大運輕卡驅動橋的設計含開題及CAD圖

大運輕卡驅動橋的設計含開題及CAD圖,大運輕卡,驅動,設計,開題,CAD 設計說明書 大運輕卡驅動橋的設計 摘要 在我國的汽車制造業和交通運輸業之中，因為輕型貨車在短距運輸中的的機動性和經濟性良好，使它在汽車產業中占了較大的比重，與其匹配的車橋尤其是驅動車橋的好壞會關系到輕卡整車的通過性、燃油經濟性和平順性。由于當前公路條件的改善，輕型貨車平均速度加快，運輸效率增加。為了滿足這些要求，本次驅動橋的設計特點是制造和維修成本低、使用可靠、構造簡單。一款很好的驅動橋，能夠降低汽車的生產成本，因此對輕型貨車驅動橋的設計和研究有一定的實際意義。 在本文中，詳細介紹了驅動橋的組成和結構，分析各部分零件的功能和原理和驅動橋設計的基本要求。在此基礎上設計主減速器總成及齒輪、差速器總成及齒輪、半軸和驅動橋殼等部件。并且計算其尺寸參數和校核參數。最后，利用CATIA軟件進行模型的建立。 關鍵詞：驅動橋，主減速器，差速器，半軸 Design of DaYun light truck drive axle ABSTRACT In the automobile manufacturing industry and transportation industry, because light trucks are mobility and economically in short distances, It makes up a large proportion in the automobile industry, and the axle matching with the light truck, especially the driving axle, will affect the pass, fuel economy and smoothness of the light truck. Due to the improvement of current highway conditions, the average speed of light truck is speeding up and transportation efficiency is increasing. In order to meet these requirements, the design of the drive axle is bound to develop in the direction of low manufacturing and maintenance costs, reliable use and simple construction.A good drive bridge, able to reduce the cost of production of the car, light truck drive axle has a certain practical significance. In the design process, first of all, we should consult the data, master the composition and structure of the drive axle, analyze the functions and principles of each part, and understand the basic requirements of the drive axle design. On this basis, the main reducer assembly and gear, differential assembly and gear, half axle and drive axle housing and other components are designed. And calculate its size parameters and check parameters, use CATIA software to complete the establishment of the model. Key words: Drive axle,Main reducer,Differential mechanism,Half shaft, 目 錄 1.緒論 1 1.1選題背景和意義 1 1.2國內外驅動車橋研究現狀 2 1.2.1國內研究現狀 2 1.2.2國內研究現狀 2 1.3設計的內容和預期成果 2 1.4小結 2 2.驅動橋的結構分類及設計參數 3 2.1驅動橋的種類 3 2.2驅動橋結構組成 3 2.3驅動橋的設計要求 3 2.4小結 4 3.