某商用车双速主减速器驱动桥设计【三维CATIA】
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哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）摘要驱动桥是构成汽车的四大总成之一，位于传动系的末端，其基本功用首先是增扭、降速、改变转矩的传递方向，并将转矩合理地分配给左、右驱动车轮；其次，驱动桥还承受作用于路面和车架或车身之间的力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成。驱动桥的性能好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。驱动桥设计应主要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。故，当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须搭配一个高效、可靠的驱动桥。本设计参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。在设计中，首先对驱动桥的特点进行了说明，根据给定的数据确定了汽车的总体参数，再确定主减速器、差速器、半轴和桥壳的结构类型及其参数，并对强度进行校核。数据确定之后，利用CATIA软件建立三维模型，再利用其自身功能绘制二维工程图，最后利用ANSYS对驱动桥壳进行有限元分析。关键词：驱动桥；CATIA；ANSYS；有限元分析AbstractDrive axle is one of the four parts of a car, it is generally constituted by the main gear box, the differential device, the wheel transmission device and the driving axle shell and so on it is at the end of the powertrain. Its basic function is increasing the torque and reducing speed and bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance, and it is particularly important for the car. Drive axle should be designed to ensure the best dynamicandfueleconomyongivenconditionUsing double stage and high transmission efficiency of the drive axle has become the development direction of the future trucks. This article referred to the traditional driving axles design method to carry on the truck driving axles design. In this design, first part is the introduction of the characteristics of the drive axle, according to the given date to calculate the parameters of the automobile, then confirm the structure types and parameters of the Main reducer, differential mechanism, half shaft and axle housing, then check the strength and life of them. After confirming the parameters, use CATIA to establish 3 dimensional model and 2 dimensional model. Finally use ANSYS to finite element analysis for the axle housing. Key words: drive axle; CATIA; ANSYS; finite element analysis目录摘要IAbstractII目录III第 1 章 绪论11.1 本课题研究的目的和意义11.2 国内外研究现状概述21.3 主要研究内容3第 2 章 驱动桥设计42.1 主减速器设计42.1.1 主减速器的结构形式42.1.2 主减速器锥齿轮设计62.1.3 主减速器斜齿圆柱齿设计152.2 差速器设计182.2.1 对称锥齿轮式差速器的工作原理182.2.2 对称圆锥行星齿轮式差速器的结构192.2.3 对称圆锥行星齿轮式差速器的设计192.3 驱动半轴设计242.3.1 结构形式分析242.3.2 全浮式半轴的结构设计252.3.3 全浮式半轴的强度计算262.3.4 半轴的材料及热处理262.4 制动器设计272.4.1 同步附着系数分析272.4.2 制动器的有关计算272.4.3 制动器主要零件的结构设计322.5 驱动桥壳设计342.5.1 整体式桥壳的结构342.5.2 桥壳的受力分析与强度计算342.6 小结36第 3 章 CATIA三维建模373.1 CATIA软件介绍373.2 主减速器建模373.3 差速器建模373.4 驱动半轴建模373.5 驱动桥壳建模403.6 驱动桥整体三维建模403.7 小结42第 4 章 驱动桥壳有限元分析434.1 驱动桥壳的约束及受力分析434.2 计算方法的局限性434.3 有限元模型的建立434.4 材料属性及网格划分444.5 驱动桥壳的静强度分析454.5.1 引言454.5.2 最大垂向力工况454.5.3 最大牵引力工况474.5.4 最大制动力工况504.6 小结52结论53致谢54参考文献55某商用车双速主减速器驱动桥设计I摘 要II- -第 1 章 绪论1.1 本课题研究的目的和意义驱动桥位于汽车结构传动系的末端，用来增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，并将转矩分配给左、右驱动车轮，并使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车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力1。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器(又称主传动器）、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件2。驱动桥的类型主要有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；驱动桥才赢非独立悬架时，应采用非断开式驱动桥。由于本次设计是基于CA141型汽车进行的设计，故需要对商用车的使用需求进行一定说明：对于商用车来说，要传递的转矩较乘用车和客车都要大得多，以便能够以较低的成本获得更高的工作能力，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用3。随着目前国际上石油价格的上涨，货车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对货车，对于汽车和其他工程机械，提高其燃油经济性也是各货车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机传动轴驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。随着AutoCAD、CATIA、ANSYS等计算机软件的广泛运用，在驱动桥的生产制造和工作过程中，广泛的用到了计算机辅助设计CAD技术和计算机辅助工程CAE技术。把有限元法、优化设计、疲劳累积损伤理论等应用到驱动桥设计当中后，不但节省了大量人力和时间，而且可以获得技术、经济最佳的设计，大大提高了设计效率、缩短了设计周期4。1.2 国内外研究现状概述汽车和汽车工业在国民经济、现代社会及人民生活中具有十分重要的作用。近年来汽车工业在中国机械工业各行业中，其增长速度虽有所回落，但相对比其它行业仍处于较高水平。但中国汽车业的发展仍然远远赶不上需求。以驱动桥为例，虽然驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善，但驱动桥产品设计和研究方面距离仍然很大，这方面应该为中国的许多部门和企业所认识。目前，我国的驱动桥设计，基本上尚处在类比设计和经验设计阶段，这样的设计往往偏于保守而限制了驱动桥性能的提高和产品成本的降低。