基于eqd6102-1型底盤的前置后驅(qū)二軸中型汽車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)-畢業(yè)論文

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　驅(qū)動(dòng)橋作為汽車四大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對(duì)于客車顯得尤為重要。</p><p>　　本設(shè)計(jì)在滿足各項(xiàng)設(shè)計(jì)參數(shù)要求的前提下，依據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，在零部件、材料、結(jié)構(gòu)工藝形式等方面，采用先進(jìn)的工藝處理手段，行星齒輪軸采用表面納米SiC復(fù)合化學(xué)鍍。借助CAXA、autoCAD、CATIA輔助設(shè)

2、計(jì)。其設(shè)計(jì)部分包括：主減速器、差速器、半軸、行星齒輪以及零部件參數(shù)等。</p><p>　　本文對(duì)驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)過程進(jìn)行了論述，采用雙曲面齒輪主減速器，行星齒輪差速器，鋼板沖壓焊接整體式橋殼。</p><p>　　本設(shè)計(jì)的參數(shù)計(jì)算部分借助EXCEL計(jì)算，方便后期優(yōu)化設(shè)計(jì)。</p><p>　　關(guān)鍵詞：驅(qū)動(dòng)橋；主減速器；差速器；行星齒輪</p><p

3、><b>　　Abstract</b></p><p>　　Drive bridge as one of the four assemblies for motor vehicles,and its performance has a direct impact on vehicle performance,and is particularly important for passe

4、nger cars.</p><p>　　This design on the premise of meeting the demands of various design parameters, according to the relevant standards in the form of parts, materials, technology and other areas, using adva

5、nced technology and processing means, planet gear shafts are made of surface nano-SiC composite electroless plating. Through CAXA, autoCAD, CATIA computer-aided design. Its design includes: final drive, differential, axl

6、e shaft, Planetary gears and components parameters and so on.</p><p>　　This paper discusses the design process of the drive axle, hypoid gear reducer, planetary gear differentials, sheet metal welding integr

7、al rear axle housing.</p><p>　　The design parameters calculation with EXCEL calculation and optimum design of late.</p><p>　　Key words: axle; main reducer; diff; planetary gear</p><p&

8、gt;<b>　　緒論</b></p><p><b>　　驅(qū)動(dòng)橋概述</b></p><p>　　驅(qū)動(dòng)橋是傳動(dòng)系統(tǒng)最后一個(gè)總成。其功用是將萬向傳動(dòng)裝置傳來的發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力經(jīng)降速增矩、改變傳動(dòng)方向后，分配給左、右驅(qū)動(dòng)輪以不同轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)。</p><p>　　驅(qū)動(dòng)橋一般分為非斷開式驅(qū)動(dòng)橋和斷開式驅(qū)動(dòng)橋兩種。非斷開式驅(qū)動(dòng)橋通常由主減

9、速器、差速器、半軸和驅(qū)動(dòng)橋殼組成。整個(gè)驅(qū)動(dòng)橋通過彈性懸架與車架相連，驅(qū)動(dòng)橋殼是剛性整體結(jié)構(gòu)，因而兩根半軸和驅(qū)動(dòng)輪在橫向平面內(nèi)無相對(duì)運(yùn)動(dòng)。</p><p>　　斷開式驅(qū)動(dòng)橋，其左、右半軸的內(nèi)端通過萬向節(jié)與驅(qū)動(dòng)輪相連，主減速器固定在車架或車身上，驅(qū)動(dòng)橋殼制成分段并以鉸鏈方式相連，同時(shí)半軸也分段且各段之間用萬向節(jié)連接，這種驅(qū)動(dòng)橋稱為斷開式驅(qū)動(dòng)橋。斷開式驅(qū)動(dòng)橋可以提高汽車行駛平順性和通過性，可采用獨(dú)立懸架（需要說明的是，

10、采用獨(dú)立懸架的汽車，其左、右車輪之間不存在車橋，車橋和懸架已融合在一起）;但斷開式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造成本高。</p><p>　　由于本設(shè)計(jì)中所設(shè)計(jì)的車型采用了EQD6102-1型底盤，由行駛條件及成本出發(fā)，采用非獨(dú)立懸架及非斷開式驅(qū)動(dòng)橋。這種型式驅(qū)動(dòng)橋在汽車，尤其是中型客車上應(yīng)用相當(dāng)廣泛。它主要優(yōu)點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡單、制造工藝性好、成本低、可靠性高、維修調(diào)整容易等。</p><p>　　本次

11、設(shè)計(jì)由經(jīng)濟(jì)性及低成本等因素考慮，采用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，單級(jí)主減速器，雙曲面齒輪傳動(dòng)，普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器，全浮式半軸，整體式橋殼。</p><p><b>　　主減速器設(shè)計(jì)</b></p><p>　　主減速器結(jié)構(gòu)方案分析</p><p>　　主減速器的功用是將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低其轉(zhuǎn)速；根據(jù)需要，還可改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向。主減速器的種

12、類繁多，有單級(jí)式和雙級(jí)式；有單速式和雙速式；還有貫通式和輪邊式等。</p><p><b>　　表2-1 基本參數(shù)</b></p><p>　　主減速比及計(jì)算載荷的確定</p><p>　　主減速器比i0的確定[3]</p><p>　　主減速比對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及變速器處于最高檔位時(shí)汽車的動(dòng)力性

