轉向驅動橋主減速器設計_需要修改

1、8 轉向驅動橋主減速器設計8.1 主減速器的結構形式8.1.1 確定主減速器傳動比在汽車總體設計時，就可以確定主減速比、載荷和最小離地間隙。主減速比對主減速器的結構型式、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。本設計中，主傳動比是已知確定的，其值。8.1.2 確定主減速器型式主減速器的結構形式較多，有單級、雙級、雙速、輪邊減速器等。單級主減速器具有簡單簡單，質量小，容易制造，結構緊湊，成本低和效率高等優(yōu)點，廣泛應用于傳動比小于7的中、小型汽車上。由已知，=4.447，故而采用單級主減速器。如圖8.1所示。 圖8.1 中央單級主減速器8.1.3 主減速器

2、的齒輪類型主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，準雙曲面齒輪，圓柱齒輪等形式。準雙曲面齒輪的小輪軸線相對于大輪軸線不相交也不平行，有下偏移和上偏移兩種。這種結構可以使整車質心降低，提高了行車的穩(wěn)定性。在工作中，準雙曲面齒輪運轉更加平穩(wěn)，噪聲較低，承裁能力高，其廣泛應用于乘用車、輕型貨車上。所以，本設計選用準雙曲面齒輪傳動。 1螺母; 2后橋凸緣; 3油封; 4前軸承; 5主動錐齒輪調整墊片;6隔套; 7墊片; 8位置調整墊片; 9后軸承;10主動錐齒輪圖8.2 主動錐齒輪及調整裝置零件圖8.1.4 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 圖8.3 主動錐齒輪懸臂式支承 圖8.4 主動錐齒輪跨置式圖8.5 從動

3、錐齒輪支撐形式主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。乘用車常采用結構簡單、質量較小、成本較低的懸臂式，跨置式支承較懸臂式承載能力可提高10%左右（如圖示），但結構較復雜，所以本設計采用懸臂式支承結構（如圖2-3示）。從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖2-5示）。兩軸承的圓錐滾子大端相向朝內，以減小尺寸c+d。為均勻分配載荷，一般c等于或大于d。8.2主減速器的基本參數選擇與設計計算8.2.1主減速器計算載荷的確定1.按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩從動錐齒輪計算轉矩 （2-2）式中：計算轉矩，；發(fā)動機最大轉矩，=210計算驅動橋數目，=1；變速器傳動比，

4、=1；主減速器傳動比，=4.444；變速器傳動效率，取=0.9；液力變矩器變矩系數，=1；猛接離合器而產生的動載系數，=1；變速器最低擋傳動比，=3.545；代入式（2-1），有： =2754.392.按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （2-3）式中：汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，前橋所承的負荷=；輪胎對地面的附著系數，在安裝一般輪胎的汽車在良好的混凝土或瀝青路上，取0.85，對于安裝防測滑輪胎的乘用車可取1.25，對于越野車一般取1.0，取=0.85；車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為205/55 R16，則車輪滾動半徑為0.31595；汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數

5、，乘用車=1.21.4，取1.3；主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率，=0.95；主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動比，=1；可得：=3609.933.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)轉矩是根據所謂平均比牽引力的值來確定的，按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩式中：汽車日常行駛平均牽引力，等號后分別為滾動阻力，坡度阻力，空氣阻力，加速阻力，日常行駛忽略坡度阻力和加速阻力其中：整車重力，；滾動阻力系數，計算時轎車取=0.0100.015，載貨汽車取0.0150.020，越野汽車取0.0200.035，取=0.025；空氣助力系數，0.8；迎風面積，；日

6、常平均行駛車速，?？傻茫汗剩河嬎沐F齒輪最大應力時，計算轉矩主減速器主動齒輪的平均計算轉矩為為：按最大應力計算：按疲勞壽命計算：8.2.2 主減速器基本參數的選擇主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數和、從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。主、從動錐齒輪齒數和選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：1）為了磨合均勻，主、從動齒輪的和之間應避免有公約數。2）對于單級主減速器，主傳動比較大時，使主動齒輪盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6。當時，的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及

