动桥国内外发展状况113本课题研究的主要任务214汽车驱动桥概述22主减速器设计421主减速器结构形式简介及选择422主减速器的基本参数选择与设计计算5221主减速齿轮计算载荷的确定5222主减速齿轮基本参数的选择7223齿轮的几何尺寸计算1023主减速器齿轮的材料选择1224主减速器齿轮强度计算1225主减速器齿轮支承形式的选择1626主减速器齿轮轴承的载荷计算17261锥齿轮齿面上的作用力17262锥齿轮齿面上的轴向力和径向力17263主减速器齿轮轴承的选择193差速器设计2031差速器介绍2132差速器的原理2133差速器齿轮主要参数选择2234差速器齿轮几何尺寸计算2535差速器齿轮的强度计算284半轴设计3041半轴的类型与选择3042全浮式半轴的设计计算30421全浮式半轴计算载荷的确定30422全浮式半轴直径的选择31423全浮式半轴的强度计算3143半轴的结构设计及材料选择3144半轴花键的参数选择3245半轴花键的强度计算325驱动桥三维模型建立及运动仿真3351CATIA软件简介3352建立驱动桥三维模型3353驱动桥模型运动仿真376驱动桥壳设计及有限元分析3861驱动桥壳设计要求3862驱动桥壳类型确定和材料选择3863对驱动桥壳进行有限元分析397结论43致谢44参考文献45摘要本次设计是以东风牌LZ1090D载货汽车主要性能参数为依据来完成其驱动桥的设计。汽车驱动桥是汽车传动系中的重要组成部分，它主要由主减速器、差速器、半轴和桥壳等组成。其主要作用是降低转速、增大转矩，以及实现汽车行驶运动学所要求的差速功能，并且还要承受作用于路面与车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力等。本设计利用给出的数据对驱动桥各零件的参数进行了计算确定，对驱动桥各主要部件进行了结构设计和校核计算。利用AUTOCAD绘制了驱动桥零件及总成的二维图，利用CATIA软件对驱动桥进行了三维建模，并用CATIA软件中的数字化装配模块，对三维模型进行了直路和弯路两种行驶条件下的运动仿真，最后利用ABAQUS软件对驱动桥壳的受力进行了有限分析。（想要CATIA三维图纸的朋友可以到“微小网”搜索“驱动桥”，作者商君。包含CATIA三维图纸和运动仿真，还有有限元分析。）关键词驱动桥；CATIA；运动仿真；ABAQUS；有限元分析ABSTRACTTHEDESIGNISBASEDONDONGFENGTRUCKLZ1090DBASEDONKEYPERFORMANCEPARAMETERSTOCOMPLETEITSDRIVEAXLEDESIGNVEHICLEDRIVEAXLEAUTOMOTIVEDRIVELINEIMPORTANTPART,ITMAINLYCONSISTSOFMAINGEAR,DIFFERENTIAL,AXLEANDAXLEHOUSINGSANDOTHERCOMPONENTSITSMAINROLEISTOREDUCETHESPEED,INCREASETHETORQUE,ANDACHIEVETHEREQUIREDKINEMATICCARSDIFFERENTIALFUNCTION,ANDALSOTOWITHSTANDTHEVERTICALFORCEACTINGONTHEFRAMEORBODYSURFACEBETWEENTHELONGITUDINALANDLATERALFORCESANDTHELIKETHISDESIGNUSESTHEDATAGIVENINTHEVARIOUSPARTSOFTHEDRIVEAXLEPARAMETERSWERECALCULATEDTODETERMINE,ONTHEDRIVEAXLEOFTHEMAJORCOMPONENTSOFTHESTRUCTURALDESIGNANDCHECKCALCULATIONSUSEAUTOCADTODRAWTHEDRIVEAXLEASSEMBLYPARTSANDTWODIMENSIONALMAPTHEUSEOFCATIASOFTWAREFOR3DMODELINGBRIDGEDRIVERS,CATIASOFTWAREWITHDIGITALASSEMBLYMODULE,THEDRIVEMOVEMENTUNDERTHEBRIDGEWERETWOSTRAIGHTDRIVINGCONDITIONSANDDETOURSSIMULATIONFINALLY,THEDRIVINGAXLEABAQUSSOFTWAREWERELIMITEDBYTHEFORCEANALYSISKEYWORDSAUTOMOBILEDRIVEAXLECATIAMOTIONSIMULATIONABAQUSFINITEELEMENTANALYSIS（想要CATIA三维图纸的朋友可以到“微小网”搜索“驱动桥”，作者商君。包含CATIA三维图纸和运动仿真，还有有限元分析。）1绪论11本课题研究的目的和意义想要CATIA三维图纸的朋友可以到“微小网”搜索“驱动桥”，作者商君。包含CATIA三维图纸和运动仿真，还有有限元分析。汽车产业是关系到国计民生的重要产业，国家一直积极投入和支持汽车产业的发展，在政策方面，政府一直积极引导，给予支持和鼓励，促使我国汽车产业日渐成为国民支柱产业；在市场中，目前我国有优良的需求环境，中国对汽车的需求空间并未满足，近几十年来中国的城镇化进程，人民生活水平的提高，使得汽车的需求将会大大增加；从消费者层面来讲，汽车已经是生活中必不可少的交通工具了，特别是安全可靠、性能好、价格实惠、舒适性高的汽车，人们将大为欢迎。