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1、 本科學生畢業(yè)設計 起亞獅跑驅動橋設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 B07-6班 學生姓名： 指導教師： 職 稱： 實驗師 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of ShiPao Rear Axle

2、 Candidate： Specialty：Vehicle Engineering Class：B07-6 Supervisor：Lectyrer Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 摘 要 驅動橋是汽車總成中的重要承載件之一，其性能直接影響整車的性能和有效使用壽命。一般由主減速器、差速器、半軸及橋殼四部分組成，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右車輪，并使左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速

3、功能；此外，還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。 本設計首先論述了驅動橋的總體結構，在分析驅動橋各部分結構型式、發(fā)展過程及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎上，確定了總體設計方案：采用整體式驅動橋，主減速器的減速型式采用單級減速器，主減速器齒輪采用螺旋錐齒輪，差速器采用圓錐行星齒輪差速器，半軸采用全浮式型式，橋殼采用鑄造整體式橋殼。在本次設計中，主要完成了單級減速器、圓錐行星齒輪差速器、全浮式半軸的設計和橋殼的校核及材料選取等工作。 單獨論文不含圖，加153893706 關鍵詞： 驅動橋；單級；主減速器；差器；齒輪；材料；計算機輔助設計 A

4、BSTRACT Driving axle assembly is one of the important vehicle carrying pieces and can directly impact on the whole vehicle's performance and its effective life. Driving Axle is consisted of Main Decelerator, Differential Mechanism, Half Shaft and Axle Housing. The basic function of Driving Axle i

5、s to increase the torque transmitted by Drive Shaft or directly transmitted by Gearbox, then distributes it to left and right wheel, and make these two wheels have the differential function which is required in Automobile Driving Kinematics; besides, the Driving Axle must also stand the lead hangs d

6、own strength, the longitudinal force and the transverse force acted on the road surface, the frame or the compartment lead. The configuration of the Driving Axle is introduced in the thesis at first. On the basis of the analysis of the structure and the developing process of Driving Axle, the desig

7、n adopted the Integral Driving Axle, Single Reduction Gear for Main Decelerator’s deceleration form, Spiral Bevel Gear for Main Decelerator’s gear, Full Floating for Axle and Casting Integral Axle Housing for Axle Housing. In the design, we accomplished the design for Double Reduction Gear, tapered

8、Planetary Gear Differential Mechanism, Full Floating Axle, the checking of Axle Housing and the election of the material and so on. Key words: Driving Axle；Single；Main Decelerator；Differential；Gear；Material；Computer Aided Design 目 錄 摘要………………………………………………………………………………………...Ⅰ Abstra

9、ct ………………………….……………………………………………………......Ⅱ 第1章...................................................................................................................................1 1.1 選題的目的和意義. 1 1.2 研究現狀. 2 1.1.1 國內現狀. 2 1.1.2 國外現狀. 2 1.3 驅動橋的結構和種類 4 1.3.1 汽車車橋的種類 4 1.3.2 驅動橋的種類 4 1.3.3 驅動橋結

10、構組成 5 1.4 完成主要內容..........................................................................................................10 第2章 設計方案的確定 12 2.1 主要設計參數 12 2.2 主減速比的計算 12 2.3 主減速器結構方案的確定 13 2.4 差速器結構方案的確定 14 2.5 半軸型式的確定 15 2.6 橋殼型式的確定 15 2.7 本章小結 15 第3章 主減速器設計 16 3.1 主減速齒輪計算載荷的確定 16

11、 3.2 主減速器齒輪參數的選擇 17 3.2.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 18 3.2.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 20 3.3 主減速器齒輪的材料及熱處理 22 3.4 主減速器軸承的計算 23 3.5 主減速器的潤滑 25 3.6 本章小結................................................................................................................ 26 第4章 差速器設計 27 4.1 差速器齒輪的基本參數選擇 27 4.

12、2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 30 4.3 本章小結 33 第5章 半軸設計 34 5.1 全浮式半軸的設計計算 34 5.2 半軸的結構設計及材料與熱處理 37 5.3 本章小結.................................................................................................................37 第6章 驅動橋橋殼的校核 38 6.1 橋殼的靜彎曲應力計算 38 6.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 39 6.3 汽車以最大牽引力行駛

13、時的橋殼的強度計算 39 6.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 41 6.5 本章小結.................................................................................................................42 第7章 ProE圖的制作過程 43 7.1 零件的制作過程 43 7.1.1 行星齒輪的制作過程 43 7.1.2 半軸齒輪的制作過程 44 7.1.3 主動齒輪的制作過程 44 7.1.4 從動齒輪的制作過程 45 7.1.5 差速器殼體的制作過程 45

14、 7.1.6 十字軸的制作過程 46 7.2 零件的裝配 47 7.3 本章小結 49 結論......................................................................................................................................50 參考文獻............................................................................................................