7、提高疲勞強度，最好大于5。當較小(如=3.55)時，可取為712。4）為了得到理想的齒面重疊系數，其齒數之和對于載貨汽車應不少于40，對于乘用車應不少于50。5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。本車的主減速比為4.111，根據以上要求，,參考文獻5表3-10、3-13后選用取=10，則，取=41，能夠滿足條件：1.從動錐齒輪大端分度圓直徑的選擇對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝?？筛鶕涷灩匠踹x，即 （2-4）式中：直徑系數，一般取13.015.3；從動錐齒輪的計算轉矩，。所以=（13.015.3）=（182

8、.23214.47）根據該式可知從動錐齒輪大端分度圓直徑的取值范圍為（182.23214.47），參考文獻5中推薦當以擋傳遞時，節(jié)圓直徑應大于或等于以下兩式算得數值中較小值：即在本設計中需使當以直接傳遞時，則需滿足以下條件初選=1972.從動錐齒輪端面模數的選擇由=/=197/41=4.805，參考機械設計手冊初選取5。根據=來校核5選取的是否合適，其中=（0.30.4）此處=（0.30.4）=（4.25.6）因此滿足校核條件。所以，取5，則=205，=50。3.主、從動錐齒輪齒面寬和對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即，而且應滿足，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用：=0.155

9、205=31.775 取整32通常使小齒輪的齒面比大齒輪大10%，所以=1.1=35.2，取=36。4.螺旋方向主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為順時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為逆時針。5.法向壓力角對于雙曲面齒輪，從動齒輪兩側壓力角是相同的，但主動齒輪輪齒兩側壓力角不等。選取平均壓力角時，乘用車為19°或20°。取主動錐齒輪，從動錐齒輪。6.雙曲面齒輪副偏移距E選擇雙曲面齒輪的偏移距E時，對小轎車、輕型載重汽車的主

10、減速器來說，E不應超過從動齒輪節(jié)錐距的40(接近于從動齒輪節(jié)圓直徑D的20)，傳動比越大則偏移距E也應愈大，但當偏移距E大于從動齒輪節(jié)圓直徑的20時，應檢查根切是否存在。則，取雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種。由從動齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動齒輪處于右側。如果主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動齒輪處于左側，則情況相反，圖26a、b為主動齒輪軸線下偏移情況，圖26c、d為主動齒輪軸線上偏移情況。本設計取雙曲面齒輪主動錐齒輪為下偏移。 圖2-5 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向 a），b）主動齒輪軸線下偏移 c），d）主動齒輪軸線上偏移7

11、.中點螺旋角一般越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，噪聲越低，傳動越平穩(wěn)，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.52.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大，乘用車選用較大的以保證較大的。汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°40°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大。本設計取=35°。8.2.3主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算查機械設計手冊，齒頂高系數=0.85，頂隙系數=0.188表2-1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表名 稱代號計 算 公 式 和 說 明計算結果軸交角按需要確定，一般，最常用螺旋角通常，最常用。大端分度圓直徑按照經驗公式初定，

12、得到端面模數，然后分錐角，外錐距齒寬系數齒寬中點模數中點法向模數中點分度圓直徑中點錐距頂隙，頂隙系數齒頂高，齒頂高系數齒根高,工作齒高全齒高齒根角齒頂高頂錐角根錐角頂圓直徑節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離8.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算在選好主減速器齒輪的主要參數后，應根據所選的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。1.單位齒長圓周力在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用于其輪齒上的假定單位壓力即單位齒長的圓周力的估算，即 (3-10)式中：p單位齒長上的圓角力，；P作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動

13、機最大轉矩Teamx和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N；F從動齒輪的齒面寬，mm，為32mm。按發(fā)動機最大轉矩計算時： （2-6）式中：發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取210； 變速器的傳動比，在此取3.545； 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取50mm.按上式：按最大附著力矩計算時： （2-8）式中：汽車滿載狀態(tài)下一個驅動橋的靜負荷，在此取9824.5N；輪胎與地面的附著系數，按表2-3取0.85；輪胎的滾動半徑，在此取0.3159m；按上式：許用單位齒長上的圓周力如下表3.2表3.2 許用單位齒長上的圓周力按發(fā)動機最大轉矩計算按最大附著力矩計算附著系數1檔2檔直接檔乘用車893536321893

