畢 業(yè) 設 計（論 文）設計(論文) 題目： 轎車驅動橋設計 學生姓名：二級學院：班 級：提交日期：I目 錄摘 要 IIIAbstract IV1 緒 論 11.1 選題的目的與意義 11.2 本設計的主要內容 12 驅動橋的總體設計 .22.1 汽車主要參數(shù) 22.2 驅動橋的設計要求 22.3 驅動橋的結構方案選定 23 主減速器的設計 .43.1 主減速器的設計要求 43.2 主減速器結構形式的選擇 43.3 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 53.4 主減速器基本參數(shù)選擇與設計計算 53.5 主減速器錐齒輪強度校核計算 93.6 主減速器錐齒輪的材料選擇及處理 .113.7 主減速的潤滑 .124 差速器的設計 134.1 差速器的功用及結構形式 .134.2 差速器齒輪的主要參數(shù)選擇 .144.3 差速器齒輪的強度校核 .165 驅動半軸的設計 175.1 半軸的功用及選擇 .175.2 半軸的設計計算 .176 橋殼及橋殼附件設計 196.1 驅動橋殼的功用及其結構形式選擇 .196.2 驅動橋殼強度計算 .19II6.3 驅動橋殼的材料選擇 .217 小結 22參考文獻 23致 謝 .24摘要III轎車驅動橋設計摘 要隨著我國經濟的發(fā)展，國民收入普遍提高，汽車作為一種方便舒適的代步工具逐漸走進每個人的生活中。其中，驅動橋是汽車不可或缺的機構之一，它的性能和整車的性能好壞有著密切的關系。本課題的研究內容以傳統(tǒng)的驅動橋設計方法為基礎，根據(jù)本次選取的車型的特點，參數(shù)，適用領域，首先確定驅動橋的整體結構方案。接下來將機構內的起主要作用的零件，即主減速器的主，從動錐齒輪，差速器行星齒輪，半軸齒輪，半軸，驅動橋殼等的結構參數(shù)進行了設計，并校核了他們的強度。作為汽車的一項重要總成，驅動橋結構設計的研究是汽車設計的一項重要組成部分，有必要進行深入研究。關鍵詞：主減速器；差速器；半軸；驅動橋殼；結構設計AbstractIVThe Design of Automobile Driving Axle AbstractWith the development of economy of our country, the income of our country rises generally. As a convenient and comfortable means of transport,the car gradually comes into everyone's life. The drive axle is one of the indispensable mechanism of the car, its performance has a close relationship with the performance of the vehicle. The content of this research is based on the traditional drive axle’s design method. Firstly, this reseach determine the overall structure of the drive bridge program according to the characteristics of the selected models, parameters, applicable field. Next this reseach will design the drive bevel gear and driven bevel gear of the main reducer of the main , planetary gear differential , half shaft gear and driving bridge shell structure parameters, which play major role in the parts, and check their strength. As an