13、和燃油經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。i0的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比一起由整車動(dòng)力計(jì)算來確定。</p><p>　　…………………………（2-1）</p><p>　　式中：rr——車輪的滾動(dòng)半徑=0.407878m</p><p>　　np——最大功率時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速=2800r/min</p><p>　　vamax——最高車速=95K

14、m/h</p><p>　　igh——變速器最高檔傳動(dòng)比=1</p><p>　　帶入式2-1得i0=4.532</p><p>　　主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定</p><p>　　通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩（Tce、Tcs）的較小者，作為載貨汽車在強(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)

15、算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷。根據(jù)平均牽引力的值來確定主減速器從動(dòng)齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcm，作為主減速齒輪疲勞損壞的依據(jù)。</p><p>　　主減速器從動(dòng)齒輪計(jì)算載荷的確定[3]</p><p>　　按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動(dòng)比確定從動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce</p><p>　　………………………（2-2）</p><p>　　式中：

16、Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Temax=343 N·m</p><p>　　N——驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目，N=1</p><p>　　iTL——由發(fā)動(dòng)機(jī)至所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪之間的傳系最檔傳動(dòng)比，iTL=i1·i0=25.97</p><p>　　ηT——上述傳動(dòng)部分傳動(dòng)效率，取ηT=0.9</p><p>　　K0——離合器產(chǎn)

17、生沖擊載荷時(shí)超載系數(shù)，K0=1</p><p>　　帶入式2-2得Tce=8016.939 N·m</p><p>　　按驅(qū)動(dòng)輪打滑確定從動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcs</p><p>　　………………………………（2-3）</p><p>　　式中：G2——滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)輪上的靜載荷系數(shù)，G2=5000×9.8=49000N<

18、;/p><p>　　——輪胎與路面間的附著系數(shù)，取=0.85</p><p>　　rr——車輪的滾動(dòng)半徑，rr=0.407878m</p><p>　　ηLB、iLB——分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，本設(shè)計(jì)無輪邊減速器取η1B=0.95、i1B=1</p><p>　　帶入式2-3得Tcs=17882.23 N&

19、#183;m</p><p>　　由上述計(jì)算得主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷取 TC=Tce=8017.865 N·m。當(dāng)計(jì)算主減速器主動(dòng)齒輪時(shí)，只需將式（2-2）和（2-3）分別除以該對(duì)齒輪的減速比及傳動(dòng)效率。</p><p>　　按正常持續(xù)使用計(jì)算，即主減速器從動(dòng)齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcm</p><p>　　………………（2-4）</p>

20、;<p>　　式中：Ga——汽車滿載總質(zhì)量，Ga=76440 N</p><p>　　GT——所牽引的掛車滿載總重量，N，GT=0</p><p>　　fR——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，計(jì)算時(shí)轎車取fR=0.010～0.015；載貨汽車取0.015～0.020；越野汽車取0.020～0.035；該車取0.01</p><p>　　fH——汽車正常使用時(shí)的平均爬

21、坡能力系數(shù)。通常，轎車取0.08；載貨汽車和城市公共汽車取0.05～0.09；長途公共汽車取0.06～0.10；越野汽車取0.09～0.30；該車取0.06</p><p>　　fP——汽車或汽車列車的性能系數(shù)：</p><p>　　…………………（2-5）</p><p><b>　　當(dāng)時(shí)，取fP=0</b></p><p

22、>　　經(jīng)計(jì)算，本設(shè)計(jì)取fP=0</p><p>　　帶入式（2-5）得Tcm=2297.34N·m</p><p>　　主動(dòng)錐齒輪的轉(zhuǎn)矩計(jì)算[2][3]</p><p>　　N·m……………（2-6）</p><p>　　N·m………………(2-7)</p><p>　　式中：TZ—

23、—主減速器主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩</p><p>　　Tzm——主減速器主動(dòng)齒輪平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩</p><p>　　Tc——主減速器從動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩</p><p>　　Tcm——主減速器從動(dòng)齒輪平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　i0——主減速比</b></p><p>　　ηt——主減速器機(jī)械

24、傳動(dòng)效率</p><p>　　主減速器齒輪主要參數(shù)的確定</p><p>　　主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)的確定[3][4]</p><p>　　對(duì)于單級(jí)主減速器，當(dāng)i0較大時(shí)，則應(yīng)盡量使主動(dòng)齒輪的齒數(shù)Z1取得小些，以得到滿意的驅(qū)動(dòng)橋離地間隙。一般Z1可取7-12，為了磨合均勻主、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)Z1、Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)，為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和應(yīng)不少于40。&

25、lt;/p><p>　　本身的主減速比為4.532，查表3-10、3-11[3]后，選用Z1=9 Z2=41，實(shí)際傳動(dòng)比為4.555，Z1+Z2=50＞40符合要求。</p><p>　　從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的確定</p><p>　　根據(jù)從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，按經(jīng)驗(yàn)公式</p><p>　　………………………………(2-8)</p&