在现代驱动桥设计中，要使其做到尽可能的轻量化不但可以节省材料消耗和降低成本，而且可以合理的规划汽车簧上簧下质量、降低动载和提高汽车的平顺性5-6。汽车驱动桥是汽车的重要总成，它的性能好坏直接影响整车性能，而对于重型卡车尤为重要，当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前重型卡车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。对于中重型载货汽车来说，由于需要选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为中重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，百公里油耗都较高。以解放CA141型卡车为例，其百公里油耗高达26.5L7。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机传动轴驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥却是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一8。所以设计新型的驱动桥便成为新的课题。目前国内重型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内重卡车桥90%以上的市场。目前国内外驱动桥传动系统结构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9-11。1.3 主要研究内容驱动桥的结构形式虽然可以各不相同，但在使用中对他们的基本要求却是一致的，综合上述，对驱动桥的基本要求可以归纳为：(1).所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃料经济性。(2).差速器在保证左右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断(无脉动)的传递给左右驱动车轮。(3).当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分的利用汽车的牵引力。(4).能承受和传递路面和车架或车厢间的铅垂力、纵向力和横向力，以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。(5).驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性。(6).轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布置与所要求的驱动桥离地间隙相适应。(7).齿轮与其他传动部件工作平稳，无噪声。(8).驱动桥总成及其他零部件的设计应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。(9).在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。(10).结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易。第 2 章 驱动桥设计驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功用首先是增扭,降速,改变转矩的传递方向,即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩,并将动力合理的分配给左、右驱动轮，其次,驱动桥还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力,遗迹制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成,转向驱动桥还有等速万向节。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). 齿轮及其它传动件工作平稳，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。此次设计车型(CA141)驱动桥设计及强度分析设计参数：a) 后轮距：1740mmb) 车轮滚动半径：462mmc) 发动机最大扭矩：372Nm，12001400 r/mind) 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷G2=24593.6Ne) 变速比：i1=7.7f) 主传动比：i0=7.6312 2.1 主减速器设计2.1.1 主减速器的结构形式主减速器的结构型式，主减速器可根据齿轮类型,减速形式以及主,从动齿轮的支承形式不同分类。 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮,双曲面齿轮,圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。比较几种齿轮的特点，本次设计选用弧齿锥齿轮传动。弧齿锥齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合,因此螺旋锥齿轮能承受大的负荷,加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的,但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感,齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏,并加剧齿轮的磨损和使噪声增大。 主减速器的减速形式本设计采用双级主减速器进行设计。影响减速形式选择的因素有汽车类型、实用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主传动比i0。其中，i0的大小影响汽车的动力性和经济性。1. 中央主减速器中央主减速器具有结构简单,质量小,尺寸紧凑,制造成本低等优点,因而广泛应用于主传动比i07的汽车上。中央主减速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动。中央主减速器的结构形式,尤其是其齿轮的支承形式和拆装方法,与桥壳的结构形式密切相关。2. 双级主减速器双级主减速器的主要结构特点是由两级齿轮减速组成的主减速器。与单级主减速器相比,双级主减速器在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为712；但其尺寸,质量均较大,结构复杂,制造成本也显著曾加,因此主要应用在总质量较大的商用车上。3. 双速主减速器双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合,可得到双倍于变速器的档位。双速主减速器的高低档传动比,是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各档传动比的大小来选定的。大的主传动比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶,以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间档位的变换次数；小的传动比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶,以改善汽车的燃油经济性和提高平均车速。4. 双级贯通式主减速器对于总质量较大的多桥驱动汽车，由于主传动比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可以分为锥齿轮-圆柱齿轮式和圆柱齿轮-锥齿轮式两种形式。 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 图 21 图 22 图 23悬臂式支承结构简单，支承刚度较跨置式差，用于传递较小转矩的主减速器上。跨置式支承的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，这样可大大增加支撑刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承所需的轴承座，使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主从动齿轮之间的空隙很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时布置不下或拆装困难。综合比较两种形式的特点，本设计选用悬臂式支撑方案。2.1.2 主减速器锥齿轮设计 主减速器齿轮计算载荷的确定1. 