15、................ 51 致謝......................................................................................................................................52 附錄......................................................................................................................................53

16、 第1章 緒 論 1.1選題的目的和意義 驅動橋是汽車總成中的重要承載件之一，其性能直接影響整車的性能和有效使用壽命。驅動橋一般由橋殼、主減速器、差速器和半殼等元件組成，轉向驅動橋還包括各種等速聯軸節(jié)，結構更復雜，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經車輪、車架及承載式車身經懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結構型式和設計參數除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。汽車驅動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為

17、廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設計到所有的現代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅動橋的學習和設計，可以更好的學習并掌握現代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。傳統(tǒng)設計是以生產經驗為基礎，以運用力學、數學和回歸方法形成的公式、圖表、手冊等為依據進行的。現代設計是傳統(tǒng)設計的深入、豐富和發(fā)展，而非獨立于傳統(tǒng)設計的全新設計。以計算機技術為核心，以設計理論為指導，是現代設計的主要特征。利用這種方法指導設計可以減小經驗設計的盲目性和隨意性，提高設計的主動性、科學性和準確性。電子計算機的出現和在工程設計中的推廣應用，使汽車設計技術飛躍發(fā)展，設計過程完全改觀。汽車結構參數及性能參數等的優(yōu)化選擇與匹

18、配，零部件的強度核算與壽命預測，產品有關方面的模擬計算或仿真分析，都在計算機上進行。這種利用計算機及其外部設備進行產品設計的方法，統(tǒng)稱為計算機輔助設計(CAD)。計算機輔助設計的特點：Pro/Engineer是美國PTC公司開發(fā)的一套機械CAD/CAE/CAM集成軟件，其技術領先，在機械、電子、航空、郵電、兵工、仿真等各行各業(yè)都有應用，在CAD/CAE/CAM領域中處于領先地位。它集零件設計、大型組件設計、鈑金設計、造型設計、模具開發(fā)、數控加工、運動分析、有限元分析、數據庫管理等功能于一身，具有參數化設計，特征驅動，單一數據庫等特點，大大加快了產品開發(fā)速度。隨著計算機在汽車設計中的推廣應用，一

19、些近代的數學物理方法和基礎理論方面的新成就，在汽車設計中也日益得到廣泛應用。現代汽車設計，除傳統(tǒng)的方法和計算機輔助設計方法外，還引進了最優(yōu)化設計、可靠性設計、有限元分析、計算機模擬計算或仿真分析、模態(tài)分析等現代設計剛方法于分析手段，甚至還引進了雷達防撞、衛(wèi)星導航、智能化電子儀表及顯示系統(tǒng)等新技術。 計算機輔助設計與以前的設計發(fā)展相比有明顯優(yōu)勢，減少了設計、計算、制圖、制表所需的時間，縮短了設計周期。有利于發(fā)揮設計人員的創(chuàng)造性，將他們從大量簡單、繁瑣的重復勞動中解放出來，由于采用了計算機輔助分析技術，可以從多方案中進行分析、比較，選出最佳方案，有利于實現設計方案的優(yōu)化，有利于實現產品的

20、標準化、通用化和系列化，減少了零件在車間的流通時間和在機床上裝卸、調整、測量、等切削的時間，提高了加工效率，先進的生產設備既有較高的生產過程自動化水平，有能在較大范圍內適應加工對象的變化，有利于企業(yè)提高應變能力和市場競爭力，計算機輔助設計的利用，是產品的設計、制造過程形成一個有機的整體，提高了產品的質量和設計、生產的效率。未來計算機輔助設計會成為設計中不可缺少的一部分。 1.2研究現狀 1.2.1國內現狀 我國驅動橋制造企業(yè)的開發(fā)模式主要由測繪、引進、自主開發(fā)三種組成。主要存在技術含量低，開發(fā)模式落后，技術創(chuàng)新力不夠，計算機輔助設計應用少等問題。國內的大多數中小企業(yè)中，測繪市場銷路較好的

