【《汽车后驱动桥的结构设计计算案例》7900字】

汽车后驱动桥的结构设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u5677汽车后驱动桥的结构设计计算案例 1245131.1主减速器的设计 2111451.1.2主减速器齿轮参数的计算与强度的校核 3224981.2差速器的设计 10124881.2.1概述 1022581.2.2工作原理 10278921.2.3主要零部件结构方案的确定 11165141.2.4差速器主要零部件的设计计算 18137571.2.5齿轮参数的计算与强度校核 2034611.2.6差速器齿轮的材料 24157021.3半轴的设计 25169731.1.1概述 25277971.1.2计算载荷的确定 2578211.1.3半轴杆部直径的计算 2676991.1.4半轴强度计算 2674891.1.5半轴花键强度的计算及校核 27312671.4桥壳的设计 2864411.4.1概述 2831431.4.2静弯曲应力的计算 28119811.4.3受冲击载荷时桥壳的强度计算 29200461.4.4受最大牵引力时桥壳的强度计算 30108791.4.5紧急制动时的桥壳强度计算 311.1主减速器的设计1.1.1概述主减速器是汽车传动系统中主要部件，一般来说其作用是减速增矩，但是一些汽车的发动机是纵向安装的，这时主减速器不仅可以减速增矩，还可以改变动力的传递方向，为各个档位提供一个共同的传动比。1.1.2主减速器齿轮参数的计算与强度的校核齿轮计算载荷的确定按照汽车最低挡传动比和发动机最大转矩确定计算转矩（1.1）公式中是发动机最大转矩由表2.1可知为365；为超载系数，计算时取；为最低档的传动比，即==5.86×1.967=21.247；n为驱动桥数目，由表2.1可知该汽车为四驱车所以数值为2;代入数据，经计算按照汽车打滑时转矩确定计算转矩（1.2）公式中为最大负荷[18]，一般，越野车型一般=M总+（800~1000）；为附着系数，对于越野汽车计算时取=1.0；为车轮滚动半径由前文可知0.388m；为传动效率，为轮边传动比，计算时取0.96和1。代入数据，经计算，==一般来说齿轮的疲劳损坏依据需要计算平均转矩:=（1.3）公式中为滚动阻力系数，计算时取；为平均爬坡能力系数，计算时取；为性能参数：为汽车的总重量，即；为牵引车满的载总重，计算时取。（1.4）而=11.96＜16时，即取=0。代入数据，经计算：===832.65MBEDEquation.3主减速器齿轮参数的选择①主、从动齿数的选择由于本次设计的后驱动桥选用的是普通单级主减速器，参考=5.86，应可能使主动齿轮的齿数取得小，这样可以得到合理的离地间隙，对于越野车来说，为了降低噪声，提高强度，要大于6。同时主、从动齿轮的齿数之要大于40且齿数之间不应该有公约数，这样齿轮才会啮合平稳。综上，选取主动齿轮齿数为，从动齿轮齿数为。②节圆直径及模数根据从动锥齿轮的计算转矩，按经验公式：（1.5）公式中为计算转矩，；为直径系数，计算时取；代入数据，经计算，，取。由公式，为了验证可以用下式验算：（1.6）公式中为模数系数，计算时取；为计算转矩，取；所以，=。查找机械设计手册GB/T12368-1990可得，取=5mm，所以有：。③齿面宽的选择按照设计经验，齿轮面宽度：，取。一般来说主动锥齿轮齿面比从动锥齿轮齿面大10%~20%左右，所以取。④齿轮螺旋方向的选择主动锥齿轮的螺旋方向和从齿轮螺旋方向一般来说是相反的，本次设计从动锥齿轮螺旋方向确定为右旋，主动锥齿轮螺旋方向确定为左旋。⑤螺旋角的选择螺旋角的取值要满足重合度大于1.25的要求，按照设计经验，螺旋角选用35°最为合适。⑥法向压力角α的选择选择法向压力一般取得大一些，但是太大容易使齿顶变尖，使重合度降低，所以取值时要适中，按照设计经验取α＝20°。