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce(2-1)式中 Tce计算转矩，NmKd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1Temax发动机最大转矩；Te max=372 Nm k液力变矩器变矩系数，k=1i1变速器传动比，i1=7.7i0主减速器传动比，i0=7.63变速器传动效率，取=0.9.代入公式有=19669.83 Nm 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs(2-2)式中 G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷24593.6N轮胎对地面的附着系数，此处取0.85m2汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，此处取1.2rr车轮的滚动半径，为0.462 mm m主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率，取0.9im主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比，取1.0=N 锥齿轮主要参数选择1. 主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2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，Z1和Z2之间应避免有公约数。2) 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403) 为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于乘用车，Z1一般不少于9；对于商用车，Z1一般不少于64) 主传动比i0较大时，Z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。5) 对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适宜的搭配。综上所述，取Z1=13和Z2=25。2. 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms 对于单级主减速器，增加尺寸D2会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小D2又影响跨置式主动齿轮的前支撑座得安装空间和差速器的安装。D2可根据经验公式初选，即(2-3)式中D2从动齿轮大端分度圆直径(mm); KD2直径系数，一般取13.015.3； Tc从动锥齿轮的计算转矩， Tc =minTce , Tcs故D2=(13.015.3)310257.2(350.92413.00)mm。初选D2=350.92mm，则mt= D2/Z2=350.92/25=8.93mm。参考机械设计手册选取=mt=7mm3. 主、从动锥齿轮齿面宽b1、b2 对于从动齿轮的齿面宽b2，推荐不大于其节锥距A0的0.3倍，而且b2应满足b210m，一般也推荐b2=0.155D2。对于弧齿锥齿轮，b1一般比b2大10%。b2=0.155D2 =0.155322=49.91mm。b2取50mm，b1取55mm。4. 中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，齿轮打断的螺旋角最大，轮齿小段的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的重点螺旋角是相等的。同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且齿轮的强度越高。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为3540，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35。5. 螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的螺旋方向影响其受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止齿轮因卡死而损坏。6. 法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减小齿轮不发生根切的最小齿数。对于弧齿锥齿轮，乘用车的一般选用14.5或16,商用车的为20或22.5,这里取20。 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算主减速器圆弧锥齿轮各项重要参数的计算公式及其计算结果如表2-1所示。表格 21主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算用表项目计算公式计算结果主动齿轮齿数Z113从动齿轮齿数Z225端面模数m9 mm齿面宽bb1=44 mm,b2=40 mm工作齿高hg=2ha*mhg=14 mm续表 21主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算用表全齿高h=(2ha*+c*)mh=16.99 mm法向压力角=20轴交角=90=90节圆直径d=mZd1=99mm ，d2=225mm节锥角1=tan-1(Z1Z2)1=27.47节锥角2=90-12=62.53节锥距A0=d12sin1=d212sin2取A0=126.8 mm周节t=3.1416mt=21.99 mm齿顶高ha=ha*mha=10.26 mm ，5.4 mm齿根高hf=(ha*+c*)mhf=8.75 mm径向间隙c=c*mc=1.75 mm齿根角f=tan-1hfA0f=3.09面锥角a1=1+f1a1=11.79面锥角a2=2+f2a2=84.39根锥角f1=1-f1f1=5.61根锥角f2=2-f2f2=78.21齿顶圆直径da1=d1+2ha1cos1da1=135.21mm齿顶圆直径da2=d2+2ha2cos2da2=229.5 mm理论弧齿厚s1=t-s2 , s2=Skms1=15.88mm ,s2=6.10mm齿侧间隙查表得0.18mm 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算1. 单位齿长圆周力主减速器锥齿轮的表面耐磨性，可用齿轮上的单位齿长圆周力估算，即式中 P作用在圆周上的齿轮力，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算F作用在齿轮上的圆周力b2从动齿轮的齿面宽，在此取50mm1) 按发动机最大转矩计算： (2-4)式中：ig变速器传动比，7.7；D1主动锥齿轮分度圆直径：D1=Z1ms=99 mm；Te max发动机最大转矩，在此取372 Nm；按式(2-4) =925.6 N/mmP=925.6 N/mm P=1429 N/mm ，校核满足要求。2) 按最大附着力矩计算：(2-5)式中 G2后驱动桥在满载状态下的静载荷，在此取18666.7 N； m2汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取1.2； 轮胎与路面之间的附着系数，在此取0.85； rr车轮滚动半径，在此取0.462 mm； im主减速器从动齿轮到车轮间的传动比，在此取1；m主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，在此取0.9；将各参数代入上式得：P=1124.6 MPa P=1429 MPa齿轮表面耐磨性合格。2. 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力：(2-6)式中 Tc齿轮的计算转矩，主动齿轮取T=933.3 Nm； k0过载系数，一般取1； ks尺寸系数，0.697； km齿面载荷分配系数，取1.1； kv质量系数，取1；b所计算的齿轮齿面宽，b1=44 mm , b2=40 mm ;D齿轮大端分度圆直径，D1=99 mm ,D2=225 mm ;JW齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，小齿轮取0.27，大齿轮取0.25；将上述各系数代入后得：=465.25MPa w=700MPa故齿轮弯曲强度满足要求。3. 齿轮接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：(2-7)式中 J锥齿轮轮齿的齿面接触应力；CP综合弹性系数，取232.6 N1/2/mm; D1主动锥齿轮大端分度圆直径，99 mm； b主从动锥齿轮齿面宽较小值，40 mm； ks尺寸系数，此处取1.0； TZ主动锥齿轮计算转矩，5898.25 Nm； kf齿面品质系数，此处取1.0； JJ齿面接触强度的综合系数，查表可得此处应取0.229；将各参数代入公式可计算得：=2245.09MPaJJ=2800MPa，故齿轮接触强度满足要求。 