26、gt;<p>　　式中：d2——從動(dòng)錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm。</p><p>　　——直徑系數(shù)，=13～16。</p><p>　　Tc——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Tc=8016.939 N·m。</p><p>　　根據(jù)該式可知從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的取值范圍為260.183mm～320.225mm。</p><p>　　本設(shè)計(jì)

27、取d2=280mm。</p><p>　　從動(dòng)錐齒輪大端模數(shù)m==6.8，取m=7</p><p><b>　　齒面寬的確定</b></p><p>　　汽車主減速器雙曲面齒輪的從動(dòng)齒輪齒面寬F（mm）推薦為[3]：</p><p>　　F=0.155×d2=43.4mm……………………………（2-9）<

28、/p><p>　　式中：d2——從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，280mm。</p><p>　　并且F要小于10m=70，考慮到齒輪強(qiáng)度要求取F=44mm。</p><p>　　雙曲面齒輪的偏移距E、偏移方向和旋向的確定</p><p>　　轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的E值，不應(yīng)超過從動(dòng)齒輪節(jié)錐距A0的40%（接近于從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑d2的20%）；

29、而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負(fù)荷傳動(dòng)，E則不應(yīng)超過從動(dòng)齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為d：的10%～12%,且一般不超過12%）。傳動(dòng)比越大則正也越大，大傳動(dòng)比的雙曲面齒輪傳動(dòng)，偏移距E可達(dá)從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑d2的20%～30%。但當(dāng)E大于d2的20%時(shí)，應(yīng)檢查是否存在根切[3]。本設(shè)計(jì)取E為33mm，下偏移，主動(dòng)齒輪左旋，從動(dòng)齒輪右旋。</p><p>　　圖2-1 雙曲面錐齒輪傳動(dòng)示意圖</p&g

30、t;<p><b>　　螺旋角的確定[3]</b></p><p>　　汽車主減速器錐齒輪的螺旋角β多在35°～40°范圍內(nèi)。轎車應(yīng)用較大的值的，保證有較大的mF使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲低；載貨汽車選用較小值，以防止軸向力過大，通常選用35°。</p><p>　　雙曲面齒輪的幾何尺寸設(shè)計(jì)[3][5]</p><

31、p>　　表2-2雙曲面齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表[5] mm</p><p><b>　　注：</b></p><p>　　計(jì)算說明中（1）、（2）、（3）表示第（1）、（2）、（3）計(jì)算的結(jié)果。</p><p>　　序號(hào)上帶*的是生產(chǎn)圖紙上需要的參數(shù)。</p><p>　　第（65）項(xiàng)求得的齒線曲率

32、半徑rd與第（7）項(xiàng)選頂?shù)牡侗P半徑rd之差不應(yīng)超過rd的1%，否則要重新試算第（20）項(xiàng)至第（65）項(xiàng)。</p><p>　　圖2-2 雙曲面齒輪副的安裝尺寸（括號(hào)內(nèi)的數(shù)字為表2-2中計(jì)算步驟序號(hào)，即應(yīng)將該序號(hào)下的計(jì)算結(jié)果標(biāo)在圖上）</p><p>　　主減速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算[2][3]</p><p><b>　　單位齒上的圓周力</b><

33、;/p><p>　　……………………………………（2-11）</p><p>　　式中：p——單位齒長上的圓角力，N/mm。</p><p>　　F——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算。</p><p>　　b2——從動(dòng)齒輪的齒面寬，mm。</p><p>　　按發(fā)動(dòng)機(jī)

34、最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：</p><p>　　…………………………………（2-12）</p><p>　　式中：Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，343 N·m</p><p>　　ig——變速器傳動(dòng)比，常取1檔及直接檔進(jìn)行計(jì)算</p><p>　　kd——由于猛接離合器而產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，kd=1</p><p>　　k

35、——液力變矩器變矩系數(shù)，k=1</p><p>　　if——分動(dòng)器傳動(dòng)比，if=1</p><p>　　η——變速器傳動(dòng)效率，η=0.97</p><p>　　n——計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，1</p><p>　　D1——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，61.463mm</p><p>　　b2——從動(dòng)齒輪的齒面寬，44mm</p>

36、;<p>　　1檔：ig=5.731 帶入式（2-12）得p=1410.1322MPa</p><p>　　直接檔：ig=1.0 帶入式（2-12）得p=246.0534MPa</p><p>　　表2-3 單位齒長上的圓周力許用值[p]</p><p>　　目前，由于技術(shù)的進(jìn)步，可在上述許用值得基礎(chǔ)上增加10%—25%，從上可知設(shè)計(jì)的齒輪符合要求。&

37、lt;/p><p><b>　　齒輪的彎曲強(qiáng)度計(jì)算</b></p><p>　　……………………（2-13）</p><p>　　式中：Tj——齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 N·m;</p><p>　　K0——超載系數(shù)，取K0=1;</p><p>　　Ks——尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺

38、寸及熱處理等有</p><p>　　關(guān)。當(dāng)端面模數(shù)m≥1.6mm時(shí)， </p><p>　　Ka——載荷分配系數(shù)，取Ka=1.10</p><p>　　Kv——質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，可取Kv=1</p><p>　　F——計(jì)算齒輪的齒面寬度</p><p>　　Z——計(jì)算