主減速器的設計 5 3.1減速器的結構形式 5 3.2 主減速器的載荷計算 8 3.2.1主減速比 8 3.2.2齒輪在不同情況下的轉矩 9 3.3主減速器錐齒輪的參數 10 3.3.1主減速器參數計算 10 3.3.2錐齒輪參數表格 11 3.4 主減速器錐齒輪的材料 13 3.5主減速器齒輪的強度校核 14 3.5.1齒輪損壞形式與壽命 14 3.5.2齒輪的耐磨性 16 3.5.3主減速器錐齒輪輪齒彎曲強度 17 3.5.4錐齒輪的接觸強度計算 18 3.5.5主動齒輪軸的彎矩 19 3.6主減速器齒輪的軸承選擇與校核 19 3.6.1軸承計算的原理 19 3.6.2主動齒輪上的作用力的大小 19 3.6.2錐齒輪軸承的定向載荷 20 3.6.3軸承的使用壽命 21 3.7主減速器三維建模 22 3.8小結 22 4.差速器的設計 23 4.1差速器的結構及形式 23 4.2差速器齒輪基本參數 23 4.2.1差速器齒輪參數的選擇 23 4.2.2半軸齒輪和行星齒輪的參數匯總 24 4.3差速器的材料 25 4.4差速器齒輪的強度計算 25 4.5差速器的CATIA模型 26 4.6小結 26 5. 車輪傳動裝置的設計 28 5.1半軸的類型 28 5.2半軸的設計 28 5.3半軸花鍵強度的計算 29 5.4半軸的材料 30 5.5半軸的CATIA三維建模 30 5.6小結 30 6.橋殼的設計 31 6.1驅動橋殼結構型式的選擇 31 6.2橋殼的強度校核 32 6.3驅動橋橋殼的三維建模 34 6.4小結 34 7.總結 35 參考文獻 36 致謝 37 5 第 Ⅲ 頁 共 Ⅲ 頁 1.緒論 1.1選題背景和意義 隨著社會經濟和科技的發展，汽車在大眾生活中的作用越來越大，有人將其作為一種代步工具也有人將其作為一種運輸工具，而汽車工業的發展水平也是權衡一個國家機械工業化程度的重要標志。汽車不但作為一種行駛的工具，同時它的優劣對于運輸業者來說也有著十分重要的意義。由于我國目前基礎建設尤其是公路建設逐步完善加強，輕型的短距類型的貨車因其靈活性和經濟性良好而迅速發展起來了。我國輕型貨車銷量占整體貨車比重逐漸增大，據AutoNews網站報道，市場研究公司R.L. Polk & Co表示在中國需求的帶動下，2012年全球輕型卡車的銷量將增加7%。因此可見輕卡在整體貨車的生產中占據較大的比例[1]。 驅動橋的設計是汽車設計的重要組成部分，汽車驅動橋的構造類型和性能指標不僅對耐用性和持久性有重大影響外，也對貨車的各種性能比如動力性能、燃油經濟性能，平順性、通過性和操穩性等有著非常重要的關系。而且因為目前整體經濟形勢不容樂觀，人們收入幾乎沒有增長，但燃油價格確上漲了，貨車尤其是輕型貨車在燃油方面的花費也愈來愈多了，故而在確保貨車的動力性能足夠的條件下，從設計的角度去增加整車的燃油經濟性也變得異常的必要。為了達到從各方面降低油耗的目的。不僅要求在發動機上實行各種省油技術如渦輪增壓等技術。而且在發動機之后的傳動系中也必須為了省油而進行設計，通常體現在減少尺寸以減少整備質量達到省油的目的。因此在使用一樣型號參數的發動機的情況下，如果整車配備結構合適，性能參數良好的車橋能在節省燃油提高經濟性方面加分不少。目前為了達到這一目的是通過C曲線來匹配發動機和驅動橋的[2]。對于大部分汽車驅動橋位于后軸處，而對于一些前驅的轎車和越野車來說前橋是轉向橋也是驅動橋，對于大部分貨車驅動橋位于后軸處及傳動系的末端，所以針對本次畢業設計的輕卡而言屬于后驅。驅動橋的作用是一般來講是減速和增扭,并將發動機傳來的轉矩用差速器分配給左右兩驅動輪，從而實現汽車的正常行駛。與此同時對于整體式的驅動橋來說其橋殼還必須承受作用于其上的各種力和力矩[3]。因此驅動橋的設計和制造水平對整車的性能影響是非常大的。因此本設計有非常重要的意義。 1.2國內外驅動車橋研究現狀 1.2.1國內研究現狀 目前國外驅動橋主要的設計研究較為成熟，新技術和新方法正在逐漸被應用。使得開發一款驅動橋的研發周期大大縮短，而且其成本也不高，由于大量相關設計校核軟件的利用使得其設計的驅動橋更加的安全可靠[4]。目前國外最新的技術包括： (1) 并行工程開發模式 (2) 模態分析 (3) 驅動橋殼的有限元分析 (4) 高性能制動器技術 (5) 基于驅動橋的電子控制技術 1.2.2國內研究現狀 我國目前驅動橋的研發能力較弱，技術含量比較低，與國際先進水平水平相比還有不小的差距。目前的研發過程基本上是從國外引入一款驅動橋分析研究之后結合自己的情況加以改進設計，很少有廠家像國外驅動橋企業一樣有完整的開發體系與研發流程，大部分屬于逆向工程。但隨著目前高新技術的快速發展和全球化，我國的企業也逐漸與世界接軌，目前很多企業引進國外先進的研發流程和相應的計算機輔助設計應用且研發團隊的能力也在提高，相信我國的驅動橋研發能力和設計能力會逐漸與國際先進水平同步[5]。 1.3設計的內容和預期成果 本次畢業設計是大運輕卡驅動橋的設計，該型號屬于大運祺運輕卡250批次。說明書中將要詳細介紹大運輕卡驅動橋設計的如下方面：現在市面上驅動橋的結構分類和基本構成，主要部件比如主減速器、差速器、半軸和橋殼的結構組成與工作原理，關鍵易出問題的部件的設計計算和強度和疲勞壽命的校核。 其中成果包括查找并翻譯一篇與驅動橋相關的英文資料；根據驅動橋的主要性能參數在CATIA中建模；完成設計驅動橋的裝配圖；撰寫畢業設計論文一篇。 1.4小結 通過查閱資料，了解到了驅動橋尤其是輕卡驅動橋發展的現狀以及驅動橋的重要性。懂得了本次畢業設計的基本內容和大體方向，從而為接下來的畢業設計打下了基礎。 