乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋設計【9張CAD圖紙+PDF圖】

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xxxxxx 畢業(yè)設計（論文） 乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋設計 學 院 專業(yè)班級 學生姓名 學生學號 指導教師 2015 年 5 月 20 日 I 目 錄 摘 要 .III ABSTRACT.IV 第 1 章 緒論 .1 1.1 研究背景及意義 .1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)況 .1 1.3 設計要求及技術參數(shù) .3 第 2 章 總體結(jié)構(gòu)方案擬定 .4 第 3 章 主減速器的設計 .6 3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 .6 3.1.1 主減速器的齒輪類型 .6 3.1.2 主減速器的減速形式 .7 3.1.3 主從動齒輪的支承形式 .8 3.2 基本參數(shù)選擇與計算 .9 3.2.1 主減速比 的確定 .90i 3.2.2 齒輪計算載荷的確定 .10 3.3 齒輪的設計與校核 .13 3.3.1 主、從動齒輪齒數(shù)的選擇 .13 3.3.2 斜齒輪材料選擇 .13 3.3.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 .13 3.3.4 校核齒面的接觸強度 .16 3.4 軸承的選擇與校核 .17 3.4.1 軸承的載荷計算 .17 3.4.2 軸承型號的確定 .18 第 4 章 差速器的設計 .20 4.1 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇 .20 4.2 差速器齒輪設計 .20 4.3 齒輪強度計算 .23 II 4.3.1 齒輪材料選擇 .23 4.3.2 校核計算 .23 4.4 行星齒輪軸的設計計算 .23 4.4.1 行星齒輪軸的分類及選用 .24 4.4.2 行星齒輪軸的尺寸設計 .24 4.4.3 行星齒輪軸的材料 .24 第 5 章 傳動半軸的設計 .25 5.1 半軸的型式選擇 .25 5.2 半軸的設計與校核 .25 5.2.1 半軸的設計計算 .25 5.2.2 半軸的強度較核 .26 5.3 半軸的結(jié)構(gòu)、材料及熱處理 .28 第 6 章 萬向節(jié)的設計 .29 6.1 萬向節(jié)結(jié)構(gòu)選擇 .29 6.2 萬向節(jié)設計計算 .30 6.3 萬向節(jié)的材料及熱處理 .30 總 結(jié) .31 參考文獻 .32 致 謝 .33 III 摘 要 本文主要是設計某乘用車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，對于乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，既要滿足轉(zhuǎn) 向的要求，又要滿足驅(qū)動的要求。其主要由主減速器、差速器、半軸、萬向節(jié)、驅(qū) 動橋橋殼等構(gòu)成。驅(qū)動橋的設計是否合理直接關系到汽車使用性能的好壞，它承受 著來自路面和懸架之間的一切力和力矩，是汽車中工作條件最惡劣的總成之一，如 果設計不當會造成嚴重的后果。 本次設計根據(jù)給定的參數(shù)，首先對主減速器進行設計，主要是對主減速器的結(jié) 構(gòu)，以及幾何尺寸進行了設計，主減速器的形式設計為單級主減速器，而主減速器 的齒輪形式采用的是漸開式圓柱斜齒輪；其次，對差速器的形式進行選擇，差速器 的形式采用普通對稱式圓錐行星齒輪差速器；接著，對半軸的結(jié)構(gòu)、支承形式，以 及萬向節(jié)的形式和特點進行了分析設計；最后，對以上的零件進行了強度的校核， 并用 AutoCAD 軟件繪制本轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的裝配圖和主要零部件圖紙。 關鍵詞：轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，主減速器，差速器，半軸，萬向節(jié) IV Abstract This article is designed to drive a passenger car steering axle, drive axle steering for passenger cars, the steering is necessary to meet the requirements, but also to meet the driving requirements. Which is mainly composed of the main reducer, differential, axle, universal joints, drive axle housing and so on. Drive axle design is reasonable car use is directly related to performance quality, which bear all the forces and moments from between the road surface and the suspension is one of the worst working conditions in automobile assembly, improper design will result if serious consequences. The design according to the given parameters, the first of the main reducer designed mainly for the final drive structure, and geometry has been designed in the form of the final drive designed as a single-stage main gear, and the main reducer The gear is used in the form of involute helical gear; secondly, to choose the form of differential, differential form of ordinary symmetrical cone planetary gear differential; Next, axle configuration, support form and the forms and characteristics of joints were analyzed design; Finally, the above parts of the strength check, and draw of the steering assembly drawing with AutoCAD software drive axle and the main parts of drawings. Keywords:Steering drive axle, The main reducer, Differential, Axle, Universal joint 乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋設計 1 第 1 章 緒論 1.1 研究背景及意義 （1）轎車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋是轎車的重要大總成，承受著轎車的裝在簧上及地面經(jīng)車 輪、車架或承載式車身經(jīng)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(qū)動橋還傳遞著傳動系中的最大轉(zhuǎn)矩，橋殼還承受著反作用力矩。 （2）轎車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式和設計參數(shù)除對橋車的可靠性和耐久性有重要 影響外，也對轎車的行駛性能如動力性、經(jīng)濟性、平順性、通過性和操縱穩(wěn)定性等 有直接影響。因此，轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)選型、設計參數(shù)選取及設計計算最轎車的整 體設計具有及其重要的作用。 （3）轎車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋設計涉及的機械零部件的品種極為廣泛，對這些零部件、 元件及總成的制造也幾乎要涉及到所有的現(xiàn)代機械制造工藝（包括鑄、鍛、焊、熱 處理、粉末冶金等熱加工工藝，車、銑、刨、磨、拉削、冷滾壓或擠壓、噴丸處理、 冷沖、配對研磨等冷加工工藝，鍍銅、鍍錫、鍍鋅、磷化處理、滲流處理等表面處 理工藝等） 。因此，通過對轎車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的學習和設計實踐，再加進優(yōu)化設計、 可靠性分析和有限元分析等內(nèi)容，可以更好的掌握現(xiàn)代轎車設計與機械涉及的全面 知識和技能。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)況 驅(qū)動橋作為汽車四大部件之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載 重汽車顯得尤為重要。當采用大功率發(fā)動機輸出大的轉(zhuǎn)矩以滿足目前載重汽車的快 速、重載的高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅(qū)動橋。 （1）主減速器 在 20 世紀末的 20 多年，世界減速器齒輪技術有了很大的發(fā)展，產(chǎn)品發(fā)展的總 趨勢是小型化、高速化、低噪聲、高可靠度。技術中最引人注目的要數(shù)硬齒面技術、 功率分支技術和模塊化設計技術。 硬齒面技術在 20 世紀 80 年代在國外日趨成熟。采用優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件滲碳淬火 磨齒的硬齒面齒輪，精度不低于 ISO13281975 的 6 級。綜合承載能力為中硬齒面 齒輪的 4 倍 為軟齒面齒輪的 5-6 倍。一個中等規(guī)格的硬齒面齒輪減速器的重量僅為 2 軟齒面齒輪減速器的 1/3 左右。 20 世紀 70 年代至 90 年代初期，我國的高速齒輪技術經(jīng)歷了繪測仿制、技術引 進、技術攻關到獨立設計 3 個階段。目前我國的設計制造能力基本上可以滿足國內(nèi) 生產(chǎn)需要，設計制造的最高參數(shù) 最大功率 44MW，最高線速度 168m/s，最高轉(zhuǎn)數(shù) 67000r/min。我國低速重載齒輪技術，特別是硬齒面齒輪技術也經(jīng)歷了測繪仿制等 階段，從無到有逐步發(fā)展起來。除了摸索掌握的制造技術外。 在 20 世紀 80 年代末至 90 年代初推廣的硬齒面技術中，我們還作了解決“斷軸” 、 “選用”等一系列有意義的工作。在這期間我們還制定了一系列的減速器標準 如 ZBJ19004-88圓柱齒輪減速器 、ZBJ19026-90運輸機械用減速器等幾個硬齒面 減速器標準。 當今世界各國減速器及齒輪技術發(fā)展總趨勢是六高、二低、二化方面發(fā)展。六 高即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率，即噪聲 低、成本低 二化即標樁化、多樣化。 減速器和齒輪的設計與制造技術的發(fā)展，在 一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平。因此，開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術在我 國有廣闊的前景。 （2）差速器 目前國內(nèi)重型汽車的差速器產(chǎn)品的技術基本源自美國、德國、日本等幾個傳統(tǒng) 的工業(yè)國家，我國現(xiàn)有的技術基本上是引進國外的基礎上發(fā)展的，而且已經(jīng)有了一 定的規(guī)模。但是目前我國的差速器沒有自己的核心技術產(chǎn)品，自主開發(fā)能力仍然很 弱，影響了整車新車的開發(fā)。在差速器的技術開發(fā)上還有很長的路要走。 當前汽車在朝著經(jīng)濟性和動力性的方向發(fā)展，如何能夠使自己的產(chǎn)品燃油經(jīng)濟 性和動力性盡可能提高是每個汽車廠家都在做的事情，當然這是一個廣泛的概念， 汽車的每一個部件都在發(fā)生著變化。差速器也不例外，尤其是那些對操控性有較高 需求的車輛。國外的那些差速器生產(chǎn)企業(yè)的研究水平已經(jīng)很高，而且還在不斷的進 步，年銷售額達 18 億美金的伊頓公司汽車集團是全球化的汽車零部件制造供應商， 在發(fā)動機氣體管理，變速箱，牽引力控制和安全排放控制領域居全球領先地位。對 汽車差速器的內(nèi)部各零件的加工制造要用精密制造方法。零件主要產(chǎn)品包括發(fā)動機 氣體管理部分及動力控制系統(tǒng)，其中屬于動力控制系統(tǒng)10的差速器類產(chǎn)品 2004 年 的銷售量達 250 萬只，在同類產(chǎn)品中居領先地位。國內(nèi)的差速器起步較晚，目前的 3 發(fā)展主要靠引進消化國外產(chǎn)品來滿足需求。 目前中國的汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、 質(zhì)量較小等優(yōu)點。伊頓公司汽車集團是全球化的汽車零部件制造供應商，在同類產(chǎn) 品中居領導地位。最近伊頓開發(fā)了新型的鎖式差速器，它的工作原理及其他差速器 的不同之處：當一側(cè)輪子打滑時，普通開式差速器幾乎不能提供任何有效扭矩給車 輛，而伊頓的鎖式差速器則可以在發(fā)現(xiàn)車輪打滑，鎖定動力傳遞百分之百的扭矩到 不打滑車輪，足以克服各種困難路面給車輛帶來的限制。在牽引力測試、連續(xù)彈坑、 V 型溝等試驗中，兩驅(qū)車在裝有伊頓鎖式差速器后，越野性能及通過性能甚至超過 了四驅(qū)動的車輛，通過有限元軟件的分析，就可以知道各個齒輪的受力情況。因為 只要驅(qū)動輪的任何一側(cè)發(fā)生打滑空轉(zhuǎn)以后，伊頓鎖式差速器會馬上鎖住動力，并把 全部動力轉(zhuǎn)移到另一有附著力的輪上，使車輛依然能正常向前或向后行駛。毫無疑 問，更強的越野性和安全性是差速器的最終目標。 1.3 設計要求及技術參數(shù) 設計某乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，其技術參數(shù)如下： 整備質(zhì)量：1350kg； 滿載質(zhì)量：1760kg 最大扭矩：175N.m 功率：104KW 軸距：2690mm 輪距：前/后 1593mm 輪胎型號：225/55R17 偏頻：100 次/分 4 第 2 章 總體結(jié)構(gòu)方案擬定 轎車多采用前置發(fā)動機前乾驅(qū)動的布置型式，其前橋既是轉(zhuǎn)向橋又是驅(qū)動橋， 稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。