⑦主、从动锥齿轮参数的具体计算各参数如表1.1所示：表1.1主、从锥齿轮参数表序号参数名称计算公式计算结果1主动锥齿轮齿数72从动锥齿轮齿数453模数54齿面宽5工作齿高查表1.2，H1取1.5606全齿高查表1.2，H2取1.733EIBEDEquation.37轴交角8节锥角9面锥角10节锥距11齿顶高查表1.2，ka取0.270=6.65mm=1.35mm12齿根高==2.35mm=7.65mm13周节14节圆直径15根锥角==16理论弧齿厚查表1.2，Sk取0.818=27.05mm=4.09mm17齿侧间隙B=0.305~0.4060.4mm18螺旋角=35°19法向压力角表1.2汽车螺旋锥齿轮的H1、H2、Ka以及Sk主动齿轮齿数Z156789从动轮最小齿数Zmin3534333231齿工作高系数H11.4301.5001.5601.6101.650齿全高系数H21.5881.6661.7331.7881.832大齿轮齿顶高系数Ka0.1600.2150.2700.3250.380弧齿厚Sk0.7880.8030.8180.8370.860螺旋锥齿轮的强度计算如表1.3所示，给出了主减速器和差速器齿轮的许用应力数值：表1.3齿轮的许用应力计算载荷（N/mm2）锥齿轮的许用接触应力锥齿轮的许用弯曲应力差速器齿轮的许用弯曲应力28007009801750210.9210.9①单位齿长上的圆周力单位齿长上的圆周力可以评估齿轮的表面耐磨性，计算公式如下：（1.7）按照发动机最大转矩计算时：（1.8）公式中为最大转矩，由表2.1可知计算时取；为由表2.1可知，变速器的最低档传动比为1.967；为节圆直径，计算时取；为齿面宽，取42mm。按最大附着力矩计算时：（1.9）公式中同（式1.2）说明，取17167.15N；为附着系数，计算时取1；为轮胎的滚动半径，取0.388m；代入数据，经计算=1691.64N／mm对于载货汽车和越野汽车而言[p]=2000N/mm，经计算这两种工况下的圆周力都低于许用值，校核成功。②轮齿的弯曲强度计算及校核轮齿的弯曲应力为：（1.10）公式中为汽车的超载系数，计算时取1；为尺寸系数=；为载荷分配系数计算时，取；为质量系数，计算时取[19]；为齿轮计算转矩，从动齿轮取和来计算；对主动齿轮来说：，代入数据经计算，MBEDEquation.3MBEDEquation.3；为齿轮计算弯曲应力的综合系数，通过图1.1所示，可查出，。图1.1弯曲强度综合系数代入数据，按照计算：；；按照计算：；；通过计算，由表1.2可知，计算的齿轮弯曲应力在许用范围内，满足校核。③齿面接触强度的计算及校核齿面的接触应力（N／mm）为：（1.11）公式中，，，同（式1.10）下说明；为表面质量系数，取1；为齿轮材料的弹性系数[20]，查找资料取；为主动齿轮计算转矩分别为，MBEDEquation.3；为节圆直径，由表1.1可知取；b为齿面宽，由表1.1可知取；为计算接触强度的综合系数，通过图1.3所示，可查出。图1.3接触强度综合系数代入数据，按照计算，；按照计算，；通过计算，由表1.2可知，齿轮齿面接触强度也在许用范围内，满足校核。1.1.3主减速器齿轮材料及热处理本设计主减速器齿轮所采用的钢为20CrMnTi用渗碳合金钢[21]。热处理为渗碳、淬火、回火，在对齿面进行喷丸处理和渗硫处理，即可达到设计要求。1.2差速器的设计1.2.1概述差速器是整个后驱桥的关键部件，它的主要作用是用来差速的，即允许左、右两边车轮以不同的转速旋转[21]。结合越野车型的特点，本设计采用防滑差速器，具体结构选用带摩擦片式自锁差速器，因为结构简单，反应迅速，工作平稳。1.2.2工作原理摩擦片式自锁差速器是利用主、从动摩擦片发生相对转动产生摩擦力矩，使转矩重新分配，来实现限滑的功能，其基本结构如图1.4所示。