毕业设计（论文）驱动桥毕业设计

1、毕业设计（论文）驱动桥毕业设计 摘 要驱动桥是构成汽车的四大总成之一一般由主减速器差速器车轮传动装置和驱动桥壳等组成它位于传动系末端其基本作用是增矩降速承受作用于路面和车架或车身之间的力它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采用传动效率高的单级减速驱动桥已经成为未来载重汽车的发展方向本文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本次设计首先对驱动桥的特点进行了说明根据给定的数据确定汽车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参数并对其强度进行校核数据确定后利用AUTOCAD建立二维图再用CATIA软件建立三维模型最后用CAITA中的分析模块对驱动桥壳进行有限元

2、分析关键词驱动桥CADCATIA有限元分析AbstractDrivie 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 powertrainIts basic function is increasing the torque and red

3、ucing speed and bearing the force between the road and the frame or bodyIts performance will have a direct impact on automobile performanceand it is particularly important for the truck Using single stage and high transmission efficiency of the drive axle has become the development direction of the

4、future trucksThis article referred to the traditional driving axles design method to carry on the truck driving axles designIn this designfirst part is the introduction of the characteristics of the drive axleaccording to the given date to calculate the parameters of the automobilethen confirm the s

5、tructure types and parameters of the Main reducer differential mechanismhalf shaft and axle housingthen check the strength and life of themAfter confirming the parameters using AUTOCAD to establish 2 dimensional modelthen using CATIA establish 3 dimensional model Finally using the analysis module in

6、 CATIA to finite element analysis for the axle housingKey words drive axleCADCATIAfinite element analysis目 录1 绪论111 驱动桥简介112 国内外研究现状213 驱动桥设计要求22 驱动桥设计421 主减速器设计5com 主减速器的结构形式5com 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定7com 小结1722 差速器设计17com 对称锥齿轮式差速器工作原理17com 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构18com 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计19com 小结2323 驱动半轴的设计23co

7、m 结构形式分析24com 全浮式半轴的结构设计25com 全浮式半轴的强度计算25com 半轴的结构设计及材料与热处理26com 半轴花键的强度计算2624 驱动桥壳的设计27com 整体式桥壳的结构27com 桥壳的受力分析与强度计算28com 小结293 CATIA三维建模3031 CATIA软件介绍3032 主减速器建模31com 主动锥齿轮三维建模31com 主减速器壳三维建模34com 轴承三维建模3433 差速器建模35com 齿轮的三维建模35com 半轴齿轮的建模36com 从动齿轮建模3634 半轴三维建模3835 驱动桥壳三维建模3836 轮胎三维建模3937 主减速器及

8、行星齿轮建模4038 驱动桥三维建模404 驱动桥壳的有限元分析4141 驱动桥壳的约束及受力分析4142 计算方法的局限性4143 驱动桥壳的静强度分析41com 静强度分析41com 结果分析4344 小结44结 论45致 谢46参考文献47附录A48附录B551 绪论11 驱动桥简介汽车驱动桥处于汽车传动系的末端主要由主减速器差速器半轴和驱动桥壳组成其基本功用是将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器差速器半轴等传到驱动车轮实现降低转速增大转矩通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向通过差速器实现两侧车轮差速作用保证内外侧车轮以不同转速转向驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种

9、驱动车轮采用独立悬架时应选用断开式驱动桥驱动车轮采用非独立悬架时则应选用非断开式驱动桥汽车传动系的总任务是传递发动机的动力使之适应于汽车行驶的需要在一般汽车的机械式传动中有了变速器 有时还有副变速器和分动器 还不能完全解决发动机特性和行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题首先因为绝大多数的发动机在汽车上是纵向安置的为使其转矩能传给左右驱动车轮必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向同时还得由驱动桥的差速器来解决左右驱动车轮间的转矩分配问题和差速问题其次是因为变速器的主要任务仅在于通过选择适当的档位数及各档传动比以使内燃机的转速一转矩特性能适应汽车在各种行驶阻力下对动力性与经济性的要求而驱动桥主减

10、速器 有时还有轮边减速器 的功用则在于当变速器处于最高档位 通常为直接档有时还有超速档 时使汽车有足够的牵引力适当的最高车速和良好的燃油经济性为此则要将经过变速器传动轴传来的动力经过驱动桥的主减速器进行进一步增大转矩降低转速的变化因此要想使汽车传动系设计的合理首先必须恰当选择好汽车的总传动比并恰当的将它分配给变速器和驱动桥后者的减速比称为主减速比当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃油经济性主要取决于主减速比在汽车的总体布置设计时应根据该车的工作条件及发动机传动系轮胎等有关参数选择合适的主减速比来保证汽车具有良好的动力性和燃油经济性采用优化设计方法可得到发动机与传动系数的最佳匹配由于发动机功率