important part of the automobile, the research on the structure design of the drive axle is an important part of the design of the automobile,and it is necessary to carry on the thorough research.Key words: Final drive; Differential; Half axle; Drive axle housing; Design of structure 第 1 章 緒論11 緒 論1.1 選題的目的與意義隨著現(xiàn)代汽車產業(yè)的發(fā)展，人們對于車型的多樣化，個性化的要求正在逐漸增多，汽車動力性及其克服惡劣的行駛路況的能力也成為人們選購轎車的重要評價指標之一。目前，我國汽車驅動橋的開發(fā)，在技術手段上，工藝制造水準上面和國外相比，差距甚大，尤其是獨立開發(fā)與自主創(chuàng)新能力，相比那些諸如日本，德國等汽車強國而言 ，我國的生產制造設備也比較落后，新興人才緊缺，無法滿足目前汽車行業(yè)自動化，智能化，電算化的潮流。與此同時，在汽車業(yè)的管理水平，產品制造精度等方面也很難具有國際競爭力。作為汽車動力輸送環(huán)節(jié)的一項重要組成部分，而且關乎著我國行業(yè)發(fā)展的未來，驅動橋的設計所顯現(xiàn)出來的意義非比尋常?？v觀目前國際汽車潮流，經濟性好，動力性佳，智能化，環(huán)?；霓I車倍受歡迎，為了適應國際潮流，我國政府早在本次十三五規(guī)劃上就提出了我國的汽車行業(yè)應向智能化，環(huán)?；较蜻~進，各大車企也應該極力響應政府的號召，爭取早日實現(xiàn)汽車新技術的重大突破，把我國發(fā)展成為另一大汽車強國。隨著近年來工業(yè)的發(fā)展，石油資源日益枯竭，新能源汽車雖然發(fā)展迅猛，但是使用石油資源的汽車仍然是大部分，因此良好的燃油經濟性是評價一輛汽車優(yōu)越性的另一項重要指標。汽車驅動橋是將發(fā)動機傳來的動力轉化為能量的最終執(zhí)行部件，優(yōu)化汽車驅動橋的設計，有利于提高能源利用率，增強汽車的動力性能，這對于提升汽車的緩解當前世界能源緊缺的惡劣情況具有十分重要的作用。1.2 本設計的主要內容本次設計主要通過查閱近幾年來國內外有關驅動橋設計研究的文獻資料，并綜合本科階段所學習的相關專業(yè)知識進行設計。將機構內的主要零部件（半軸，驅動橋殼，差速器，以及主減速器等）進行結構型式的設計與計算，所要完成的主要任務如下：（1）通過比較不同驅動橋的類型，分析其優(yōu)缺點和適用條件，選取最佳方案進行設計；（2）利用給定的汽車參數(shù)對主減速器，差速器，半軸，驅動橋殼的結構和尺寸進行設計和計算，并進行相應的校核；（3）根據(jù)計算出來的參數(shù)，利用 AUTOCAD 繪制出主減速器大齒輪和小齒輪的二維圖，并根據(jù)其實際加工工藝，在圖上標注尺寸、配合公差、加工精度等一系列技術要求。（4）將最終計算出來的零件參數(shù)利用 CREO 繪圖軟件畫出其其三維模型，并將三維零件圖根據(jù)實際情況裝配起來，查看組裝后的裝配體內部有無零件相互干涉，在運動時是否會互相干擾，以此來檢測本次設計的零件是否能夠運用。第 1 章 緒論2（5）最后修改并完成設計說明書的編寫。2 驅動橋的總體設計2.1 汽車主要參數(shù)本次所選參數(shù)如下所示： m2869L?軸 距 ：發(fā)動機內數(shù)據(jù)如下： rpm620~45/18Pmaxrkw?：最 大 功 率 及 其 此 時 轉 速 ·20Tn：最 大 扭 矩 及 其 此 時 轉 速kga165?空 載 質 量 ： mb20滿 載 質 量 ： hV/ax最 高 車 速 ：前后輪胎規(guī)格：225/55 R16,扁平率 6035.1?i變 速 器 一 檔 傳 動 比 ： 8705變 速 器 五 檔 傳 動 比 ：mh離 地 間 隙 ：2.2 驅動橋的設計要求根據(jù)其功用和安裝位置，我們在設計驅動橋時，一定要滿足實際情況。