1—差速器左壳2—蝶形弹簧3—主动摩擦片4—从动摩擦片5—压力环6—行星齿轮7—十字轴8—半轴齿轮9—差速器右壳图1.4摩擦片式自锁差速器结构简图汽车直线行驶两侧车轮无转速差时，半轴齿轮8和差速器壳1、9转速相等，与差速器外壳1、9相连的主动摩擦片3和与半轴齿轮相连都从动摩擦片4不会发生相对转动，这时大部分转矩平均分配给两个半轴，这与普通对称式锥齿轮差速器相同；当汽车打滑或转弯有转速差时，行星齿轮8开始自转，导致差速器壳1、9的转速与左右半轴齿轮8的转速不相等，从动摩擦片4和主动摩擦片3之间会产生相对转动，同时十字轴7对压力环的V型楔槽产生一个轴向压力，在这个轴向压力的作用下将主动摩擦片3和从动摩擦片4压紧产生摩擦力矩，力矩方向与快转的半轴旋转方向相反，与慢转的半轴旋转方向相同，在摩擦力矩的作用下，转矩重新分配，使得转速慢的力矩增加，达到限滑的目的。这种摩擦片式自锁差速器具有以下优点：由于压力环的存在，可以感知转矩的变化[22]，工作时反应迅速。结构尺寸小，布置容易。零件数量较少，制造难度和制造成本相对较低。在此基础上可以实现电控，为电控摩擦片式自锁差速器的开发有实际意义。1.2.3主要零部件结构方案的确定如图1.5所示为带摩擦片式自锁差速器结构示意图：1—蝶形弹簧2—主动摩擦片3—从动摩擦片4—压力环5—半轴齿轮6—行星齿轮7—十字轴8—差速器壳图1.5摩擦片式自锁差速器压力环压力环是摩擦片式自锁差速器中用来传递轴向压力的部件，有左、右两个对称部分组成，这两部分合在一起可以包裹差速器齿轮机构，其结构如图1.6所示。图1.6压力环（左半部）其结构特点和作用是：设计有45°的v型槽。这个v型楔面的主要作用是在不同工况下，将作用在上面的圆周力转化为对主、从摩擦片的轴向压力。外侧设计有与差速器壳相配合的键，起到定位和传递动力的作用。3、两个摩擦力矩合在一起构成内球面，包裹差速器的齿轮机构，起到保护作用。主、从动摩擦片当量摩擦半径是主、从动摩擦片重要的设计参数，计算公式为：（1.12）公式中D为摩擦片外径mm；d为摩擦片内径mm。当时，当量摩擦半径（1.13）主、从动摩擦片基本形状如图1.7所示：a主动摩擦片b从动摩擦片图1.7主、从动摩擦片主要结构特点是：主动摩擦片外圈和从动摩擦片内圈上有键，可以分别与差速器外壳和半轴的槽相配合，从而实现摩擦片组的径向定位和传递动力。蝶形弹簧碟形弹簧受力变形所产生的弹性力来压紧摩擦片，它可以保持相对稳定的弹性力，其基本形状如图1.8：图1.8蝶形弹簧碟性弹簧在工作时的变形力F0可以用下面公式来计算：（1.14）公式中为蝶形弹簧的厚度，mm；为变形量，mm；为材料的弹性模量，Mpa；为泊松比；为计算系数；为自由半径，mm；为内锥高，mm。高厚比与蝶形弹簧的弹性特性有关，如图1.9所示：图1.9碟形弹簧的性能曲线如图1.9所示在之间有性能曲线有一个最大值和最小值，为保证碟形弹簧在工作时产生的变形力稳定和工作轻便[22]，所以高厚比在之间取值、。行星齿轮轴本次设计采用的是整体式行星齿轮轴，其主要结构特点是有四个支承行星齿轮的面，在轴颈处铣有可供行星齿轮润滑的面，如图1.10所示：图1.10整体式行星齿轮轴半轴齿轮与行星齿轮半轴齿轮在轴端圆周上设计有键槽，其作用主要是用来与从动摩擦片的键相配合，如图1.11所示；而行星齿轮无论是在结构上，还是在形状上都与普通差速器的行星齿轮没有什么区别。a立体图b零件简图图1.11半轴齿轮差速器壳带摩擦片式自锁差速器壳体在外观上与普通差速器没有太大的区别，但是在壳内部开设有有凹槽，分别与主动摩擦片及压力环的外键相配合，实现同步转动，如图1.12所示。a差速器右壳b差速器左壳图1.12差速器壳锁紧系数的计算如图1.13所示为压力环的受力分析图，对从图中可知，其圆周力为：（1.15）公式中为差速器壳传递的转矩，；为压力环的当量作用半径，m。图1.13压力环受力分析图由图可得：（1.16）公式中为十字轴对压力环轴向压力，N；为十字轴面与压力环v型槽的角度。将式（1.15）代入式（1.16）中，M0为差速器壳传递转矩有：（1.17）摩擦元件所产生的摩擦力矩为：（1.18）公式中为差速器某一侧摩擦力矩，；为主、从摩擦片起作用的面数；为摩擦系数；为平均摩擦半径，m。发生差速时，慢转侧和快转侧的驱动力矩分别为：（1.19）（1.20）内摩擦力矩可以表示为：（1.21）将式（1.18）式（1.19）以及式（1.20）代入式（1.21）中，有（1.22）则锁紧系数（1.23）1.2.4差速器主要零部件的设计计算锁紧系数和单侧摩擦力矩、预紧力矩的分析计算①理论锁紧系数根据锁紧系数的选择原则，考虑到越野车型特点，锁紧系数一般取0.5。