21、產品是它們的主要開發(fā)模式。特別是一些小型企業(yè)或民營企業(yè)由于自身的技術含量低，開發(fā)資金的不足，專門測繪、仿制市場上銷售較旺的汽車的車橋售往我國不健全的配件市場。這種開發(fā)模式是無法從根本上提高我國驅動橋產品開發(fā)水平的。中國驅動橋產業(yè)發(fā)展過程中存在許多問題，許多情況不容樂觀，如產業(yè)結構不合理、產業(yè)集中于勞動力密集型產品；技術密集型產品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家；生產要素決定性作用正在削弱；產業(yè)能源消耗大、產出率低、環(huán)境污染嚴重、對自然資源破壞力大；企業(yè)總體規(guī)模偏小、技術創(chuàng)新能力薄弱、管理水平落后等。我國汽車驅動橋的研究設計與世界先進驅動橋設計技術還有一定的差距，我國車橋制造業(yè)雖然有一些成果，但都是在引進

22、國外技術、仿制、再加上自己改進的基礎上了取得的。個別比較有實力的企業(yè)，雖有自己獨立的研發(fā)機構但都處于發(fā)展的初期。我國驅動橋產業(yè)正處在發(fā)展階段，在科技迅速發(fā)展的推動下，高新技術在汽車領域的應用和推廣，各種國外汽車新技術的引進，研究團隊自身研發(fā)能力的提高，我國的驅動橋設計和制造會逐漸發(fā)展起來，并跟上世界先進的汽車零部件設計制造技術水平。 1.2.2國外現狀 國外驅動橋主要采用模塊化技術和模態(tài)分析進行驅動橋的設計分析，模塊化設計是對在一定范圍內的不同功能或相同功能不同性能、不同規(guī)格的機械產品進行功能分析的基礎上,劃分并設計出一系列功能模塊,然后通過模塊的選擇和組合構成不同產品的一種設計方法. 以

23、DANA為代表的意大利企業(yè)多已采用了該類設計方法, 模態(tài)分析是對工程結構進行振動分析研究的最先進的現代方法與手段之一。它可以定義為對結構動態(tài)特性的解析分析(有限元分析)和實驗分析(實驗模態(tài)分析)，其結構動態(tài)特性用模態(tài)參數來表征。模態(tài)分析技術的特點與優(yōu)點是在對系統(tǒng)做動力學分析時，用模態(tài)坐標代替物理學坐標，從而可大大壓縮系統(tǒng)分析的自由度數目，分析精度較高。 優(yōu)點是減少設計及工裝制造的投入, 減少了零件種類, 提高規(guī)模生產程度, 降低制造費用, 提高市場響應速度等。國外企業(yè)位減少驅動橋的振動特性，對驅動橋進行模態(tài)分析，調整驅動橋的強度，改善整車的舒適性和平順性。 20世紀60年代以來，由于電子計

24、算機的迅速發(fā)展，有限元法在工程上獲得了廣泛應用。有限元法不需要對所分析的結構進行嚴格的簡化，既可以考慮各種計算要求和條件，也可以計算各種工況，而且計算精度高。有限元法將具有無限個自由度的連續(xù)體離散為有限個自由度的單元集合體，使問題簡化為適合于數值解法的問題。只要確定了單元的力學特性，就可以按照結構分析的方法求解，使分析過程大為簡化，配以計算機就可以解決許多解析法無法解決的復雜工程問題。目前，有限元法己經成為求解數學、物理、力學以及工程問題的一種有效的數值方法，也為驅動橋殼設計提供了強有力的工具。驅動橋的參數化設計，參數化設計是指設計對象模型的尺寸用變量及其關系表示，而不需要確定具體數值，是CA

25、D技術在實際應用中提出的課題，它不僅可使CAD系統(tǒng)具有交互式繪圖功能，還具有自動繪圖的功能。目前它是CAD技術應用領域內的一個重要的、且待進一步研究的課題。利用參數化設計手段開發(fā)的專用產品設計系統(tǒng)，可使設計人員從大量繁重而瑣碎的繪圖工作中解脫出來，可以大大提高設計速度，并減少信息的存儲量。未來的驅動橋智能化控制系統(tǒng)已經在汽車業(yè)得到了快速發(fā)展，現代汽車上使用的制動防抱死控制、電子穩(wěn)定控制裝置、驅動力控制系統(tǒng)等系統(tǒng)。驅動力控制系統(tǒng)通過控制發(fā)動機轉矩和汽車的制動系統(tǒng)等手段來控制驅動力，即在汽車起步，加速時減少驅動力,防止驅動力超過輪胎與路面的附著力而導致車輪空轉打滑，保持最佳的驅動力,改善汽車的方向