2.驅動橋的結構分類及設計參數 2.1驅動橋的種類 市面上的驅動橋一般情況下分為非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋[6]，當整車設計時如果決定采用獨立懸架時，則會采用斷開式的驅動橋。反之則用非斷開式的驅動橋，一般貨車不注重舒適性而注重經濟性故會選擇整體式驅動橋。 1）非斷開式驅動橋 非斷開式驅動橋一般又被稱為整體式驅動橋，差速器裝在主減速器殼中與主減速器用螺栓連接在一塊成為一個整體，然后將這個整體與橋殼連接。其簧上質量較小意味著其乘坐舒適性較差但其結構簡單，這就是它被廣泛應用于貨車的原因[7]。它的橋殼是一根整體的空心梁。 2） 斷開式驅動橋 對于斷開式的驅動橋，它與獨立懸架相搭配，結構內存在著萬向傳動裝置去驅動車輪前進，其大部分結構屬于簧上質量的部分，因此乘坐舒適性良好，但其結構復雜，零件多，成本高，因此被廣泛應用在轎車之中。 綜上所述，本次設計采用非斷開式驅動橋。 2.2驅動橋結構組成 非斷開式的驅動橋一般由主減速器總成、差速器總成、半軸、主減速器殼和橋殼等部件構成。其布局如圖2.2所示。 2.3驅動橋的設計要求 通過收集資料了解到驅動橋設計的基本要求匯總如下[8]： 1) 正確的主減速比，能夠降低油耗。 2) 保證外形尺寸不能太大，一方面能減少重量而另一方面來確保必要的地面間隙使其通過性良好。 3) 提高齒輪表面硬度和整體韌性。 4) 要保證重量適當，比如要在設計中增加簧上質量提高汽車的平順性。 5) 與懸架導向機構運動協調。 6) 要保證實現三化，及標準化、通用化、系列化。使得成本低，結構簡單，維修方便。 7) 通過合理設計結構來保證機械效要高，降低不必要的能量損耗。 結合設計任務書給定的原始數據和查閱同型號輕卡獲得的數據匯總如表2.1及表2.2所示： 圖2.1 非斷開式的驅動橋 1—半軸；2—圓錐滾子軸承；3—支撐螺栓；4—主減速器從動錐齒輪；5—油封； 6—主減速器齒輪傳動錐齒輪；7—彈簧座；8—墊圈；9—輪轂；10—調節螺母 2.4小結 本章按照任務書上已給的數據結合上網查詢信息得知，本次設計的型號為大運輕卡祺運250批的方案，從而確定了所匹配發動機的型號、變速箱的型號和參數以及輪胎的型號等參數，也了解到了驅動橋的結構形式和設計的基本要求，加深了對驅動橋的了解。 表2.1變速器傳動比 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ R 變速器傳動比 5.528 2.836 1.634 1.00 0.794 5.011 表2.2大運輕卡整車設計參數: 型號 CGC1047DB33E3 額定載重 1.75噸 類型 輕型貨車 總質量 4.315噸 軸距 3300mm 最高車速 80km/h 車身長度 2米 排量 2.672L 車身高度 2.3米 最大輸出功率 66kw 輪距 前輪距1590 mm后輪距1540mm 扭矩 220NM 變速器 LG5-20 最大扭矩轉速 2200RPM 輪胎型號 6.50-16 7.00-16 后橋 2575 3.主減速器的設計 3.1減速器的結構形式 3.1.1主減速器齒輪類型的選擇 主減速器一般情況下可據據傳動齒輪的類型、減速的方式和主、動齒輪的支撐方式的區別來區分。 主減速器按齒輪類型可分為圓柱齒輪、圓錐齒輪和準雙曲面齒輪等的形式。其中弧齒錐齒輪工作穩定振動和噪聲低，但受嚙合精度的影響較大，一旦嚙合不吻合就會使齒輪磨損加劇和噪聲加大；雙曲面齒輪與之相比傳動比較大、尺寸較小與更加的平穩可靠，但其加工精度要求較高從而成本較高；發動機前置且橫置的乘用車上一般比較多用圓柱齒輪傳動上。在目前輕卡驅動橋中，主減速器經常使用的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪[9]。 螺旋錐齒輪如圖3.1（a）所示，主動齒輪和從動齒輪的軸線相交且夾角為。齒輪在嚙合時的重合度大，嚙合時是由點到線的，是逐漸嚙合的，有一個過程。故螺旋錐齒輪能承擔較大的負荷，并且在運行過程中嚙合平穩，即便在在快速運行時其噪聲和振動也不大。 雙曲面齒輪如圖3.1（b）所示，主動齒輪的軸線不與從動齒輪相交而且成夾角。和螺旋錐齒輪比較來說，當雙曲面齒輪的大小一致時，雙曲面齒輪具有比螺旋錐齒輪更大的傳動比；當所給傳動比固定時，而主動齒輪相同是，雙曲面齒輪的軸徑比螺旋錐齒輪會更大，并且輪齒強度與軸承剛度較大；同時雙曲面齒輪的半徑也小，離地間隙比較大，從而使整車有更好的通過性和越野性；在其工作過程中，雙曲面齒輪的嚙合處在兩個方向都有滑動使其運行更加平穩。 （a） (b) 圖3.1主減速器齒輪 3.1.2主減速器減速形式的選擇 主減速器也可根據其幾級減速分為單級主減速器是、雙極主減速器和雙速主減速器等形式。單級主減速器具有構造和設計較為簡單和成本低等優點因而經常被用于主減速比的乘用車和輕型貨車上?？傊亓枯^小的輕卡通常使用單級主減速器；雙極主減速器通常會用在主減速比的總重量較大的載貨車上； （a）單級主減速器 （b）雙級主減速器 圖3.2主減速器 如圖3.2（a）所示，驅動橋中結構最為簡單的就是單級主減速器，各部分盡量使用標準件，因為通用化零件儲量多因此成本低，單級主減速器是以上幾種中最基本的類型，輕型貨車基本都使用單級的主減速器。