11、的提高汽车整车质量的减小和路面状况的改善主减速比有往小发展的趋势选择主减速比时要考虑到使汽车即能满足高速行驶的要求又能在常用车速范围内降低发动机转速减小嫌料消耗量提高发动机寿命并改善振动及嗓声的特性等12 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在当前中国的经济建设事业中汽车处于十分突出和优先的地位近年来汽车工业中国机械工业各行业中其增长速度相对比其它行业都要高得多但是中国汽车业的发展仍然远远赶不上需求每年都要进口大量的各种汽车及其零部件由于种种原因中国汽车工业距国际水平还有相当的差距特别在驱动桥产品设计和研究方面距离更大一些这方面应该为中国的许多部门和企业所认识目前我国

12、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因此我国驱动桥产品设计与国外的主要差距之一是所设计的驱动桥过于笨重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但是驱动桥作为各种车辆的组成部分要求应该具有高度的可靠性和安全性这与轻量化常常是矛盾的所以轻量化设计要保证同时具有足够的可靠性和绝对的安全性即在满足上述基本要求的情况下减轻重量驱动桥设计与分析理论对于我国的驱动桥设计具有十分重要的现实意义13 驱动桥设计要求驱动桥的结构形式虽然可以各不相同但在

13、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

14、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2 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

15、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8某农用运输车驱动桥设计及强度分析设计参数 1 后轮距1500mm 2 车轮半径375mm 3 发动机最大扭矩com20002200 rmin 4 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷

16、186667N 5 变速比ig1 602 6 主传动比i065 7 后悬架板簧托板中心距940mm21 主减速器设计com 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1 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

17、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2 主减速器的减速形式本设计采用中央单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其中的大小影响汽车的动力性和经济性 1 中央单级减速器 单级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的汽车上单级主减速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动单级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

18、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猪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

19、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3 主减速器主从动锥齿轮的支撑方案图21 主动锥齿轮悬臂式支承形式图22 主动锥齿轮跨置式支撑形式图23 从动锥齿轮支撑形式悬臂式支承结构简单支承刚度较跨置式较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

20、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com 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定1 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挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩从动锥齿轮计算转矩 21 式中计算转矩发动机最大转矩 1617 n计算驱动桥数n 1变速器传动比 602主减速器传动比i0 65变速器传动效率取 09k液力变矩器变矩系数K 1由于猛接离合器而产生的动载系数Kd 1代入式 21 有 569459 2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩

21、式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷后桥所承载186667N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 085对于越野汽车取10对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车计算时可取125 m2汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数取12 车轮的滚动半径车轮的滚动半径为0375m 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率和传动比取09由于没有轮边减速器取10 所以 79333 2 锥齿轮主要参数选择 1 主从动锥齿轮齿数和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

22、 为了啮合平稳噪声小和具有高的疲劳强度对于乘用车一般不少于9对于商用车一般不少于64 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5 对于不同的主传动比和应有适宜的搭配取 7 46 5340 2 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数 对于单级主减速器增加尺寸会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙减小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可根据经验公式初选即 23 式中 从动齿轮大端分度圆直径 mm 直径系数一般取130153 从动锥齿轮的计算转矩故 130153 2321428572 初选 27321 则 2732146 59参考机械设计手册选取 7则 322 3 主从动锥齿轮齿

23、面宽和对于从动齿轮的齿面好宽推荐不大于其节锥距的03倍而且应满足一般也推荐 com锥齿轮一般比大10 0155322 4991 取50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35°40°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

24、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°30或16°商用车的为20°或225°这里取20°3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表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7从动齿轮齿数46端面模数7齿面宽 55 50工作齿高14全齿高 1575法向压力角 20°轴交角 90 90节圆直径 49 322mm节锥角arctan 90&#

25、176;- 87° 813°节锥距A 取A 16197周节t 31416 t 2199齿顶高 7齿根高 875 径向间隙c c 175齿根角 309 °面锥角 1179° 8439°根锥角 561° 7821°齿顶圆直径 628 32412mm理论弧齿厚 15887mm 6103mm齿侧间隙查表取低精度018mm螺旋角取 35°4 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通常轮齿上的单位齿长圆周力来估算即 Nmm 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种载荷工况