因此，在这种时代背景和它具有的重要意义下，致力于汽车产业的研究是必要的、正确的、也是具有先进性的。驱动桥是汽车传动系中的主要总成之一，由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成，驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车的使用性能。因此，对汽车驱动桥的学习和研究具有重要意义，对于汽车产业的发展有推动作用。通过对汽车驱动桥的学习和设计，可以锻炼查阅和收集资料并进行实际设计操作的能力，可以锻炼机械制图的能力，可以锻炼运用三维辅助软件设计的能力，能够更好的理解并掌握汽车设计和机械设计的知识和方法，并且能对汽车产业的发展有进一步地认识。12汽车驱动桥国内外发展状况进入21世纪以来，我国经济稳步发展，汽车行业取得了显著成就，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，国内汽车驱动桥的研究制造技术水平也随之提高。现阶段，我国生产驱动桥的厂家较多、品种和规格也较齐全，其性能和质量基本上能够满足国产农业机械和工程机械的使用，占有较大的市场份额，但仍有一定数量的车桥依赖进口。国内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。国内车桥厂的差距主要体现在设计和研发能力上，目前有研发能力的车桥厂家还不多，一些厂家仅仅停留在组装阶段。实验设备也存在差距，比如工程车和牵引车在行驶过程中，齿轮啮合接触区的形状是不同的，国外先进的实验设备能够模拟这种状态而我国现在还在摸索中。在具体工艺细节方面，我国和世界水平的差距也还比较大。随着我国公路条件的改善提高和物流业对车辆性能要求的变化，载重汽车驱动桥的技术已呈现出向单级化的发展趋势，单级驱动桥的使用比例越来越高，技术方面的轻量化、舒适性的要求也将会逐步提高。目前在国外公路型车上已广泛的采用单级的减速桥，并且单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，其制造工艺较简单，成本较低，维修保养简单，传动效率高，噪音小，温升低和整车油耗低等优点，使得它在汽车上占有重要地位。公路状况的改善，使得对汽车通过性的要求降低，因此，载货汽车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其通过性。总之，现在汽车具有向节能、环保、舒适等方面发展的趋势，所以也将要求驱动桥向轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低成本生产的方向发展，而单级的驱动桥就成为了主流的发展方向。13本课题研究的主要任务1、完成主减速器总成的总体结构设计。2、对主减速器、差速器等主要部件进行设计和校核计算。3、对各主要部件和总装图进行二维图的绘制4、进行三维实体造型仿真。5、对三维模型进行运动仿真6、对驱动桥壳进行有限元分析14汽车驱动桥概述汽车驱动桥是汽车底盘的重要组成部分，主要由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。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力和力矩1。驱动桥有类型有非断开式和断开式两种，非断开式驱动桥的左、右驱动轮直接通过驱动桥壳相联，断开式驱动桥的左、右驱动轮不直接通过驱动桥壳相联2。1驱动桥壳；2主减速器；3差速器；4半轴；5轮毂。图11非断开式驱动桥非断开式驱动桥结构简单，制造工艺性好，维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车上。它的缺点是一侧的驱动轮通过路面凹坑时，两轮中间的离地间隙随之减小，影响车辆的通过性；此外，驱动桥壳的质量大。（许兆棠，刘永成汽车构造（下册）1主减速器；2半轴；3弹簧；4减振器；5驱动轮；6摆臂；7摆臂轴。图12断开式驱动桥断开式驱动桥离地间隙大，两侧的驱动轮彼此独立地相对于车架上下跳动，可提高汽车行驶的平顺性和通过性，在轿车和越野车上应用广泛。（许兆棠，刘永成汽车构造（下册）综合分析以上驱动桥的两种类型，结合本次驱动桥设计所参考车型及其参数，选择驱动桥类型为非断开式驱动桥。表21参考车型参考车型名称东风牌LZ1090D载货汽车主减速器型式一对准双曲面齿轮主减速比633总质量（KG）9510满轴荷分配（前后）（KG）26006910发动机额定转速下功率（KW/R/MIN）992800发动机最大扭矩（NM/R/MIN）38216001900变速器速比一档731二档431三档245四档154五档100倒档766办公类型与规格子午线900R202主减速器设计21主减速器结构形式简介及选择主减速器的主要功用是将输入的转矩增大并相应降低车速，以及当发动机纵置时具有改变转矩旋转方向的作用。主减速器的结构型式主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。按参加减速传动的齿轮副的数目，可分为单级式主减速器和双级式主减速器，分别有一对和两对齿轮机构。按主减速器传动比的挡数，可分为单速式和双速式主减速器。