首先最重要的就是汽車的動力性一定要滿足，在此條件下來選擇傳動比。其次是結構方面，汽車的離地間隙要滿足汽車的定位，這樣才能具有良好的通過性，以此來定其外廓尺寸的大小。在下文我們會談到驅動橋和懸架是配套使用的，因而其結構還要滿足不能和懸架的導向機構有運動上的干擾。最后，我們要盡可能的要提高其傳動效率和降低能源損耗率，容易制造，以及后期的拆裝維修也簡單易行。2.3 驅動橋的結構方案選定確定驅動橋整體的結構方案是本次設計的開篇，如果選取得不夠合理，那么會導致在后續(xù)的設計，制造出來的零件和所配汽車不相適應，進而影響汽車性能，有悖我們設計初衷。因此，我們要綜合考慮汽車的制造成本，生產條件，車內其他零部件的適應性以及汽車的用途定位等等。其中，汽車的懸架系統(tǒng)是重點考慮對象，這樣才能保證整車性能能夠達到預期的要求。一般來說，驅動橋和汽車懸架是配套使用的，非獨立懸架配合非斷開式驅動橋，斷開式驅動橋配合獨立懸架，兩者各有優(yōu)缺點。非斷開式，顧名思義，該結構是一根整體的梁，內部是空心的，安裝有半軸，差速器，主減速器等主要零部件。當汽車左右兩側第 2 章 驅動橋的總體設計2行駛工況不同時，因為本身是一個整體，所以無法顧及兩側，從而導致汽車的平順性能不好，車內乘員會感覺不舒適。與此同時，當行駛路面出現(xiàn)凹坑時，整體剛性梁距離地面太近，不利于汽車的通過性。而斷開式驅動橋則是左右相互獨立的，當一側驅動輪的路況較差時，另一側則可以緩解整車的行駛平順性，對于轎車的舒適性和通過性而言也是有很大幫助的。但是相比整體式，該種結構構造復雜，生產成本高昂，多用于對成員舒適性要求較高的轎車或者通過性較高的越野車上。 本次設計的驅動橋是安置在普通經濟型轎車上面，利用該車型的參數(shù)來具體設計其尺寸。而該車對平順性，舒適性和通過性的需求較大，故本次設計配合獨立懸掛，采用斷開式驅動橋。第 3 章 主減速器的設計43 主減速器的設計3.1 主減速器的設計要求主減速器是汽車驅動橋中主要零部件，其主要功用有兩點，一是將變速器或萬向傳動裝置的轉矩增大，同時將低轉速并改變轉矩傳遞方向，二是在發(fā)動機縱置時，它還可以改變轉矩旋轉方向。在設計主減速器和差速器時，應該滿足如下的基本要求。在設計這兩個部件時，主減速比是基礎，但是其選擇的依據(jù)很簡單，便是增強汽車的動力性，還要有良好的燃油經濟性。在設計其參數(shù)尺寸時，滿足所需的強度和剛度時，盡可能的讓其質量變的更小，輕便的機構有利于汽車的平順性，乘員的反應也較好。在滿足傳動效率達標的同時，不要和其他零件向干涉，不利于汽車的安全性。最后也是所有機械設計的要求，加工工藝性要好，后期的拆裝維修也要方便.3.2 主減速器結構形式的選擇根據(jù)其所適用的車輛特點，變速器的安裝方式，動力傳輸路徑以及整車的尺寸，我們把主減速器分為好幾種。在輕型轎車上面，由于傳遞的動力和輸出轉矩不需要太大，且由于該種車型尺寸大小的影響，因而一般采用一對齒輪的主減速器形式，這種減速器尺寸小，傳遞的載荷不需要太大，非常適合中小型轎車。我們把它稱為單極式。與此相對的便是另一種雙極式，兩隊齒輪，尺寸較大且傳遞的轉矩也可以較大，多用于重型卡車，載貨汽車上面。主減速器齒輪的傳動形式主要有以下幾種方式：圖 3.1 主減速器的傳動形式綜合比較上述幾種傳動形式，適合本次設計所選車型的傳動形式有 a 和 b。然而圖 b中的雙曲面齒輪傳動在運動時，這對齒輪會沿著齒廓方向滑動摩擦，還會沿著齒長方向的縱向滑動摩擦，這樣齒輪就會產生過多熱量，接觸點溫度過高，傳動效率低于螺旋錐齒輪，同時齒輪的磨損程度也會加劇，不利于提高其使用年限。故本次設計采用采用螺旋錐齒輪。第 3 章 主減速器的設計53.3 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案汽車制造業(yè)發(fā)展至今，齒輪的支撐方式也逐漸成熟下來，根據(jù)其適用車型，主要分為兩類：跨置式和懸臂式。其中，懸臂式適用于負荷較小的小客車和輕型載貨汽車，而跨置式廣泛地應用于中型和重型載貨汽車，并且這種支承式需要增加導向軸承支座，導致整體結構變得復雜，成本顯著提高。綜合考慮，采用圓錐滾子軸承來實現(xiàn)本次支撐方案，并利用懸臂式作為支撐形式。