SX4180型载货汽车主减速器设计1

ISX4180型载货汽车主减速器设计摘要本文首先简要介绍了载重汽车及其主减速器在国内、国外发的展状况和形势。接着介绍了主减速器的功用、总体构造和结构形式。接下来选择了主减速器的一些参数，主要参数有主减速器传动比、主减速器的计算载荷及齿轮的参数等。最后对主减速器主要的零、部件进行了设计和计算，并对部分零件进行了工艺分析和三维实体造型。本文设计的主减速器是SX4180型汽车的主减速器。关键词：汽车；主减速器。SX4180mainreducerdesigntypevehiclesAbstract Thispaperbrieflyintroducesthemainreducerandheavy-dutytruckindomesticandoverseasexhibitionsandthesituation.Thenitintroducesthemainreducer,generalstructureandfunctionstructureform.Thensomeofthemainreducerchoice,mainparametersisthemainparametersofthemainreducer,geartransmissiongearparameterscalculatedloadsandetc.Intheend,themainreducercomponentsdesignandcalculation,andtheprocessofpartsandthree-dimensionalmodelling. ThispaperdesignsthemainreduceristhemainreducerSX4180typecar.Keywords:automobile,Mainreducer.目录摘要 IAbstract i1绪论 31.1主减速器发展的发展趋势 32主减速器的总体设计 52.1概述 52.2主减速器的基本参数选择与设计计算 92.2.1主减减速比的确定 92.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定 92.2.3主减速器齿轮基本参数的选择 122.2.4主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 172.2.5主减速器螺旋齿轮的强度计算 212.2.6主减速器齿轮的材料及热处理 242.3主减速器轴承的计算 242.3.1主减速器主从动齿轮的受力分析 242.3.2主减速器轴承载荷的计算 252.4差速器 272.4.1差速器齿轮几何尺寸的计算 282.4.2差速器行星齿轮的强度计算 312.5半轴 322.5.1半轴的设计计算 322.5.2半轴的强度计算 332.6驱动桥壳的设计计算 342.6.1整体式桥壳 342.6.2桥壳的受力分析与强度计算 343差速器十字轴叉的制造工艺 383.1轴类零件的功用、结构特点及技术要求 383.2轴类零件的毛坯和材料 393.3十字轴的制造工艺分析 403.4十字轴的制造工艺 414驱动桥半轴的三维实体造型 43总结 45致谢 46参考文献： 47附录 481绪论1.1主减速器发展的发展趋势2004年7月，我国制定了新的驱动桥噪声标准，这个标准与国际先进水平相当，这个重要考核指标在国内的很多车桥厂都是一个重要课题，也是一个难于逾越的难题。噪声的主要部分是齿轮的机械传动噪声。齿轮产生噪声的直接原因是：齿轮啮合时产生的撞击声、轮齿之间滑动、摩擦力变化摩擦声、齿轮加工误差与刚性变化而引起的撞击声等。齿轮噪声以波向空间传来的仅是一小部分，而大部分则变成了后桥减速器强迫振动的激振源,并经轴、轴承、外壳使各部产生振动，变成噪声传播。齿轮噪声将随着汽车的行驶状态、速度、负荷的变化而变化，是随着汽车速度的增加而单调的增加，在某一速度时呈最大值。降低齿轮噪声的主要措施有：提高齿轮的装配精度，尽量采用高内阻材料，尽量采用粘度高的齿轮润滑油，采用低噪声的齿轮结构等等。国内常用的主从动齿轮是双曲面齿轮，它发生根切的最少齿数较少（最少可为5个），又减小了主减速器壳外形轮廓尺寸，有利于车身布置和提高最小离地间隙。同时双曲面齿轮的啮合系数大，参加啮合的齿数多，传动平稳，噪声小，承载能力大。缺点是双曲面齿轮螺旋角较大，传动时轴向力大，易造成轴的支承定位件的损坏而引起轴向窜动。啮合面间相对滑动速度大，接触压力大，摩擦面的油膜易被破坏，必须使用专门的双曲面齿轮油。从车桥加速噪声方面看，国内一汽研磨齿、二汽精磨减速器齿轮，基本能满足国家法规。从国际上同行业的车桥加速噪声指标来看，噪声最低是美国，其次是德国、日本、法国，澳大利亚最是随着汽车速度的增加而单调的增加，在某一速度时呈最大值降低齿轮噪声的主要措施有：提高齿轮的装配精度，尽量采用高内阻材料，尽量采用粘度高的齿轮润滑油，采用低噪声的齿轮结构等等。国内常用的主从动齿轮是双曲面齿轮，它发生根切的最少齿数较少（最少可为5个），又减小了主减速器壳外形轮廓尺寸，有利于车身布置和提高最小离地间隙。同时双曲面齿轮的啮合系数大，参加啮合的齿数多，传动平稳，噪声小，承载能力大。缺点是双曲面齿轮螺旋角较大，传动时轴向力大，易造成轴的支承定位件的损坏而引起轴向窜动。啮合面间相对滑动速度大，接触压力大，摩擦面的油膜易被破坏，必须使用专门的双曲面齿轮油。由于国家法规限制，客车厂家已积极要求全面采用磨齿减速器，对应主从齿轮的噪声要求更加严格。虽然现在一些国产载重汽车车桥是技术引进或者是二次开发的产品，代表着目前国内先进水平，但由于一直比较畅销，在国家的政策法规还没跟上的情况下，各厂家在质量水平上进步不大。从车桥加速噪声方面看，国内一汽研磨齿、二汽精磨减速器齿轮，基本能满足国家法规。从国际上同行业的车桥加速噪声指标来看，噪声最低是美国，其次是德国、日本、法国，澳大利亚最的长齿齿轮，强度高，噪声低，重量轻，承载能力强。2主减速器的总体设计2.1概述汽车的驱动桥位于伟动系的末端，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而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。对于各种不同类型和用途的汽车，正确地确定上述机件的结构型式并成功地将它们组合成一个整体驱动桥，乃是设计者必须首先解决的问题。驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬架结构形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，例如在绝大多数的载货汽车和少数的轿车上，采用的是非断开式驱动桥。普通的非断开式驱动桥的桥壳相当于一根联接左，右驱动车轮的刚必空心梁，而主减速器，差速成器及半轴都装在其中。非断开式驱动桥的桥壳多采用整体式的，也可以采用可分式的，但由于后者在维修，调整主减速器时拆装很不方便，帮已很少采用。有些汽车为了提高其行驶平顺性而采用独立悬架时，则配以断开式驱动桥。这种驱动桥无刚性整体桥壳，有单独铰节式和双铰节式，且其主减速成器安装在车架或承载式车身上，而两面三刀侧车轮则与车架或承载式车身作弹性联接，并可彼此独立地分别相对于车架或承载式车身做上下摆动，这样就要求左右半轴及其相应外壳作相应的摆动，因此又称为还有摆动半轴的驱动桥。汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，并使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还有能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是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解决左，右驱动车轮的差速要求及转矩分配问题。其次是因为变速器的主要任务公在于通过选择适当的排挡数目及各挡传动比，以使内燃机的转矩-转速特性能适应汽车在各种行驶阴力下对动力性与燃料经济性的要求，而驱动桥主减速成器的功用则在于当变速器处于最高挡位时，使汽车有足够的牵引力，适当的最高车速和良好的燃料经济性。