前者只有一对齿轮机构，一个传动比，无挡位选择；后者有两个挡位可供驾驶员选用。按齿轮副结构形式分，有圆柱齿轮式、圆锥齿轮式和准双曲面齿轮式。（孙存真，王占岐中外汽车构造图册）本设计主减速器形式为单级式主减速器，齿轮副结构为一对准双曲面齿轮。图21螺旋圆锥齿轮（左）和准双曲面齿轮（右）（1）螺旋圆锥齿轮优点同时啮合齿数多，寿命长，制造简单，质量小。缺点有轴向力、且方向不定，应避免方向指向锥顶；对啮合精度敏感，要求制造和装配精度高。（2）准双曲面齿轮优点重心降低，行驶稳定，较大传动比，较小的机构尺寸，齿轮弯曲强度高，承载能力强。缺点传动效率096，低于螺旋齿轮的099。22主减速器的基本参数选择与设计计算221主减速齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下。作用于主减速器从动齿轮上的转矩，的较小者，作为载货汽车和越野JETJ汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。（刘惟信汽车车桥设计）即21MNNKITTOLEJ1782531903782/MAX22IRGLBJ64496102式中发动机量大转矩，；MAXETMN由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比；LI传动系上述传动部分的传动效率，取09；TT由于“猛结合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、0K矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速的各类汽车取1；0K该汽车驱动桥的数目；N汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N2G轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路汽车，取085；车轮的滚动半径，MR主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率，09；LBLB主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动比，1；LBILBI以上求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩为JMT（23）NFFNIRGTPHRLBTAJM457283092190486式中汽车满载总重量，NAGGT所牵引的挂车满载总重量，N，但仅用于牵引车的计算；车轮的滚动半径，M；R道路滚动阻力系数，计算时轿车取FR00100015；载货汽车取RF00150020；越野汽车取00200035；汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常对轿车取008；载货汽车和城HF市公共汽车取005009；长途公共汽车取006010，越野汽车取009030；汽车或汽车列车的性能系数PF2419506MAXETPGF如果当时，取。11950MAXETGPF在这里，所以取。165834829605AXET0PF222主减速齿轮基本参数的选择（1）选择主减速器的齿轮齿数选择主、从动齿轮齿数时应参照以下原则2为了磨合均匀，之间应避免有公约数。1Z2为了得到理想的齿面重叠系数，对于载货汽车，主、从动齿轮齿数和应不小于40，对于轿车应不小于50。当主传动比I0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。为了啮合平稳和提高的疲劳强度，一般大于5。1Z参照以上原则，结合本设计主减速器比，取Z16，Z238。360I（2）确定从动锥齿轮节圆直径和端面模数2DTM从动锥齿轮节圆直径可根据以上公式（31）（32）的计算转矩中取较小值按经验公式选出25TKDJ3251782543322式中从动锥齿轮的节圆直径，MM；2D直径系数，1316；2K2D计算转矩，；根据以上公式（31）（32）的计算转矩，取其较小值；JTMN从动锥齿轮端面模数，取整数，可用下列公式校MZDT5832MT9核262861723403JMTTK式中齿轮大端端面模数，MM；TM计算转矩，根据公式（31）（32）的计算转矩，取其较小值；JTN模数系数，取0304；MKMK因此是合格的。所以，。MT9MD342892MD54691（3）计算主从动锥齿轮齿面宽和1F通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽F为其节锥距A0的030倍，即F030A0，但F不应超过端面模数的10倍，即。对于汽车工业，主减速器TT10圆弧锥齿轮推荐采用（27）MD53421052式中D2从动齿轮节圆直径，MM；取，小锥齿轮的齿面宽一般要比大锥齿轮的大10，MF54，取。91021MF601（3）偏移距E及偏移方向和齿轮螺旋方向对于中型及以上的载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A0的20（或取E值为从动齿轮D2的1012，且一般不超过12）。节锥距MZM173869121220（28）那么偏移距，取E35MM。AE6234170由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。