顯然，在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的驅(qū)動車輪傳動裝置中，半軸需采用分段式 的并用萬向節(jié)聯(lián)接起來，以便使轉(zhuǎn)向車輪能夠轉(zhuǎn)向。通常是在半軸與主銷兩者的中 心線交點處裝用一個等速萬向節(jié)，如圖 2-1 所示。 圖 2-1 轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋示意圖 1-主減速器；2-主減速器殼；3-差速器；4- 內(nèi)半軸；5-半軸套管；6-萬向節(jié)；7- 轉(zhuǎn)向節(jié)軸；8- 外半軸；9-輪轂；10-輪轂軸承； 11-轉(zhuǎn)向節(jié)殼體；12-主銷；13-主銷軸承；14- 球形支座 通常，轎車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋是斷開式的。斷開式驅(qū)動橋必須與獨立懸架相匹配。 當左、右驅(qū)動車輪經(jīng)各自的獨立懸架直接與承載式車身或車架相聯(lián)時，在左、右轉(zhuǎn) 向驅(qū)動車輪之間實際上沒有車橋，但在習慣上仍稱為斷開式車橋，轎車的前轉(zhuǎn)向驅(qū) 動橋多采用這種結(jié)構(gòu)，如圖 2-2 所示 1-主減速器；2-半軸；3-彈性元件；4- 減振器；5-車輪；6- 擺臂；7-擺臂軸 圖 2-2 由于要求設計的是乘用車的前驅(qū)動橋，因為采用獨立懸架，也考慮乘用車的舒 5 適性和運動的協(xié)調(diào)性，選用斷開式驅(qū)動橋。這種驅(qū)動橋無剛性的整體外殼，主減速 器及其殼體裝在車架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動車輪與車架或車身作彈性聯(lián)系，并可獨立 地分別相對于車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順 性的主要因素，而汽車簧下部分質(zhì)量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式 驅(qū)動橋的簧下質(zhì)量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅(qū)動車輪與地面的接觸情況及 對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和 車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及 零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。 6 第 3 章 主減速器的設計 3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方 法以及減速形式的不同而異。 3.1.1 主減速器的齒輪類型 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速器形式不同而不同。 主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。 （1）螺旋錐齒輪傳動 螺旋錐齒輪傳動(圖 3-1a)的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同 時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。 圖 3-1 齒輪傳動形式 （2）雙曲面齒輪傳動 雙曲面齒輪傳動(圖 3-1b)的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪 軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離 E，此距離稱為偏移距。由于偏移距正的 存在，使主動齒輪螺旋角 大于從動齒輪螺旋角 (圖 54)。12 （3）圓柱齒輪傳動 圓柱齒輪傳動(圖 3-1c)一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動 7 的轎車驅(qū)動橋(圖 3-2)和雙級主減速器貫通式驅(qū)動橋。 圖 3-2 圓柱齒輪傳動 （4）蝸桿傳動 蝸桿(圖 3-1d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點： 蝸桿傳動主要用于生產(chǎn)批量不大的個別重型多橋驅(qū)動汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動機 的大客車上。 根據(jù)給定技術參數(shù)，本次設計參考同級別的邁騰 1.8T 的轎車作為參考設計對象， 由于邁騰 1.8T 的轎車的發(fā)動機采用的是橫置的形式，變速器也采用橫置式，所以動 力輸出的方向正好與前橋軸線的方向平行。因此，此設計不必采用圓錐齒輪來改變 動力旋轉(zhuǎn)的方向，采用圓柱齒輪傳動就可以滿足要求。一般采用斜齒圓柱齒輪傳動， 驅(qū)動橋為斷開式。動力通過左右兩根半軸傳遞給車輪。 3.1.2 主減速器的減速形式 對于普通乘用轎車，由于 i6，一般采用單級主減速器，單級減速驅(qū)動橋產(chǎn)品 的優(yōu)勢：單級減速驅(qū)動車橋是驅(qū)動橋中結(jié)構(gòu)最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本 較低，是驅(qū)動橋的基本型，在重型汽車上占有重要地位； 目前重型汽車發(fā)動機向低速大扭矩發(fā)展的趨勢使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā) 展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，許多重型汽車使用條件對 汽車通過性的要求降低，因此，重型汽車產(chǎn)品不必像過去一樣，采用復雜的結(jié)構(gòu)提 高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅(qū)動橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡化，單級減速驅(qū)動 8 橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。 3.1.3 主從動齒輪的支承形式 主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工 作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質(zhì)量裝配調(diào)整及軸承主減速器殼體的剛度 有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。 （1）主動斜齒圓柱齒輪的支承 圖 3-3 主動圓柱斜齒輪跨置式 主動斜齒圓柱齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、 文獻，經(jīng)方案論證，采用跨置式支承結(jié)構(gòu)（如圖 3-3 示） 。齒輪前、后兩端的軸頸均 以軸承支承，故又稱兩端支承式。跨置式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷 作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的 130 以下而主動斜齒圓柱齒輪 后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至 1/51/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高 10%左 右。 