26、穩(wěn)定性和操縱性。另外，汽車電子控制系統(tǒng)和總線驅動系統(tǒng)的迅速發(fā)展，如線控換擋、線控轉向、線控制動等的研究開發(fā)。概念車底盤—滑板結構就是總線控制、燃料電池驅動的，加上不同形狀車身的轎車，現在已經開始啟動，通用公司宣傳，這種車有可能在未來10年上市。當線控這一目標實現時，汽車將是一種完全的高新技術產品，發(fā)動機、變速器、傳動軸、驅動橋、轉向機全都不見了，當然四個輪子還是要的。到那時，汽車就可以說是一臺裝在輪子上的計算機了。 1.3 驅動橋的結構和種類 1.3.1 汽車車橋的種類 車橋通過懸架與車架（或承載式車身）相連，它的兩端安裝車輪，其功用是傳遞車架（或承載式車身）于車輪之間各方向的作用力及其

27、力矩。 根據懸架結構的不同，車橋分為整體式和斷開式兩種。當采用非獨立懸架時，車橋中部是剛性的實心或空心梁，這種車橋即為整體式車橋；斷開式車橋為活動關節(jié)式結構，與獨立懸架配用。 根據車橋上車輪的作用，車橋又可分為轉向橋、驅動橋、轉向驅動橋和支持橋四種類型。 1.3.2 驅動橋的種類 驅動橋作為汽車的重要的組成部分處于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、石驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；同時，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。 在一般的汽車結構中、驅動橋包括主減速器（又稱主傳動器）

28、、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件如圖1.1所示。 　 　1　　 　2　 　3 　4　 　 　　　5　 　6　 　7　 　　　8　　 　　9　 　10 圖1.1 驅動橋 1.半軸　2.圓錐滾子軸承　3.支承螺栓　4.主減速器從動錐齒輪　5.油封 6.主減速器主動錐齒輪　　7.彈簧座　　8.墊圈　　9.輪轂　　10.調整螺母 對于各種不同類型和用途的汽車，正確地確定上述機件的結構型式并成功地將它們組合成一個整體——驅動橋，乃是設計者必須先解決的問題。 驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛型式密切相關。當驅動車輪采用非獨

29、立懸掛時，例如在絕大多數的載貨汽車和部分小轎車上，都是采用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅動橋。 本次設計車型主減速比小于7.6，設計多采用單級減速器，它具有結構簡單、體積及質量小且制造成本低等優(yōu)點。 1.3.3 驅動橋結構組成 1、主減速器 主減速器的結構形式，主要是根據其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安裝 （1）主減速器齒輪的類型 在現代汽車驅動橋中，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。 螺旋錐齒輪如圖1.2（a）所示主、從動齒輪軸線交于一點，交角都采用90度。螺旋錐齒輪的重合度大，嚙合過程是由點到線，因此，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而

30、且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。 雙曲面齒輪如圖1.2（b）所示主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。和螺旋錐齒輪相比，雙曲面齒輪的優(yōu)點有： ①尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。 ②傳動比一定時，如果主動齒輪尺寸相同，雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 圖1.2 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪 ③當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪的直徑較小，有較大的離地間隙。 ④工作過程中，雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側向滑動，又有沿齒長方向的縱向滑動，這可以改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。 雙曲面齒輪

31、傳動有如下缺點： ①長方向的縱向滑動使摩擦損失增加，降低了傳動效率。 ②齒面間有大的壓力和摩擦功，使齒輪抗嚙合能力降低。 ③雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。 ④雙曲面齒輪必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油。 （2）主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承形式有如下兩種： ①懸臂式 懸臂式支承結構如圖1.3所示，其特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸徑，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩端的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子向外。懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，多用于傳遞轉鉅較小的轎

32、車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 圖1.3 錐齒輪懸臂式支承 ②騎馬式 騎馬式支承結構如圖1.4所示，其特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用騎馬式支承。 圖1.4 主動錐齒輪騎馬式支承 （3）從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速

33、器殼的凸緣上[5]。 （4）主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的1/2。預緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的30％。 主動錐齒輪軸承預緊度的調整采用套筒與墊片，從動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母。 （5）主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速（如圖2.5）、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、