为此，需将经过变速器，传动轴传来的动力，通过驱动桥的主减速器作进一步增大转矩，降低转速的变化。因此，为了使汽车传动系设计得合理，首先必须选择好传动系的总传动比，并恰当地将其分配给变速器和驱桥，后才的减速成比称为主减速成比。当变速器处于直接挡位置时，汽车的动力性及燃料经济性主要取决于主减速成比。在汽车的总布置时，汽车的动力性及燃料经济性主要取决于主减速成比。在汽车的总布置设计时，应根据该车的工作条件及发动机，传动系，轮胎等到的有关参数，选择合适的主减速成比来保证汽车具有良好的动力性的燃料经济性。采用优化设计方法使用权传动系各传动比与发动机参数作最佳匹配，可得到最佳效果。国外一些大的汽车制适厂，常常将某一型号的汽车设计成具有几种主减速成比供选择，以满足不同使用条件及变形车的需要。由于发动机功率的提高，汽车自身质量的减小及路面状况的改病况善，主减速比有往减小方向发展的趋势。选择主减速成比时要考虑到使汽车既能满足高速行驶的要求，又能在常用的速度荡围内降低发动机的转速，减小燃料消耗量，提高发动机寿命并改善振动及噪声的特性等。汽车在行驶过程中所遇到的道路情况是千变万化的。此外，汽车本身在空，满载时，尤其是单车空载与汽车列车满载之间的载荷变化是非常大的。为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围，除了常见的具有惟一固定主减速成比的单速成主减速成器外，在某些重型汽车上有时将主减速成器做成双速成的。双速成主减速成器具有两面三刀个固定主减速比，并可根据汽车行驶条件来选择挡位。它既可得到大的主减速成比，同时与变速器配合又可得到所谓多挡变速，以便提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经济性。随着大型汽车列车向着长途运输方向的发展，采用双速主减速成器的汽车将愈来愈多。最简单最常见的是由一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮组成的单级主减速成器。在大型汽车上，为了得到大的主减速比，同时又不不减小离地间隙，常采用另加一对斜齿圆柱齿轮或行星齿轮系的双级主减速成器的方法。不少重型汽车为了进一步增大驱动桥的减速成比，甚至增设轮边减速成器。在英国有不少的公共汽车采用了蜗轮式单级主减速成器。当汽车转弯或在不平路面上行驶时，左，右车轮在同一时间内所滚过的行程是不相等的，因此其转达速成也应不同。另外，即使用权汽车在平坦路面上直线行驶使左，右车轮选种相同，有时也会由于轮胎外径的制造误差，胎面磨损程度，轮胎气压或轮胎负荷等到的不同，而引起它们的滚动半径不相等，导致转速也不相同。因此，要求驱动桥在传递转矩给左，右驱动车轮的同时，能使用它们以适应上述运动学要求的不同的角速度旋转。这一要求是由差速成器来实现的。简单的对称式圆锥行星齿轮差速器由于其结构简单，工作平稳可靠，在各种汽车上都得到了广泛的应用。如果不计其不大的内摩擦，则这种子差速成器是将转达矩平均地分配到左，右半轴上。因此，装用这种简单的对称式圆锥行星齿轮差速器的汽车，当左，右驱动车轮与道路的附着系数不同县城一个驱动车轮滑转而失去牵引力时，另一个附着好的驱动车轮也将丧失牵引功能。在这种情况下，为了提高越野汽车的通过能力，可采用差速成锁将左，右半轴锁在一起；或采用具有高摩擦，则这种差速成器是将转矩平均地分配到左，右半轴上。因此，装用这种简单的对称式圆锥行星齿轮差速成器的汽车，当左，右驱动车轮与道路的附着系数不同且一个驱动车轮滑转而失去牵引力时，另一个附着好的驱动车轮也将丧失牵引功能。在这种情况下。为了提高越野汽车的通过能力，可采用差速锁将左，右半轴锁在一起；或采用具有高摩擦副的凸轮式，蜗轮工和带有摩擦片的齿轮式以及自由轮式等自锁式差速器，以便使驱动桥的转矩尽可能多地传给不滑转的驱动车轮，以充分利用这一驱动车轮的附着力，来产生足够的牵引力，使汽车能够继续行驶。驱动车轮传动装置的功用在于将转矩由差速成器传到驱动车轮。其结构特点是根据驱动桥的结构型式和是否为转向驱动桥而定。如果是转向驱动桥，则必须在驱动车轮传动装置中安装等速成万向节。带有摆动半轴的驱动桥，其驱动车轮的传动装置中也要采用万向节传动。在普通的非断开式驱动桥上，如果驱动车轮不是转向轮，则车轮直接由联接差速成器和轮毂的半轴来驱动。这时，半轴由于其外端支承的不同而承受不同的载荷。根据所承受载荷的不同，半轴分为全浮式，半浮式和3/4浮式三种。由于引起弯矩的所有载荷都经过这些轴承传递，因此半轴只承受转矩，但实际上由于加工精度及装配精度的影响及桥壳，轴承等的支承刚度不足等原因，使全浮式半轴在使用条件下，仍可能承受不大的，可忽略不计的弯矩。具有全浮式半轴的驱动桥结构较复杂，制造成本较高，帮它只通知在质量较大的汽车上，而轿车则采用半浮式和3/4浮工半轴以简化结构，减小驱动桥的质量及降低制造成本。半浮式半轴的外端支承在位于桥壳内的轴承上。因此，它不公承受转矩，而且承受作用于车轮与路面间的铅垂力，纵向力，横向力所引起的弯矩。3/4浮式半轴的支承关系与全浮式是一样的，只是轮毂用一个轴承支承在桥壳上，这时由于轮毂的支承刚度较差，因此半轴不公承受转矩，而且承受部分弯矩，后者的大小依半轴刚度和轴承支承刚度的比例大小及安装尺寸因素而定。驱动桥不公是汽车的动力传递机构，而且也是汽车的行走机构，还起着支承汽车荷重的作用。车架或车厢以及它们所承受的载荷等汽车簧载质量驱动桥的传动效率，主要取决于其齿轮啮合及轴承运转时的摩擦损失和泣滑油扰动，飞油引起的功率损失。除齿轮精度及支承刚度外，正确选择泣滑油可减小齿面的摩擦损失，改善啮合；除转速影响外，正确选择轴承的尺寸及型号，间隙或预紧度，改善泣滑等是减小轴承摩擦损失的有效措施；除主减速从动齿轮轮缘的宽度，切线速成度及泣滑油粘度的影响外，选择合理的油面高度，可控制泣滑油的扰动，飞油引起的功率损失，这些都是减小驱动桥的功率损失，提高其传达室动效率的主要因素。桥壳的刚度对主减速器齿轮的趴合状况及其他传动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。驱动桥桥壳及其他其本零件应能无更换且有效地工作到汽车报废为止。上面介绍了驱动桥的结构组成及功用，分析了其工作特点及设计要求，也论述了发展趋势。这里应指出，对不同用途的汽车来说，驱动桥的结构型式虽然可以各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的。综上所述，对驱动桥的基本要求可以归纳为以下几点：所选择的主减速成比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性；当柄人驱动车轮以不同角速度转动时，应能将转矩平稳且连续不断地传递到两个驱动车轮上；当左，右两驱动车轮的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力；能承受和传递路面与车架或车厢之间的铅垂力，纵向力和横向力及其力矩；驱动桥各零部件在强度高，刚性好，工作可靠及使用寿命长的条件下，应力求做到质量小，特别是非非悬挂质量应尽量减小，以减小不平路面给驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；轮廓尺寸不大，以便于汽车的总布置及与所要求的驱动桥离地间隙相适应；齿轮及其他传动机件工作平稳，无噪声或低噪声；驱动桥总成及零部件的设计应能尺量滞零件的标准化，部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求；在各种载荷及转速工况下有高的传动效率；结构简单，修理，保养方便；机件工艺性好，制造容易。“可靠性”作为产品质量和技术措施的一个最重要的指标，早已受到世界各工业国家的高度重视，以提高产品可靠性为目的的“可靠性设计”是近期发展起来并得到推广应用的一门专门的现代设计理论和方法；而“最优化设计”是在现代计算机广泛应用的基础上发展起来的一项新技术，是根据最优化原理和方法，综合各方面因素，以“人机配合”方式或“自动探索”方式，在计算机上进行的半自动或自动设计，以选出在现有工程条件下的最佳设计方案，保证产品具有优良的性能，减小体积和质量，降低工程造价的一种子现代设计方法。