本課題所設計的轎車滿載質(zhì)量 1760kg，所以選用跨置式可以提高齒輪的承載能 力。 （2）從動斜齒圓柱齒輪的支承 圖 3-4 從動圓柱斜齒輪支撐形式 從動斜齒圓柱齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖 3-4 示） 。為了增加支承剛度， 兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸 c+d。為了使從動斜齒圓柱齒輪背面的 差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d 應不小于從動斜齒 圓柱齒輪大端分度圓直徑的 70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是 c 等于 9 或大于 d。 3.2 基本參數(shù)選擇與計算 3.2.1 主減速比 的確定0i 主減速比 的大小對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量以及變速器處于最i 高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接的影響。主減速比 的選擇，應在汽0i 車總體設計時和傳動系的總傳動比（包括變速器、分動器和取力器、驅(qū)動橋等傳動 裝置的傳動比）一起由汽車的整車動力計算來確定。由于發(fā)動機的工作條件和汽車 傳動系的傳動比（包括主減速比）有關，可以采用優(yōu)化設計方法對發(fā)動機參數(shù)與傳 動系的傳動比及主減速比 進行最優(yōu)匹配，以使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟0i 性。 對于具有很大功率儲備的轎車、客車、長途公共汽車，尤其是對競賽汽車來說， 在給定發(fā)動機最大功率 的情況下，所選擇的 值應能保證這些汽車有盡可能高maxeP0i 的最高車速 。這時 值就按下式來確定：maxV0i （3-1）gha prinix037. 式中： 車輪的滾動半徑，m；r 最大功率時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，r/min；pn 汽車的最高車速，km/h；maxv 變速器最高擋傳動比，通常為 1。ghi 已知輪胎類型與規(guī)格：225/55 R17，故： mr3965.0.25174. 查資料得： 最大功率時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速為： 暫取rpnp)20( rpmnp510 汽車最高車速為： hKva/215mx 10 變速器最高檔傳動比為： 85.0ghi 代入公式(3-1)得 573.8.0215396.7.37.0max ghpriVni 故取 5.0i 3.2.2 齒輪計算載荷的確定 由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準確地算出主減速器齒輪的計 算載荷是比較困難的。通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低擋傳動比時和驅(qū)動 車輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（ ）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動jjeT、 齒輪最大應力的計算載荷，即： (3-2) n KiTTLej 0max (3-3)LB rjiGT2 式中： 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， Nm；maxe 由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；TLi 傳動系上述傳動部分的傳動效率，取 ； 9.0T 由于 “猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、0K 礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取 ；當性能系數(shù)10K 時，可取 ，或由實驗決定；pf20 n該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目； 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷（對于驅(qū)動橋來說，應考2G 慮到汽車最大加速時的負荷增大量） ，N； 輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取 ； 85.0 對于越野汽車，取 ；對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取0.1 11 ；25.1 車輪的滾動半徑， m；r 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動橋之間的傳動效率和傳LBi, 動比（例如輪邊減速等） 已知： mNTe.175ax49.1383Li9.0T 由后面式（3-5）計算得 ，故：0pf20K 由于該轎車只有一個驅(qū)動橋則： 1n 由后面計算得：汽車滿載有總重量為 ，NGa17248.96 查參考文獻1汽車軸荷分配中乘用車發(fā)動機前置前驅(qū)滿載時前軸分配為 。本設計中取 58%，%6047 .0358.1724 由于該轎車是安裝一般輪胎的公路用汽車，則： 5 由上面計算可得： m3965.0r 由經(jīng)驗得： LB 由于該轎車無輪邊減速器，則： 1LBi 將上述參數(shù)值代入公式（3-2） 、 （3-3）中計算得： mNnKiTTLej .19425.049.31750max irGLBj .686.82 汽車的類型很多，行駛工況又非常復雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而 礦用汽車和越野汽車則在高負荷低車速條件下工作，沒有簡單的公式可算出汽車的 正常持續(xù)使用轉(zhuǎn)矩。但對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持 續(xù)轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩 12 為mT Nm （3-4） )()(pHRLBrTaj ffniG 式中： 汽車滿載總重量，N；a 所牽引的掛車的滿載總重量，N，但僅用于牽引車的計算；r 車輪的滾動半徑， m；r 道路滾動阻力系數(shù)，計算時對于轎車可取 =0.0100.015；對于載貨汽Rf Rf 車可取 0.0150.020；對城越野汽車可取 0.0200.035； 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取 0.08；對載貨汽車Hf 和城市公共汽車取 0.050.09；對長途公共汽車取 0.060.10；對越野汽車取 0.090.30； 汽車或汽車列車的性能系數(shù)：pf (3-5) max)(195.06eTp Gf 當 時，取 )(.axeT0pf 、 、 、 和等見式(3-2)和式（3-3 ）下的說明。LBinmae 由參考文獻1得查得汽車總質(zhì)量 的計算方法：a 乘用車的總質(zhì)量 是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質(zhì)量。