39、齒輪的齒數(shù)</p><p><b>　　m——端面模數(shù)</b></p><p>　　J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)。</p><p>　　圖2-3 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J</p><p>　　主動(dòng)齒輪的彎曲強(qiáng)度校核：</p><p>　　Tj=1862.741 N·m；Z=9；Ks=0.7

40、245；J=0.305；F=45；m=7</p><p>　　帶入式（2-13）得σw=517.65MPa＜[σ]=780MPa</p><p>　　從動(dòng)齒輪的彎曲強(qiáng)度校核：</p><p>　　Tj=8016.939 N·m；Z=41；Ks=0.7245；J=0.266；F=44</p><p>　　帶入式（2-13）得σw=54

41、3.44MPa＜[σ]=700MPa</p><p>　　經(jīng)計(jì)算主減速器齒輪彎曲強(qiáng)度滿足要求。</p><p><b>　　齒輪的接觸強(qiáng)度計(jì)算</b></p><p><b>　　………（2-14）</b></p><p>　　式中：T1、T1max——分別為主動(dòng)齒輪的平均轉(zhuǎn)矩和計(jì)算轉(zhuǎn)矩 N

42、3;m</p><p>　　Cp——材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6 N1/2/mm</p><p>　　d1——主動(dòng)齒輪的節(jié)圓直徑</p><p>　　K0、Kv、Km——見式（2-13）說明</p><p>　　Ks——尺寸系數(shù)，可取Ks=1</p><p>　　Kf——表面質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于制造精密的齒輪可

43、取Kf=1</p><p>　　F——齒面寬，取齒輪副中較小的</p><p>　　J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)</p><p>　　圖2-4 接觸強(qiáng)度計(jì)算用綜合系數(shù)J</p><p>　　T1=533.316；T1max=1862.066；d1=61.463；F=44；J=0.13</p><p>　　帶入式（2-

44、14）得σjmax=2522.08 MPa＜[σ]=2800 MPa</p><p>　　帶入式（2-14）得σj=1713.96 MPa＜[σ]=1750 MPa</p><p>　　從動(dòng)齒輪的接觸應(yīng)力是相同的，許用接觸應(yīng)力為2800MPa，滿足條件要求。</p><p>　　主減速器錐齒輪軸承的載荷計(jì)算[6]</p><p>　　主動(dòng)錐齒

45、輪的支撐形式</p><p>　　主動(dòng)錐齒輪的支撐形式可分為懸臂式和跨置式支撐兩種，本設(shè)計(jì)采用跨置式支撐。</p><p>　?。╝）懸臂式支撐（b）跨置式支撐</p><p>　　圖2-4 主減速器主動(dòng)齒輪的支撐形式</p><p>　　從動(dòng)錐齒輪的支撐形式</p><p>　　從動(dòng)錐齒輪固結(jié)于差速器總成，通過一對(duì)圓

46、錐滾子軸承支撐，兩軸承大端相對(duì)，以減少c+d增加支撐剛度，但是c+d≥70%d2（d2為主減速器從動(dòng)齒輪分度圓直徑），一邊給布置支撐留有足夠的空間。</p><p>　　軸承載荷計(jì)算校核[5][6]</p><p>　　本設(shè)計(jì)先根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)選定軸承型號(hào)，然后驗(yàn)算軸承壽命。在計(jì)算軸承之前要求出作用在軸上的力和軸承上的反力，這樣就要先求出作用在齒輪上的力。</p><p&g

47、t;　　錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該力可分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。</p><p>　　齒寬中點(diǎn)處的圓周力F</p><p>　　……………………………………（2-15）</p><p>　　式中：T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動(dòng)齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見式（2-16）</p><

48、;p>　　dm——該齒輪齒寬中點(diǎn)分度圓直徑</p><p><b>　　…（2-16）</b></p><p>　　式中：Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m</p><p>　　fg1、fg2、fg3、…，fgR——變速器1、2、3、…，倒檔利用率</p><p>　　ig1、ig2、ig3、…，igR

49、——變速器1、2、3、…，倒檔傳動(dòng)比</p><p>　　fT1、fT2、fT3、…，fTR——變速器處于1、2、3、…，倒檔發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩利用率</p><p>　　經(jīng)計(jì)算，T1d=513.188N·m，查表2-2得dm=64.71262mm，帶入式（2-15）得</p><p>　　F1=15.86KN</p><p>　　對(duì)于雙

50、曲面齒輪傳動(dòng)有P1=P2·cos1/，查表2-2得cosβ1=0.694672，cosβ2=0.861816所以</p><p>　　F2=19.68KN</p><p>　　錐齒輪的軸向力和徑向力計(jì)算</p><p>　　本次計(jì)算選用的主動(dòng)齒輪為左旋，被動(dòng)齒輪為右旋。當(dāng)汽車前進(jìn)時(shí)，主動(dòng)齒輪順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)（從小輪軸大端看），從動(dòng)小齒輪頂看為逆時(shí)針方向。&l