由于現在交通發達便捷。單級主減速器由于構造簡單結合路面條件改善因此得到了大量的使用。 如圖3.2（b）所示，雙級的主減速器由兩級減速齒輪構成，其體積較大，各種零部件較多使其結構更為復雜，其成本也較單級主減速器高。因此只用于大型貨車。 考慮本次驅動橋設計的基本要求，故主減速器選用螺旋錐齒輪式的單級主減速器。 3.1.3主減速器主動齒輪和從動齒輪的支撐形式 (a) (b) 圖3.3主動齒輪支撐形式 主減速器齒輪正確嚙合不僅與齒輪的形式有關而且也與支撐形式有很大的關系，其中主動錐齒輪的支撐方式分為跨置式支撐如圖3.3（b）和懸臂式支撐如圖3.3（a）所示，懸臂式支撐結構簡單但是剛度較低，而當載荷較大時變形較大影響正確的嚙合造成齒輪損壞，而懸臂式則相反。 主減速器從動齒輪一般只有跨置式支撐的支撐形式其結構如圖3.4所示。 故本次設計輕卡減速器主動錐齒輪采用懸臂式支撐形式；從動錐齒輪則是跨置式支撐形式。 圖3.4從動齒輪支撐形式 3.2 主減速器的載荷計算 3.2.1主減速比 一般對于乘用車和公共汽車而言，發動機功率給定的情況下。計算可以參考計算公式（3.1） =0.377= =5.56 (3.1) —主減速器主減速比 —車輪的滾動半徑（m）：根據參考車型取0.369 —最大功率的轉速（r/min）； —汽車所達到的最高車速（km/h）； —汽車變速器最高擋的傳動比； 對于其他汽車而言如本次設計的大運輕卡，為了用降低車速的辦法來得到足夠的功率儲備，主減速比一般應選的比按（3—1）的大10％～20％。對于本課題大運輕卡而言應按下式計算： =（0.377～0.472）=5.56～6.96 初選 =5.7 —分動器高檔傳動比：本設計沒有分動器故取1； —輪邊減速器傳動比：取1； 此時計算出來的的主減速比應與同類車型的參數相比較并考慮主從動齒輪所選的齒數對的值予以矯正并最終確定下來[10]。 3.2.2齒輪在不同情況下的轉矩 汽車行駛過程中由于路面不平等因素造成傳動過程中傳遞載荷不是一成不變的，因此幾乎不能算出齒輪上的載荷，把發動機最大轉矩搭配變速器最低檔傳動比和車輪在好路面上開始滑轉時的從動齒輪的載荷的較小者進行強度檢驗[11]。 1) 從動齒輪： ①　 按最大輸出轉矩 (3.2) —突然與離合器相接所產生的動載系數，由于故=0，=1； —發動機最大轉矩，220； —液力變矩器變矩系數，沒有液力變矩器故取1； —變速器一檔傳動比； —分動器傳動比取1； —發動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，取0.96； —驅動橋數取1； ②　 按驅動輪在良好路面上打滑時的轉矩 (3.3) —滿載下驅動橋的靜載荷，取65%的滿載質量，=2804N; —從動齒輪到車輪之間的傳動比； —從動齒輪到車輪之間的傳動效率； —負載系數,取值為1.2; —輪間附著系數,取值為0.85; ③　 按從動輪的平均轉矩 (3.4) G—汽車滿載質量,; —道路滾動阻力系數，取0.015； —汽車正常使用時的平均爬坡能力系數，取0.05； —汽車的性能系數 故=0； 2) 主動齒輪： (3.5) ①　 由發動機最大扭矩和最低傳動比確定的主動錐齒輪的轉矩 ②　 當驅動輪打滑時主動齒輪的轉矩 ③　 主動錐齒輪的平均轉矩 計算錐齒輪強度時，計算轉矩； 當計算錐齒輪疲勞壽命時； 3.3主減速器錐齒輪的參數 3.3.1主減速器參數計算 1）主動錐齒輪齒數的確定 選取要求 ①　 為了主從動齒輪嚙合平穩，應大于40； ②　 為了保證磨損勻稱，應避免存在公約數； ③　 為了齒輪嚙合運行平穩，振動小，不小于６； ④　 大時，應小些，以保證汽車有足夠的通過性。 因此選符合這些要求。 2）節圓直徑以及端面模數 (3.6) —直徑系數，取14 (3.7) 此處取 3） 齒面寬度的確定 一般情況下主減速器螺旋錐齒輪齒面面寬度采用下列經驗公式選取。 大齒寬 一般使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪略大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%比較合適。 小齒寬 4） 中點螺旋角 螺旋角一般指的是齒面寬中點處的螺旋角，一般取。 5）法向壓力角 載貨汽車齒輪法向壓力角一般為。 6) 螺旋方向 從主動錐齒輪的錐頂往下看，中間線上邊向左偏為左旋，向右偏為右旋。主動、從動齒輪方向相反。為了不使汽車在前行時主從動齒輪靠近。故主動錐齒輪選擇為左旋，從動錐齒輪為右旋。 