圖 3.2 懸置式支承圖 3.2 正是本次設計所采用的形式，在采用懸置式支承時，為了保證齒輪的剛度達到要求，主動齒輪的軸頸應該盡可能的大，并且圖中兩軸承間距 b 應該比懸臂距離 a 大 2.5以上，否則根據(jù)力學分析可以知曉，在軸承承受的載荷較大，而 b 過小時，由于力臂減小導致平衡所需的力更大，是的軸承處所要承受的載荷加大，不利于汽車的安全性。3.4 主減速器基本參數(shù)選擇與設計計算3.4.1 主減速比 i0的確定對主減速器而言，最重要的尺寸莫過于 i0，因為該參數(shù)的變化會引起主減速器整體結構的結構形式，設計尺寸，總質量的大小以及它工作的狀況的變化，而且在確定噶參數(shù)時應該充分考慮各傳動部件的工作情況，以及整個傳動系的總傳動比，這樣才會使?jié)M足汽車對安全性，舒適性，動力性，經濟型等要求，因此充分考慮汽車的動力性再加以計算。對于具有較大儲備功率的轎車來說，主減速比 i0 可以用下式來確定：i0=0.377 （3-1）ghaprivnmx其中： 表 示 車 輪 的 滾 動 半 徑 ；r 轉 速 ；為 最 大 功 率 時 發(fā) 動 機 的pn汽 車 的 最 高 車 速 ；amxV變 速 器 最 高 檔 傳 動 比 。?ghi第 3 章 主減速器的設計6有上文給出的汽車參數(shù)可知，r r=406.4/2+225*0.6=338.2mm(理論上，汽車輪胎有靜力半徑和滾動半徑之分，但在實際分析中，我們忽略不計他們之間的差別)。np=6200rpm，i gh=3.325,vamax=216km/h,故 i0=4.37，即主減速比為 4.37。3.4.2 主減速齒輪計算載荷的確定主減速器的計算載荷是除了主減速比 i0 和驅動橋離地間隙以外的另一項原始參數(shù)。在實際行駛過程中，由于各種不同因素的影響下，汽車的傳動系載荷很不穩(wěn)定，因此我們無法完全計算出主減速器齒輪的計算載荷。在這里，我們借用“格里森”制錐齒輪計算載荷的三種確定方法：（1） 利用發(fā)動機的極限參數(shù)來計算 Tce：（3-2）nikKdce??01max?其中： ；計 算 轉 矩 ， 單 位 是 N·-Tce ； 主 減 速 器 傳 動 比 ， 這 里 4.37=i-i0 ；里變 速 器 一 檔 傳 動 比 ， 這 2511 ；為料 可 知 ， 效 率 間 的 傳 動 效 率 ， 查 閱 資發(fā) 動 機 到 萬 向 傳 動 軸 之 0.9ηη ；載 系 數(shù) ， 這 里 取猛 接 離 合 器 所 產 生 的 動 1=kd-kd 0NmTemax 為發(fā) 動 機 最 大 轉 矩 ， 這 里 ；液 力 變 矩 器 變 矩 系 數(shù) ， 1=KK。驅 動 橋 數(shù) 目 ， n-n計算可得，T ce=3269.3N·m（2）當驅動輪打滑時，利用此時的轉矩來確定從動錐齒輪的計算轉矩 TcsTcs= （3-3）mriG??'2式中， ；上 的 靜 載 荷 ， 這 里汽 車 滿 載 狀 態(tài) 下 驅 動 橋 1069.5N=5%*9.80=-G2m2’ ；取里 軸 負 載 荷 轉 移 系 數(shù) ， 這 汽 車 最 大 加 速 度 時 的 后 3 ；胎 ， 取 的 汽 車 安 裝 的 是 普 通 輪著 系 數(shù) ， 因 為 本 次 設 計輪 胎 與 路 面 之 間 的 附 .8φ 38.2m;r-r 計 算 可 知 ，車 輪 滾 動 半 徑 ， 有 上 述 ；據(jù) 可 知輪 之 間 的 傳 動 比 ， 查 數(shù)主 減 速 器 從 動 齒 輪 到 車 1=ii mm 。 輪 之 間 的 傳 動 效 率 ， 取 主 減 速 器 主 動 齒 輪 到 車 0.95ηη（3）利用汽車正常行駛具有的轉矩來計算 Tcf:Tcf= （3-4）niffrGmiHRa?)(?第 3 章 主減速器的設計7注釋： 2019N;=.8*5-Ga汽 車 滿 載 總 質 量 ， 為 3.mrr 計 算 可 知 ， 車 輪 滾 動 半 徑 ， 有 上 述 ；道 路 滾 動 阻 力 系 數(shù) ， 取 .fR ；車 取平 均 爬 坡 能 力 系 數(shù) ， 轎-H；汽 車 性 能 系 數(shù) ， 轎 車 取 0.8i ； 據(jù) 可 知輪 之 間 的 傳 動 比 ， 查 數(shù) 主 減 速 器 從 動 齒 輪 到 車 1=imm 。