本书是作茧自缚为介绍汽车驱动桥与从动桥的常规设计理论与方法的教材，由于篇幅限制，不可能包罗一切现代设计理论与方法，但可靠性设计，优化设计以及有限元分析和计算机辅助设计等现代设计理论与方法，一定会在汽车设计中得到应用与推广，这方面内容的详细介绍。2.2主减速器的基本参数选择与设计计算主减速比io，驱动桥的离地间隙和计算载荷是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时确定。2.2.1主减减速比的确定主减速比io的大小，对主减速器的结构形式，轮廓尺寸及质量的大小影响很大。主减速比io的选择，应在汽车总体设计时和伟动系的总传动比一起，由汽车的整车动力计算来确定。正如传动系的总传动比及其变化范围为设计传动系组成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比io是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始参数。主减速比由条件给出io＝6.332.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定除了主减速比io及驱动桥离地间隙外，另一项原始参数便是主减速器齿轮的计算载荷。由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在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载荷，即：式中:－发动机最大转矩－由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间传动系的最低挡传比；－传动系上述传动部分的传动效率，取＝0.9－由于“猛接合”而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力伟动及自动变速的各类汽车取＝1；当性能系数fp<0时可取＝2，或由实验决定n－该汽车的驱动桥数目；G2－汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷-轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取于越野汽车，取；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取－车轮的滚动半径分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和传动比。由式（3-10），式（3-11）求得的计算载荷为最大黑心矩，而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则常在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。但对于公路车国内来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵扯引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩：式中：－汽车满载总重量－所牵引的挂车的满载总重量，但公用于牵引的计算；－道路滚动阴力系数，计算时对于轿车可取＝0.010~0.015；对于载货汽车可取0.015~0.020;对于越野汽车可取0.020~0.035;－汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08载货汽车和城市公共汽车取0.05~0.09；对长途公共汽车取0.06—0.10；对越野汽车取0.09－0.30－汽车或汽车列车的性能系数；＝当时，取＝02.2.3主减速器齿轮基本参数的选择在选定主减速比，主减速器的减速形式，齿轮类型及计算载荷以后，可根据这些已知参数选择主减速器齿轮的最主要的几项参数。1）主，从动齿轮齿数的选择对于单级主减速器，首先应根据的i0的大小选择主减速器主从动齿轮的齿数Z1,Z2为了磨合均匀，之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不小于40，对于轿车英不小于50。当较大时，则尽量Z1取得小，以得到满意的驱动桥离地间隙。当≥6时，Z1可取其最小值并等于5，但为了跄合平稳及担高疲劳强度，Z1最好大于5。当较小时，Z1可取为7－12，但这时常常会因主，从动齿轮齿数太多，尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。表2-1：传动比（）推荐的主动齿轮最小齿数（）主动齿轮齿数允许范围（）2.01715－192.51512－163.01110－143.5109－124.098－104.587－95.076－96.065－87.065－78.055－62）从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器螺旋锥齿轮或双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可根据该齿轮的转矩，并取两式计算结果中的小者作为计算依据，按经验公式选出：式中：－从动锥齿轮的节圆直径，mm;－直径系数，取＝13～16;－计算转矩，N；取，中较小者。当以I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值，即：或在式中：-发动机最大转矩，；-变速器I挡传动比-主减速比；从动锥齿轮节圆直径选定后，可按算出大端端面模数取，并用下工较核：所以满足要求，则。式中：-齿轮大端端面模数，mm;-模数系数，取=0.3～0.4；-从动齿轮的计算转矩，按式(3-10)，(3-11)求得，并到其中的较小值。对于载货汽车来说，也可以按主减速器主动锥齿轮的计算转矩预选该齿轮的大端端面的模数m：式中：-主动锥齿轮的计算转矩，。以上介绍的驱动桥锥齿轮节圆直径及端面模数的预选方法，都是根据发动机最大转矩及传动系最低挡传动比或当车轮滑转时作用在主减速器从动齿轮上的转矩来进行计算的。然而，这两种载荷工况都属于极端情况，不能代表齿轮在实际工作中的正常持续载荷。从齿轮的疲劳寿命计算来看，更合理的算法应该是根据式(3-12)所示的齿轮的平均计算转矩来确定一般汽车齿轮所需要的最小尺寸。3）螺旋锥齿轮与双曲面齿轮齿宽F的选择通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽F为其节锥距的0.30倍，即F=0.30，但F不应超过端面模数m的10倍，即F。对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐：F=0.155=0.155×380=58.9式中：-从动齿轮节圆直径，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圆角过小，这样不但关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。如果在安装时有位置偏关或由于制造，热处理变形等原国，使齿轮工作时负荷集中于轮齿小端，则易引起小端的过早损坏和疲劳。另外，齿面宽过大也会引起装配空间的减小。一般习惯是使螺旋齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮的齿面宽稍大，使其在大齿轮轮齿两端都超出一些。通常中小轮的齿面宽加大10%较为合适。小齿轮轮齿的这种加长，改善了小齿轮轮齿强度，因而允许小齿轮轮齿略减薄，大齿轮轮齿略加厚，这样会给加工带来好处，因为小齿轮轮齿减薄，允许采用刀顶距宽的小齿轮刀盘，同时保证了大小齿轮间的强度均衡。另外，由于双曲面齿轮的几何特性，双同面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。