26、进行计算N F 作用在齿轮上的圆周力N 从动齿轮的齿面宽在此取50mm 1 按发动机最大转矩计算时 Nmm 25 式中 变速器的传动比602 主动锥齿轮分度圆直径 49mm发动机输出的最大转矩在此取1617按上式 71518Nmm P 71518 P校核满足要求2 按驱动轮打滑转矩计算后驱动桥在满载状态下的静载荷 186667N汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数 12轮胎与路面之间的付着系数 085车轮滚动半径 0375m Hd2 主减速器从动齿轮到车轮间的传动比 1主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率 09 322mm 50mm 将各参数代入上式得p 9855Mpa p 1429Mpa齿轮表面

27、耐磨性合格 2 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 26 式中 齿轮的计算转矩对于主动齿轮 9222对从动齿轮中的较小值为569459过载系数一般取1尺寸系数0697齿面载荷分配系数悬臂式结构k取 11质量系数取1b所计算的齿轮齿面宽 55 50mmD所讨论齿轮大端分度圆直径 49mm 322mm齿轮的轮齿弯曲应力综合系数选取小齿轮的027大齿轮025 27763MPa主从动锥齿轮的 700MPa轮齿弯曲强度满足要求 3 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 27 式中锥齿轮轮齿的齿面接触应力MPa主动锥齿轮大端分度圆直径mm 49mmb主从动锥齿轮齿面宽较小值b 50mm齿面品质系数

28、取10综合弹性系数取2326N12mm尺寸系数取10齿面接触强度的综合系数查表取0229主动锥齿轮计算转矩Tz comk0kmkv选择同式 27 将各参数代入式 28 有 213007 MPa 2800MPa轮齿接触强度满足要求5 主减速器锥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租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 1 锥齿轮齿面上的作用力齿宽中点处的圆周力为 N 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该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 1030KN 2

29、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24所示主动锥齿轮螺旋方向为左旋旋转方向为逆时针F 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F分解成两个相互垂直的力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F和沿节圆母线方向的力F与之间的夹角为螺旋角F与之间的夹角为法向压力角这样有 29 210 211 于是作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为 212 213 由式 212 可计算-612488N 59536N作用在从动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为 214 215 由式 216 可计算

30、799508N 300638N 3 主减速器锥齿轮轴承载荷的计算对于主动齿轮采用悬臂式支撑对于从动齿轮采用传统的骑马式支撑方式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25所示图25单级主减速器轴承布置位置轴承AB的径向载荷分别为R 216 217 求得 -612488N 59536Na 67mm b 41mmc 63mm d 125mm轴承A的径向力 83962N其轴向力为0 轴承B的径向力R 1267343N其轴向力为0对于轴承A采用圆柱滚子轴承采用30205E此轴承的额定动载荷为322KN所承受的当量动载荷 取X 1 则Q 1 83962N s 式中 温度系数取10 载荷系

31、数取12L 481 s 对于无轮边减速器的驱动桥来说主减的从动齿轮轴承的计算转矩为则主动齿轮的计算转速所以轴承能工作的额定轴承寿命为若大修里程S定为100000公里可计算出预期寿命即而故轴承符合使用要求对于轴承B 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30205型轴承此轴承的额定动载荷为322KN派生轴向力轴向载荷 故 冲击载荷系数取12 N故轴承符合使用要求对于从动齿轮的轴承C D 选用圆锥滚子轴承选用30211轴承的额定动载荷为865KN经过校核符合使用要求com 小结 本章运用传统理学的计算方法利用已知的

32、数据对驱动桥的尺寸进行了计算在计算结果和理论经验的基础上对驱动桥的结果形式进行了具体选择并且对所选择的结果进行了强度校核和寿命计算等均满足设计要求22 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

33、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com 对称锥齿轮式差速器工作原理其工作原理如图26所示为主减速器从动齿轮或差速器壳的角速度分别为左右

34、两半轴的角速度为差速器壳接受的转矩为差速器的内摩擦力矩分别为左右两半轴对差速器的反转矩根据运动分析可得 218 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 219 普通锥齿轮差速器的锁紧洗漱k一般为005-015两半轴的转矩比为111-135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

35、力以致汽车停驶com 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27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27 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器112-轴承2-螺母314-锁止垫片4-差速器左壳513-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com 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计1 差速器齿轮的基本参数的选择 1 行星齿轮数n农用运输车承载较大采用4个行星齿轮 2 行星齿轮球面半径 行星齿轮球面半径

36、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 球面半径可按如下的经验公式确定 mm 式中行星齿轮球面半径系数可取252299对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值 T计算转矩取Tce和Tcs的较小值N·m根据上式 28 464mm 所以预选其节锥距A 50mm 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曾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