輪 之 間 的 傳 動 效 率 ， 取主 減 速 器 主 動 齒 輪 到 車 0.95η-η。驅 動 橋 數(shù) 目 ， 1=nn根據(jù)以上汽車參數(shù)可得，T cf=1233.15N·m。最大應力時，T c=min[Tce,Tcs]=3269.3N·m。則，主動錐齒輪的計算轉故 ， 計 算 齒 輪矩：= =787.50N·m (3-5)GcZi?0?95.*37426按疲勞壽命計算主動錐齒輪的計算轉矩：= =297.04N·m (3-6)GcZiT0.13.4.2 主減速器齒輪參數(shù)的選擇1.齒數(shù)在選擇齒輪齒數(shù)時，我們要遵循這樣一個原則：在保證能夠正常嚙合的情況下，盡可能的便于他們在運動時能加速磨合。這樣的話，我們就應該盡量使相互嚙合的的齒輪的齒數(shù)沒有公約數(shù)，同時兩個齒輪的齒數(shù)之和要不小于 40，因為齒數(shù)過小的話，齒輪的強度和剛度無法保證能否滿足要求。當主傳動比位于 3.5~5 時，Z 1 可取 7~12。本次設計的主減速器的主減速比 i0=4.37，主動齒輪齒數(shù) Z1 取 9，則 Z2=i0*Z1=39.33，取 Z2=40，那么實際主減速比 i0=4.4，進而可以算出計算轉矩 Tc=min[Tce,Tcs]=3291.74N·m,Tcf=1233.15N·m，T Z=295.01N·m。2.齒輪分度圓直徑和端面模數(shù)本次設計的螺旋錐齒輪的大齒輪（即從動錐齒輪）的分度圓直徑 d2（mm）,可按下式計算：d2=kd (3-7)3cT其中 kd 為直徑系數(shù)，這里取 14,；T c= min[Tce,Tcs]=3291.74N·m，故 d2=208.25mm,圓整取值 d2=210mm。大端端面模數(shù) ms=d2/z2=5.25mm，同時，m s 還滿足 ms=km ,其中 km 是模3cT數(shù)系數(shù)，取 0.35，則 ms=5.2mm，取兩者較小值，則 ms=5.25mm，取整為 5mm，則第 3 章 主減速器的設計8d2=5*40=200mm。同理，主動錐齒輪的大端模數(shù) mZ=5.2mm,取整為 5mm,則 d1=5*9=45mm。3.主、從動錐齒輪齒面寬 b1 和 b2螺旋錐齒輪的齒面寬不能非常大或者非常小，正所謂物極必反，當齒面寬非常窄時，由于齒面的面積過小，耐磨損的性能不好，時間不長就會出現(xiàn)問題，使用壽命降低；當齒面非常寬時，由于齒輪大小的限制，導致螺旋輪齒較小的那一部分處的間隙變得很小，不利于加工制造，而且間隙過小導致所用的切削刀具必須足夠小，以滿足切削要求，那么這就會帶來一個問題，刀具的使用壽命降低。除了影響制造方面，當輪齒的一端面過小時，在校核齒輪所能承受的最大載荷時，會因為這小小的斷面，而降低整個齒輪的承受極限，造成材料的浪費，而且輪齒斷面過小，容易損壞。 。b2 可用經驗公式算得 b2=0.155d2=0.155*200=31mm，對于主動齒輪，b 1 一般比 b2 大10%，則 b1=34mm。4.中點螺旋角 β轎車主減速器的螺旋錐齒輪的螺旋角一般在 35°~40°之間，在參考眾多相似車型以及機械設計的方案后，這里我們采用“格里森”制推薦用式預選中點螺旋角：(3-8)212905dEZ???因為本次設計的是螺旋錐齒輪，對于這種齒輪，不存在偏移距，即偏移距為 0，且主、從動錐齒輪的螺旋角相等，故 β=35.54°，為了方便制造，取 β=36°。5.螺旋方向螺旋錐齒輪的螺旋方向決定了軸向力的方向，因此根據(jù)工作狀態(tài)下軸向力的方向，使得軸向力促使嚙合齒輪分離，且嚙合間隙有增大的趨勢，這樣在力的作用下，這對嚙合齒輪可以避免因外界環(huán)境的影響，輪齒嚙合的過于緊密而導致鎖死的情況。螺旋輪齒的曲線方向表示，分為“ ”和“ ”兩種。當汽車前進時，從汽車前方 向 用 左 旋 右 旋面向后看，主傳動小齒輪軸順時針旋轉，故小齒輪左旋，大齒輪右旋。6.