而汽车差速器行星齿轮的齿面宽一般比半轴齿轮的齿面宽要小。4）螺旋角的选择螺旋角齿轮与双曲面齿轮的螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋角是沿节锥齿线变化的，大端的螺旋角较大，小端的螺旋角较小，齿面宽中点处的螺旋角齿轮的中点螺旋角，也是该齿轮的名义螺旋角。螺旋锥齿轮传动主，从动齿轮的中点螺旋角或多听话螺旋角是相等的。而对于双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主，从动齿轮的名义螺旋角不相等，主动齿轮的大，从动齿轮的小。选择齿轮的螺旋角时，应考虑它对齿面重叠系数，轮齿强度和轴向力的大小的影响。汽车减速器锥齿轮的螺旋角多在=范围内。轿车应选用较大值，以保证有较大的重叠系数，以使运转平稳，噪音低。载货汽车选用较小值以防止轴向力过大。通常，螺旋锥齿轮用的居多。“格里森”制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值：式中：-主动齿轮的名义螺旋角的预选值；E-双曲面齿轮的偏移距，mm;对于螺旋齿轮取E=0。对于“格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮，预选后尚需用刀号来加以较正。首先要求出近似刀号：近似刀号=式中：-主从动齿轮的齿根角，以“分”表示。按近似刀号选取与其最接近的标准刀号反算螺旋角：最后选用的与之差不大于5)螺旋方向的选择螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的螺旋方向指的是轮齿节锥齿线的曲线弯曲方向，分为“左旋”与“右旋”两种。判断左，右旋向时应从齿轮锥顶对着其齿面看去，如果轮齿从小端至大端的走向为顺时针方向，则称为右旋齿，反时针则称为左旋齿。主，从动齿轮的螺旋方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动暑气产生的轴向力，其方向取决于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是反时针时，要向齿轮的背面看去。而判断轴向力的方向时，则可用左，右手法则判断，左旋齿轮的轴向力的方向用左手法则判断旋齿轮的轴向力的方向用右手法则判断。判断时伸直拇指向为轴向力的方向，而其他手指所致起来后的指向就是齿轮旋转方向。6）法向压力角的选择加大压力角可以提高轮齿的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数。但对尺寸小的齿轮，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。所以对轻负荷齿轮一般采用上压力角，使齿轮运转平稳，噪音低。对“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定轿车选用或的法向压力角货汽车选用压力角型载货汽车可选用压力角。而“奥利康”制无偏见使用新的EN型标问候语铣刀盘时，使用旧的TC型标问候语刀盘时，取。对双曲面齿轮来说，虽然大齿轮轮齿两侧齿形的压力角是相等的，但小齿轮轮齿两侧的压力角不相等，因此，其压力角按平均压力角考虑。在车辆驱动桥主减速器的“格里森”制双曲面齿轮传动中，轿车选用均压力角货汽车选用的平均压力角。当小齿轮齿数时平均压力角则选用双曲面小齿轮轮齿两侧的压力角如自然形成不相等时，则齿轮副在正反两个方向放转时的跄合线长度是一样的。而人为地控制使压力角不相等时，可使正，反两方向秘转时的跄合线长度不相等。近年来的趋势是减小驱动侧压力角，以增大该侧的跄合线长度。这种做法增大了重叠系数，因而改善了传动的运转平稳性，降低了噪音。通常，在无明显根切的重要依据下使小齿轮轮齿凹面压力角比其自然形成的压力角减小，可显著改善传动性能。但任何时候都不应把驱动侧的压力角减小到使轴向力将小齿轮推向大齿轮。驱动侧的压力角不得小于。为了避免非工作面压力角过大，现代轿车用的“格里森”制双曲面齿轮的平均压力角为。当双曲面齿轮压力角较自然形成的压力角相差以上或小齿轮轮齿两侧压力角之差达以上时，应检查是否产生根切。延伸外摆线齿双曲面齿轮刀盘的刀齿平均压力角为或。2.2.4主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的基本参数确定以后，即可分别按其计算用表进行几何尺寸计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算步骤：1）主动齿轮齿数=62）从动齿轮齿数=383）节圆直径4）齿面宽F齿工作高；见表2-2主动齿轮齿数567891011从动齿轮最小齿数3534333231302926法向压力角齿工作高系数1.4301.5001.560501.6801.6951.700齿全高系数1.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齿轮齿顶高系数0.1600.2150.2700.3250.3800.4350.4900.520取，则：齿全高查表（1）得，则：法向压力角轴交角节锥角10）节锥距11）周节12）齿顶高13）齿根高径向间隙15）齿根角16）面锥角17）根锥角18）外圆直径19）节锥顶至齿轮外缘距离20）理论弧齿厚表2-367891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8030.8180.8370.8600.8880.948500.7480.7570.7770.8280.8840.946600.7150.7290.7770.8280.8830.945查表（3）得，则：21）齿侧间隙表2-4端面模数齿侧间隙低精度高精度8.47~10.150.381~0.6350.254~0.33010.15~12.70.508~0.7620.305~0.40612.7~14.50.508~1.0160.356~0.45714.5~16.90.635~1.1430.406~0.55916.9~20.30.889~1.3970.457~0.66020.3~25.41.143~1.6510.508~0.762查表（4）得：22）螺旋角在一般情况下主动齿轮为左旋从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。23）驱动齿轮为小齿轮24）旋转方向向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针，从动齿轮为反时针。2.2.5主减速器螺旋齿轮的强度计算1）单位齿轮长充上的圆周力即：，满足要求式中：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进行计算，N；-从动齿轮的齿面宽，；-变速器传动比；-主动齿轮节圆直径，；2）齿轮的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮的计算弯曲应力为：选取齿轮的材料为渗碳钢，则：即：齿轮的弯曲强度满足要求式中：-该齿轮的计算转矩，；对于从动齿轮，按(见式3-10和3-11中较小者)对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；-超载系数，见式3-11下的说明；-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。当端面模数时，-载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，为1.00～1.10；当一个齿轮用骑马式支承时，为1.10～1.25。支承刚度大时取小值；-质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取=1；-计算齿轮的齿面宽，mm；-计算齿轮的齿数；-端而模数，mm；-计算弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数。