34、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比io的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數目及布置形式等。通常單級減速器用于主減速比io≤7.6的各種中小型汽車上。 　　　　　　 （a） 單級主減速器 （b） 雙級主減速器 圖1.5 主減速器 2、差速器 根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及它們之間的相互聯系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別的

35、。例如，拐彎時外側車輪行駛總要比內側長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內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動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右車輪的轉速雖然相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。這不僅會是輪胎過早磨、無益地消耗功率和燃料及使驅動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車

36、在轉向時失去抗側滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都有差速器，后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。 差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。 差速器的結構型式有多種，大多數汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動車輪與路面的附著系數變化很小，因此幾乎都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅動車輪間

37、的所謂輪間差速器使用；對于經常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側驅動車輪滑轉而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。 3、半軸 驅動車輪的傳動裝置置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中，驅動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向接傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半鈾齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。

38、半浮式半軸具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。主要用于質量較小，使用條件好，承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。 3/4浮式半軸，因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，故未得到推廣。 全浮式半軸工作可靠，廣泛應用于輕型以上的各類汽車、越野車汽車和客車上，本設計采用此種半軸。 4、橋殼 驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅動車輪上的牽引力、制動力、側向力和垂向力也是經過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋完既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置（如半軸）的外殼

39、。 在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質量。橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。 結構形式分類：可分式、整體式、組合式。 按制造工藝不同分類： 鑄造式——強度、剛度較大，但質量大，加工面多，制造工藝復雜，本設計采用鑄造橋殼。 鋼板焊接沖壓式——質量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產，轎車和中小

40、型貨車，部分重型貨車。 1.4 完成主要內容 （1） 完成驅動橋的主減速器、差速器、半軸、驅動橋橋殼的結構形式選擇； （2） 完成主減速器的基本參數選擇、設計計算和校核； （3） 完成差速器的設計與計算和校核； （4） 完成半軸的設計與計算和校核； （5） 完成驅動橋橋殼的受力分析及強度計算和校核； （6） 用CAD軟件繪制裝配圖及主要零件圖。 第二章 設計方案的確定 2.1 設計主要參數 本次設計的任務是獅跑汽車后橋的設計。 技術參數： 表2.1參考數據 序號 項

41、目 數 據 單 位 1 車身長度 4350 mm 2 車身寬度 1800 mm 3 車身高度 1730 mm 4 車 重 1418 kg 5 軸 距 2630 mm 6 前輪距 1540 mm 7 后輪距 1540 mm 8 前胎規(guī)格 215/65 R16 — 9 排 量 2.0 L 10 最大功率/轉速 105/6000 kw/ rpm 11 最大轉矩/轉速 184/4500 N.m/ rpm 12 最高車速 171 km/h 13 最高檔傳動比

42、0.782 — 14 級 別 SUV — 15 離地間隙 200-250 mm 2.2 主減速比的計算 主減速比對主減速器的結構形式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。 為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大10%～25%，即按下式選擇：

43、 =0.377=4.625 （2.1） 式中：——車輪的滾動半徑215/65 R16 =[25.4+（1-）b]=0.334334（m） 輪輞直徑d=16英寸輪輞寬度b=215英寸，=0.4； ——最大功率時的發(fā)動機轉速6000 rpm； ——汽車的最高車速171km/h； ——變速器最高擋傳動比0.782； ——分動器傳動比1.223。 2.3 主減速器結構方案的確定 （1）主減速器齒輪的類型 螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。本次設計采用螺旋錐齒輪

44、。 （2）主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 本次設計選用： 主動錐齒輪：懸臂式支撐（圓錐滾子軸承） 從動錐齒輪：跨置式支撐（圓錐滾子軸承） （3）從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上。 （4）主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分

45、析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的1/2。預緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的30％。 主動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母（利用軸承座實現），從動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母。 （5）主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速

46、比的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數目及布置形式等。 由于單級主減速器具有機構簡單、體積及質量小且制造成本低等優(yōu)點，因此廣泛用于主減速比小于7.6的各種中、小型汽車上，本設計汽車主減速比小于7.6 所以采用單級主減速器。 2.4 差速器結構方案的確定 差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。 差速器的結構型式有多種，大多數汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動車輪與路面的附著系數變化很小，因此幾乎都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒

47、輪差速器，作為安裝在左、右驅動車輪間的所謂輪間差速器使用；對于經常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側驅動車輪滑轉而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。但對于本設計的車型來說只選用普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器即可。 本次設計選用：圓錐行星齒輪差速器。 2.5 半軸型式的確定 3/4浮式半軸，因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，故未得到推廣。全浮式半軸廣泛應用于輕型以上的各類汽車上。本次設計選擇全浮式半軸。 2.6 橋殼型式的確定 整體式橋

48、殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一個整體的空心梁，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構成單獨的總成，調整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。其主要缺點是橋殼不能做成復雜而理想的斷面，壁厚一定，故難于調整應力分布。 鑄造式橋殼強度、剛度較大多用于越野車和重型貨車。 本次設計驅動橋殼就選用鑄造式整體式橋殼。 2.7 本章小結 本章首先確定了主減速比，然后確定其它參數。對主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類型、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安

49、裝方式的選擇、從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇、主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整及主減速器的減速形式上得以確定從而逐步給出驅動橋各個總成的基本結構，分析了驅動橋各總成結構組成。 第3章 主減速器設計 3.1 主減速齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（）的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即 /n=1642.86（） （3.1）

50、 =2974.40（） （3.2） 式中：——發(fā)動機最大扭矩，N.m，本車取N.m； ——從發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比； ，已知； ηT——上述傳動部分的效率，取ηT＝0.9； K0——超載系數，對于越野汽車及液力傳動的各類汽車取K0＝1； n——該車的驅動橋數目，本車取n＝2； G2——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，取G2＝8540.7N； Φ——輪胎對路面的附著系數，對于越野汽車，取Φ＝1.0； Rr——車輪的滾動半徑，Rr＝334.334mm； ηl

51、b，ilb——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比； ηLB＝0.96,iLB＝1。 由式（3.1），式（3.2）求得的計算載荷，是最大轉矉而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞依據。對于公路車輛來說，使用條件較非公路用?輆穩(wěn)定，其正常持續(xù)輬矩是根據所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉矩為 ==1215.82（） （3.3） 式中：——汽車滿載總重，N； ——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0； ——道路滾動阻力系數，通常取0.015～0.020，可初取 =0.0

52、18； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數。通常取0.09～0.30，可初取=0.15； ——汽車性能系數 （3.4） 當 =26.86>16時，取=0 3.2 主減速器齒輪參數的選擇 （1）齒數的選擇 根據主減速比確定：對于單級主減速器，當i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數Z1取小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙[1]。 ①.當i0≥6時，Z1的最小取值可取5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，Z1最好大于5； ②.當i0較?。╥0＝3.5～5）時，Z1可取為7～12，但這時常會因為主、從齒輪齒數太多

53、，尺寸太大而不能保證所要求的離地間隙； ③.為了磨合均勻，Z1、Z2之間應避免有公約數； ④.為了得到理想的齒面重疊系數，Z1+ Z2應≧50； 根據以上特點要求和本車的主減比，可確定主減速器主、從齒輪齒數z1 =10 z2 =43 。 （2）節(jié)圓直徑地選擇 根據從動錐齒輪的計算轉矩（見式3.2，式3.3并取兩者中較小的一個為計算依據）按經驗公式選出： =177mm （3.5） 式中： d2——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； Kd2——直徑系數，取K d2＝=13～16； Tj——計算轉矩；取Tje與TjΦ中較小

54、者： （3）齒輪端面模數的選擇 選定后，可按式算出從動齒輪大端模數，并用下式校核 = 4.5 （4）齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐鼿輪鼿面寬度推薦為： F=0.155=38.75mm，可初取F=30mm。 （5）螺旋錐齒輪螺旋方向 一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢。 （6）螺旋角的選擇 格里森制推薦公式：。 在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用35°。 3.2.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算見表 表3.1 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目

55、計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數 10 2 從動齒輪齒數 43 3 模數 4.5 4 齒面寬 F F=30㎜ 5 工作齒高 7.245 6 全齒高 =8.046 7 法向壓力角 =16° 8 軸交角 EMBED Aquation.3 =90° 9 節(jié)圓直徑 = 45㎜ =193.5㎜ 10 節(jié)錐角 arctan =90°- =13.091° =76.908° 11 節(jié)錐距 A== A=100㎜ 12 周節(jié) t=3.1416 t=14.137㎜ 13 齒