14、0.85貨車142925014290.85公共汽車9822140.85牽引汽車5362500.65按發(fā)動機最大轉矩算時，p>893N/mm；現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，許用應力可提高20%25%，所以單位齒長上的圓周力符合許用值的要求,校核通過。按最大附著力矩計算時，p<893N/mm；校核通過。經驗算以上兩數據都在許用范圍內。2.齒輪彎曲強度計算錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為： （2-7）式中：錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa；齒輪的計算轉矩從動齒輪：按最大彎曲應力算時 按疲勞彎曲應力算時主動齒輪：按最大彎曲應力算時 按疲勞彎曲應力算時k0過載系數，一般取1

15、；ks尺寸系數，因為=5>1.6mm，所以；km齒面載荷分配系數，主動齒輪為懸臂式結構，取km=1.2，從動齒輪為懸臂式結構，??；kv質量系數，取1；b所計算的齒輪齒面寬；b1=36mm，b2=32mmD所討論齒輪大端分度圓直徑；D1=50mm，D2=205mmJw齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數，它綜合考慮了齒形系數、載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數及慣性系數等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數，今用大端模數，而在綜合系數中進行修正。按圖2-1選取主動齒輪0.270，從動齒輪=0.224。將各參數代入式（2-7）有：從動齒輪：

16、按最大彎曲應力算時 按疲勞彎曲應力算時主動齒輪：按最大彎曲應力算時 按疲勞彎曲應力算時由資料，計算的最大彎曲應力不超過，計算的疲勞彎曲引起不應超過通過上述結果，輪齒彎曲強度滿足要求。圖2-1彎曲計算用綜合系數J3.輪齒接觸強度計算錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為：式中：主動齒輪的計算轉矩，=744.45N·m，=93.61N·m； 材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取234/mm； ，與上一式相同； 尺寸系數，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情況下，可取1.0； 表面質量系數，一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0； 計算接觸應力的綜合系數。它綜合考慮了嚙合齒面的相

17、對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數、有效尺寬及慣性系數的因素的影響，選取=0.286。按上式：=1583.26N/=561.43N/主、從動齒輪的接觸應力是相同的。當按日常行駛轉矩計算時，許用接觸應力為1750MPa；當計算轉矩和的較小值計算時，許用接觸應力為2800MPa。綜上，主減速器錐齒輪的接觸應力符合要求。8.3 主減速器錐齒輪軸承的載荷計算與型號選擇8.3.1 錐齒輪齒面上的作用力齒寬中點處的圓周力： (3-15)式中：T作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動齒輪上的當量轉矩見下式：式中：-發(fā)動機最大轉矩-變速器在各擋的使用率，參考文獻5的表3-14選取-變速器各擋的

18、傳動比-變速器在各擋時發(fā)動機轉矩利用率，參考文獻5的表3-41選取其中為變速器處于第i檔時的發(fā)動機轉矩所以主動錐齒輪的當量轉矩為=160.3476該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑，由齒輪幾何參數計算表可知主動齒輪有：從動齒輪有：按式(3-15)主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力=8.3.2錐齒輪的軸向力和徑向力計算因為主動錐齒輪為逆時針方向旋轉，螺旋方向為左旋，由資料中查得公式可知：主動錐齒輪的軸向力： (3-18)主動錐齒輪的徑向力： (3-20)上述的兩式中：主動錐齒輪齒寬中點出的圓周力；錐齒輪的法向壓力角19°；螺旋角35°；節(jié)錐角主動輪為13.707°?？傻?/p>

19、：(負號只表示力的方向) 8.3.3錐齒輪軸的軸徑選擇根據主動錐齒輪的分度圓直徑，把齒輪和軸做成齒輪軸，材料與齒輪材料相同為20CrMnTi。齒輪軸所滿足條件的最小直徑： (3-22) 式中，選取c=110；、n分別為發(fā)動機的額定功率和轉速。增大3%，取=32。由裝配關系可以得出最小直徑的位置是軸承的，參考資料中GB/T297-94，根據主減速器的結構尺寸初步選定軸承的型號為圓錐滾子軸承32008和32010，其軸承內徑分別為40mm和50mm。8.3.4錐齒輪軸承載荷的計算軸承布置圖如下：其中：a=70mm，b=23mm，c=84mm，d=84mm。軸承受力如下表軸承號力的名稱計算公式計 算