51、t;/p><p>　　以下計(jì)算以小輪左旋，逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)作為計(jì)算依據(jù)，公式中計(jì)算結(jié)果正負(fù)含義見圖2-7所示。</p><p>　　α：齒輪表面法向壓力角β：齒寬中點(diǎn)處螺旋角γ：節(jié)錐角P：齒寬終點(diǎn)處圓周力</p><p>　　圖2-4 主減速器主動(dòng)齒輪受力簡圖</p><p>　　表2-4齒面上軸向力和徑向力計(jì)算公式表</p><

52、;p>　　注：公式中的節(jié)錐角7，在計(jì)算主動(dòng)齒輪受力時(shí)用面錐角代之，計(jì)算從動(dòng)齒輪受力時(shí)用根錐。計(jì)算結(jié)果如軸向力為正，表明力的方向離開錐頂，負(fù)值表示指向錐頂，徑向力是正值，表明力使該齒輪離開相嚙合齒輪，負(fù)值表明力使該齒輪靠近嚙合齒輪。當(dāng)計(jì)算雙曲面齒輪受力時(shí)，為輪齒驅(qū)動(dòng)齒廓的法向壓力角。</p><p>　　本設(shè)計(jì)選擇的是左旋，逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)的主動(dòng)錐齒輪，把α1=α2=21°15′、β1=45.9989

53、°、β2=30.4789°、γ1=γ01=19.8141°、γ2=γ02=73.6634°、F1=15.86KN、F2=19.68KN，把這些數(shù)據(jù)代入上表中的合適的公式中，得：</p><p>　　主動(dòng)錐齒輪上的軸向力：Fap=-12.44KN，徑向力：FRp=13.92KN</p><p>　　從動(dòng)錐齒輪上的軸向力：Fac=11.78KN，徑向力：

54、FRG=-8.62KN</p><p><b>　　錐齒輪軸承的載荷</b></p><p>　　當(dāng)錐齒輪齒面上所承受的圓周力、軸向力和徑向力計(jì)算后確定，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。本設(shè)計(jì)采用圓錐滾子軸承，根據(jù)草圖選擇軸承A、B為圓錐滾子軸承，其代號(hào)均為32012X2.由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)【7】查的代號(hào)為32012的軸承主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=60，

55、外徑D=95，軸承寬度B=22，基本額定動(dòng)載荷Cr=64.8KN。軸承C、D代號(hào)為33013。主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=65mm，外徑D=100mm，軸承寬度B=27mm，基本額定動(dòng)載荷Cr=98KN。軸承E代號(hào)為UN306E。主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=30mm，外徑D=72mm，軸承寬度B=19mm，基本額定動(dòng)載荷Cr=49.2KN。</p><p>　　圖2-5 軸承布置形式</p><p>　　

56、表2-5 軸承載荷計(jì)算公式及計(jì)算結(jié)果</p><p>　　注：由設(shè)計(jì)草圖可得，a=39.8mm、b=30mm、c=111.39mm、d=109.08mm、e=42.73mm</p><p><b>　　軸承型號(hào)確定[1]</b></p><p>　　滾子軸承基本額定動(dòng)載荷計(jì)算：</p><p>　　……………………………

57、（2-16）</p><p>　　式中：C——為軸承的基本額定動(dòng)載荷</p><p><b>　　P——為當(dāng)量動(dòng)載荷</b></p><p>　　fh——壽命因數(shù)，本設(shè)計(jì)預(yù)計(jì)壽命為5000小時(shí)。</p><p>　　fm——力矩載荷因數(shù)</p><p>　　fn——速度因數(shù)，本設(shè)計(jì)按平均車速計(jì)算得

58、從動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速為260r/min，主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速為1182.2r/min</p><p>　　fd——沖擊載荷因數(shù)。</p><p><b>　　fT——溫度因數(shù)</b></p><p>　　Cr——軸承徑向基本額定動(dòng)載荷</p><p>　　Ca——軸承軸向基本額定動(dòng)載荷</p><p>　　查機(jī)械

59、設(shè)計(jì)手冊(cè)第5版第2篇P7232-P7235得（見表2-6）</p><p><b>　　表2-6</b></p><p>　　軸承A：預(yù)選型號(hào)32012，按式（2-16）計(jì)算得C=80.6377KN＜Cr=81.8KN滿足設(shè)計(jì)要求。 </p><p><b>　　軸承B：同軸承A</b></p><p&

60、gt;　　軸承C：預(yù)選33213，按式（2-16）計(jì)算得C=180.536KN＜Cr=202KN滿足設(shè)計(jì)要求</p><p><b>　　軸承D：同軸承C</b></p><p>　　軸承E：預(yù)選型號(hào)NU306E</p><p>　　主減速器齒輪的材料及熱處理</p><p>　　汽車驅(qū)動(dòng)橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動(dòng)

61、系其它齒輪相比較，它具有載荷大、作用時(shí)間長、載荷變化多等特點(diǎn)。其損壞形式主要有：齒根彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、磨損和擦傷等。據(jù)此對(duì)驅(qū)動(dòng)橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：</p><p>　　有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度及較好的齒面耐磨性。</p><p>　　輪芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免輪齒根部折斷。</p><p>　　鋼材的鍛造、切削與熱處理等