56、頂高 =6.075mm =1.125mm 14 齒根高 = =1.971mm =6.921mm 15 徑向間隙 c= c=0.846㎜ 16 齒根角 =1.1348° =3.9289° 17 面錐角 ； =17.06995° =3.9289° 18 根錐角 = = =11.12° =72.9291° 19 齒頂圓直徑 = =56.83424㎜ =194.0096㎜ 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 =95.374㎜ =21.404㎜ 21 理論弧齒厚 =27.38mm =3.9915m

57、m 22 齒側間隙 B=0.102～0.152 0.125mm 23 螺旋角 =35° 24 螺旋方向 在一般的情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有相互斥離的趨勢 主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋 25 驅動齒輪 小齒輪 小齒輪 26 驅動方向 向齒輪背面看去，通常主動齒輪為順時針，從動齒輪為反時針 主動齒輪為順時針，從動齒輪為反時針 3.2.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞

58、形式及其影響因素。 螺旋錐齒輪的強度計算： （1）主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 ①單位齒長上的圓周力 （3.6） 式中：——單位齒長上的圓周力，N/mm; F——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算； 按發(fā)動機最大轉矩計算時： =1260.74N/mm （3.7） 按最大附著力矩計算時： =836.22 （3.8） 雖然附著力矩產生的p很大，但由于發(fā)動

59、機最大轉矩的限制 可知，校核成功。 ②輪齒的彎曲強度計算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力為 （3.9） 式中：——超載系數1.0； ——尺寸系數 ——載荷分配系數1.1~1.25； ——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取1； （2）輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力（MPa）為： （3.10） 式中：——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪

60、副取232.6； =1，=1，=1.11，=1； ——表面質量系數，對于制造精確的齒輪可取1； J—— 計算應力的綜合系數，=0.1875，見圖3.2所示。 =666.7MPa<=1750MPa =2373.45MPa<=2800MPa， 故符合要求、校核合理。 圖3.2應力的綜合系數 3.3 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、工作時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。據此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以

61、下要求： （1）具有高的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度； （2）輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； （3）鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產品質量、減少制造成本并降低廢品率； （4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況。例如:為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(tǒng)。 汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號，，及，在本設計中采用了。 用滲碳合金鋼制造齒輪，經滲碳、淬火、回火后，齒輪表面硬度可高達H

62、RC58～64，而芯部硬度較低，當m≤8時為HRC32～45。 對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當端面模數m≤5時，為0.9～1.3mm。 由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副草熱處理及精加工后均予以厚度為0.005～0.010～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑[5]。 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25％。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦

63、傷等現象產生。 3.4 主減速器軸承的計算 設計時，通常是先根據主減速器的結構尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。 (1) 作用在主減速器主動齒輪上的力 齒面寬中點的圓周力P為 （3.11） 式中：T——作用在該齒輪上的轉矩。主動齒輪的當量轉矩； ——該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 注：汽車在行駛過程中，由于變速器檔位的改變，且發(fā)動機也不盡處

64、于最大轉矩狀態(tài)，因此主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式是疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式求得： （3.12） 式中：——變速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔使用率為1％，3％，5％，16％， 75％； ——變速器的傳動比為7.64，4.27，2.61，1.59，1.00； ——變速器處于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔時的發(fā)動機轉矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。 對于螺旋錐齒輪 =35.07（mm）

65、 （3.13） =40.02（mm） （3.14） 式中：——主、從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； ——從動齒輪齒面寬 ——從動齒輪的節(jié)錐角62.53； 計算得：=16063.3N 螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力 主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉方向為順時針： =21729（N） （3.16） =5367.54（N） （3.17） 從動齒輪的螺旋方向為右： =6613.27（N）

66、（3.18） =17088.3（N） （3.19） 式中：——齒廓表面的法向壓力角22.5； ——主、從動齒輪的節(jié)錐角13.091，76.908。 主動錐齒輪選圓錐滾子軸承(GB/T297-1994)：滾動軸承 30207 GB/T297-1994 滾動軸承 30208 GB/T297-1994 從動齒輪選圓錐滾子軸承(GB/T297-1994)： 滾動軸承 30208 GB/T297-1994 （2）主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷，就是上述的齒輪軸向力。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力、圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸、支承型試和軸承位置已確定，并算出齒輪的徑向力、軸向力及圓周力以后，則可計算出軸承的徑向載荷。 懸臂式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷 如圖3.3（a）所示軸承A、B的徑向載荷為 =10957（N） （3.20） =13368.21（N）