a 乘用車的總質(zhì)量 由整備質(zhì)量 、乘員和駕駛員質(zhì)量以及乘員的行李質(zhì)量三0 部分組成。其中，乘員和駕駛員每人質(zhì)量按每人質(zhì)量按 65kg 計，于是：nma650 該式中，n 為包括駕駛員在內(nèi)的載客數(shù)；a 為行李系數(shù)，可按參考文獻1表 1-5 提供的數(shù)據(jù)取用。 已知： ；NGa17248.960 13 由于是轎車，所以 ；0rG 由上得： ；3965.r 轎車選用 ，取 ；1.Rf 0125.Rf 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取 ；08.Hf 經(jīng)計算 ,則取 162.9)(195.0maxeTG0pf 把各參數(shù)代入式（3-4）中得到： m.4756)08.0125.(96.013)748()()( NffnirTpHRLBTajm 3.3 齒輪的設計與校核 3.3.1 主、從動齒輪齒數(shù)的選擇 為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數(shù)和不少于 40 在轎 車主減速器中，小齒輪齒數(shù)不小于 9。 查閱資料，經(jīng)方案論證，主減速器的傳動比為 3.573，則： 初步選定齒輪 , ，取1Z16.3257.12Zi 32Z 3.3.2 斜齒輪材料選擇 由于齒輪轉(zhuǎn)速比較高，選用硬齒面。 先按輪齒彎曲疲勞強度設計，再較核齒面接觸強度，其設計步驟如下： 先選擇齒輪材料，確定許用應力： 均選用 20CrMnTi 鋼滲碳淬火，硬度 5662HRC。 由參考文獻4圖 5-32C 查得彎曲疲勞極限應力 ；MPaFlin430 由參考文獻4圖 5-33C 查得接觸疲勞極限應力 ；Hli15 3.3.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 由式參考文獻4中式（5-45b ）知: 14 （3-6） 3214.FPdSnZYKTm 1）確定輪齒的許用彎曲應力 FP 按參考文獻4（5-26）計算 兩齒輪的許用彎曲應力 ， （ ）分別按下式確定1FP2Ma （3-7） NFSTPYminl 式中： 試驗齒輪齒根的彎曲疲勞極限，查參考文獻4圖 5-32；li 試驗齒輪的應力修正系數(shù)，本書采用國家標準給定的 值計算時，STY limF ；2 彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)，一般取 。當考慮齒輪工作在有限N 1NY 壽 命時，彎曲疲勞許用應力可以提高的系數(shù)，查參考文獻4圖 5-34； 彎曲強度的最小安全系數(shù)。一般傳動取 =1.31.5；重要傳動取minFS minFS =1.63.0 ；i 由上得： MPaFlin430 取 ， ，2STY1N8.minFS 把各參數(shù)代入式（3-7）中得： MPaSNFTP 7.48.1230minl 2)計算小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 Nm9.573./4561T 3）選取載荷系數(shù) K 因為是斜齒輪傳動，且加工精度為了 7 級，故 K 可選小些，取 K=1.4 5）齒寬系數(shù) 的選擇：d 15 選大值時，可減小直徑，從而減小傳動的中心距，并在一定程度上減輕包括d 箱體在內(nèi)的整個傳動裝置的重量，但是卻增大了齒寬和軸向尺寸，增加了載荷分布 的不均勻性。 的推薦值為：d 當為軟齒面時，齒輪相對于軸承對稱布置時， =0.81.4；d 非對稱布置時， =0.61.2；d 懸臂布置或開式傳動時， =0.30.4。d 當為硬齒面時，上述 值相應減小 50%。 取 =0.5，并取 ；d16 6）確定復合系數(shù) 因兩輪所選材料及熱處理相同，則 相同，故設計時按小齒輪的復合齒形系FP 數(shù) 代入即可。而1FSY986.1cos9s33ZV 由參考文獻4圖 5-38 查得 =4.18FSY 將上述參數(shù)代入式（3-6） ，得 mZKTmFPdSn 59.478.95.014124.123231 按參考文獻4表 5-1 取標準模數(shù)，取 mmn 則中心距 mZman 6.10cos2)39(5cos)(1 7）計算其它幾何尺寸如下表 表 3-1 主、從動圓柱斜齒輪參數(shù) 參 數(shù) 符 號 主動斜齒圓柱 齒輪 從動斜齒圓柱 齒輪 齒數(shù) Z1，Z2 9 32 16 螺旋角 16 法面模數(shù) nm5 端面模數(shù) cost5.2 法面壓力角 n20 端面壓力角 cstasrt 20.74 分度圓直徑 ontzmd46.8 166.4 基圓直徑 tbcs43.77 155.62 齒頂高 ha=h2=（1+0.1） n5.5. 5.5 齒根高 hf1= hf2=（1+0.25- 0.1） nm 5.75 5.75 齒頂圓直徑 aah2d57.8 177.4 齒根圓直徑 ff35.3 154.9 當量齒數(shù) 3vcosz10.13 36.03 3.3.4 校核齒面的接觸強度 由參考文獻4式（5-47）可知 （3-8）ubd KTZEH11092 為彈性系數(shù)，當齒輪都為鋼制，E MPaZE8.19 代入公式（3-8）得 MPaubdKTZEH 2347.89057.318.463.8109109 221 齒面許用接觸應力 按參考文獻4式（5-27）計算，因為主減速器為較重要HP 傳動，取最小安全系數(shù) ， ， ，則4.minS1NZw 17 MPaZSwNHP 1074.15minl 因為 ，故接觸疲勞強度也足夠。P 3.4 軸承的選擇與校核 3.4.1 軸承的載荷計算 當斜齒圓柱齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，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。圖 3-5 為單級主減速器的跨 置式支承的尺寸布置圖: 圖 3-5 單級主減速器軸承布置尺寸 圖 3-5 中各參數(shù)尺寸： a=46mm，b=22mm，c=90.5mm ，d=60.5mm 。 由主動斜齒圓柱齒輪齒面受力簡圖（圖 3-6 所示） ，得出各軸承所受的徑向力與 軸向力。 18 圖 3-6 主動斜齒圓柱齒輪齒面受力簡圖 軸承 A：徑向力 Fr= （3-14） 22azm1rzFD(+b)F(a)- 軸向力 Fa= Faz （3-15） 將各參數(shù)代入式（3-14）與（3-15） ，有： Fr=3997N，F(xiàn)a=2752N 軸承 B：徑向力 Fr= （3-16） 22azm1rzFD(+b)F(ab)- 軸向力 Fa= 0 （3-17） 將各參數(shù)代入式（3-16）與（3-17） ，有： Fr=1493N，F(xiàn)a=0N 軸承 C：徑向力 Fr= （3-18） 22azmrFDdF+c(c) 軸向力 Fa= Faz （3-19） 將各參數(shù)代入式（3-18）與（3-19） ，有： Fr=2283N，F(xiàn)a=2752N 軸承 D：徑向力 19 Fr= （3-20） 22azm1rFDc+-cd(d) 軸向力 Fa= 0 （3-21） 將各參數(shù)代入式（3-20）與（3-21） ，有： Fr=1745N，F(xiàn)a=0N 3.4.2 軸承型號的確定 軸承 A 計算當量動載荷 P =0.69 arF275=39 查閱文獻2，斜齒圓柱齒輪圓錐滾子軸承 e 值為 0.36， 故 e，由此得 X=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數(shù) fp=1.2。 