载荷作用点的位置，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。3）轮齿齿面接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为：由于材料的接触强度为：，则：即：齿轮的接触强度满足要求式中：-主动齿轮最大转矩，；-主动齿轮工作转矩；-材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取-主动齿轮节圆直径，;-尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对开春淬透性的影响，在缺管经验的情况下，可取v=1；-表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质，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=1；-齿面宽，mm齿轮副中的较小值；-计算接触应力的综合系数。它综合地考虑了跄合齿面的相对曲率半径，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。由以上计算结果可以看出，齿轮的强度满足要求，所以齿轮的尺寸不需调整。2.2.6主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断，齿面疲劳点蚀，磨损和擦伤等。根据这些情况，对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，以有较好的齿面耐磨性，帮齿表面应有高的硬度；轮齿芯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无偏见律易控制，以提高产品质量，缩短制造时间，减小生产成本并降低废品率；选择齿轮材料的合镏金元素时要适应我国的情况。从事贸易如，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。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮与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。因此本设计选择18为减速器齿轮的材料，渗碳层深度为1.5mm,对齿表面进行喷丸处理。2.3主减速器轴承的计算2.3.1主减速器主从动齿轮的受力分析1）齿面宽中点处的分度圆直径：2）齿面宽中点处的圆周力：3）主动齿轮轴向力：4）主动齿轮径向力：5）由于轴交角为，所以，从动锥齿轮轴向力：2.3.2主减速器轴承载荷的计算1）主动锥齿轮的支承形式：其中：2）轴承A，B的径向载荷：3）从动锥齿轮支承形式：其中：4）轴承C，D的径向载荷：2.4差速器汽车行驶运动学的要求和实际的车轮，道路及其相互关系表明行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的行程常常是不相等的。最明显的从事贸易子做一日和尚撞一天钟是汽车转弯。在转弯时为满足运动学的要求，汽车的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直向波形的不同，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因素，引起左，右车轮外径不等或滚动半径不相等，而导致车轮行程不等。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伟给左，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黑心或滑移。其结果不公会使轮胎过早磨损，无益地消耗功率和燃料及使驳动车轮轴超载等，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的能力而使稳定也变坏。为了消除由于左，右驱动车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮之间都装有差速器，以保证汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时能以相应的不同转速旋转，从面满足汽车行驶运动学的要求。汽车差速器的结构型式很多，但用得最广是对称式圆锥行星齿轮差速器。2.4.1差速器齿轮几何尺寸的计算行星齿轮齿数=12半轴齿轮齿数=20模数m=6齿面宽齿工作高齿全高压力角轴交角节圆直径节锥角节锥距周节齿顶高齿根高径向间隙齿根角面锥角根锥角外圆直径20）节锥顶至齿轮外缘距离21）理论弧齿厚22）齿侧间隙B查表（4）得：23）弦齿厚弦齿高2.4.2差速器行星齿轮的强度计算汽车差速器齿轮的弯曲应力为由于，所以，满足强度要求式中：-差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，其值为：；-计算转矩，按两者中的较小者和计算，-差速器行星齿轮数目；-半轴齿轮齿数；-见主减速器设计计算中的说明；-计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。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2.5半轴速器的半轴齿轮传给驱动车轮。驱动车轮传动装置的结构形式与驱动桥的结构形式密切相关，在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置，且多采用等速万向节；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和车轮的轮毂联接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，驱动车轮的传动装置还应包括轮边减速器，这时半轴将半轴齿轮与轮边减速成器的主动齿轮联接起来。半轴的型式主要取决于半轴的支承型式。普通非断开式允动桥的半轴，根据其外端支承型式或受力装况的不同可分为半浮式，3/4浮式和全浮式三种。本设计采用的半轴支承形式是全浮式半轴支承。2.5.1半轴的设计计算1）计算载荷的确定式中：-差速器分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取=0.6;-变速器I挡传动比；主减速比。如果传动系中尚有其他减速装置，还应考虑其对半轴转矩的影响，即在上述计算公式等式的右侧，应乘以其减速装置的传动比。2）半轴杆部直径的选择在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行；圆整后取式中：-半轴的杆部直径，；-半轴的计算转矩，；-半轴扭转许用应力，。2.5.2半轴的强度计算1）扭转应力：取［］=550，则，即满足强度要求。式中：-半轴的扭转应力，；-半轴的计算转矩，；-半轴杆部直径，。［］-半轴扭转的许用应力，取［］=5502）安全系数：2.6驱动桥壳的设计计算驱动桥桥壳是汽车主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷会给车轮。作用在驱动车轮上的牵扯引力，制动力，侧向力和垂向力也是经过桥壳传到架及车架或環厢上。因此，桥壳既是承载件又是传力件。同时它又是主减速器，差速器及驱动车轮传动装置的外壳。在汽车行驶过程中，桥壳承受血红繁重的载荷，尤其是当汽车通过不平路面时，由于车轮与地面间所产和的部击载荷，在设计不当或制造工艺有问题时，会引起桥壳变形或折断。因此，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和。