37、的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1520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 221 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 行星齿轮数目在此 10 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 29055° 90°- 60945° 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m 486mm 由于强度的要求在此取m 4mm得mm 4×18 72 mm

38、 5 压力角汽车差速器的齿轮大都采用225°的压力角齿高系数为08的齿形某些总质量较大的商用车采用25°压力角以提高齿轮强度在此选225°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 222 式中差速器传递的转矩N·m在此取569459N·m 行星齿轮的数目在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离mm 05d d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径而d08 支承面的许用挤压应力在此取98 MPa根据上式 576mm 05×576 288

39、mm 2141mm 2807mm2 差速器齿轮的几何计算表22汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表项目计算公式计算结果行星齿轮齿数10应尽量取最小值 10半轴齿轮齿数 1425且需满足式 34 18模数 4齿面宽b 025030 Ab10m15mm工作齿高 64 mm全齿高7203压力角225°轴交角 90° 90°节圆直径 40mm 72mm节锥角节锥距周节 31416mm 125664mm齿顶高 422mm 218mm齿根高 1788- 1788- 2932mm 4972mm径向间隙 - 01880051 0803mm齿根角 4072° 6884&

40、#176;面锥角 35939° 65017°根锥角 24983° 54061°外圆直径mmmm节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm理论弧齿厚 906 mm 351 mm齿侧间隙 01020152 mm 0250mm弦齿厚 486mm 29mm弦齿高 192mm 178mm3 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 Mpa 为 MPa式中差速器的行星齿轮数

41、计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩其计算式 在此为85419 N·m 半轴齿轮齿数根据上式 61252MPa980 MPa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20CrMnTi20CrMoTi22CrMnMo和20CrMo等由于差速器齿轮轮齿要求的精度低所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用com 小结本章对差速器的尺寸进行了具体的计算对差速器的结果形式进行了选择并对其强度进行了校核23 驱动半轴的设计驱动车轮的传动装置位于传动系的末端其基本共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

42、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34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 34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

43、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570MPa全浮式半轴主要用于质量较大的商用车上com 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34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

44、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1 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有附着力矩求得其中的计算可根据以下方法计算并取两者中的较小者若按最大附着力计算即 224 式中轮胎与地面的附着系数取08 汽车加速或减速时的质量转移系数可取12com根据上式 8960 N 3360 若按发动机最大转矩计算即 225 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06 发动机最大转矩1617N·

45、;m 汽车传动效率计算时可取1或取09 传动系最低挡传动比 轮胎的滚动半径0375m根据上式8960 N在此8960 N 3360N·mcom 全浮式半轴的结构设计1全浮式半轴杆部直径的初选可按下式初步选取 226 K为直径系数取02050218取小值为3360根据上式d mm根据强度要求在此取32mm2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3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4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5设计全浮式半轴杆部的强度储备应

46、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com 全浮式半轴的强度计算 半轴的扭转切应力为 MPa 227 式中半轴的计算转矩N·m在此取3360 N·m半轴杆部的直径d 32mm根据上式5225 MPa 490588 MPa所以满足强度要求半轴的扭转角为 式中为扭转角为半轴长度取l 13702 685 G为材料剪切弹性模量为半轴截面极惯性矩lp 2298637mm转角宜为每米长度计算较核得825满足条件范围com 半轴的结构设计及材料与热处理将加工花键的端部做得粗些可以使半轴的花键内径不小于其杆部直径并适当地减小花键槽的深度因此花键齿数必须相应地增加通常取10

47、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以减小应力集中半轴多采用含铬的中碳合金钢制造如40Cr40CrMnMo40CrMnSi40CrMoA35CrMnSi35CrMnTi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13心部硬度可定为HRC3035不淬火区 突缘等 的硬度可定在HB248277范围内由于硬化层本身的强度

48、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com 半轴花键的强度计算 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 MPa 229 半轴花键的挤压应力为 Mpa 230 式中半轴承受的最大转矩N·m 在此取622935N·m 半轴花键的外径mm在此取35mm 相配花键孔内径mm在此取305mm 花键齿数在此取24 花键工作长度mm在此取50mm 花键齿宽mm在此取

49、2mm 载荷分布的不均匀系数计算时取075根据上式可计算得 7024MPa 10132 MPa 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7105 MPa挤压应力不应超过196 MPa以上计算均满足要求com 小结 本章对半轴尺寸进行了具体的计算包括长度的计算和轴颈的初选并对轴和轴上花键进行了强度校核24 驱动桥壳的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com 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