主减速器锥齿轮的载荷计算锥齿轮在工作过程中，互相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以及垂直于齿轮轴线的径向力。1) 锥齿轮齿面上的作用力齿宽中点处的圆周力为(2-8)式中 T作用在该齿轮上的转矩 Dm2该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径将各参数代入公式可计算得：=10.21kN2) 锥齿轮的轴向力和径向力图 24 主动锥齿轮齿面受力图如图 2-4所示，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，旋转方向为逆时针，FT为作用在节锥面上的齿面宽中点P处的法向力，在P点处的螺旋方向的法平面内，FT分解为两个相互垂直的力FN和Ff。Ff又可以分解为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力FS。F和Ff之间的夹角为螺旋角，FT和Ff之间的夹角为法向压力角。这样有：(2-9)(2-10)(2-11)于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力FRz分别为：(2-12)(2-13)由上式可计算出：Faz=-6124.88NFaz=5953.6N作用在从动锥齿轮齿面上的轴向力Fac和径向力FRc分别为：(2-14)(2-15)由上式可计算出：Faz=7995.08N，Faz=3006.38N3) 主减速器锥齿轮轴承载荷计算对于主动齿轮采用悬臂式支承，对于从动齿轮采用传统的骑马式支承方式13。对于采用采用骑马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，轴承的径向载荷分别为：(2-16)(2-17)求得FaZ=-6124.88N，FRZ=5953.6N，a=67mm，b=41mm，c=63mm，d=125mm。故轴承的径向力分别为：=8396.2N其轴向力为0。=12673.43N其轴向力为0。a) 对于轴承A采用圆柱滚子轴承，采用3020E，此轴承的额定动载荷Cr为32.2KN，所承受的当量动载荷Q=XRA。取X=1，则Q= RA=8396.2N。(2-18)式中 ff温度系数，取1.0 fp载荷系数，取1.2=4.81108对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动齿轮轴承的计算转矩n2为262.45r/min。则主动齿轮的计算转矩为n1=7.63262.45=2002.49 r/min故轴承能正常工作的额定寿命为=5861.5h若汽车大修里程定为10000公里，可计算出预期寿命为=2702.7h由于Lh Lh，故轴承符合使用要求。b) 对于轴承B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30205型轴承，在此的额定动载荷Cr为32.2kN。派生轴向力：=3064.53N轴向载荷：A=A1-S1=19548.75-3960.44=15588.32Ne故X=0.4，Y=1.6Q=fd(XR+YA) fd：冲击载荷系数，取1.2Q=fd(XR+YA)=1.2(0.412673.43+1.6V15588.32)=30372.8N=5376.58h由于Lh Lh，故轴承符合使用要求。3)对于轴承C、D选用圆锥滚子轴承，选用30211，轴承的额定动载荷为86.5KN，经过校核，符合使用要求。2.1.3 主减速器斜齿圆柱齿设计斜齿圆柱齿轮主要参数的选择1.主、从动齿轮的齿数Z21和Z22二级齿轮副的传动比为i02=2.985，根据机械设计手册，初选主动齿轮齿数为Z21=14，Z22=43，则i02=Z22/Z21=3.07。i02/i01=1.597,在1.42.0之间，且14与43无公约数，故符合要求。2.法向模数mn选用推荐模数mn=6。3.法向压力角n和螺旋角取法向压力角n=20，的推荐值一般为1520，故初选=15。4.主、从动齿轮的节圆直径d21和d22由表2-1中公式可得，d21=87mm，d22=265mm。5.齿宽b齿宽的计算公式为b1=dd21式中，d为齿宽系数，取0.85；d21为小齿轮分度圆直径，87mm；则b1=0.8587=74.32，圆整为75mm。根据经验公式，b2=b1-5=75-5=70mm。故b1为75mm，b2=70mm。斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算见表3-2。圆柱齿轮的损坏形式圆柱齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、齿面胶合、齿面磨损等。轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这是存在于齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。表3-2 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸序号名称代号小齿轮大齿轮计算结果1齿数比uu=z21/z22,按传动要求确定3.072分度圆直径ded21=87mmd22=265mm3齿数z设计值设计值z21=14，z22=434法向模数mn推荐值65法向压力角推荐值206螺旋角推荐值一般为1520157齿宽系数d一般取0.850.858齿宽bb1=dd21b2=b1-5b1=75mmb2=70mm9齿距pp=mn18.84mm10齿顶高haha=han*mn han*=16mm11齿根高hfhf=cn*mn7.5mm12齿全高hh=ha+hf 13.5mm13中心距aa=1/2(d1+d2) 可圆整176mm14齿顶圆直径dada=d+2hada1=99mm，da2=277mm15齿根圆直径dfdf=d-2hfdf1=72mm，df2=250mm负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合14。轮齿强度计算1. 轮齿弯曲强度计算斜齿圆柱齿轮的弯曲应力为式中，w为齿轮的弯曲应力；Tg为计算载荷，取Temax=450000Nmm；为齿轮螺旋角，为15，K为应力集中系数，取1.50；Z为小齿轮齿数，为14；mn为法向模数，为6；y为齿形系数，查得为0.19；Kc为齿宽系数，取8.0；K为重合度影响系数，取2.0。许用应力对货车为100250MPa。则100MPa故符合要求。2.轮齿接触强度计算轮齿接触应力j 式中，j为轮齿的接触应力，MPa；F为齿面上的法向力，F=F1/（coscos）；F1为圆周力，F1=2Tg/d；Tg为计算载荷，为450000Nmm；d为节圆直径，mm；节点处压力角，为齿轮螺旋角；则E为齿轮材料的弹性模量，为2.1105MPa；b为齿轮接触的实际宽度，为70mm；z、b为主、从动轮节点处的曲率半径；rb、rz为主、从动齿轮节圆半径。则对斜齿轮z=（rzsin）/cos2 =13.91，b=（rbsin）/cos2 =42.725。则查得其许用应力范围为13001400MPa，故符合要求。齿轮的材料选择二级圆柱斜齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对可加工性及成本也应考虑。国内汽车齿轮材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为5863HRC，心部硬度为3348HRC。值得指出的是，采取喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施，能使齿轮得到强化。对齿轮进行强力喷丸处理以后，轮齿产生残余压应力，齿轮弯曲疲劳寿命可成倍提高，接触疲劳寿命也有明显改善。在加大齿根圆弧半径的同时，进行强力喷丸处理，不仅可使残余压应力进一步增加，还改善了应力集中。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形，经过磨齿后，齿轮精度要高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度，使得传动平稳，效率提高，并在同样负荷条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高近一倍16。2.2 差速器设计根据汽车行驶运动学的要求和实际上的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等原因引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等17。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会是轮胎过早磨损、无益地消耗功率和燃料以及驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不同时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。