3.3.2錐齒輪參數表格 設計計算錐齒輪基本參數，如表3.1所示： 表3.1 序號 計算公式 數值 注 釋 1 7 小齒輪齒數 2 40 大齒輪齒數 3 6mm 模數 4 44mm 小齒輪齒面寬 續表3.1 序號 計算公式 數值 注 釋 5 40mm 大齒輪齒面寬 6 20° 壓力角 7 9.36mm 齒工作高,查表3.2取1.65 8 10.40mm 齒全高,查表3.2取1.83 9 90° 軸交角 10 42mm 小齒輪分度圓直徑 11 10° 小齒輪節錐角 12 80° 大齒輪節錐角 13 121mm 節錐距 14 18.85mm 周節 15 1.62mm 大齒輪齒頂高,取0.38 16 7.74mm 小齒輪齒頂高 17 2.66mm 小齒輪齒根高 18 8.78mm 大齒輪齒根高 19 1.04mm 徑向間隙 序號 計算公式 數值 注 釋 20 1.26o 小齒輪齒根角 21 4.15° 大齒輪齒根角 22 14.15° 小齒輪面錐角 23 81.26° 大齒輪面錐角 24 8.47° 小齒輪根錐角 續表3.1 序號 計算公式 數值 注 釋 25 75.85° 大齒輪根錐角 26 57.26mm 小齒輪外緣直徑 27 247.55mm 大齒輪外緣直徑 28 118.66mm 小齒輪至齒輪外緣的距離 29 19.40mm 大齒輪至齒輪外緣的距離 30 4.91mm 大齒輪弧齒厚，取0.9 31 13.94mm 小齒輪理論弧齒厚 32 35° 螺旋角 表3.2 輕型貨車螺旋錐齒輪的、和 主動齒輪齒數 5 6 7 8 9 10 11 從動齒輪最小齒數 34 33 32 31 30 29 26 法向壓力角 20o 螺旋角 35° 40° 35° 從動齒輪工作齒高系數 1.43 1.50 1.56 1.61 1.65 1.68 1.96 1.70 從動齒輪齒高系數 1.58 1.67 1.73 1.79 1.83 1.87 1.88 1.89 從動齒輪齒頂高系數 0.16 0.22 0.27 0.33 0.38 0.44 0.49 0.52 3.4 主減速器錐齒輪的材料 主減速器錐齒輪的使用條件差，汽車運行過程中是一個動態的過程，由于路面和發動機振動等一系列因素造成齒輪受到的沖擊載荷較大因此與傳動系中其他齒輪比較，它的工作條件更差。它要在長時間在運作以保證車輛的前行，因此齒輪磨損非常嚴重。故齒輪材料的選擇必須要滿足以下要求： 1）選擇的材料必須保證齒輪彎曲強度和表面強度要足夠，齒輪的表面處理后要有足夠高的硬度使其更加耐磨結實。 2）為了避免齒輪太脆而無法適應無規律的沖擊載荷，主減速器錐齒輪的齒輪內部應該剛度低一點韌性強一些。 3）加工性能好、鍛造性和熱處理性好。 4）因為一些合金元素會極大的改變鋼材的性能故不用含有鎳、錳、鉻元素的鋼材。 汽車內的各種齒輪的材料尤其是主減速器中的齒輪基本上使用的都是合金的滲碳鋼，比如20MnVB、22CrNiMo、20CrMnTi及20MnTiB等鋼材，通過表面滲碳處理，使其表面具有一層非常堅硬的薄膜，這使它不易磨損，而且能承受巨大壓力。主減速器齒輪的內部剛度低故韌勁較大，因此基本上都是里邊比較軟外邊比較硬，這種材料使得傳動齒輪既有韌性又耐磨，并且當它承受較大的壓力時齒輪有一定的變形不易折斷從而提高其壽命。 在目前的機械制造業中，對于錐齒輪來進行精細的切削加工和正火、淬火、回火、調質和表面滲碳和滲氮的熱處理工藝，然后在進行磷化處理和電鍍鉻或銅。最后在輪齒齒面上進行噴丸的操作。這樣做的目的是為了增加錐齒輪的整體強度和它的局部表面強度，防止齒輪在工作過程中膠合、磨損、表明損傷而導致齒輪損壞，提高齒輪的使用壽命[12]。 3.5主減速器齒輪的強度校核 3.5.1齒輪損壞形式與壽命 當計算完主減速器錐齒輪的詳細尺寸參數以后。為了驗證所計算的幾何尺寸是否合理是否滿足其工作是的強度要求，因此已對其強度進行校核計算。在此之前，需要了解齒輪損壞的類型和使其損壞的具體原因。 齒輪在工作一段時間后會發生齒面膠合、點蝕和剝落、輪齒折斷等損壞方式[13]。它們的影響因素分述如下： （1）輪齒折斷 輪齒的折斷一般由彎曲強度不夠造成的過載折斷和材料在反復的沖擊載荷下的疲勞折斷組成的。而齒輪的折斷多半是從齒根處折斷的，這是由于齒輪根部處與齒輪受力處的距離造成其彎曲應力變得很大。 ①疲勞折斷：在主減速器工作過程中主從動齒輪一直承受著較大的交變載荷，輪齒的跟部遭受交變的彎曲載荷應力。若是最大應力處的應力超過材料的強度極限的話，那么最初產生的裂痕應該在在齒根處。但隨著汽車行駛里程的增加也意味著作用在齒輪上的循環載荷次數的增多時，導致其產生的裂縫愈來愈大，到最后整個齒輪斷開失效，在發生輪齒斷裂的地方由于在載荷作用下的摩擦使得斷裂面比較光滑，這就是疲勞斷裂的特征之一。 ②過載折斷：因為設計的時候考慮不周或者選用的齒輪材料及表面熱處理與要求不相符，亦或是因為突然性的沖擊載荷，使其所受到的載荷超過了規定的彎曲強度所要求的大小，從而使得輪齒折斷而失效。 為了避免輪齒因為強度不夠而折斷，應該使其存在足夠的疲勞和彎曲的強度，并選用合適的模數、壓力角、齒高和齒側間隙。齒輪材料的選擇要性能良好且熱處理的方式和質量要合適等。齒根處所倒的圓角要大，齒根和齒表面要足夠的光滑。 （2）齒面的點蝕及剝落 齒面的點蝕和剝落是齒輪的主要表面損壞失效形式。它會造成輪齒嚙合不平穩其噪音和振動增大傳動效率下降。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。 ①點蝕 點蝕實質是兩傳動齒輪輪齒在傳遞載荷時的撞擊而形成的。由于撞擊通常會發生在節點附近，因此在節點附近尤其是小齒輪節圓以下的齒根內，經常會形成很小的齒面裂痕之后逐漸形成凹坑，點蝕現象就是凹坑或一些小的點狀的坑。