62、加工性能好，熱處理變形小，以提高產(chǎn)品質(zhì)量，減少成本并降低廢品。</p><p>　　本次設(shè)計(jì)主減速器主動(dòng)齒輪材料選用20CrMnTi，齒輪滲碳1.2-1.5，齒面淬火使其硬度達(dá)到58-64。</p><p><b>　　差速器設(shè)計(jì)</b></p><p>　　差速器機(jī)構(gòu)方案分析[6]</p><p>　　根據(jù)汽車行駛運(yùn)動(dòng)

63、學(xué)的要求和實(shí)際的車輪、道路以及他們之間的相互關(guān)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別的。例如轉(zhuǎn)彎時(shí)外側(cè)車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長。另外，即使汽車作直線行駛，也會(huì)由于左右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負(fù)荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動(dòng)半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動(dòng)車輪軸將動(dòng)力傳遞給左右車

64、輪，則會(huì)由于左右驅(qū)動(dòng)車輪的轉(zhuǎn)速雖然相等而行程卻又不相等的這一運(yùn)動(dòng)學(xué)上的矛盾，引起某一驅(qū)動(dòng)車輪產(chǎn)生滑移或滑轉(zhuǎn)。此外，由于車輪與路面間尤其在轉(zhuǎn)彎時(shí)有大的滑移或滑轉(zhuǎn)，易使汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)失去抗側(cè)滑的能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運(yùn)動(dòng)學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動(dòng)輪之間都裝有差速器。差速器保證了汽車驅(qū)動(dòng)橋兩側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)的要求。</p><p>　　

65、差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種，其主要的結(jié)構(gòu)型式有：對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器、防滑差速器，防滑差速器又可分為自鎖式和強(qiáng)制鎖止式。對(duì)于客車來說，由于路面狀況良好，各驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著系數(shù)變化小，因此采用結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、造價(jià)又低的對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器。</p><p>　　圖3-1 普通圓錐齒輪差速器的工作原理簡圖</p><p>　　差速器齒輪主要參數(shù)的計(jì)算[2][3][6]&l

66、t;/p><p><b>　　行星齒輪數(shù)目的選擇</b></p><p>　　本次設(shè)計(jì)采用4個(gè)行星齒輪。</p><p>　　行星齒輪球面半徑及節(jié)錐距的預(yù)選</p><p>　　行星齒輪球面半徑Rb反應(yīng)了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來確定。</p><p>　　Rb=Kb ………

67、…………………………（3-1）</p><p>　　式中：Kb——行星齒輪的球面半徑系數(shù)，Kb=2.5～3.0，取Kb=2.9</p><p>　　Td——差速器計(jì)算轉(zhuǎn)矩取Tcs和Tce兩者中較小值Td=8016.939 </p><p>　　帶入式（3-1）得Rb=58.041，取Rb=58。</p><p>　　A0=（

68、0.98～0.99）Rb=0.98Rb=56.84mm………………（3-2）</p><p>　　行星齒輪齒數(shù)Z1和半軸齒輪齒數(shù)Z2的確定</p><p>　　本設(shè)計(jì)取Z1=10；Z2=16。</p><p>　　行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數(shù)的確定</p><p>　　…………………（3-3）</p><p&g

69、t;　　錐齒輪大端端面模數(shù)m為</p><p>　　m=……………（3-4）</p><p>　　圓整后取m=5.5，經(jīng)式（3-6）計(jì)算σw＞[σ]不符合要求，所以去m=6。</p><p><b>　　壓力角α的確定</b></p><p>　　取壓力角α=22.5°</p><p>

70、　　行星齒輪軸直徑d（mm）及支撐長度L的確定</p><p>　　d=……………………………（3-5）</p><p>　　式中：T0——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩（N·m），8016.939。</p><p>　　n——行星齒輪數(shù)，4。</p><p>　　rd——為行星齒輪支撐面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，mm；rd≈0.4d2=32.5。<

71、;/p><p>　　[σc]——支撐面的許用擠壓應(yīng)力，取為98MPa。</p><p>　　帶入式（3-5）得d=23.9179mm</p><p>　　行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支撐長度，通常去L=1.1d=23.9179=26.3097mm。</p><p>　　差速器齒輪幾何尺寸的計(jì)算</p><p&g

72、t;　　表3-1 差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表 mm</p><p>　　圖3-2 汽車差速器直齒輪切向修正系數(shù)（弧齒厚系數(shù)）τ</p><p>　　表3-2 “格里森制”圓錐齒輪推薦采用的齒側(cè)間隙B</p><p>　　說明：1.本表適用于直齒錐齒輪零度螺旋錐齒輪和螺旋錐齒輪；</p><p>　　2.對(duì)于上表中模數(shù)m跨于兩行

73、的齒輪，應(yīng)選上一行的數(shù)值（較小值）；</p><p>　　3.汽車主減速器齒輪的齒側(cè)間隙上表的高精度一欄。</p><p>　　差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算[3]</p><p>　　差速器齒輪主要進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算，而對(duì)疲勞壽命則不予考慮，這是由于行星齒輪在差速器的工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左右驅(qū)動(dòng)輪有轉(zhuǎn)速差時(shí)行星齒輪和半軸齒輪之間才有相對(duì)滾動(dòng)的緣故。</p&