（刘惟信汽车车桥设计）本设计选取下偏移，主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。（4）螺旋角的选择M汽车主减速器锥齿轮的螺旋角（双曲面齿轮是大、小齿轮中点螺旋角的平均值）多在范围内。轿车应选用较大值，以保证有较大的，以使运转平稳、4035MFM噪音低。载货汽车选用较小值以防止轴向力过大。通常，螺旋锥齿轮用35的居多。刘惟信汽车车桥设计）本设计中，选取。35M（5）法向压力角的选择法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最小齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。一般情况下，轿车主减速器螺旋锥齿轮选用1430或16的法向压力角；载货汽车和重型汽车则分别选用20、2230的法向压力角。本设计车型为中型载货汽车，所以选取压力角。20（想要CATIA三维图纸的朋友可以到“微小网”搜索“驱动桥”，作者商君。包含CATIA三维图纸和运动仿真，还有有限元分析。）223齿轮的几何尺寸计算表31主减速器齿轮参数及几何尺寸计算序号名称计算公式计算结果1主减速比0I6332主动齿轮齿数1Z63从动齿轮齿数2384端面模数TM9MM5节圆直径ZDTMD541326齿面宽FMF6015427节锥距210ZMAA17308偏移距0EME59螺旋角M310法向压力角2011轴交角912节锥角211ARCTNZ2738102213齿工作高TGMHH1MHG514齿全高T294115周节TT463T27816齿顶高21HGTAMK2MH56193217齿根高1122H41MH05218径向间隙GCC49119齿根角011ARTNA022RCTH3514220面锥角2102287130621根锥角11R221R73222外圆直径110COSHD22MD84601223节锥顶至齿轮外缘距离101SINX22HDX901M85224齿侧间隙BB025理论弧齿厚21STTKMSS84921M5723主减速器齿轮的材料选择与传动系的其它齿轮相比，驱动桥锥齿轮的工作条件相当繁重，它具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。例如，为了节约镍、铬等元素我国发展了以锰、钒、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。汽车主减速器用的准双曲面齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。其钢号主要有20CRMNTI、22CRNIMO、20CRNIMO、20MNVB和20MN2TIB等1。本设计中，齿轮材料采用渗碳合金钢，钢号为20CRMNTI。24主减速器齿轮强度计算（1）单位齿长上的圆周力在汽车工业中，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（29）FPPMN/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MAXETRG2两种载荷工况进行计算，N；F从动齿轮的齿面宽，MM。按发动机最大转矩计算时MNFDITPGE/716236025431782103MAX（210）式中发动机最大转矩，；MAXETMN变速器传动比；GI主减速器主动齿轮节圆直径，。1D按最大附着力矩计算时MNFDRGP/51085423809610233（211）式中汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对于后驱动桥还应2G考虑汽车最大加速时的负荷增加量；轮胎与地面的附着系数，查表，取；850轮胎的滚动半径，查表，取RMR4主减速器从动齿轮节圆直径，。2D查表可得，许用单位齿长上的圆周力MNP/251786492501（212）以上两式，所以满足要求。P（2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器准双曲面齿轮的计算弯曲应力为223203/840985411771MNJMFZKTVSJW式中该齿轮的计算转矩，；对于从动齿轮，按见式（31）和JTMNJET,式（32）两者中较小者和（见式（33）计算，对于主动齿轮还JT需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；超载系数；0K尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。当S端面模数时，；M61425KS载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，100110；MKMK当一个齿轮用骑马式支承时，110125。支承刚度大时取小值；MK质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好，周节及径向跳动精VK度高时，可取1；VK计算齿轮的齿面宽，MM；F计算齿轮的齿数；Z端面模数，MM；M计算弯曲应力用的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数、载J荷作用点的位置、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，今用大端数值，而在综合系数中进行修正。