②单侧摩擦力矩的确定为差速器壳体作用转矩：（1.24）根据锁紧系数公式（1.25）即③预紧力矩预紧力矩不仅是产生预紧力的原因，也是当汽车某一侧车轮打滑时，保障另一侧在车轮轮能够有足够的驱动力使汽车行驶[23]，即有：（1.26）公式中为预紧力矩，N.m；为汽车总重量由表2.1可知为；为道路滚动阻力系数，计算时可取；为轮胎的滚动半径，由前文可知取；代入数据经计算：由此可知，当取值高于88.65N.m时就可以产生工作时所需要的内摩擦力矩，所以差速器的预紧力矩取。主、从摩擦片尺寸参数的计算①摩擦片内外径d、D，厚度h以及平均摩擦半径的确定按照经验公式选用:（1.27）公式中为发动机最大转矩365；为直径系数，对于越野车型而言取8；代入数据计算得D=152.83mm，对照表1.4选取D=160mm，d=110mm，h=1.5mm，外、内花键应该与差速器壳、半轴齿轮上的键槽配合，具体尺寸大小键半轴齿轮花键的设计说明。表1.4摩擦片尺寸选取表外径D（mm）内径d(mm)内外径之比d/D1601100.6871801250.6942001400.700由于，所以摩擦片平均摩擦半径=67.5mm。②单侧摩擦片组数及材料选择单侧摩擦片组为3组，摩擦片的材料确定为石棉材料[24]。压力环v型槽角和压力环作用当量半径rp的确定①根据实际情况和设计经验，选取v型槽角为45°。②压力环作用当量半径rp由公式（1.23）可算出（1.28）确定碟型弹簧的结构参数①内外径d和D的选择为了使工作平稳，可采用与主、从摩擦片相同的内径和外径，即外径为160mm，内径为110mm。②厚度δ和内锥高h的选择厚度为了方便可与主、从摩擦片的厚度相同，即为；由前文可知，为了满足摩擦片式自锁差速器的工作要求，一般取在间[25],所以h=（）δ=（7~9.89）mm，选取h=8mm。1.2.5齿轮参数的计算与强度校核（1）行星齿轮数目的选择对于越野车型来说，为了使差速器工作时更为平稳，一般选用4个行星齿轮。（2）球面半径和节锥距的确定根据经验公式：（1.29）公式中为球面半径系数，取2.99；为取，由前文可知，=3818.25；代入数据，经计算，取=46mm。节锥距：（1.30）代入数据经计算，取。（3）齿数的选择按照选择原则，要想四个行星齿轮与两个半轴齿轮啮合，则它们齿轮齿数之和必须能被行星齿个数四整除，为了提高强度，行星齿轮的齿数尽可能小与半轴齿轮齿数。综上所诉，本次设计初定行星齿轮齿数，半轴齿轮齿数，且，满足设计条件。（4）齿轮模数m及半轴齿轮节圆直径d的计算由公式的得节锥角：（1.31）则模数可用下面计算公式得出：（1.32）由计算可知，查找机械设计手册GB/T12368-1990可得，可取标准模数=5；节圆直径d即可由下式求得：（1.33）（5）压力角对于差速器的齿轮来说，选用，齿高系数为0.8。（6）齿轮安装孔直径及其深度L的计算安装孔的直径与十字轴端直径相同，深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度，如图1.14所示。图1.14安装孔直径及其深度L由公式可得：（1.34）（1.35）（1.36）公式中为支承面中点到锥顶的距离，mm，，是半轴齿轮齿面宽中点处的直径，=80mm；由前文可知为3818.25；n为行星齿轮个数4；[]为支承面的许用挤压应力，查机械设计手册取为69MPa；代入数据，经计算得：mmL=1.1×20.07=22.07mm差速器齿轮各参数的计算表1.5差速器齿轮参数表序号参数名称计算公式计算结果1行星齿轮齿数102半轴齿轮齿数163模数54压力角22.30°5工作齿高8mm7齿顶高8全齿高h=8.911mm9节圆直径10轴交角90°11节锥角12根锥角13节锥距14齿面宽15齿根高差速器齿轮的强度计算齿轮的弯曲应力为：（1.37）公式中T为计算转矩：==572.73（1.38）==124.89（1.39）为载荷分配系数，计算时取1.1；为超载系数，计算时取1.0；为尺寸系数；为质量系数，计算时取1.0；为齿轮的齿面宽11.65mm；为模数5；为行星齿轮数目4；为半轴齿轮齿数16；为弯曲应力的综合系数，通过图1.15所示，可查出。