在此，选用对称锥齿轮式差速器。2.2.1 对称锥齿轮式差速器的工作原理其工作原理如图图 2-6所示。0为主减速器从动齿轮或差速器壳的角速度；1、2分别为左右两半轴的角速度；T0为差速器壳接受的转矩；Tr为差速器的内摩擦力矩；T1、T2分别为左右两半轴对差速器的反转矩。根据运动分析可得1+2=20显然，当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以2倍的差速器壳体角速度旋转；当差速器壳体不转时，左右半轴将等速、反向旋转。根据力矩平衡可得T1+T2=TT2-T1=Tr图 25对称锥齿轮式差速器的工作原理普通锥齿轮差速器的锁紧洗漱k一般为0.05-0.15，两半轴的转矩比kb为1.11-1.35，这说明左右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等，这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是很合适的。当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很凶时，尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，其驱动转矩也不得不随附着系数小的一侧同样地减小，无法发挥潜在的牵引力，以致汽车停驶。2.2.2 对称圆锥行星齿轮式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2-7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。2.2.3 对称圆锥行星齿轮式差速器的设计1. 差速器齿轮的基本参数选择1) 行星齿轮数nCA141为载荷较大的商用车辆，采用4个行星齿轮。2) 行星齿轮球面半径RB 图 26 对称圆锥行星齿轮式差速器的结构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；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳行星齿轮球面半径RB反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定。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RB，它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RB可按如下的经验公式确定：RB=KB3T(2-19)式中 KB行星齿轮球面半径系数，取2.53.0，对于有四个行星齿轮的载货汽车取小值；T计算转矩，Tce和Tcs的较小值。根据上式，计算得RB=56.5mm。3) 行星齿轮与半轴齿轮的选择为了使齿轮有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求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Z2/Z1在1.52.0的范围内。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数Z2L，Z2R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：=整数式中：Z2L、Z2R左右半轴齿轮的齿数。n行星齿轮数。在此，Z1=10，Z2=18，满足以上要求。4) 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角1，2 60.945再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数mmm由于强度的要求，在此取m=4 mm。故，d1=mZ1=410=40mm d2=mZ2=418=72mm5) 压力角汽车差速器的齿轮大豆采用22.5的压力角，齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用25的压力角，以提高齿轮强度。在此选择25的压力角。6) 行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔直径的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取L=1.1。(2-20)(2-21)式中 T0差速器传递的转矩 n行星齿轮数 l行星齿轮支承面中点至锥顶的距离 c支承面的许用挤压应力根据上式：21.41mm L=1.121.41=28.07mm2. 差速器齿轮的几何计算行星式差速器设计所需的各项重要参数计算公式及其计算结果见表2-2所示。表格 22差速器齿轮的几何计算行星齿轮数Z110，取最小值Z1=10半轴齿轮齿数Z2=1425Z2=18模数mm=6齿面宽b=(0.250.30)A0b=15mm工作齿高hg=1.6mhg=9.6mm全齿高h=1.788m+0.05110.779压力角25轴交角=90=90节圆直径d1=mz1，d2=mz2d1=60mm，d2=108mm节锥角1=tan-1Z1Z2，2=90-11=29.06，2=60.94节锥距A0=d12sin1=d122sin2A0= 61.77mm周节t=3.1416mt=18.849mm齿顶高ha1=hg-ha2,ha2=0.43+0.37(Z2Z1)2mha1=6.33mm, ha2=3.27mm齿根高hf1=1.788m-ha1; hf2=1.788m-ha2hf1=4.398mm;hf2=7.458mm径向间隙c=h-hg=0.188m+0.051c=1.179齿根角1=tan-1hf1A0;1=4.0722=6.884续表2-3差速器齿轮的几何计算2=tan-1hf2A0面锥角01=1+2；02=2+101=35.93902=65.017根锥角R1=1-1R2=2-2R1=24.983R2=54.061外圆直径d01=d1+2ha1cos1d02=d2+2ha2cos2d01=71.067mmd02=111.176mm节圆顶点至外缘距离01=d22-h1sin102=d12-h2sin201=33.95mm02=18.09mm理论弧齿厚s1=t-s2s2=t2-(h1-h2)s1=9.06mms2=3.51mm齿侧间隙B=0.1020.152mB=0.250mm弦齿厚S1=si-si36di12-B2S1=4.86mmS2=2.90mm弦齿高hi=hi+si2cosi4dih1=1.92mmhi=1.78mm3. 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w (MPa)为 MPa式中 n差速器的行星齿轮数；J计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数；T差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩；在此T为854.19Nm；Z2半轴齿轮齿数；根据上式有 =612.52MPa980MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮要求精度低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用18。2.3 驱动半轴设计驱动车轮的传动装置位于传动系的末端,其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮.对于断开式驱动桥和转向驱动桥,驱动车轮的传动装置为万向传动装置;对于非断开式驱动桥,驱动车轮传动装置的主要零件为半轴。半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。 半浮式半轴的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，用于乘用车和总质量较小的商用车上。 3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联接。该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般仅用在乘用车和质量较小的商用车上。全浮式半轴的结构特点是半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相联，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上。理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由桥壳来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同女、半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为570MPa19。