法向壓力角 α在選取壓力角時，最應該考慮的便是該齒輪所需的強度，法向壓力角 α 大一些也可以延長輪齒疲勞壽命和增加輪齒強度，相應地也與齒輪嚙合狀況密切相關，自然也會影響整個減速器的工作平穩(wěn)，安全性，綜合性等多方面考慮。故本次設計的螺旋錐齒輪法向壓力角選用 16°。利用以上計算的參數(shù)，可繪出兩個齒輪的三維模型：第 3 章 主減速器的設計9圖 3.3 從動錐齒輪圖 3.4 主動錐齒輪3.5 主減速器錐齒輪強度校核計算齒輪在實際工作中因為各種因素的影響，受損形式多種多樣，不同的形式對齒輪要求的方面也不盡相同，但是強度要求滿足的話可以解決絕大部分的問題，剩下的就是材料的選擇，熱處理的方式，以及加工精度的要求了，這里只對強度進行理論上的檢驗校核計算，在實際設計生產中，要利用諸如臺架極限壓力測試或者直接上路實驗來進一步驗證所設計的齒輪是否符合要求，能否滿足正常行駛工況。1. 單位齒長圓周力首先檢驗校核齒輪的耐磨性，可以根據(jù)齒輪表面所受到的力來校核：(3-9)2bFp?其中，外界作用在在輪齒上的圓周力用字母 表示；b 2 即為上述文章所談到的大錐齒輪第 3 章 主減速器的設計10齒面寬。當發(fā)動機的轉矩達到極限時，可利用下述來計算[p]：(3-10) 321max0*bDiTpge?計算可得： ][)/(4.83*45023pN?[p]為轎車直接檔按最大轉矩計算的單位齒長圓周力許用值 321（N/mm） 。參照驅動輪的打滑轉矩計算可得：(3-11)3210*bDrGp??計算可得：p=2*10069.5*0.85*0.3382*10 3/(200*31)=862.87(N/mm)[σ w]=210MPa,強度大于其標準許用強度，但是超出的并不多，大概只有百分之三左右，在現(xiàn)代制造工藝越來越好的行情下，我們可通過優(yōu)化制造工藝等方式來使得強度符合標準，而且這里選用的數(shù)據(jù)時極限情況，故本次設計基本合理。第 4 章 差速器的設計17第 5 章 驅動半軸的設計175 驅動半軸的設計5.1 半軸的功用及選擇該部分的半軸是一根端部帶有花鍵的金屬軸，它主要用來傳遞轉矩給驅動輪。是一種動力傳輸?shù)牧悴考?，一旦選取失誤，將會導致整車的動力性直接切斷，對于正在運動中的汽車是非常危險的，故我們在選取半軸的形式時應該非常嚴謹。根據(jù)其支撐在差速器內部的方式，我們把它分為三類，即半浮式、3/4 浮式和全浮式。其中，全浮式應用廣泛，經受了長久的檢驗，而且由于本次設計的是普通經濟型適用轎車，故采用全浮式半軸，安全可靠。5.2 半軸的設計計算在設計半軸時，其直徑確定了，半軸的主要尺寸就定了。在設計時，首先考慮在標準的工作條件下和合理的工作載荷情況下其會承受的扭矩，然后根據(jù)其所要承受的轉矩范圍及其所能承受的極限利用經驗公式來計算其直徑大小，然后對其進行強度校核，如若強度不合要求，在回過頭來調整，最后再根據(jù)標準和實際設計出來的尺寸大小，來決定它的花鍵形式及尺寸。5.2.1 半軸直徑初選及計算轉矩全浮式半 軸的直徑可用下式計算得：d=（2.05~2.18） =30.4~32.36mm。取整得3Td=32mm。有上述描述，我們利用力學知識可以得知，全浮式半軸只承受轉矩，其計算轉矩可以按照主減速器從動錐齒輪計算轉矩進一步得到，即 Tψ =ξmin[T ce,Tcs],其中 ξ 為差速器轉矩分配系數(shù)，這里取 0.6，故 Tψ =0.6*3269.3=1961.58N·m。5.2.2 半軸強度計算全浮式半軸在進行設計計算時，需要對其扭轉切應力和扭轉角進行校核，其半軸扭轉切應力為：（5-3106??dT???1）計算得：τ=304.88MPa490MPa（半軸的扭轉切應力宜在 490~288MPa 之間） ，故本次設計符合條件。半軸扭轉角為：（5-3108?????pGIlT2）其中，l 為半軸長度，參考文獻，這里取 750mm；第 5 章 驅動半軸的設計18；， 這 里 取為 材 料 的 剪 切 彈 性 模 量 80GpaG，I P= =102943.71mm4。計算 θ=1.02°/m8°/m,符合要求。為 半 軸 端 面 極 慣 性 矩IP324d?求得 σ=356.05MPa，小于 600MPa，符合要求。 