一般首先產生在幾個齒上。當齒輪一直在傳遞載荷的時候，就會使這些點狀的坑或者凹坑的尺寸增大數目增多，嚴重的會慢慢的使齒輪齒面變得極為不平，會引起很大的附加動載荷的噪音。如果不知情還在繼續使用工作那么會發生輪齒折斷或失效。但可以通過在設計時就考慮減小工作的壓力和改善潤滑方式去避免點蝕。也可以通過增大螺旋角與加大節圓半徑去做到這一點，同時增大齒寬也可以減少點蝕的概率。 ②齒面剝落：齒面剝落顧名思義是齒面上的材料在循環壓力的作用下脫落，在齒面會形成比點蝕更深的坑而且是沿著齒寬方向分布，形狀是沿著輪齒表面的垂線向下陷入。造成齒面剝落的原因是表面處理比如滲碳和滲氮處理形成的表面薄膜太薄或者處理不當其產生的硬皮也會剝落，且內部的硬度不夠也會造成這一后果。 （3）齒面膠合 減速器在工作過程中，內部是封閉的故氣壓較高而且在高速運行過程中大量的滑摩產生的高溫，如果潤滑系統的功能不好會使的油膜損壞兩齒輪之間接觸產生金屬之間的摩擦，將由于高溫和高壓導致的金屬粘連離開時撕扯下來造成表面的損壞的現象叫做齒面膠合。齒面膠合大多發生在齒頂處。其中膠合的強度高低與否是由臨界溫度來確定的。目前是通過改善潤滑的方式來減少這類情況的發生。 （4）齒面磨損 一般意義上的齒面磨損是指由于齒面間的摩擦、相對運動或突出物的擦傷所產生的輪齒失效的現象。規定范圍內的正常磨損是允許的。磨損產生的原因主要是齒面剝落的碎屑顆粒、維修時會帶進一些雜物，比如清理掉橋殼鑄造時的砂子、一些鐵皮屑等和潤滑液中的一些雜物，需要清理干凈。比如磨合期后檢修時更換潤滑油的目的，一方面是由于潤滑油變質，另一方面是去除其中的雜質。 對于汽車驅動橋中的齒輪來說， 受力為交變的載荷，所以其最常見的損壞形式是疲勞強度不夠造成的齒輪失效。表3.3給出了驅動橋錐齒輪的許用應力。 表3.3驅動橋齒輪的許用應力 ( N／mm) 平均計算載荷 主減速器錐輪許用彎曲應力 主減速器錐齒輪許用接觸應力 差速器齒輪許用彎曲應力 ，中的較小者 700 2800 980 210.9 1750 210.9 3.5.2齒輪的耐磨性 齒輪單位齒長圓周力可用來表示耐磨性，用下列經驗公式計算： (3.8) p —單位齒長上的圓周力，N/mm； P —工作時作用其上的圓周力，一般按發動機最大轉矩來進行計算。 如果用發動機輸出最大轉矩且一檔時計算時： <1942 —為發動機輸出的最大轉矩，取220； —為變速器一擋傳動比，即=5.528 ； —為主動齒輪節圓的直徑，取44mm； 按發動機輸出最大轉矩且直接檔計算時： <250 表3.4 單位齒長上的許用圓周力 (/mm) 類別 檔位 一檔 二檔 直接檔 轎車 893 536 321 載貨汽車 1429 250 公共汽車 982 214 牽引汽車 536 250 因此表面耐磨性校核成功。 3.5.3主減速器錐齒輪輪齒彎曲強度 貨車主減速器齒輪輪齒的計算彎曲應力一般按下列公式計算： (3.9) — 尺寸系數； —主動齒輪的計算轉矩取，從動齒輪計算轉矩?。? —過載系數，??； —齒面載荷分配系數，?。? —質量系數，取1； —齒輪齒面寬； —從動齒輪分度圓直徑，取240mm； —齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數，取0.25見圖3.5； 將上面所示參數代入式（3-9），有： 從動錐齒輪： =604 Mpa； 主動錐齒輪： =580 Mpa； 減速器齒輪輪齒的計算彎曲應力主動，因此齒根彎曲強度滿足要求。 圖3.5 輪齒彎曲應力綜合系數 3.5.4錐齒輪的接觸強度計算 齒輪的接觸計算應力（N／mm），為公式3.10所示： (3.10) 1)轉矩輸出最大 2)正常行駛時 經過以上的校核，本次設計的主減速器齒螺旋錐齒輪的接觸強度滿足要求。 3.5.5主動齒輪軸的彎矩 圖3.6 主動齒輪軸彎矩圖 危險截面上的合成彎曲應力為 ： (3.11) —彎曲截面系數,，D=37mm； —主動齒輪計算轉矩為187.04Error! Reference source not found. —危險截面彎矩，主動齒輪徑向力為1167.23N。 經計算，=76.4MPa<=230Mpa 所以主動齒輪軸的彎曲強度是能達到使用要求的。 3.6主減速器齒輪的軸承選擇與校核 3.6.1軸承計算的原理 軸承的計算主要去是計算軸承的壽命是否合格。一般是通過已經計算過的主減速器的尺寸參數來初步確定軸承的型號，然后根據此型號軸承的尺寸和它受到的載荷來校核該軸承的壽命是否合格，否則必須更換強度更高的軸承。 3.6.2主動齒輪上的作用力的大小 因為汽車在工作的過程當中會頻繁的跟換檔位，因此主減速器上齒輪受到轉矩是在變化的,因此在計算和校核過程中就必須確立一個合理計算轉距[14]。計算轉矩可以按照下列公式求得 (3.12) —— ，…——分別取1、2、5、15、77.5； ，…——分別為5.528、2.836、1.634、1、0.794； ,…——分別取50、60、70、70、60。 經計算T=164N·m 1）主動錐齒輪齒寬處的中心的圓周力。 (3.13) 2)作用在主動錐齒輪上的力的計算 齒輪的軸向、徑向力為 根據表3.1得：，， 3.6.2錐齒輪軸承的定向載荷 主減速器軸承本次設計采用圓錐滾子軸承，此外需要同時考慮軸向載荷與徑向載荷，軸承支撐位置結構圖如圖3.8所示： 徑向載荷的計算: = (3.14) (3.15) 圖3.7錐齒輪軸承結構簡圖 ，， , , ，，。 帶入公式得： 3.6.3軸承的使用壽命 軸承的使用壽命計算 (3.16) ?。蝗?； 軸承A： ===7458 h>3333.4 h 軸承B： Q= ===3397 h>3333.4 h 故軸承使用壽命符合校核。 3.7主減速器三維建模 如圖3.8、圖3.9、圖3.10所示為主減速器的CATIA三維建模圖； 3.8主減速器主動齒輪 3.9主減速器從動齒輪 3.10主減速器 3.8小結 本章對主減速器結構進行選擇，相關零件的參數進行計算并進行校核，加深了對主減速器設計以及制造方面的理解，明白了主減速器設計過程中具體要求和方法并結合實際情況加以選擇。對螺旋錐齒輪的相關幾何尺寸參數列表整理，對主減速器齒輪的材料及熱處理進行了簡要的說明。 4.差速器的設計 4.1差速器的結構及形式 在車輛前進過程中，車輛的兩驅動輪需要滾過的長度通常是不一樣的。就比如汽車轉彎的時候，外側的車輪比內側的車輪滾動的距離要長。由于兩邊車輪胎壓不一樣、磨損情況也不同、載荷情況也不一樣以及左右車輪前進時的路況也不同，從而導致兩側車輪不可能相同，若兩車輪剛性固連在一塊，則在行車過程中會發生滑轉，這是非常危險的會導致轉向和操縱性變差。 差速器的功能是通過路況的不同及兩輪前進路程不同來輸出兩半軸的轉速和轉矩。差速器一般分為對稱式錐齒輪差速器、滑塊凸輪式差速器與蝸輪式差速器等。對稱式錐齒輪差速器的內部結構一般包括差速器殼、行星齒輪、半軸齒輪、十字軸等一系列零部件。其具有成本便宜、安裝十分方便及相關零件市場保有量大從而損壞后便于更換等多種的優點，在各種車輛中得到大量的使用[15]，因此本次設計使用對稱式錐齒輪差速器。如圖4.1所示： 圖4.1 差速器結構示意圖 4.2差速器齒輪基本參數 4.2.1差速器齒輪參數的選擇 1）行星齒輪數目的選擇 普通乘用車因為載荷較小一般用兩個行星齒輪就足夠了，而對于載貨車和越野車因為載荷相對較大一般四個行星齒輪，故。 2） 行星齒輪球面半徑 行星齒輪球面半徑的大小其反應了差速器錐齒輪節錐距和強度的大小，一般可根據下列經驗公式去確定 (4.1) —球面半徑系數，一般選值范圍在，此設計差速器的行星齒輪有4個，球面半徑系數取值盡量往小取，故取2。 T—計算轉矩，取，T取6238.9； 根據公式（4-1）得：= 故預先選定的節錐距 3）行星齒輪齒數和半軸齒輪齒數 在選擇行星齒輪和半軸齒輪的齒數時需要保證達到以下要求：；；；兩個半軸齒輪的齒數之和一定要能被行星齒輪數整除。 根據以上的要求，選擇；；； 4）壓力角α 現在的差速器的齒輪大多都使用22.5°的壓力角。這樣的話可以將最小齒數可減少到10，而且當切的過程中當小齒輪齒頂不變尖的情況下，還能修正半軸齒輪的齒厚，這樣的話半軸齒輪和行星齒輪的強度可以趨于一致。因此在這里選22.5°的壓力角。 4.2.2半軸齒輪和行星齒輪的參數匯總 表4.2 半軸齒輪與行星齒輪基本數據計算后匯總如下 序號 計算公式 計算結果 1 2 =14～25 3 4 ; 5 6 7 續表4.2 序號 公式 計算結果 8 9 10 ； 11 ， ， 12 13 14 ; ; 15 =- 16 =; ； 17 ； ; 18 ； ; 19 ; mm;mm 4.3差速器的材料 當前市面上的汽車差速器錐齒輪大多使用滲碳合金鋼(含碳量低于0.30%)生產而成，也有用氰化合金鋼制造的。例如20CrMoTi、20CrMnTi、20CrMo及22CrMnMo等。因為對差速器齒輪的制造的具體要求不高，所以目前差速器經常會用到精鍛技術[16]。 4.4差速器齒輪的強度計算 因為行星齒輪大部分情況下在差速器的運行過程中只起等臂桿的功能，僅僅當兩車輪行程不相等才有轉速差，行星齒輪和半軸齒輪之間才有相對運動，并且它的尺寸不能太大，所以齒輪只進行彎曲強度的校核計算。當承受載荷很大，只有在轉彎時或一側打滑時對差速器齒輪進行彎曲強度計算，而不進行疲勞壽命的校核。 差速器齒輪的強度校核 (4.2) —差速器行星齒輪傳遞給半軸齒輪的轉矩，其計算式為 —計算轉矩 —過載系數 —尺寸系數 —齒面載荷分配系數 —綜合系數，取0.225 —質量系數 1）按發動機最大轉矩 此處 2）以汽車行駛的平均轉矩來確定的計算轉矩 （） 根據校核，輪齒強度合格。 4.5差速器的CATIA模型 主減速器三維建模如圖4.2和圖4.3所示。 4.6小結 在本章中對差速器的結構原理進行了詳細的說明，同時對其參數進行選擇和計算，對差速器齒輪詳細參數列表整理，依據計算參數對差速器齒輪進行強度校核，并介紹齒輪常用材料。多差速器有了更系統和深入的了解。 4.2差速器各部件三維爆炸圖 4.3差速器圖 5. 車輪傳動裝置的設計 車輪的傳動裝置一般是在傳動系的尾端，其基本功用是把轉矩由半軸傳遞到車輪上驅動車輪的滾動。