这里取。MJ240查表得此种条件下的许用弯曲应力，本设计，所以满2/70MNWW足强度要求。（3）轮齿的齿面接触强度计算准双曲面齿轮轮齿齿面的接触应力为3MAX10MAX12TFJKTCVFSPJN（213）式中主动齿轮最大转矩，；MAX1TMN主动齿轮工作转矩，；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取；PCMN/62321主动齿轮节圆直径，；1M尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺管经验的情况下，SK可取；1S表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿、磨齿、研齿等），F即表面粗糙度及表面覆盖层的性质。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1FK齿面宽，MM；齿轮副中的较小值（一般为从动齿轮齿面宽）；F计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合地考虑了啮合齿面的J相对曲率半径、载荷作用位置、轮齿间的载荷分配、有效齿宽及惯性系数等因素的影响。查表取。1260J常常将上式（313）简化为2/76210301MNFJKTDCVFMSJZPJ（214）式中主动齿轮计算转矩，；按见式（31）和式（32）两者中JZTMNJET,较小者和（见式（33）计算，对于主动齿轮还需将上述计算转矩JMT换算到主动齿轮上；主减速器的许用接触应力为，所以满2/80JJ2/80MNJ足强度要求。25主减速器齿轮支承形式的选择主动锥齿轮的支承形式主要有两种悬臂式和跨置式。图22悬臂式（左）和跨置式（右）本设计所选择主动锥齿轮的支承形式为悬臂式。图23从动齿轮支承形式从动齿轮采取跨置式支承方式，选择圆锥滚子轴承。两个轴承的圆锥滚子大端向内，以增加支承刚度，并且减小尺寸。为了使主减速器从动锥齿轮所对的差速器壳体有足够的位置设置加强肋以增加支承稳定性，距离CD应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70。并且为了使两轴承能均匀承受载荷，应取C值等于或大于D值。26主减速器齿轮轴承的载荷计算锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可以分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。261锥齿轮齿面上的作用力齿宽中点处的圆周力为215FNDTM261832式中作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩；T该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径，由公式确定。2MD22SINFDM262锥齿轮齿面上的轴向力和径向力图24主动锥齿轮齿面受力图本设计所选主动锥齿轮螺旋方向为左旋，旋转方向为逆时针，如图34所示，为作用在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，TF分解成两个相互垂直的力和，垂直于OA且位于OOA所在的平面，NFFN位于以OA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FFF和沿节圆母线方向的力。与之间的夹角为螺旋角，与之间的夹角为法SFTFF向压力角，这样有216COSTF217S/TANIN218SCFTS所以，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为AZRZ219COSINSTCOSSINFSNAZ220SINCOTANCSINCOSFFSNRZ代入数值，计算得NAZ041659738CS5I9738SI20TA35COS61FRZ9NCON作用在从动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为ACFRC221COSINSTAOSSINSNAC222ICTNCSIOFSRC代入数值，计算得NAC862049738COS5I9738SI20TAN35OS61FRNCO说明计算结果如轴向力为正，表明力的方向离开锥顶，负值表示指向锥顶；径向力是正值，表明力使该齿轮离开相啮合齿轮，负值表明力使该齿轮靠近相啮合齿轮。263主减速器齿轮轴承的选择本设计主减速器的轴承布置图如下图25主减速器的轴承布置上图中各参数尺寸A66MM，B45MM，C80MM，D140MM，342MM。2MD轴承A、B的径向载荷分别为223AR22501MAZRZDFBFA224BC代入数值，解得轴承A的径向力AR2254016459184561146718N轴承A的轴向力为0。轴承B的径向力B22540168049158061340478N轴承B的轴向力为0。选用B轴承为圆锥滚子轴承，型号30208，此轴承的额定动载荷为598KN，所RC承受的当量动载荷，取X1，则P1146718NARXPAR225EPRTHPFCNL601式中温度系数，查表取10。