图1.15弯曲综合系数J按照计算得：=按照计算得：=所以由表1.3可知，差速器齿轮强度满足要求。1.2.6差速器齿轮的材料一般来说，差速器齿轮的材料基本上都是渗碳合金钢制造的，其中20CrMnTi这种材料很常见，被广泛应用齿轮的制作，用这种材料做出来的齿轮，表面有硬度高且耐磨，中心韧性强。1.3半轴的设计1.1.1概述半轴是一根实心轴，主要是将差速器的转矩传给车轮，其内端一般通过花键与半轴齿轮连接，外端通过花键与凸缘连接。根据车型的特点，所以采用全浮式结构。1.1.2计算载荷的确定一般来说全浮式半轴的计算载荷要考虑以下工况：如图1.16所示为全浮半轴支撑示意图；图1.16全浮式半轴支承示意图按最大附着力计算，即（1.40）公式中为驱动力（地面切向反作用力）；为附着系数计算取0.8；为质量转移系数，后驱动桥在此取1.3；为同（式1.2）说明，取17167.15N。根据上式按最大转矩计算，即（1.41）公式中由表2.1可知为发动机最大转矩，；为传动效率，计算时取；为传动系统最低档传动比，由前文可知为；为转矩分配系数，计算时取；为滚动半径，计算时取。根据上式=11809.23N所以取两种工况中最小的值，取8926.91N所以，（1.42）1.1.3半轴杆部直径的计算按照设计经验，直径d可由下面公式得出：（1.43）公式中T为半轴承受的最大转矩，由前文可知数值为。代入数据计算得：=(31.01~32.98)mm，取32mm。1.1.4半轴强度计算半轴的扭转应力公式为：（1.44）公式中T同式（1.43）下说明；d为半轴杆部的直径；为剪切许用应力，查《机械设计手册》取[26]；代入数据计算得：=<，强度在许可范围内。最大扭转角可由下式算出：（1.45）公式中T同式（1.43）下说明；为半轴长度，计算时取；G为剪切弹性模量；为半轴横截面的极惯性矩，；代入数据计算得最大扭转角，按照设计经验扭转角宜选为，符合设计要求。1.1.5半轴花键强度的计算及校核花键在工作时所受的剪切应力可用下式来计算：（1.46）花键在工作时所受的挤压应力可用下式来计算：（1.47）公式中为半轴花键外径查《机械设计手册》，计算时取；为花键孔内径，计算时取；为花键齿数，计算时取；同式（1.43）下说明3461.64；为花键长度计算取；为花键齿宽计算取；载荷不均匀系数，计算时取。代入数据经计算：==根据查找资料，当转矩最大时，花键的剪切应力要低于71.05Mpa，挤压应力要低于196Mpa，根据计算数据可知，剪切应力和挤压应力都在许可范围内，所以校核成功，半轴的零件图如图1.17所示：图1.17半轴零件图1.1.6半轴材料与热处理本次设计半轴采用20CrMnTi，这种材料有较高的疲劳强度和良好的韧性，作为半轴材料效果很好[27]。半轴的热处理采用频感应淬火，然后对表面进行喷丸处理，可提高静强度和疲劳强度。1.4桥壳的设计1.4.1概述后驱动桥壳主要是将主减速器总成、差速器总成和半轴包裹住，起到支承保护作用，本次设计按照车型的特点选用整体式桥壳。1.4.2静弯曲应力的计算计算简图如1.18所示。图1.18静弯曲计算弯矩图静载荷时，在弹簧座之间的弯矩为（1.48）公式中为同（式1.2）说明，取；两个弹簧之间的距离，计算时取；为整个车轮的重力，N；为两个后轮的距离，由表2.1可知为1.585m。一般来说由于远小于，计算可以忽略：所以静弯曲应力：MPa（1.49）公式中为抗弯弯曲截面系数，查找《机械设计手册》，根据车型大小钢板弹簧座附近桥壳的截面初取，。=39279.9mm（1.50）扭转截面系数:=78559.8mm（1.51）代入数据计算得：=78.67MPa1.4.3受冲击载荷时桥壳的强度计算按照公式：（1.52）公式中为动载荷系数，计算取；为由（式1.49）可知，数值为。所以计算得。1.4.4受最大牵引力时桥壳的强度