为了减小汽车的非簧载质量以利于降低动载荷和提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还有结构简单，制造方便，以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装，调整，维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型，使用要求，制造条件和材料供应等。2.6.1整体式桥壳整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳如同一个整体的空心梁，其强度和刚度都比较好。这种结构的另一特点是桥壳与主减速器壳分作两体。主减速器齿轮及差速器总成均装在与桥壳分开的独六壳体，主减速器壳内，构成一个单独的总成，主减速器与差速器总成，调整好后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓紧固在一起。这种结构对主减速器和差速器的拆装，调整，维修，保养等都十分方便，更不必把整个驱动桥壳从车上拆下来，这是整体式桥壳另一个很大的优点。整体式桥壳按其制造工艺的不同双双可分为铸造整体式，钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。2.6.2桥壳的受力分析与强度计算选定桥壳的结构型式以后，应对其进行受力分析，选择其断面尺寸，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等又是千变尤化的，因此要精确地计算汽车行驶时作用于桥壳各处应的大小是很困难的。过去我国主要是靠对桥壳样品进行台架试验和整车行驶分不清为考核其强度及刚度，有时还采用在桥壳上贴应变片的电测方法，使汽车在选定的典型路段上满载行驶，以测定桥壳的应力。这些方法都是在有桥壳样品的情况下才能采用，而且都需要付出相当大的人力，物力和时间。1）桥壳的静弯曲应力计算2）汽车以最大牵扯引力行驶时的桥壳的强度计算驱动桥壳承受的反作用力矩：合成弯距为：3）在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算式中：为动载荷系数，取2.54）汽车紧急制动时桥壳强度计合成转矩：合成应力：由以上计算可以得出，驱动桥壳的强度满足要求。3差速器十字轴叉的制造工艺3.1轴类零件的功用、结构特点及技术要求轴类零件是机器中经常遇到的典型零件之一。它主要用来支承传动零部件，传递扭矩和承受载荷。轴类零件是旋转体零件，其长度大于直径，一般由同心轴的外圆柱面、圆锥面、内孔和螺纹及相应的端面所组成。根据结构形状的不同，轴类零件可分为光轴、阶梯轴、空心轴和曲轴等。轴的长径比小于5的称为短轴，大于20的称为细长轴，大多数轴介于两者之间。轴用轴承支承，与轴承配合的轴段称为轴颈。轴颈是轴的装配基准，它们的精度和表面质量一般要求较高，其技术要求一般根据轴的主要功用和工作条件制定，通常有以下几项：1）尺寸精度起支承作用的轴颈为了确定轴的位置，通常对其尺寸精度要求较高（IT5~IT7）。装配传动件的轴颈尺寸精度一般要求较低（IT6~IT9）。2）几何形状精度轴类零件的几何形状精度主要是指轴颈、外锥面、莫氏锥孔等的圆度、圆柱度等，一般应将其公差限制在尺寸公差范围内。对精度要求较高的内外圆表面，应在图纸上标注其允许偏差。3）相互位置精度轴类零件的位置精度要求主要是由轴在机械中的位置和功用决定的。通常应保证装配传动件的轴颈对支承轴颈的同轴度要求，否则会影响传动件（齿轮等）的传动精度，并产生噪声。普通精度的轴，其配合轴段对支承轴颈的径向跳动一般为0.01~0.03mm，高精度轴（如主轴）通常为0.001~0.005mm。4)表面粗糙度一般与传动件相配合的轴径表面粗糙度为Ra2.5~0.63μm，与轴承相配合的支承轴径的表面粗糙度为Ra0.63~0.16μm。3.2轴类零件的毛坯和材料1）轴类零件的毛坯轴类零件可根据使用要求、生产类型、设备条件及结构，选用棒料、锻件等毛坯形式。对于外圆直径相差不大的轴，一般以棒料为主；而对于外圆直径相差大的阶梯轴或重要的轴，常选用锻件，这样既节约材料又减少机械加工的工作量，还可改善机械性能。

根据生产规模的不同，毛坯的锻造方式有自由锻和模锻两种。中小批生产多采用自由锻，大批大量生产时采用模锻。2）轴类零件的材料轴类零件应根据不同的工作条件和使用要求选用不同的材料并采用不同的热处理规范（如调质、正火、淬火等），以获得一定的强度、韧性和耐磨性。45钢是轴类零件的常用材料，它价格便宜经过调质（或正火）后，可得到较好的切削性能，而且能获得较高的强度和韧性等综合机械性能，淬火后表面硬度可达45~52HRC。40Cr等合金结构钢适用于中等精度而转速较高的轴类零件，这类钢经调质和淬火后，具有较好的综合机械性能。轴承钢GCr15和弹簧钢65Mn，经调质和表面高频淬火后，表面硬度可达50~58HRC，并具有较高的耐疲劳性能和较好的耐磨性能，可制造较高精度的轴。精密机床的主轴（例如磨床砂轮轴、坐标镗床主轴）可选用38CrMoAIA氮化钢。这种钢经调质和表面氮化后，不仅能获得很高的表面硬度，而且能保持较软的芯部，因此耐冲击韧性好。与渗碳淬火钢比较，它有热处理变形很小，硬度更高的特性。3.3十字轴的制造工艺分析1）该零件为大批量生产，尺寸和形状位置精度都有一定要求，为保障质量和提高生产率，因此选用多轴多共位专用设备、专用卡具、高效率的半自动或自动通用机床和无心磨床等2）无心磨削方法是用外圆面自身定位，不能纠正形状误差。为了提高定位基准的精度，首先安排外圆磨床磨削轴颈，从而提高了无心磨削的加工精度但是，这样又不能保证四个轴颈尺寸的一致性。所以接着安排双砂轮无心磨削，为后面工序准备精确的定位基准，保证了最终加工精度3）端面的位置精度要求比较严格，所以安排在轴颈终加工后，在达到了轴颈尺寸精度一致的条件下，定位精度高，端面的加工精度也就容易保证了。3.4十字轴的制造工艺1）模锻，喷丸处理2）正火3）铣轴四个端面至尺寸，钻四个轴颈顶尖孔（两工位双端面机床）4）在四个轴颈上车宽3mm深4mm的退刀槽，（安装四次）5）粗车四个轴颈，留加工余量1.5mm，倒角（安装四次）6）粗车四个轴颈，留加工余量0.8mm，倒角（安装四次）7）粗磨四个轴颈，留加工余量0.4mm，（安装四次）8）双砂轮径向进给无心磨削四个轴颈，留加工余量0.2（安装两次）9）在四个轴颈上铣平台，（安装四次）10）中间检查11）渗碳深度0.8～0.3mm，淬火HRC58～63（在轴颈上检查）12）用无心磨床半精磨四个轴颈，留磨量0.08mm（安装两次）13）用无心磨床精磨四个轴颈至尺寸，表面粗糙度为0.8（安装两次）14）检查机械加工工艺过程说明工序号工序名称安装工序内容定位及加紧1234567891011121314锻热处理铣车车车磨磨铣检查热处理磨磨检查模锻，喷丸处理正火铣轴四个端面至尺寸，钻四个轴颈顶尖孔（两工位双端面机床）在四个轴颈上车宽3mm深4mm的退刀槽，（安装四次）粗车四个轴颈，留加工余量1.5mm，倒角（安装四次）粗车四个轴颈，留加工余量0.8mm，倒角（安装四次）粗磨四个轴颈，留加工余量0.4mm，（安装四次）双砂轮径向进给无心磨削四个轴颈，留加工余量0.2（安装两次）在四个轴颈上铣平台，（安装四次）中间检查渗碳深度0.8～0.3mm，淬火HRC58～63（在轴颈上检查）用无心磨床半精磨四个轴颈，留磨量0.08mm（安装两次）用无心磨床精磨四个轴颈至尺寸，表面粗糙度为0.8（安装两次）三个外圆轴颈双顶尖孔双顶尖孔双顶尖孔双顶尖孔同方向两轴颈双顶尖孔同方向两轴颈同方向两轴颈⒈该零件为大批量生产，尺寸和形状位置精度都有一定要求，为保障质量和提高生产率，因此选用多轴多共位专用设备、专用卡具、高效率的半自动或自动通用机床和无心磨床等⒉无心磨削方法是用外圆面自身定位，不能矫正形位误差，为提高定位基准的精度，首先安排外圆磨床磨削轴颈。注：该零件批量大，工序分散，为便于阅读，将多次安装合并为一格。4驱动桥三维实体造型后桥总装图后桥后桥壳后桥桥壳总结通过本课题的研究，基本掌握了中型载重汽车后桥的功用、工作原理和设计过程，对汽车后桥的设计研究首先得考虑汽车的使用要求和与发动机的匹配情况。确定出后桥的结构形式和主要参数，并设计出传动结构简图。