全浮式半轴主要用于质量较大的商用车上。2.3.1 结构形式分析半轴根据其车轮端支承方式不同,可分为半浮式，3/4浮式和全浮式。半轴是差速器与驱动轮之间传递扭矩的实心轴，其内端一般通过花键与半轴齿轮连接，外端与轮毂连接。本设计采用全浮式半轴。全浮式半轴只传递转矩，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，只需拧下半轴突缘上的螺栓即可抽出半轴，而车轮与桥壳照样能支持汽车，从而给汽车维护带来方便。半浮式半轴既传递扭矩又承受全部反力和弯矩。它的支承结构简单、成本低，因而被广泛用于反力弯矩较小的各类轿车上。但这种半轴支承拆取麻烦，且汽车行驶中若半轴折断则易造成车轮飞脱的危险。全浮式半轴计算载荷的确定全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可由附着力矩T=X2Lrr= X2Rrr求得，其中X2L，X2R的计算，可根据以下方法计算，并取两者的较小值。若按照最大附着力计算，即X2L=X2R=(2-22)式中 轮胎与地面的附着系数取0.8；m汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.21.4在此取1.2。根据上式X2L=X2R=13340N，T=X2Lrr= X2Rrr=6167Nm。若按照最大转矩计算，即X2L=X2R=(2-23)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；Temax发动机最大转矩，161.7 Nm；汽车传动效率，计算时可取1或取0.9；i传动系最低挡传动比；rr轮胎的滚动半径，0.375m。根据式(2-23)，X2L=X2R=8960 N。在此取X2L=X2R=8960 N，T=3360 Nm。2.3.2 全浮式半轴的结构设计全浮式半轴杆部直径的初选可按下式初步选取d=(2.052.18)3T(2-24)K为直径系数，取0.2052.18；T取小值，为3360 Nm。根据式(2-24)：d=(2.052.18)33360=65.7169.87 mm。根据强度要求在此d取65 mm。半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以便使半轴各部分基本达到等强度。半轴的破坏形式大多是扭转疲劳损坏，在结构设计时应尽量增大各过渡部分的圆角半径，尤其是凸缘与杆部、花键与杆部的过渡部分，以减小应力集中。当杆部较粗且外端凸缘也较大时，可采用两端用花键连接的结构。设计全浮式半轴杆部的强度储备应低于驱动桥其他传力零件的强度储备，使半轴起一个“熔丝”的作用。2.3.3 全浮式半轴的强度计算半轴的扭转切应力为：(2-25)式中 T半轴的计算转矩，在此取3360 Nm； d半轴杆部的直径，d=32 mm根据上式有=33600.212527000=536.8 MPa=(490588) MPa所以满足强度要求。半轴的扭转角为：式中 扭转角；l半轴长度，取685 mm；Ip半轴截面极惯性矩，取22986.37mm。转角宜为每米长度615。计算校核得=8.25，满足使用要求。2.3.4 半轴的材料及热处理半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC5263，硬化层深约为其半径的1/3，心部硬度可定为HRC3035；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277范围内20。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40号、45号)钢的半轴也日益增多2.4 制动器设计2.4.1 同步附着系数分析(1)当0时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力；(2)当0时：制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑而使汽车失去方向稳定性；(3)当0时：制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了转向能力。分析表明，汽车在同步附着系数为的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为，即 q=0，q为制动强度。而在其他附着系数的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死的制动强度q。这表明只有在0的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。根据相关资料查出货车00.5，故取0=0.5。2.4.2 制动器的有关计算由轮胎与路面附着系数所决定的前后轴最大力矩为：(2-26)式中 该车所能遇到的最大附着系数；q制动强度； er车轮有效半径；M max2后轴最大制动力矩；G汽车满载质量；L汽车轴距；故，前轴=15403.01 Nm前轮的制动力矩为7701.5 Nm。后轴=9412.95 Nm。故，后轮的制动力矩为4706.5 Nm。1. 后轮制动器的结构参数与摩擦系数的选取1) 制动鼓内径输入力P一定时，制动鼓内径越大，则制动力矩越大，且散热能力也越强。但D的增大受轮辋内径限制，制动鼓与轮辋之间应保持足够的间隙。通常要求该间隙不小于20mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减少制动时的温度。制动鼓的直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加工精度。制动鼓直径与轮辋直径之比D/Dr的范围如下：乘用车D/Dr=0.64-0.74 商用车D/Dr=0.70-0.83 制动鼓直径与轮辋直径的选取标准如表2-3所示。鼓内径一般比轮辋外径小125mm-150mm，载货汽车和客车的制动鼓内径一般比轮辋外径小80mm-100mm，设计时可按轮辋直径初步确定制动鼓内径。轮辋直径Dr=16in=205.4mm=508 mm而该车的最大内径为D=420mmDr / D=420/508=0.78在0.70-0.83范围内，所以符合设计要求。表格 23制动鼓最大内径轮辋直径121314151620制动鼓最大内径(/mm)轿车180200240260货车客车2202402603003204202) 制动蹄摩擦衬片的包角及宽度b表格 24 汽车制动器摩擦衬片选取表汽车类型汽车总质量衬片总摩擦面积轿车0.9-1.51.5-2.5100-200200-300客车汽车1.0-1.51.5-2.52.5-3.53.5-7.07.0-12.012.0-17.0120-200150-250250-400300-650550-1000600-1500制动蹄摩擦衬片的包角及宽度b加上已初定的制动鼓内径决定了每个制动器的摩擦面积A,即：A=Db1+2360式中 D制动鼓内径(mm) b制动蹄片摩擦衬片宽度(mm)1蹄片的衬片包角()2蹄片的衬片包角()摩擦衬片的包角通常在=90-120范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角=90-100时磨损最小，制动鼓的温度也最低，而制动效能则最高。再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损，包角不宜大于120，因为过大不仅不利于散热，而且易使只动作用不平顺，甚至可能发生自锁。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力，减小磨损，但b的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5 MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择b值。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大。而单个摩擦衬片的摩擦面积A又取决于制动鼓半径R，衬片宽度b及包角，即：A=Rb其中，以弧度为单位，当A，R，确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。在本设计中：根据QC/T309-1999制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列查得：b=100mm，R=160mm，=100，得：=52359 mm在30000 mm265000 mm2范围内，故符合要求。3) 摩擦衬片起始角0 图 27 摩擦衬片起始角0摩擦衬片起始角0，如图 2-7所示。通常是将摩擦衬片布置在制动蹄外缘得得中央。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。