74、gt;<p>　　汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為：</p><p>　?。∕Pa）………………（3-6）</p><p>　　式中：T——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，8016.939 N·m</p><p>　　Tc——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，8016.939 N·m</p><p>　　n——差速器行星齒輪數(shù)目，4</p>&l

75、t;p>　　Z2——半軸齒輪齒數(shù)，16</p><p>　　K0、Kv、Km、Ks、F、m——見式（2-13）說明</p><p>　　J——計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，0.2255（查圖3-3）</p><p>　　圖3-3 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J</p><p>　　帶入式（3-6）得σw=836.364 MPa</

76、p><p>　　差速器齒輪彎曲應(yīng)力應(yīng)不大于980 MPa，滿足要求。</p><p><b>　　行星齒輪軸工藝設(shè)計(jì)</b></p><p>　　汽車差速器行星齒輪軸對(duì)耐磨性、耐腐蝕性有較高的要求，現(xiàn)有的傳統(tǒng)差速器行星齒輪軸一般采用磷化、Ni-P和QPQ三種便面處理方法，磷化工藝一般采用錳磷化，差速只能在300r/min左右，Ni-P的效果較好，能

77、達(dá)到800r/min，QPQ表面耐磨性相對(duì)更好，差速能達(dá)到1000r/min左右，還有采用TiC涂層的，可以達(dá)到1200r/min，但價(jià)格相對(duì)昂貴。QPQ工藝和TiC涂層雖然表面耐磨，但由于必須經(jīng)過高溫處理，零件回火后硬度降低，限制了承載能力和耐磨性的提高。</p><p>　　本設(shè)計(jì)中行星齒輪采用納米SiC復(fù)合化學(xué)鍍層的表面工藝處理，在行星齒輪軸表面鍍上一層納米SiC復(fù)合鍍層，鍍層厚度為0.015-0.025m

78、m。采用此表面處理工藝后無需再進(jìn)行后續(xù)磨削加工。通過納米碳化硅與金屬合金在零件表面上沉積，提高差速器行星齒輪軸表面的耐磨性。在復(fù)合沉積過程中，納米碳化硅與金屬合金共同形成晶胞，有晶胞構(gòu)成鍍層，表面粗糙度可達(dá)Ra0.4，無需拋光處理。</p><p>　　復(fù)合鍍層中納米不溶性固體顆粒多為陶瓷材料，具有優(yōu)異的耐高溫性能，鍍層硬度高，可達(dá)Hv500以上。采用納米Si復(fù)合化學(xué)鍍表面處理后能使差速器系統(tǒng)差速能力達(dá)到1500

79、-2000r/min。</p><p>　　基于上述優(yōu)點(diǎn)，本設(shè)計(jì)采用納米SiC復(fù)合化學(xué)鍍對(duì)行星齒輪軸進(jìn)行表面處理。</p><p><b>　　半軸設(shè)計(jì)</b></p><p><b>　　半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算</b></p><p><b>　　半軸的型式</b></p>

80、;<p>　　從差速器傳出來的扭矩經(jīng)過半軸、輪轂最后傳給車輪，所以半軸是傳動(dòng)系中傳遞扭矩的一個(gè)重要零件。</p><p>　　半軸與驅(qū)動(dòng)輪的輪轂在驅(qū)動(dòng)橋殼上的支撐形式，決定了半軸的受力情況[5]。普通非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的半軸，根據(jù)其外端的支撐型式或受力狀況的不同，分為：半浮式、3/4浮式和全浮式三種型式，本設(shè)計(jì)采用全浮式半軸進(jìn)行設(shè)計(jì)。</p><p><b>　　半軸桿

81、部直徑的初選</b></p><p>　　全浮式半軸計(jì)算載荷的確定</p><p>　　T=εTemaxig1i0………………………………（4-1）</p><p>　　式中：ε——差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對(duì)圓錐行星齒輪差速器可取ε=0.6</p><p>　　Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，343 N·m</p&g

82、t;<p>　　ig1——變速器的一檔傳動(dòng)比，5.731</p><p>　　i0——主減速比，4.532</p><p>　　計(jì)算得：T=5345.22 N·m</p><p>　　全浮式半軸桿部直徑的初步選取可按下式進(jìn)行：</p><p>　　…………………………………（4-2）</p><p&

83、gt;　　式中：d——半軸桿部直徑mm</p><p>　　T——半軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩 N·m</p><p>　　[τ]——半軸扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力MPa，查表可知當(dāng)采用40Cr、40MnB、40MnVB、40和45號(hào)鋼等作為全浮式半軸的材料時(shí)，其扭轉(zhuǎn)屈服極限可達(dá)784MPa。在保證安全系數(shù)在1.3-1.6范圍內(nèi)，半軸扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力可取為[τ]=490-588MPa，計(jì)算中取490 MPa。&l

84、t;/p><p>　　計(jì)算得d=38.18，圓整后取d=40 mm</p><p><b>　　半軸的強(qiáng)度計(jì)算</b></p><p>　　……………………………………（4-3）</p><p>　　式中：τ——半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力MPa</p><p>　　T——半軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩N·m，見式（4-