然后对变速器的关键零件进行校核。从而设计出一台满足整体要求的后桥。汽车后桥是汽车上的关键部件，它的好坏直接与汽车的经济性、动力性等诸多性能相关，因此，一辆性能卓越的汽车必然有一台与之完美匹配的汽车后桥存在。现在，我国以有很多生产后桥的单位，并在这个领域取得的巨大成绩，但是，与国外后桥水平相比，我们还有一定的差距，特别是在汽车后桥领域差距更大，因此，为了国富民强，发展民族产业，振兴国民经济，我们还需要进一步加强，继续努力。致谢本论文是在武志斐老师全面、具体指导下完成进行的。从论文的选题、调研到论文的撰写都凝聚着他巨大的心血和汗水。我在跟随导师学习、科研、工作中，得到了导师无尽的关怀、帮助和教会，给我诸多启示，解答了许多难题，使得本文能够顺利完成。武志斐老师渊博的学识、敏锐的思维、民主而严谨的作风使我受益非浅，并终生难忘。感谢武志斐老师在毕业设计工作中给予我的帮助。籍此论文完成之际，谨对老师致意、以最衷心的谢意。最后，感谢我的学友和朋友对我的关心和帮助。参考文献：1陈家瑞.汽车构造.下册.2005年1月第二版.吉林大学.机械工业出版社.1-97.2王予望.汽车设计.2005年7月第四版.吉林大学.机械工业出版社.1-113.3余志争.汽车理论.2005年3月第三版.清华大学.机械工业出版社.1-50.4邱宣怀.机械设计.1997年7月第四版.高等教育出版社.204-398.5郑文维.吴克坚.机械原理.东南大学机械学学科组第七版.高等教育出版社.6陈昭怡.吴桂英.材料力学.中国建材工业出版社.7诸问农.底盘设计.吉林大学.机械工业出版社.8王明珠.工程制图学及计算机绘图.国防工业出版社.9廖念钊.古莹庵.莫雨松.李硕根.杨兴骏.互换性与技术测量200年1月第四版.中国计量出版社.10机械设计手册.中册.1982年10第二版.化学工业出版社.11重型汽车传动系统结构分析与优化设计武汉理工大学硕士学位论文.12康正生.TY420履带式推土机设计研究.大连理工大学硕士论文.13曹学江.汽车后桥的设计与开发.山西大同齿轮集团有限责任公司14卢得琼.汽车后桥建模与换档规律研究.武汉理工大学.工学硕士论文.15郝喜斌.汽车后桥的设计.山西大同齿轮集团有限责任公.16张国芬.张文明.刘晋霞.矿用汽车的研究.北京科技大学土木与环境工程学院.17张良.差速器行星齿轮机构特点及其教学探讨.现代技能开发.2002(11).18董炳武.汽车后桥的优化设计.福州大学机械工程系.19刘惟信.机械最优化设计.北京.清华大学出版社.1986.20曹雪江.汽车后桥的设计与开发.山西大同齿轮集团有限责任公司.21葛安林.车桥的优化设计.汽车技术，2001年5月.22黄莉，关于汽车后桥异响的分析及改进措施，柳州五菱汽车发展有限公司，广西工学院学报，第15卷，第4期23刘永辉，朱小波，载重汽车驱动桥的基本结构及发展方向，河南省南燕汽车厂24机械设计手册(上.中册).化学工业出版社.25RamamurtiComputer-aideddesignofatwo-stagegearbox.Dept.ofAppliedMechanics,IndianInstituteofTechnology,Madras,India.26nfangLi∗,ChengyunYang,TengjiaoLin,XiaoanChen,LihuaWangFiniteelementsimulationofthedynamicalbehaviorofaspeed-increasegearboxTheStateKeyLaboratoryofMechanicalTransmission,ChongqingUniversity,Chongqing,PRChina.27unfangLiChengyunYang,TengjiaoLin,XiaoanChenandLihuaWangFiniteelementsimulationofthedynamicalbehaviorofaspeed-increasegearboxTheStateKeyLaboratoryofMechanicalTransmission,ChongqingUniversity,Chongqing,PRChina.28NobuyoshiOhnoHigh-pressurebehavioroftoroidalCVTfluidforautomobileDepartmentofMechanicalEngineering,SagaUniversity,1,Honjo,Saga840-8502,Japan.附录英文原文EngineeringFailureAnalysis

/"Introduction2.Experimentalprocedure3.Resultsanddiscussion4.ConclusionReferences1.IntroductionAllvehicleshavesometypeofaxleshaft-differentialassemblyincorporatedintothedriveline.Rearwheeldriveisacommonformofengine-transmissionlayoutusedinautomobiles.Understandthatrearwheeldrivemeansthepowerfromtheengineandthetransmissiongoestotherearwheels.Inautomobiles,axleshaftsareusedtoconnectwheelanddifferentialattheirendsforthepurposeoftransmittingpowerandrotationalmotion.Inoperation,axleshaftsaregenerallysubjectedtotorsionalstressandbendingstressduetoself-weightorweightsofcomponentsorpossiblemisalignmentbetweenjournalbearings.Thus,theserotatingcomponentsaresusceptibletofatiguebythenatureoftheiroperationandthefatiguefailuresaregenerallyofthetorsional,rotating-bending,andreversed(two-way)bendingtype[1].Fatiguefailuresstartatthemostvulnerablepointinadynamicallystressedareaparticularlywherethereisastressraiser.Thestressraisermaybemechanicalormetallurgicalinnature,orsometimesacombinationofthetwo.Mechanicalstressraisersarenon-uniformitiesintheshapeoftheshaftssuchasstepchangesindiameter,sharpcorners,keyways,grooves,threads,splines,press-fittedorshrink-fittedmembersandsurfacediscontinuitieslikeseams,nicks,notchesandmachiningmarks.Metallurgicalstressraisersmaybequenchcracks,corrosionpits,grossmetallicinclusions,brittlesecond-phaseparticles,welddefects,orarcstrikes[1].Also,themicrostructureoftheshaftmaterialplaysavitalrolenotonlyintheinitiationoffatiguefailuresbutalsoduringtheprogressivegrowthofthefatiguecracktocausefailureofthecomponent.Inthepresentstudy,arearwheeldriveaxleshaftusedinanautomobilehasbeenexaminedafterfailure,whichresultedinthevehiclesuddenlypullingrightandcrashingintoatreeneartheroad.Significantimpactdamagewascausedtothevehicle.Whenthevehiclewasexamineditwasfoundthattherearwheeldriveaxleshafthadbrokenintotwopiecesclosetothewheelhub.Thevehiclewasreportedtobeapproximatelynineyearsold.Thegeneralappearancesofthefailedaxleshaftintheas-receivedconditionareshowninFig.1.AschematicdiagramofjointconfigurationandlocationoffractureisshowninFig.2./science?_ob=MiamiCaptionURL&_method=retrieve&_udi=B6V2X-4J5T8CP-1&_image=fig2&_ba=2&_user=1002870&_coverDate=12%2F31%2F2006&_alid=557352292&_rdoc=1&_fmt=full&_orig=search&_cdi=5714&_st=0&_acct=C000050160&_version=1&

(50K)Fig.2.

Schematicdiagramofjointconfigurationandlocationoffracture.2.ExperimentalprocedureThefailedaxleshaftwasinspectedvisuallyandmacroscopically;carewastakentoavoiddamageoffracturedsurfaces.Thefailedaxleshaftwassubjectedtoopticalmicroscopy,photodocumentation,chemicalanalysisandmicro-hardnessmeasurementbothatthefailurezoneandawayfromthefailurezone.Thefracturedsurfaceswereultrasonicallycleanedandexaminedwiththehelpofascanningelectronmicroscope(SEM)equippedwithEDXfacility.Conventionaltensiletestscarriedoutonspecimensmachinedfromthefailedaxleshaft.3.ResultsanddiscussionVisualexaminationshowedthatthereweretwofilletweldedregionbetweentheaxleshaftandthebearinglockingring,asshowninFig.3.Thebearinglockingringwasprobablyfixedtotheaxleshaftattworegionbygasweldingprocessduringrepairingormaintenanceofthevehicle(notcontainedintheoriginaldesign)tosecuretherollerbearingmovingaxiallyalongtheaxleshaftasmoreclearlyillustratedinFig.2.Whereas,rollerbearingsandbearinglockingringsmustbepress-fittedorshrink-fittedontotheaxleshaftseat.Also,visualexaminationoftheaxleshaftrevealedthatthefracturehadbeeninitiatedclosetotheweldedareas.Thisfracturelocationistobeexpectedbecausethehigheststressconcentrationandhighresidualstresswouldbeanticipatedtooccurinthisregion[1]and[2]./"Fig.4.Thefracturesurfaceofthefailedaxleshaftexhibitsheat-affectedregions(HAZ)wherecrackinitiationsites(seemarkAandB),progressiveflatfatiguefractureregions(FF),andthefinalfractureregionproducedbyoverload(OL),asshowninFig.4.Thefractureappearedtobetypicalofreversedbendingfatigueunderconditionsofalowstresswithahighstressconcentration[3].Thezoneoffinalfracturewaslocatedbetweentwoareasoffatiguepropagationsuggestingthepresenceofbendingforces.Thesurfaceareaoffinalfracturewasapproximately15%ofthetotalfracturesurfacesuggestingthattheaxleshaftwasnotoverload.Also,thisindicatesthatthefailureisofhighcycle-lowstresstype.Examinationofthefracturesurfacedisclosedthatcrackshadoriginatedattwolocationsapproximately180°apartontheoutersurfaceofthedriveaxleshaftandpropagatedtowardthecentre.Thecrackinitiationregionscouldbeseenclearlywiththenakedeye.Theoriginofthecrackswasatthesurfaceclosetoweldedregions.Beachmarkscouldbeobservedclearlyonthefracturesurface,whichisatypicalfeatureoffatiguefailure[3]./"Table1.TherangesforthecompositionofAISI4140steelarealsoincludedinTable1.ThechemicalcompositionofthefailedaxleshaftisthesameasthatofAISI4140(42CrMo4)steel.Table1.ChemicalcompositionofthefailedaxleshaftandAISI4140steelElementFailedaxleshaftAISI4140steel(individualvaluesaremaximums)%C0.4120.38–0.43%Si0.2190.15–0.35%Mn0.8560.75–1.00%Cr0.9880.80–1.10%Mo0.1570.15–0.25%S0.00910.040%P0.0160.035Themicro-hardnessdistributionsacrosstheaxleshaftinthe