在本设计中：0=90(/2)=404) 张开力P的作用线至制动器中心的距离a在满足制动轮缸或凸轮能够布置在制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高起制动效能，初步设计时可暂取Ra8.0左右。在本设计中：a=0.8R=0.8160=128mm。取130mm5) 制动蹄支销中心的坐标位置k与c如上图所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸k是应尽可能地小，以使尺寸c尽可能地大，初步设计可取c=0.8R左右。在本设计中：c=0.8R=0.8160=128mm。取130mm2. 摩擦片摩擦系数选择摩擦片时，不仅希望其摩擦系数要高些，而且还要求其热稳定行好，受温度和压力的影响小。不宜单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性的要求和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求。在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取f=0.4可使计算结果接近实际值。制动器制动力矩及张开力的计算 紧蹄产生的制动力矩：Mt1=fF1R1(2-27)为计算随张开力F01而改变的力F1，列出蹄上的力平衡方程：F01cos0+Fx-F1cos1+fsin1=0(2-28)F01a-Fx+fR1F1=0(2-29)其中，1为X1轴和力F1的作用线之间的夹角，FX为支承反力在X1轴上的投影。故，有F1=hF01ccos1+fsin1-fR1(2-30)紧蹄和松蹄上的制动力矩为：Mt1=hF01fR1ccos1+fsin1-fR1=F01D1(2-31)Mt2=hF02fR2ccos2+fsin2-fR2=F02D2(2-32)由于 =7.19=179.36 mm且紧蹄和松蹄的、相同，所以2=1=7.19，R2=R1=179.63 mm根据制动力矩和张开力的关系：M=Mt1+Mt2=F01D1+F02D2Mt1=346.69 NmmMt2=116.86 Nmm故，可计算得F01= F02=MD1+D2=7307.58 N领蹄制动蹄因数为：BFT1 = =1.2从蹄制动蹄因数为：BFT2= 制动器主要零件的结构设计1. 制动鼓制动鼓相对于轮毂的对中是圆柱表面的配合来定位，并在两者装配紧固后精加工制动鼓内工作表面，以保证两者的轴线重合。两者装配后还需进行动平衡。其许用不平衡度对轿车为15Ncm20Ncm；对货车为30Ncm40Ncm。微型轿车要求其制动鼓工作表面的圆度和同轴度公差0.03mm，径向跳动量0.05mm，静不平衡度1.5Ncm。制动鼓壁厚的选取主要是从其刚度和强度方面考虑。壁厚取大些也有利于增大其热容量，但试验表明，壁厚由11mm增至20mm时，摩擦表面的平均最高温度变化并不大。一般铸造制动鼓的壁厚：轿车为7mm12mm；中、重型载货汽车为13mm18mm。制动鼓在闭口一侧外缘可开小孔，用于检查制动器间隙。本次设计采用的材料是HT20-40。2. 制动蹄制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车的约为3mm5mm；货车的约为5mm8mm。摩擦衬片的厚度，轿车多为4.5mm5mm；货车多为8mm以上。衬片可铆接或粘贴在制动蹄上，粘贴的允许其磨损厚度较大，使用寿命增长，但不易更换衬片；铆接的噪声较小。本次制动蹄采用的材料为HT200。3. 制动底板制动底板是除制动鼓外制动器各零件的安装基体，应保证各安装零件相互间的正确位置。制功底板承受着制动器工作时的制动反力矩，因此它应有足够的刚度。为此，由钢板冲压成形的制动底板均只有凹凸起伏的形状。重型汽车则采用可联铸铁KTH37012的制动底板。刚度不足会使制动力矩减小，踏板行程加大，衬片磨损也不均匀。本次设计采用45号钢。4. 制动蹄的支承 二自由度制动蹄的支承，结构简单，并能使制动蹄相对制动鼓自行定位。为了使具有支承销的一个自由度的制动蹄的工作表面与制动鼓的工作表面同轴心，应使支承位置可调。支承销由45号钢制造并高频淬火。其支座为可锻铸铁(KTH37012)或球墨铸铁(QT40018)件。青铜偏心轮可保持制动蹄腹板上的支承孔的完好性并防止这些零件的腐蚀磨损。具有长支承销的支承能可靠地保持制动蹄的正确安装位置，避免侧向偏摆。有时在制动底板上附加一个压紧装置，使制动蹄中部靠向制动底板，而在轮缸活塞顶块上或在张开机构调整推杆端部开槽供制动蹄腹板张开端插入，以保持制动蹄的正确位置。5. 制动轮缸制功轮缸为液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构，其结构简单，在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶块，以支承插人槽中的制动蹄腹板端部或端部接头。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处的橡胶皮碗密封。多数制动轮缸有两个等直径活塞；少数有四个等直径活塞；双领路式制动器的两蹄则各用一个单活塞制动轮缸推动。本次设计采用的材料是HT250。2.5 驱动桥壳设计驱动桥壳的主要功用是支撑汽车质量，并承受由车轮传来的路面的反力和反力矩，并经悬架传给车架(或车身)；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。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。2. 在保证强度和刚度的前提下，尽量减小质量以提高汽车行驶平顺性。3. 保证足够的离地间隙。4. 结构工艺性好，成本低。5. 保护装于其上的传动部件和防止泥水浸入。6. 拆装，调整，维修方便。2.5.1 整体式桥壳的结构整体式桥壳的特点是整个桥壳是一个空心梁,桥壳和主减速器壳为两体.它具有强度和刚度大,主减速器拆装和调整方便等优点.按制造工艺不同,整体式桥壳可分为铸造式,钢板冲压焊接式和扩张成形式三种.铸造式桥壳的强度和刚度较大,但质量大,加工面多,制造工艺复杂,主要用于总质量较大的货车上。2.5.2 桥壳的受力分析与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。我国通常推荐：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锤力时；当车轮承受最大切应力时；以及当车轮承受最大侧向力时。只要在这三种载荷计算工况下桥壳的强度特征得到保证，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。对于具有全浮式半轴的驱动桥，强度计算的载荷工况与半轴强度计算的：三种载荷工况相同。桥壳危险断面通常在钢板弹簧座内侧附近，桥儿端郎的轮毂轴承座根部也应列为危险断面进行强度验算。1. 当制动力或牵引力最大时桥壳钢板弹簧座处危险断面的弯曲应力和扭转切应力分别为=MvWv+MhWh(2-33)=TtWT(2-34)式中 Mv地面对车轮垂直反力在危险断面引起的垂直平面内的弯矩，Mv=1.2G2=18666.7Nb=280mmMv=3136Nmb轮胎中心平面到板簧座之间的横向距，b=280mm Mh一侧车轮上的牵引力或制动力矩Fx2在水平面内引起的弯矩，Mh=Fx2b=4442.68N；Fx2=G2=15866.7NTT牵引或制动时，上述危险断面所受转矩，TT=Fx2Rr=5950；WT=23.46cm3Wv危险断面的抗弯截面系数及抗扭截面系数Wh垂直平面的抗弯截面系数及抗扭截面系数WT水平面弯曲的抗弯截面系数及抗扭截面系数。=MvWv+MhWh=313631.37+4442.6831.37=241.59 MPa=TtWT=595023.46=253.62 MPa故，校验合格。2. 当侧向力最大时桥壳内、外板簧座处断面的弯曲应力i，o分别为i=Fz2ib+1rrWv(2-35)o=Fz2ob-1rrWv(2-36)计算得Fz2i=Fz2o=9333.35 N i=176.12MPa o=11.52MPa3. 当汽车通过不平路面时危险断面的弯曲应力为=kG2b2Wv(2-37)式中 k液力变矩系数，取1 G2=18666.7N b=280 WV=31.37 cm3计算得=83.3MPa桥壳的许用弯曲应力为300500MPa，许用扭转切应力为150400MPa。可锻铸铁桥壳取较小值，钢板冲压焊接桥壳取较大值。经计算，上述强度均符合要求。2.6 小结本章对驱动桥的主减速器、差速器、驱动半轴、制动器和驱动桥壳等部件进行了设计。主要工作是对这几个部件的结构形式进行了选择，设计计算了确定其具体形态的各项参数，并对几个部件的危险截面进行了受力分析和强度校核。第 3 章 CATIA三维建模3.1 CATIA软件介绍CATIA软件是法国DassaultSystem(达索系统)公司开发CAD/CAE/CAM一体化软件。CATIA诞生于20世纪70年代，从1982年到1988年，CATIA相继发布了V1版本、V2版本、V3版本，并于1993年发布了功能强大的V4版本。