arF P=fp（XFr+YFa） （3-24） 將各參數(shù)代入式（3-24）中，有： P=7533N 軸承應有的基本額定動負荷 Cr Cr= （3-25） 10h36tnLPf 式中： ft溫度系數(shù)，查文獻4，得 ft=1； 滾子軸承的壽命系數(shù)，查文獻4，得 =10/3； n軸承轉(zhuǎn)速，r/min； Lh軸承的預期壽命，5000h； 將各參數(shù)代入式（3-25）中，有；Cr=24061N 初選軸承型號 查文獻3，初步選擇 Cr =24330N Cr 的圓錐滾子軸承 7206E。 驗算 7206E 圓錐滾子軸承的壽命 20 Lh = （3-26） trfC167nP 將各參數(shù)代入式（3-24）中，有： Lh =4151h5000h 所選擇 7206E 圓錐滾子軸承的壽命低于預期壽命，故選 7207E 軸承,經(jīng)檢驗能滿 足。軸承 B、軸承 C、軸承 D、軸承 E 強度都可按此方法得出，其強度均能夠滿足 要求。 第 4 章 差速器的設計 4.1 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等 優(yōu)點，應用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差 速器。 普通齒輪式差速器的傳動機構(gòu)為齒輪式。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪 式兩種。 強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設置差速鎖。當一側(cè)驅(qū)動輪滑 轉(zhuǎn)時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速鎖在軍用汽車上應用較廣。 查閱文獻5經(jīng)方案論證，差速器結(jié)構(gòu)形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2 個半軸齒輪，4 個行星 齒輪( 少數(shù)汽車采用 3 個行星齒輪，小型、微型汽車多采用 2 個行星齒輪)，行星齒 輪軸( 不少裝 4 個行星齒輪的差逮器采用十字軸結(jié)構(gòu))，半軸齒輪及行星齒輪墊片等 組成。由于其結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點， 最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上有些越野汽車也采用了這種結(jié) 構(gòu)，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內(nèi)摩擦，提 21 高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置差速鎖等。 4.2 差速器齒輪設計 a) 行星齒輪數(shù) n 該車為小型轎車，但為確保差速器穩(wěn)定性，行星輪數(shù)應該為 4. b) 行星齒輪球面半徑 BR 行星齒輪球面半徑 RS 反映了差速器錐齒輪節(jié)錐矩的大小和承載能力。 = （4-1）BRCTK 3 式中： 行星齒輪球面半徑系數(shù)，KS=2.522.92，對于有兩個行星齒輪的轎車取B 最大值； 差速器計算轉(zhuǎn)矩，Nm；取式 3-2 和 3-3 中較小值 1576.34NmCT 將各參數(shù)代入式（4-1） ，有： =34mmBR c）行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù) z1 和 z2 為了使輪齒有較高的強度，z1 一般不少于 10。半軸齒輪齒數(shù) z2 在 1425 選用。 大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 在 1.52.0 的范圍內(nèi)，且半軸齒輪齒 21z 數(shù)和必須能被行星齒輪齒數(shù)整除。 查閱資料，經(jīng)方案論證，初定半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 =2，半軸齒輪齒 21z 數(shù) z2=24，行星齒輪的齒數(shù) z1=12。 d） 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 1、2 直齒錐齒輪節(jié)錐距半徑 A0 及模數(shù) m 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 1、2 分別為 1= （4-2） 12zarctn 2= （4-3）1 rtz 22 將各參數(shù)分別代入式（42）與式（43） ，有： 1=26.56，2=63.44 直齒錐齒輪節(jié)錐距半徑 A0 為 A0=(0.98-0.99) RB =33.3233.66 錐齒輪大端模數(shù) m 為 m= （4-4） 012Asinz 將各參數(shù)代入式（4-4） ，有： m=2.522.55 查閱文獻3，取模數(shù) m=3 e）半軸齒輪與行星齒輪齒形參數(shù) 按照文獻3中的設計計算方法進行設計和計算，結(jié)果見表 4-1。 壓力角 汽車差速齒輪大都采用壓力角 =2230，齒高系數(shù)為 0.8 的齒形。 表 4-1 半軸齒輪與行星齒輪參數(shù) 序號 名稱 計算公式 計算結(jié)果 1 行星齒輪齒數(shù) 1z10，應盡量取最小值 1z=12 2 半軸齒輪齒數(shù) 2=1425，且需滿足式（1-4） 2=24 3 模數(shù) mm=3mm 4 齒面寬 b=(0.250.30)A 0;b10m 10mm 5 工作齒高 hg6.1gh=4.8mm 6 全齒高 5785.415 7 壓力角 22.5 8 軸交角 =90 9 節(jié)圓直徑 1mzd； 2zd1=36, d2=72 10 節(jié)錐角 21arctn ， 190 1=26.56， 1=63.44 11 節(jié)錐距 210siidA0A=40mm 23 12 周節(jié) t=3.1416mt=9.425mm 13 齒頂高 21agah ; z 2137.04. 1ah =3.23mm2 =1.57mm 14 齒根高 1f=1.788m- ah;2f =1.788 - 2 1fh=2.13mm;2f =3.79mm 15 徑向間隙 c=h- g=0.188 +0.051 c=0.615mm 16 齒根角 1= 01artnAf; 022arctnhf1=3.05; 2=5.41 17 面錐角 21o；21o=31.97；2 =66.49 18 根錐角 11R； 2R1R=23.51 2R=58.03 19 外圓直徑 1cos2aohd； 20do1=41.78 do1=73.4 4.3 齒輪強度計算 4.3.1 齒輪材料選擇 差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制 造差速器錐齒輪的材料為 20CrMoTi、22CrMnMo 和 20CrMo 等。由于差速器齒輪輪 齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。初選差速器齒輪材料 為 20CrMoTi。 4.3.2 校核計算 差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那 樣經(jīng)常處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當汽車轉(zhuǎn)彎或左、右輪行使不同的路程時，或一側(cè) 車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒 輪主要應進行彎曲強度計算。