5.2.3 半軸花鍵計算在查閱了有關花鍵的機械標準手冊以后，并和探討后發(fā)現(xiàn)，現(xiàn)在的驅動橋的半軸和半軸齒輪廣泛采用的花鍵為漸開式鏈接，這種花鍵最應該驗算校核的便是其擠壓應力和鍵齒切應力。許用擠壓應力和切應力分別為 200MPa，79MPa 。對于半軸花鍵的尺寸，查閱文獻可知，半軸花鍵外徑為 D=35mm，相配的花鍵內孔內徑 ，花鍵齒數(shù)內徑 ，花鍵工作長度 ，花鍵寬 b=3mm。那么31m=d12=z50m=Lp花鍵的剪切應力 τ s：（5-3）??bzdDTps)(143???計算求得，τ s=78.13MPa79MPa,擠壓應力：（5-4）??pczLdT)(10823???求得，σ c=158.41MPa200MPa,均符合要求。故本次設計合理。利用以上參數(shù)，會出半軸的三維模型如下：圖 5.1 半軸第 5 章 驅動半軸的設計19第 6 章 橋殼及橋殼附件設計196 橋殼及橋殼附件設計6.1 驅動橋殼的功用及其結構形式選擇作為驅動橋的整體包裹外殼，橋殼能夠承受外界對內部零件的壓力載荷，以及承載內部零件的重量和運動產生的沖擊，同時還可以阻擋汽車在運動時，地面飛濺的泥水，使齒輪能夠在相對干凈的環(huán)境下工作。目前市面上主要有三種形式的橋殼在投入運用，即可分式，整體式，和組合式。在這三種形式中，在考慮到應用廣泛度，拆裝方便度，加工精度性要求，制造工藝簡潔度等方面，整體式遠遠優(yōu)于另兩種橋殼，故采用整體式驅動橋殼來作為本次設計的結構形式。6.2 驅動橋殼強度計算在實際運動過程中，驅動橋殼的受力情況很復雜，為了簡化成典型的受力情況圖，我們把它分為三種情況：當車輪承受的垂直方向的力最大時，車輪承受的切應力達到最大以及車輪承受的側向力達到最大時。這三種情況代表了橋殼在三維立體空間內，各個方向的力和載荷在達到極限時的情況，只要這三種情況的強度得到保證，那么我們可以認為該橋殼是可靠的。在對上述三種情況進行分析時，為了分析簡便，先分析計算一種最簡單，也最有代表性的情況，來作為上述三種情況的基礎。當汽車處于滿載情況時，它沒有運動，完全靜止在水平路面上，不考慮除重力以外的外界情況，這也是橋殼最簡單的受力情況，即橋殼的 計算。靜 彎 曲 應 力6.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算由經典理論力學分析可知，靜止時，橋殼相當于一根梁橫置在兩個輪轂軸承上面，模型化后如下圖所示：圖 6.1 橋殼受力簡圖圖中的兩個鋼板彈簧座之間的彎矩 M 表示（單位： N·m）為：（6-2)(2sBgGw??1）其中， ，在此 G2=10069.5N；g w， 汽 車 驅 動 橋 給 地 面為 汽 車 滿 載 于 水 平 路 面G2 的 載 荷第 6 章 橋殼及橋殼附件設計20，由于其遠小于 G2/2，故可忽略不計；B 為驅動車動 器 等 ） 重 力為 車 輪 （ 包 括 輪 轂 和 制輪輪距，這里 B=1670mm； 。10ms 為 簧 座 中 心 的 距 離 ， 在 此為 驅 動 橋 殼 上 兩 鋼 板 彈計算得 M=1686.64N·m。而 σ wj 為：靜 彎 曲 應 力（6-2）310??vwjWM?其中 ， ,扭向 彎 曲 截 面 系 數(shù)為 危 險 斷 面 處 橋 殼 的 垂vW 343V17.6)(2D=md???轉截面系數(shù) 。計算得 σ wj=49.09MPa。343t .6872)1(6D=md???6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算在汽車行駛時，路面情況不可避免地會出現(xiàn)坑坑洼洼，由此便會產生沖擊載荷作用在橋殼上面，再將本身重力算上，兩者相互疊加后，橋殼所產生的彎曲應力 σ wd=kdσ wj,其中 .故 σ wd=49.09MPa。1kd 為 動 載 荷 系 數(shù) ， 轎 車 取6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算這種情況屬于汽車行駛的極限情況，當前牽引力達到極限時，作用在左右驅動車輪的轉矩所引起的地面對于左右驅動車輪的最大切向反作用力 F 為：(6-3)rTgeiF?1max?