为了扩大软件的用户群并使软件能够易学易用，DassaultSystem(达索系统)公司于1994年开始重新开发全新的CATIA V5版本。CATIAV5版本具有重新构造的新一代体系结构、支持不同应用层次的可扩充性、与NT和UNIX硬件平台的独立性、专用知识的捕捉和重复使用、为现有客户平稳升级等特点。另外，为了验证一种新的概念在美观和风格选择上达到一致，CATIA可以用数字化定义的产品模型，生成具有真实效果的渲染照片。在真实产品投产之前，即可进行产品的订购。3.2 主减速器建模齿轮的建模，可利用网上的相关资料。如，利用宏命令，启用相关的程序，输入计算所得的参数之后，即可得到相应的锥齿轮；利用“齿轮生成器”小程序，输入计算所得的相关参数，即可得到相应的斜齿轮。整个主减速器的三维模型如图3-1、图3-2所示。3.3 差速器建模差速器的功用是当汽车转弯行驶或在不平路面上行驶时,使左右驱动车轮以不同的角速度滚动,以保证两侧驱动车轮与地面间作纯滚动运动。其三维模型如图3-3、图3-4所示。3.4 驱动半轴建模半轴是差速器与驱动轮之间传递扭矩的实心轴，其内端一般通过花键与半轴齿轮连接，外端与轮毂连接。本设计采用全浮式半轴，其三维模型如图3-5所示。图 31主减速器的三维模型图 32主减速器的三维模型图 33差速器三维模型图 34差速器三维模型图 35驱动半轴三维模型3.5 驱动桥壳建模驱动桥壳的主要功用是支撑汽车质量，并承受由车轮传来的路面的反力和反力矩，并经悬架传给车架(或车身)；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。其三维模型如图3-6所示。图 36驱动桥壳三维模型3.6 驱动桥整体三维建模驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功用首先是增扭,降速,改变转矩的传递方向,即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩,并将动力合理的分配给左、右驱动轮，其次,驱动桥还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力,以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成,转向驱动桥另外还有等速万向节等部件。此次设计的驱动桥整体三维模型如图3-7、图3-8所示。图 37驱动桥整体三维模型图 38驱动桥整体三维模型3.7 小结本章根据上一章中设计计算的各项数据，对驱动桥中主减速器、差速器、半轴、驱动桥壳等部件进行了三维实体建模。借助于CATIA的各项功能，使得整个设计的结果更加形象化。驱动桥壳的有限元分析这一工作打下了良好的基础。第 4 章 驱动桥壳有限元分析4.1 驱动桥壳的约束及受力分析因为本设计采用的是全浮式半轴,半轴只承受转矩,而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上。理论上来说，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由桥壳来承受。桥壳与轮毂通过凸缘盘来连接,所以我认为对驱动桥壳的约束可以近似的看出对凸缘盘的全自由度约束。桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座内侧附近，桥壳端部的轮毂轴承座根部也应列为危险断面进行强度校核，在桥壳两侧钢板弹簧座上加载荷，载荷为11200N。4.2 计算方法的局限性现代桥壳强度的传统计算方法,只能算出某一断面的应力平均值,而不能完全反应桥壳上的应力及其分布情况22。因此,它仅用于对桥壳强度的验算,或用作与其他车型的桥壳强度进行比较,而不能用于计算桥壳上某点(例如应力集中)的真实应力值使用有限元法对驱动桥壳进行强度分析,只要计算模型简化得当,受力约束处理合理,就可以得到比较详细的应力与变形的分布情况,这些都是上述传统计算方法所难以办到的。4.3 有限元模型的建立有限单元法的基本思想是“离散化”。有限单元法将被分析的对象(例如一个弹性体或一个机械结构)视为有限多个仅在节点处互相连接的单元$对不同的单元分别假设不同的内部位移模式，并用节点位移来描述。这样，我们只需对构成分析对象的节点位移求解，就可以求得单元的变形和应力，而不必对弹性体的无限域求解。在保证有限元分析精度的条件下，提高运算速度，对实体模型进行一定精度下的简化，忽略一些无关紧要的结构，如放油孔、加油孔和螺栓孔等，保留对有限元分析有影响的部分，如固定环、轴头、钢管弹簧座、月牙口等。本文在 ANSYS中建立的桥壳参数化模型由桥壳本体、两个板簧座、两个半轴套管、两个凸缘和一个凸包组成，如图4-1所示。图 41有限元模型4.4 材料属性及网格划分设计载货汽车轮距为1740mm，板簧间距为1350mm，板簧座上表面面积为16744 mm2，桥壳材料采用通用低合金高强度结构钢，材料的屈服极限强度为450MPa，弹性模量E=2.06105MPa，泊松比v=0.3。图 42网格划分图网格划分在有限元分析过程中至关重要。一般情况下网格数量的增加，会提高计算精度，但同时计算规模会有所增加。在单元尺寸一定的情况下，六面体网格数目的增加会提高计算精度和减少计算计算时间，但是对模型的结构的复杂程度有一定的要求。ANSYS具有强大的网格划分功能，本文由于模型有一定的复杂性，划分网格无法保证都是六面体网格。所以半轴套管和凸缘采用六面体网格，桥壳本体、板簧座以及凸包采用四面体网格。经ANSYS划分网格后，该有限元模型共有节点数89768，单元数47294，如图4-2所示。4.5 驱动桥壳的静强度分析4.5.1 引言静力学分析主要是用来分析结构或者受力件在静态载荷作用下的响应，是有限元分析(FEA)中最基础的分析23。本文分析驱动桥壳在三种典型工况下的应力和变形规律，找出桥壳潜在危险位置，为桥壳的疲劳分析以及结构优化提供参考和依据。4.5.2 最大垂向力工况当汽车在不平的道路上行驶时，桥壳除承受静止状态下的那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷，此时可认为桥壳垂向力最大，不受其他力和弯矩的作用。 最大垂向载荷为：T=G4=45009.82.54=27562.5 N式中，为动载荷系数，载货汽车取 2.5；G 为汽车满载静止于地面时驱动桥给地面的载荷，N。在ANSYS中里的加载方式如图4-3所示。图 43力的加载方式经ANSYS计算后得到的总变形图如图4-4所示。图 44总变形经ANSYS计算后得到的垂向变形图如图4-5所示。图 45垂向变形图4-5中，位移较大区域出现在两板簧座之间区域，最大变形量为1.0109mm，出现在左板簧座和凸包之间的区域。由于轮距为1.6m，每米轮距变形量为0.8013mm，其值远小于1.5mm，桥壳满足刚度要求。经ANSYS计算后得到的应力如图4-6所示。图 46应力图图4-6中，应力集中出现在月牙口处，最大应力为291.82MPa，应力较大区域位于半轴套管的前端和板簧座靠近凸包附近区域，但都小于材料的屈服应力，其他区域应力较小，桥壳满足强度要求。 4.5.3 最大牵引力工况汽车满载以最大牵引力行驶时，发动机以最大转矩工作，桥壳主要承受垂向力和纵向力。垂向力=20415.2N式中，m2是汽车加速行驶时的质量转移系数，载货汽车取1.1-1.3；纵向力N在ANSYS中里的加载方式如图4-7所示。图 47力的加载方式经ANSYS计算后得到的总变形图如图4-8所示。图 48总变形图4-8为最大牵引力工况等效位移分布云图，桥壳两板簧座之间的区域位移较大，最大位移位于凸包附近，为 1.1989mm，板簧座附近区域位移也较大，其他区域位移较小，有限元结果满足桥壳的刚度要求。经ANSYS计算后得到的垂向变形图如图4-9所示。图 49垂向变形经ANSYS计算后得到的应力如图4-10所示。图 410应力图图4-10为最大牵引力工况应力分布云图，最大应力出现在凸缘和半轴套管相接处，为389.11MPa，远小于材料的屈服强度，应力较大位置位于板簧座和凸缘之间的区域以及板簧座和凸包之间的区域，其他区域应力较小。4.5.4 最大制动力工况不考虑侧向力，汽车在紧急制动的情况受力情况如下:垂向力：纵向力：式中，m2为后驱动桥计算用的汽车紧急制动时的质量转移系数，计算时取0.95；为驱动车轮与路面间的附着系数，计算时取0.8。在ANSYS中里的加载方式如图4-11所示。图 411力的加载方式图4-12为最大制动力工况等效位移分布云图，两板簧座之间的区域位移较大，最大位移位于凸包位置，为1.3234mm，满足桥壳的刚度要求，其他位置位移较小。图4-13为最大制动力工况垂向变形图。图4-14为最大制动力工况应力分布云图，板簧座和凸缘之间的区域应力较大，最大应力位于凸缘与桥壳的交接处，为387.91MPa，小于材料的屈服强度，板簧座附近区域应力较大，其他位置应力较小。图 412总变形图 413垂向变形图 414应力图4.6 小结本章利用ANSYS软件，分别对驱动桥壳在最大垂向力工况、最大牵引力工况、最大制动力工况等三种工况下进行了静强度
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