輪齒彎曲應力 w（ MPa）為 24 MPa （4-6 ）JmFzK Tvsow2310= 式中：T差速器一個行星齒輪給予一個半周齒輪的轉(zhuǎn)矩， Nm；其計算公式為 T= n j6.0 計算轉(zhuǎn)矩，取 1576.34Nm；j 半軸齒輪數(shù)目；24；2z n行星齒輪數(shù)；4； J綜合系數(shù)，取 0.223； F計算齒輪的齒面寬， mm；10mm； m端面模數(shù)，3mm； ks、km 、kv 按照主減速器齒輪強度計算的有關轉(zhuǎn)矩選??；分別為：0.648,1,1 將各參數(shù)代入式（4-6）中，有： w=334MPa 因為, 差速器齒輪的 ww=980MPa，所以齒輪彎曲強度滿足要求。 4.4 行星齒輪軸的設計計算 4.4.1 行星齒輪軸的分類及選用 行星齒輪的種類有很多，而差速器齒輪軸的種類也很多，最常見的是一字軸和 十字軸，在小型汽車上由于轉(zhuǎn)矩不大，所以要用一字軸，而載貨的大質(zhì)量的汽車傳 遞的轉(zhuǎn)矩較大，為了軸的使用壽命以及提高軸的承載能力，常用十字軸，由四個軸 軸頸來分配轉(zhuǎn)矩?？梢杂行У奶岣咻S的使用壽命。 此次設計選用十字軸。 4.4.2 行星齒輪軸的尺寸設計 行星齒輪軸用直徑 d（mm）為 d= （4-5）dCnr.1 0T3 式中： T0差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm；1576.34Nm 25 n行星齒輪數(shù)；4 rd行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x 20mm； c支承面許用擠壓應力，取 69 MPa； 將各參數(shù)代入式（4-5）中，有： d=16mm。 4.4.3 行星齒輪軸的材料 軸的選擇要滿足強度、熱平衡、軸伸部位承受徑向載荷等條件。 軸的常用材料主要有碳素鋼和合金鋼。碳素鋼價廉，對應力集中敏感性比合金 鋼低，應用較為廣泛，對重要或者承受較大的軸，宜選用 35、40、45 和 50 等優(yōu)質(zhì) 碳素鋼，其中以 45 鋼最常用。所以此次選用的軸的材料為 45 鋼。 第 5 章 傳動半軸的設計 5.1 半軸的型式選擇 半軸的型式主要取決于半軸的支承型式。普通非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)其 外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4 浮式和全浮式。半浮式半軸以 其靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內(nèi)孔中的軸承上，而端部則以具有圓錐 面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定，或以凸緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯(lián)接。因此， 半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還要承受車輪傳來的彎矩。由此可見，半浮式半軸所承 受的載荷較復雜，但它具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點，故被 質(zhì)量較小、使用條件較好、承載負荷也不大的轎車和微型客、貨汽車所采用。 基于上述特點，本次設計的乘用車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋選用半浮式半軸的結(jié)構(gòu)。 26 5.2 半軸的設計與校核 5.2.1 半軸的設計計算 半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。 該乘用車驅(qū)動型式為 ，查參考文獻3表 5-1 可得：24 半軸的計算轉(zhuǎn)矩： 01maxiTge （5-1） 式中： 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； 差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對于圓錐行星齒輪差速器可取： ；6.0 變速器 I 擋傳動比；1gi 主減速比；0 Nm37.145.378.16.01max iTge 由參考文獻3式（5-16）得 （5-2） 3d 取許用應力 MPa50 代入計算得： mTd 59.23014596.37163 出于對安全系數(shù)以及半軸強度的較核的考慮，取 d=25mm。 5.2.2 半軸的強度較核 （1）縱向力 2XF最大和側(cè)向力 2YF為 0： 此時垂向力 ，縱向力最大值 ，計算時 可/GmZ 2/2GmFZX2m 取 1.2， 取為 0.8。 半軸彎曲應力和扭轉(zhuǎn)切應力 為： 27 (5-3)3 2dFaZX (5-4)3 216r 式(5-3),(5-4)中， a 為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離， 合成應力為： (5-5) 24n 計算得： ，NGmFZ 2.64/107./22 X 36.51/80.2 MPadFaZX53.7433r0.18632Pan375.42 （2）側(cè)向力 最大和縱向力 =0,此時意味著汽車發(fā)生側(cè)滑。YF2XF 外輪上的垂直反力 和內(nèi)輪上的垂直反力 分別為:iZ2 iZ2 (5-6) )5.0(122BhGgoZ (5-7)2ZiF 式中， 為汽車質(zhì)心高度，根據(jù)經(jīng)驗取為 0.35；gh 為輪距，查資料得 ；2BmB52.12 為側(cè)滑附著系數(shù)，計算時 可取為 1.0；1 外輪上的側(cè)向力 和內(nèi)輪上的側(cè)向力 分別為oYF2 iYF2 (5-8)12oZYF 28 (5-9)12iZiYF 內(nèi)外車輪上的總側(cè)向力 為 。2YF1G 這樣，外輪半軸的彎曲應力為 和內(nèi)輪半軸的彎曲應力 分別為：oi (5-10)3 22)(daroZoYo (5-11)3 22)(FiZriYi 計算得： NBhGFgoZ 30.85)5.0(122Zi 697.42oY30851NFiZi .2MPadaroZoYo 1506.49)(332F iZriYi 7.)(232 （3）汽車通過不平路面，垂向力 最大，縱向力 =0，側(cè)向力 =02ZF2XF2YF 此時垂直力最大值 為2Z (5-12)22 1kGFZ 式中，k 為運載系數(shù)。 乘用車：k=1.75; 貨車：k=2.0;越野車：k=2.5. 半軸彎曲應力 為 (5-13)3 23216dakGFZ 由于乘用車 K=1.75， 29 MPadakGFZ5236.14863232 綜上述計算得，均未超過半軸的許用應力 550MPa，故半軸強度校核滿足要求。 5.3 半軸的結(jié)構(gòu)、材料及熱處理 在半軸的結(jié)構(gòu)設計中，為了使花鍵的內(nèi)徑不致過多地小于其桿部直徑，常常將 半軸加工花鍵的端部設計得粗一些，并適當?shù)販p小花鍵的深度，因此花鍵齒數(shù)發(fā)布 相應增多，一般為 10 齒（轎車半軸）至 18 齒（載貨汽車半軸） 。半軸的破壞形式多 為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力 集中。 半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如 40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi 等。