車輪傳動裝置的類型和所選用的驅動橋的類型關系很大，例如在斷開式的驅動器中，驅動傳動裝置包括半軸和萬向傳動裝置，且為了精確的傳遞動力，萬向傳動裝置使用的是等速的萬向節；而對于普通的整體式的驅動橋來說，車輪的傳動裝置就是半軸，通過半軸將差速器的半軸齒輪和輪轂聯結成一個整體[17]。 5.1半軸的類型 驅動橋內的半軸根據其外端支撐形式或受力狀況的不同一般可分為半浮式、四分之三浮式和全浮式。查閱文獻[16]綜合所述，輕型載貨汽車驅動橋的設計，采用全浮式半軸。如圖5.1所示： 圖5.1全浮式半軸的結構圖 5.2半軸的設計 1)全浮式半軸負荷的計算 作用在半軸上的負荷 (5.1) （轉矩分配系數） 2)全浮式半軸桿部直徑 (5.2) —半軸桿部直徑，mm； —半軸的計算轉矩，； —半軸扭轉許用應力，Mpa。 根據上式帶入＝4159，得： 32.97mm≤≤35.06mm ?。篸=33mm 安全系數 =1.5 =1.5×33=50mm 3)全浮式半軸的計算轉矩按下列公式計算 (5.3) 半軸扭轉應力的計算方式： (5.4) —半軸的扭轉應力，MPa； —半軸的計算轉矩，T=4519Nm； —半軸的直徑，即。 代入公式得：=184MPa<=490～588MPa 5.3半軸花鍵強度的計算 1) 擠壓應力的確定： (5.8) ，，，，， 將數據帶入（5-5）和（5-6）兩式得： =51Mpa =137MPa 3）最大扭轉角 (5.7) ; ; 在計算半軸強度是否滿足要求時，要考慮材料的性能以及半軸的加工方法和熱處理的方式同時很重要的是汽車的使用條件，如果汽車的噸位大，行進的路面條件差那么半軸的校核就更加的嚴格。當使用45號鋼作為全浮式半軸的材料時，半軸扭轉屈服極限應達到780MPa。當安全系數為1.3～1.6時，半軸許用應力可取為[＝490～588MPa。故校核合格。 5.4半軸的材料 關于半軸的選材，過去大都使用含鉻的中碳鋼，我國開發出新的鋼種如40MnB來作為半軸材料，效果很好。近年來隨著高頻、中頻感應淬火的廣泛運用以及噴丸處理、滾壓半軸凸緣根部過渡圓角增強半軸的先進工藝，半軸的疲勞強度可以大大提高。由于其表面經過特殊處理而產生一層高強度的薄膜，半軸上在加工過程中形成了表面殘余應力，能抵消由材料疲勞引起的半軸失效。從降低制造成本的目標出發，許多驅動橋廠商都更喜歡用成本更為低廉的中碳鋼比如45號鋼[18]。 5.5半軸的CATIA三維建模 如圖5.2所示為半軸的三維模型圖 5.6小結 本章中對半軸的功用和類型進行了詳細的介紹，并進行半軸尺寸的計算并對所選的半軸進行強度校核，并對半軸材料進行介紹。 5.2半軸 6.橋殼的設計 驅動橋橋殼是汽車總成的重要部件之一，它在汽車運行的過程中要承受極重的負荷，并受由車輪傳來的路面反力和反力矩。驅動車橋在設計的工過程中一定要計算橋殼的的受力，必須要有足夠的剛度和強度，一方面可以保證橋殼不會發生斷裂損壞另一方面也可以保證驅動橋中動力的穩定性和其他零件工作的可靠性。在此基礎上必須要保證成本低、工藝簡單、維修方便。 6.1驅動橋殼結構型式的選擇 驅動橋橋殼構造大致有可分式橋殼、組合式橋殼以及整體式橋殼這三種類型，下邊將仔細分析每款橋殼的特點： 斷開式橋殼由從中間斷開分為左右兩部分，這兩斷由用螺栓聯結成一體。每一段由一個鑄造外殼和一個壓入其外端的半軸套管構成，并通過鉚釘連接套管和驅動橋殼體。該型驅動橋殼構造簡便，制造方便，使得主減速器整體鋼度比較好。但拆卸、調整、維修非常不方便。但由于它的橋殼不是鑄造而成，幾部分卻是用螺栓連在一起的，所以它的承載力不是很高，輕型貨車較少使用。 組合式橋殼的主減速器殼和橋殼制鑄造成為一個部分，并采用無縫鋼管強壓進驅動橋殼的側，中部用焊塞或銷釘聯結住。其好處是從動齒輪軸承支撐剛度好，主減速器制造工藝性好，維修和保養方便，但加工要非常高的精度成本較高。 整體式橋殼是簡單來說就是一個根整體鑄造而成的空心梁，驅動橋殼與主減速器殼是分開的。其強度和剛度正好適合。使的主減速器和差速器的維修很是靈活方便，主減速器和差速器齒輪都安裝在主減速器殼上，主減速器殼和驅動橋殼用螺栓連接就可以了，因為可分式橋殼的強度和整體鋼度比較低，而且在主減速器的拆裝和維修時復雜，而組合式橋殼要求具有很高的加工精度，這導致成本較高[19]。故選擇整體式橋殼作為輕卡驅動橋的橋殼。 6.2橋殼的強度校核 圖 橋殼分析受力圖 1)當汽車靜止不動時，在其兩鋼板彈簧之間的彎矩 N·m (6.1) 式中： —為當汽車滿載時，驅動橋受到水平地面給它的載荷； —為車輪的整體重量，其遠小于且不易準確預計，一般可以被忽略； 2)靜彎曲應力 （6.2） 如圖6.2所示： 圖6.2 橋殼在彈簧座處的剖面圖 為垂向截面系數: = 為水平截面系數: = 為扭轉截面系數: =2×33×132×160=1393920mm 從橋殼的使用強度來看，矩形管狀（高度方向為長邊）在日常使用時比的圓管強度更高[20]。 由公式得 驅動輪的最大切向反作用力 =16907.59N (6.3) 驅動橋殼左、右鋼板彈簧座處的垂直彎矩按下式計算 =2639.4 汽車加速行駛時的質量轉移系數，貨車一般為1.1～1.3，在這里選1.2 =1331.5N·m 驅動橋傳遞驅動力矩所產生的反力偶矩，而該橋殼在彈簧座處受到的轉矩為 = =3119.45 N·m 斷面處的彎曲應力和扭轉