參數(shù)同上，計算得 F=9823.64N。此時驅動橋殼 間的垂 矩 Mv 為：在 左 右 鋼 板 彈 簧 之 向 彎(6-4)2)2(sBgGMwv?M2 表示加速行駛時，汽車的質量轉移系數(shù)，因為本次設計轎車，故取值 1。算得Mv=1855.21N·m。地面對驅動輪施加的切向力由于驅動車輪 面對其作用的最 用所 承 受 的 地 大 切 向 反 作力 F 使得驅動橋殼在水平方向 矩 Mh，而且本次設計的差速器左右驅動輪的驅動也 承 受 彎轉矩，故 Mh 為：(6-5)2maxsBPeh???計算得，M h=4911.82N·m。另外驅動橋殼還承受因驅動 反作用力矩，這時在兩個 之間轉 矩 而 引 起 的 鋼 板 彈 簧 座橋殼承受的轉矩 T 為：(6-6)21maxTgei??第 6 章 橋殼及橋殼附件設計21故 T=1672.06N·m。因為橋殼在鋼板彈簧座附近的危險截面是圓管斷面，由于其是圓形，故根據(jù)力學幾何可以得知，其 M∑ 為：合 成 彎 矩(6-7)22Tvh???計算得，M ∑ =5510.31N·m。故其合成應力為：σ ∑ =M∑ /W∑ =160.36MPa。橋殼的許用彎曲應力在 300~500MPa 之間，故設計符合要求。6.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算在汽車緊急制動時，排除汽車性能不佳的情況，汽車不受側向力的作用，其受力簡圖如下所示：圖 6.2 汽車受力簡圖有力學分析可知，在汽車驅動輪處，作用有垂直方向的支持力，平行于汽車行駛方向的切向力，也就是平常所說的制動力。因此，緊急制動時，橋殼在兩鋼 簧座之間的垂板 彈矩 Mv 和水 矩 Mh：向 彎 平 彎(6-8)??????2)(''2sBmGghwv?參數(shù)同上，計算得 Mv=1349.29N·m，M h=1079.43N·m。由于橋殼在兩鋼板彈簧座外側部分同時受到制動力，該力也會產生轉矩，計算可得：(6-9)rGT2'??得 T=1361.37N·m。故合成彎矩 =2199.79N·m。彎曲應力Mvh??σ ∑ =M∑ /W=64.01MPa。扭轉應力 τ=T/W t=19.81MPa，由于橋殼的, [τ]為 150MPa，故設計合理。30MPa許 用 彎 曲 應 力 為6.3 驅動橋殼的材料選擇汽車驅動橋殼主要是用來保護半軸，主減速器，差速器等零部件不受損換，并且能夠承載車輪傳來的路面反作用力矩。因此，其材料應有著較高的強度，塑性和良好的沖第 6 章 橋殼及橋殼附件設計22擊韌度，能夠承受較高的沖擊，震動以及扭轉載荷。通過互聯(lián)網(wǎng)的信息，我們了解到可鍛造鑄鐵憑借其優(yōu)良的強度和剛度，低廉的成本而受到各大汽車制造廠的歡迎。故本次設計采用 KT350-10 可鍛造鑄鐵。第 7 章 小結227 小結本次設計在當前轎車驅動橋發(fā)展的總體趨勢下，利用所選轎車參數(shù)，選擇出其主要零部件的結構形式，并計算出驅動橋的各個零部件的尺寸，最后對主減速器齒輪，差速器齒輪，半軸以及驅動橋殼的剛度和強度進行校核。本論文主要涉及以下幾個方面：（1） 根據(jù)所選車型的參數(shù)及其定位，確定轎車驅動橋的結構方案；（2） 利用汽車參數(shù)，確定主減速器，差速器，半軸以及驅動橋殼的結構形式；（3） 在確定各個部件的結構形式以后，對主減速器的錐齒輪，差速器的錐齒輪，半軸和橋殼進行具體的參數(shù)設計，并對其強度進行校核；（4） 根據(jù)上述設計的參數(shù)，利用 proe 繪制出三維模型，并進行總裝；本次所設計的驅動橋結構簡單，實用，且具有很好的動力性和經濟性，制造工藝好，各個部分的零部件盡可能的滿足標準化，部件的通用化，和產品的系列化，在后期的拆裝維修也較為方便。但是，在本次設計中，有些參數(shù)是根據(jù)以往經驗得出，這在后期的加工制造中可能會出現(xiàn)一定的誤差，而且在強度校核方面，雖然都是合格的，但是有些地方在實際生產和應用時，可能會達到極限值，仍然需要進一步完善。在文字敘述方面，描述的時候不夠準確，有些地方論述的比較模糊，語言也不夠周密。希望各位老師，同學能夠批評指正。