TFP载荷系数，查表取12。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2N226MIN/65204362RRVNAM式中轮胎的滚动半径，M；R汽车的平均行驶速度，KM/H；对于载货汽车和公共汽车可取3035AVKM/H，在此取35KM/H。则主动齿轮的计算转速。MIN/7514620371RN169834HHL908563此轴承合格。由于轴承B承受主传动轮机构上最大的力，并且考虑到主传动轮是加工成齿轮轴，为了便于安装，因此选择轴承A也为圆锥滚子轴承，型号30206。轴承C和D选用圆锥滚子轴承，型号30211，轴承的额定动载荷为865KN，RC同理，经过校核，符合使用要求。3差速器设计31差速器介绍汽车驱动桥差速器是个差速传动机构，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。最明显的例子是汽车在转弯时，内、外侧车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的，外侧车轮的行程总要比内侧的长。所以，在汽车左、右驱动轮间装有差速器，从而保证驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足汽车行驶运动学要求。汽车差速器的结构形式很多，但应用得最广泛的是对称式圆锥行星齿轮差速器。本设计采用此种类型差速器。32差速器的原理1、2半轴齿轮；3差速器壳；4行星齿轮；5行星齿轮轴；6主减速器从动齿轮。图31差速器原理图差速器壳3与行星齿轮连成一体，形成形星架，因它又与主减速器的从动齿轮6固连，故为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。012A、B两点分别为行星齿轮与两半轴齿轮的啮合点，行星齿轮中心点为C，A、B、C点到差速器旋转轴线的距离均为。当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，A、B、C三点圆周速度相等，其值为，于是，差速器不起差速作用。0210当行星齿轮除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时，啮合点A的圆周速度4，点B圆周速度。401402有404021即021用转速表示021N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，差速器起差速作用。33差速器齿轮主要参数选择（1）确定行星齿轮数目N通常情况，轿车及一般乘用车多采用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车采用4个行星齿轮，本设计对象为载货汽车，采用4个行星齿轮。（2）确定行星齿轮轴面半径BR圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径，它就BR是行星齿轮的安装尺寸，实际上也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BR26341782533JBTK（31）M式中B行星齿轮球面半径系数，252299，对于有4个行星齿轮的轿车BK和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以及所有的越野汽车和矿用汽车取大值；JT计算转矩，取式（31）、式（32）计算值的较小者，。MN差速器行星齿轮球面半径确定以后，可根据下式预选其节锥距BR576324980980A（32）（3）确定行星齿轮与半轴齿轮齿数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些，但一般不就少于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数比在152的范围内。差速器的各个行星齿轮与2个半轴齿轮是同时啮合的，因此在确定这两种齿轮的齿数时，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、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LZ2R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INZRL2（33）式中LZ2、左、右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说，R；LZ2RN行星齿轮数目；I任意整数；根据以上原则，本设计取，满足要求。10Z82（4）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、；12211ARCTNZ；12ARCTNZ（34）式中1Z、分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。2代入数值，可得；052918ARCTN19456018ARCTN2确定圆锥齿轮的大端端面模数M2010SINSI2ZAZ（35）代入数值，可解得，本设计取。