85、1）</p><p>　　d——半軸桿部直徑mm，見式（4-2）</p><p>　　計(jì)算得τ=425.359 MPa≤490-588 MPa故滿足要求。</p><p>　　半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料與熱處理</p><p>　　為了使半軸的花鍵內(nèi)徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做的粗些，并適當(dāng)?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵的齒數(shù)必須相應(yīng)的

86、增加，通常取10齒至18齒。半軸的破壞形式多為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量增大各過度圓部分的圓角半徑以減小應(yīng)力集中。半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr、40CrMnMo、40CrMnSi、35CrMnSi、35CrMnTi等。</p><p>　　本次設(shè)計(jì)采用的材料是40Cr。半軸的熱處理都采用調(diào)質(zhì)處理的方法，調(diào)質(zhì)后要求桿部硬度為HB388-444（突緣部分可降至HB248）。由于硬化層本身的強(qiáng)度

87、較高，加之在半軸表面形成大殘余壓應(yīng)力，以及采用噴丸處理，滾壓半軸突緣根部過度圓角等工藝，使半軸的靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度大為提高，尤其是疲勞強(qiáng)度提高的十分顯著。</p><p><b>　　結(jié) 論</b></p><p>　　本設(shè)計(jì)是基于EQD6102-1型底盤的前置后驅(qū)二軸中型汽車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)。經(jīng)過仔細(xì)認(rèn)真的計(jì)算，所設(shè)計(jì)的驅(qū)動(dòng)橋的主減速器、差速器、半軸等主要零件的強(qiáng)度和剛度均

88、符合要求。本設(shè)計(jì)在經(jīng)指導(dǎo)老師孫老師的指導(dǎo)和參考相關(guān)資料信息的基礎(chǔ)上，努力將各種結(jié)構(gòu)方案最優(yōu)化，并在保證質(zhì)量的前提下，盡量降低成本。本次設(shè)計(jì)充分利用現(xiàn)代信息技術(shù)，在雙曲面齒輪和主減速器齒輪參數(shù)的計(jì)算時(shí)利用MS-EXCEL編寫公式處理數(shù)據(jù)，方便了優(yōu)化設(shè)計(jì)。</p><p>　　由于缺乏實(shí)際經(jīng)驗(yàn)，在其設(shè)計(jì)過程中，出于安全性考慮各項(xiàng)計(jì)算的安全系數(shù)都較偏大。</p><p>　　從本次設(shè)計(jì)中可以看到

89、，雙曲面錐齒輪的計(jì)算量相對(duì)比較大，并且針對(duì)的主要是轎車、越野汽車。如何簡化計(jì)算過程，減輕工作量并總結(jié)出一套適合前置后驅(qū)二軸中型汽車的設(shè)計(jì)計(jì)算，保證其正確性和安全可靠性，值得我們進(jìn)行進(jìn)一步研究。另外，如何選擇低成本、高質(zhì)量的材料，值得考慮；對(duì)材料進(jìn)行何種熱處理，以提高其工藝性和強(qiáng)度還要進(jìn)一步研究。在今后的設(shè)計(jì)工作中，如何利用前人已有的研究成果，并將其應(yīng)用到實(shí)際生產(chǎn)中，是值得我們?nèi)ド钊胩接懙摹?lt;/p><p>　　由

90、于本人的水平及經(jīng)驗(yàn)有限，在本設(shè)計(jì)中難免出現(xiàn)疏漏和錯(cuò)誤，請(qǐng)各位老師多批評(píng)指正。</p><p><b>　　致 謝</b></p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　[1]關(guān)文達(dá).汽車構(gòu)造.第二版.北京，機(jī)械工業(yè)出版社，2004，P363-P377</p><p>　　[2]王

91、望予.汽車設(shè)計(jì).第四版.北京，機(jī)械工業(yè)出版社，2004，P135-P173</p><p>　　[3]劉維信.汽車設(shè)計(jì).第一版.北京，清華大學(xué)出版社，2001，P275-P394</p><p>　　[4]王國權(quán)，龔國慶.汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書.第一版.北京，機(jī)械工業(yè)出版社，2009，P99</p><p>　　[5]劉維信.圓錐齒輪與雙曲面齒輪傳動(dòng).北京，人民交通

92、出版社，1980，P549-P560</p><p>　　[6]王霄鋒.汽車底盤設(shè)計(jì).北京，清華大學(xué)出版社，2010，P185-P200</p><p>　　[7]成大先主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).第五版.第2篇.北京，化學(xué)工業(yè)出版社，2010，P7231-P7236、P7332-P7348、P7396-P7407</p><p>　　[8]馮鶴敏,陳彩鳳主編.機(jī)械工程基礎(chǔ)

93、.北京，化學(xué)工業(yè)出版社，2005，P21-P26</p><p>　　[9]濮良貴，紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計(jì).第八版.北京，高等教育出版社，2006，P223-P227，P229-P233，P103-P109</p><p>　　[10]秦榮榮，催可維主編.機(jī)械原理.北京，高等教育出版社,2006，P122-P125</p><p>　　[11]徐清福.外國汽車構(gòu)造圖冊(cè)