40MnB 是我 國研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。半軸的熱處理過去都采用調(diào)質(zhì)處理的 方法，調(diào)質(zhì)后要求桿部硬度為 HB388-444（突緣部分可低至 HB248） 。近年來采用高 頻、中頻感應淬火的工藝日益增多。這種處理方法使半軸表面淬火硬度達 HRC52- 63，硬化層深約為其半徑的 1/3，心部硬度可定為 HRC30-35；不淬火區(qū)（突緣等） 的硬度可定在 HB248-277 范圍內(nèi)。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形 成大的殘余壓應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，使半 軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高得十分顯著。由于這些先進 工藝的采用，不用合金鋼而采用中碳（40 號、45 號）鋼的半軸也日益增多。 第 6 章 萬向節(jié)的設計 6.1 萬向節(jié)結(jié)構(gòu)選擇 對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，在其驅(qū)動車輪的傳動裝置中必須采用萬向節(jié)傳動，以便使轉(zhuǎn) 向車輪能夠轉(zhuǎn)向。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋上，常常在通往左右轉(zhuǎn)向車輪的傳動裝置中和靠近 車輪處，各安裝一個等速萬向節(jié)。固定型球籠式萬向節(jié)（RF 節(jié)圖 6-1）和伸縮型球 籠式萬向節(jié)（VL 節(jié)圖 6-2）廣泛應用于采用獨立懸架的轎車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，如紅旗、 30 桑塔納、捷達、寶來、奧迪等轎車的前橋。其中 RF 節(jié)用于靠近車輪處，VL 節(jié)用于 靠近驅(qū)動橋處（如圖 6-3） 。因此在本設計中也采用這兩種萬向節(jié)。 圖 6-1 固定型球籠式萬向節(jié) 圖 6-2 伸縮型球籠式萬向節(jié) 圖 6-3 RF 節(jié)與 VL 節(jié)在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中的布置 31 6.2 萬向節(jié)設計計算 對于 Birfield 型球籠式萬向節(jié)，以與星形套連接軸的直徑 d 作為萬向節(jié)的基本s 尺寸，即： d = (5-1)s 312.87FST 式中：T -為萬向節(jié)的計算轉(zhuǎn)矩，為 7083.34N.m；1 S -為使用因素，對于無振動的理想傳動取 1.0F 球的連接軸的直徑 d =43.30,參照汽車設計這里取 44.5，其他尺寸差表 6-1s 表 6-1 Birfield 型球籠式萬向節(jié)的系列數(shù)據(jù) 單位： 軸頸直徑 鋼球直徑 星形套最 大直徑 星形套最 小直徑 星形套槽 距 星形套花 鍵齒數(shù) 球形殼外 徑 44.5 33.338 53.34 47.79 9/18 18 160 6.3 萬向節(jié)的材料及熱處理 在傳遞轉(zhuǎn)矩時，鋼球與滾道間產(chǎn)生較大的接觸應力，因此對材料要求較高。球 形殼和星形套采用 15NiMo 低碳合金鋼制造，并經(jīng)滲碳、淬火、回火處理；鋼球則 選用軸承用鋼球，材料為 15Cr。 總 結(jié) 本課題設計的乘用車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，采用斷開式驅(qū)動橋，該結(jié)構(gòu)廣泛用在各種乘 用車上。 設計介紹了轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋驅(qū)動的結(jié)構(gòu)形式和工作原理，計算了差速器、主減速器、 半軸以及萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)尺寸，進行了強度校核，并繪制了有關零件圖和裝配圖。 本轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋設計結(jié)構(gòu)合理，符合實際應用，具有很好的動力性和經(jīng)濟性，總 32 成及零部件的設計能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化及汽車 變型的要求，修理、保養(yǎng)方便，機件工藝性好，制造容易。 但此設計過程仍有許多不足，在設計結(jié)構(gòu)尺寸時，有些設計參數(shù)是按照以往經(jīng) 驗值得出，這樣就帶來了一定的誤差。另外，在一些小的方面，由于時間問題，做 得還不夠仔細，懇請各位老師同學給予批評指正。 參考文獻 1 王望予.汽車設計 M第 4 版.北京:機械工業(yè)出版社,2004. 2 濮良貴，紀名剛 .機械設計M第 8 版.北京：高等教育出版社，2006.5. 3 陳家瑞. 汽車構(gòu)造M. 北京：機械工業(yè)出版社，2003. 4 余志生. 汽車理論M. 北京：機械工業(yè)出版社, 1990. 5 王聰興,馮茂林 . 現(xiàn)代設計方法在驅(qū)動橋設計中的應用J.公路與汽運，2004 33 6 郝喜斌 . DC 704 前驅(qū)動橋的設計要點J.機械工程與自動化.2004.03. 7 劉柯軍，高淑蘭 , 汽車半軸失效分析J，汽車工藝與材料，2004.07. 8 徐灦. 機械設計手冊 M. 北京：機械工業(yè)出版社，1991. 9 朱孝錄 主編 .齒輪傳動設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2005 10 廖念釗等編 .互換性與技術測量（第四版）.北京：中國計量出版社，2000 11 王明珠 主編 .工程制圖學及計算機繪圖 .北京：國防工業(yè)出版社，1998 12 Yu Jianfei. Intelligent design system for mini-cars driving axle D. Nanjing University of Science, 2002 . 13 Wang Liang. Drive Axle optimal design D. Hebei University of Technology , 2006. 14 John Fenton. Handbook of Automotive Powertrain and Chassis Design. Professional Engineerig Publishing Limited London and Bury St Edmunds, U K. 1998. 致 謝 大學生活即將結(jié)束，在這短短的幾年里，讓我結(jié)識了許許多多熱心的朋友、工 作嚴謹教學相幫的教師。畢業(yè)設計的順利完成也脫離不了他們的熱心幫助及指導老 師的精心指導，在此向所有給予我此次畢業(yè)設計指導和幫助的老師和同學表示最誠 摯的感謝。 首先，向本設計的指導老師表示最誠摯的謝意。在自己緊張的工作中，仍然盡 34 量抽出時間對我們進行指導，時刻關心我們的進展狀況，督促我們抓緊學習。老師 給予的幫助貫穿于設計的全過程，從借閱參考資料到現(xiàn)場的實際操作，他都給予了 指導，不僅使我學會書本中的知識，更學會了學習操作方法。也懂得了如何把握設 計重點，如何合理安排時間和論文的編寫，同時在畢業(yè)設計過程中，她和我們在一 起共同解決了設計中出現(xiàn)的各種問題。 其次，要向給予此次畢業(yè)設計幫助的老師們，以及同學們以誠摯的謝意，在整 個設計過程中，他們也給我很多