M2613M5求出模数后，节圆直径D即可根据齿数和模数由下式求得ZD（36）代入数值，可求得，。MD501M901852（5）确定压力角本设计选择，对应的齿高系数为1。20（6）行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮安装孔的直径与行星齿轮轴的名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取L1LNLTC03LC130M（37）式中0T差速器传递的转矩，；MNN行星齿轮数目；L行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，；，为半轴齿轮齿面250DL宽中点处的直径，而；2280DC支承面的许用挤压应力，取为69。MPA代入数值，可解得M379154691078253L34差速器齿轮几何尺寸计算表31差速器齿轮参数及几何尺寸计算序号名称计算公式计算结果1行星齿轮数目N42行星齿轮球面半径3JBTKR34262M3节锥距BRA908033576M4行星齿轮齿数1Z105半轴齿轮齿数2186行星齿轮节锥角211ARCTNZ05297半轴齿轮节锥角12RTZ468锥齿轮端面模数2010SINSIAZMM59行星齿轮节圆直径1ZD010半轴齿轮节圆直径2911压力角212行星齿轮安装孔直径NLTC103M3791513行星齿轮安装孔深度L614齿面宽03250AF073115齿工作高MHG61M816齿全高0578917轴交角018周节MT1463M781519齿顶高2HGZH7043212297120齿根高1178HMH22M6132921径向间隙GC022齿根角011ARTNAH022RCT236491023面锥角210258316724根锥角11R22245025外圆直径110COSHD22M1632926节锥顶点至齿轮外缘距离101SINH2102ID46M2127理论弧齿厚21STHTSAN204682728齿侧间隙BM1529弦齿厚26131DSSX232SX93675830弦齿高1214COSDSHX22XM56280注实际齿根高将比上述计算值大。M05135差速器齿轮的强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，对疲劳寿命则不予考虑，这是因为行星齿轮在工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮与半轴齿轮之间才有相对滚动。汽车差速器的弯曲应力为MPAJMFZKTVSW3409250180731692102223（38）式中差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，；其计算式为TMNNTJ9736401782560式中JT计算转矩，取式（31）、式（32）中较小值N差速器行星齿轮数目；2Z半轴齿轮齿数；超载系数；0K尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。S当端面模数时，；M61425KS载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，100110；MKMK当一个齿轮用骑马式支承时，110125。支承刚度大时取小值；MK质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好，周节及径向跳动VK精度高时，可取1；VK计算齿轮的齿面宽，MM；F端面模数，MM；MJ计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，查表取0225。按上式计算所得的汽车差速器齿轮弯曲应力，不应大于。上式WMPA980，所以满足要求。MPAPW98034924半轴设计半轴用来将差速器半轴齿轮输出的动力传给驱动轮或轮边减速器。半轴内端以花键连接着半轴齿轮，半轴齿轮在工作时只将扭矩传给半轴，几个行星齿轮对半轴齿轮施加的径向力是互相平衡的，因而并不传给半轴内端。主减速器从动齿轮所受径向力则由差速器壳的两轴直接传给主减速器壳。显然，半轴内端只受扭矩而不受弯曲力矩。41半轴的类型与选择半轴的型式主要取决于半轴的支承型式。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。全浮式半轴只承受转矩，两端均不承受任何反力和弯矩，因而广泛应用于各类汽车上。全浮式半轴易于拆装，拧下半轴突缘上的螺栓即可抽出半轴，车轮与桥壳支持着汽车，从而给汽车维护带来方便。本设计选用全浮式半轴。图41全浮式半轴42全浮式半轴的设计计算421全浮式半轴计算载荷的确定全浮式半轴只承受转矩，其转矩为MNITGIE6105361738260MAX（41）式中差速器分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取；变速器I挡传动比；1GI主减速比。0I422全浮式半轴直径的选择全浮式半轴杆部直径的初步选择（42）MTD8964705182053式中半轴杆部直径，；DM半轴计算载荷，；TN取半轴杆部直径为。D46423全浮式半轴的强度计算计算扭转应力（43）MPADT9215404613051633式中半轴的计算转矩，；TMN半轴杆部的直径，；D半轴扭转的许用应力，本设计，所以满足要求。MPA5849043半轴的结构设计及材料选择在半轴的结构设计中，为了使半轴的花键内径不致过多地小于其杆部直径，常常将半轴加工花键的端部设计得粗一些，并且适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增多，通常取10齿轿车半轴至18齿载货汽车半轴。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径，这样可以减小应力集中。对于载重汽车应设计半轴杆部直径粗一些，外端突缘大一些，这样可以增加强度。过去半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40CR，40CRMNMO，40CRMNSI，35CRMNSI，35CRMNTI等。但现在各种工艺的发展，从节约材料和成本来看，不采用合金钢，而采用中碳钢40钢、45钢制造的半轴国内外已大多采用。本设计选用45钢。44半轴花键的参数选择花键类型渐开线花键分度圆压力角30花键齿数14Z齿的工作长度ML7花键齿宽B花键模数3花键侧面工作高H45半轴花键的强度计算计算花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为S44BZLDDTPABS4103MA半轴花键的挤压应力为C45PABABCZLDDT24103A式中半轴承受的最大转矩，；TMN半轴花键轴外径，；取BDB40相配的花键孔内径，；ADDA32花键齿数；Z花键工作长度，；PLM花键齿宽，；B载荷分布的不均匀系数，计算时可取075。代入数值，可解得SMPA0789570184320653C31023根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力不应超过，挤压SMPA057应力不应超过，以上计算值均在许用范围内，即花键强度满足要求。CMPA1965驱动桥三维模型建立及运动仿真51CATIA软件简介CATIA是法国达索系统公司的CAD/CAE/CAM一体化软件，被广泛应用于航空航天、汽车制造、轮船制造、机械、电子、电器、厂房设计、消费品等行业，它的集成解决方案覆盖所有产品设计与制造领域，世界前20名的汽车企业中有18家采用CATIA作为其核心设计软件14。由于CATIA具有如此强大的功能和便捷方面的操作界面，本设计利用此软件建立驱动桥三维模型。52建立驱动桥三维模型通过CATIAV5R20软件中的草图功能、零件模块、创成式外形设计模块等，利用拉伸、旋转、开槽等各命令，建立各零件模型如下图51主减速齿轮轴图52主减速从动齿轮图53圆锥滚子轴承图54差速器总成图55子午线900R20轮胎图56主减速器总成图57驱动桥总成53驱动桥模型运动仿真将建立好的驱动桥三维模型导入CATIA软件“数字化装配”中的“DMU运动机构”模块中，对模型进行运动接合约束，分别模拟汽车在直线行驶和弯道行驶状况下驱动桥的运动情况。图58模拟驱动桥在直线行驶时的运动情况图59模拟驱动桥在弯道行驶时的运动情况从运动仿真中可以得出，驱动桥在直线行驶条件下，左右半轴齿轮转速相同，差速器行星齿轮随十字轴公转而不自转。驱动桥在弯道行驶条件下，左右车轮转速不同，左右半轴齿轮转速也不同，差速器行星齿轮不仅随十字轴一起公转，每个行星齿轮还绕着自身所在轴自转，实现差速功能。6驱动桥壳设计及有限元分析驱动桥壳的功用是支承并保护主减速器，差速器和半轴等，使左右驱动车轮的轴向相对位置固定，并且支承车架及其上的各总成质量。61驱动桥壳设计要求在设计选用驱动桥壳时，要满足以下设计要求（1）应该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汽车行驶的平顺性。（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。62驱动桥壳类型确定和材料选择驱动桥壳通常分为整体式桥壳、分段式桥壳，前者强度和钢度较大，便于主减速的装配、调整和维修。普遍用于各类汽车上；多段式桥壳较整体式易于铸造，加工简便，但维修保养不便，汽车较少采用。本设计选用整体式桥壳。后桥壳体为整体铸造，半轴套管从两端压入桥壳中。后桥壳前部和主减速器连接，后部为可拆式后盖，后桥壳上装有通气塞。图61驱动桥壳结构尺寸本设计中的驱动桥壳总长为1800MM，簧板距为970MM，桥壳厚度为8MM，选用材料为可锻铸铁，牌号为KT35010，弹性模量为，泊松比为023，密度MPA6105为，抗拉强度为350MPA，屈服强度为200MPA。3/720MKG这种材料有着较高的强度、塑性和冲击韧度，可用于承受较高的冲击，振动及扭转载荷下工作的零件。63对驱动桥壳进行有限元分析ABAQUS是一套功能强大的有限元分析软件，特别是在非线性分析领域，其技术和特点更是突出，它融结构、流体、传热学、声学、电学及热固耦合、流固耦合等于一体，由于其功能强大，再加上其操作界面人性化，越来越受到人们的欢迎。在对桥壳进行有限元分析，首先将CATIA软件设计的驱动桥壳模型导入ABAQUS软件中，并将上述材料属性添加到模型。图62将模型导入ABAQUS并赋予属性由于本设计的桥壳为整体式桥壳，整体式桥壳与轮辋在凸缘盘外侧位置通过轴承相连接，因此可以将此处位置的约束看成全自由度约束。桥壳通过板簧座位置与车体相连接，此处位置承受车体载荷。本设计中车体满轴载荷（