20、 結 果A徑向力2999.94N軸向力1070.74NB徑向力905.10N軸向力00C徑向力922.09N軸向力1059.00ND徑向力1422.69N軸向力00初選軸承A的型號為圓錐滾子軸承32008計算當量動載荷P=查機械設計課程上機與設計，錐齒輪圓錐滾子軸承值為0.28，故，由此得=0.4,=2.1。另外查得載荷系數=1.2。 將各參數代入式中，有：此時對于圓錐滾子軸承32008型軸承，額定動載荷c=51.8kN，則軸承的壽命 (3-26)式中：溫度系數，查文獻4，得；滾子軸承的壽命系數，查文獻4，得=10/3；軸承轉速，r/min；主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為：r/min輪胎

21、的滾動半徑，m汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取3035 km/h，在此取50 km/h。所以有上式可得=421.02r/min而主動錐齒輪的計算轉速=421.02×4.111=1730.8r/min將各參數代入式中，有；由參考文獻5汽車工程手冊可知軸承的額定壽命 (3-27)式中：s汽車的大修里程，km ，小排量乘用車及客、貨車的大修里程一般15萬km以上，。此設計選用30萬km可知：滿足使用壽命條件同理，軸承B選擇32010型圓錐滾子軸承，軸承C選擇30210型，軸承D選擇30210型，經以上相同方法驗證均滿足要求。8.4 主減速器齒輪的材料及熱處理驅動橋主

22、減速器是經常工作的機構，載荷比較大，變化比較快、沖擊也多，比較容易損壞，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。常用的鋼號有20CrMnTi，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。設計中選擇齒輪的材料是20CrMnTi，經滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達HRC5864，而芯部硬度較低，當m<8時為HRC3245。對于滲碳層深度有如下的規(guī)定：當端面模數m5時，為0.91.3mm；m>58時，為1.01.4mm；m>8時，為1.21.6mm。所以此設計中的滲碳層深度為1.0mm圓錐齒輪與雙曲面齒輪副(或僅大齒輪)在熱處理及精加工(如磨齒或配對

23、研磨)后均予以厚度為0.0050.0100.020mm的磷化處理。表面鍍層不補償零件的公差尺寸，不代替潤滑。同時，齒面進行噴丸處理可提高壽命達25%。8.5 主減速器的潤滑主減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑。從動錐齒輪的前端靠近主動齒輪處的主減速殼的內壁設一專門的集油槽。在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，。加油孔應設置在加油方便之處，一般設在橋殼的最低處。主動錐齒輪前軸承的前面加一個回油槽，在差速器殼上設由通油口。9 轉向驅動橋差速器設計9.1 差速器結構型式選擇差速器是用來保證兩側轉向驅動輪的運動為純滾動，分配轉矩以兩驅動輪有可能以不同的轉速轉動。差速器有很多種形式，在此設

24、計采用普通對稱式圓錐行星齒輪差速器形式。對稱式圓錐行星齒輪差速器具有結構簡單、平穩(wěn)可靠、制造簡單方便等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上。通的普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，2個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。行星齒輪的背面和差速器殼相應位置的內表面均做成球面，保證行星齒輪對正中心，以利于和兩個半軸齒輪正確的嚙合。如圖9.1所示。1軸承；2調整螺母；3、7差速器殼；4半軸齒輪墊片；5半軸齒輪；6行星齒輪；8軸架；9長軸；10行星齒輪止推片；11短軸圖4.1差速器零件圖9.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計9.2.1 差速器齒輪的基本

25、參數的選擇1.行星齒輪數目的選擇一般乘用車車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，少數汽車采用三個行星齒輪。本車差速器應選行星齒輪數為2個（乘用車汽車）2.行星齒輪球面半徑的確定差速器的結構尺寸通常取決于，它就是行星齒輪的安裝尺寸，差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距也有關。按如下的經驗公式確定： (3-1) 式中：行星齒輪球面半徑系數，可取2.522.99，（有四個行星齒輪的轎車和公路用貨車取小值；有2個行星齒輪的轎車，以及越野汽車、礦用汽車取大值），在此取2.9；T計算轉矩，取Tce和Tcs的較小值，2754.39。根據上式，可得：=預選其節(jié)錐距 3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇模數較大時齒

26、輪有較高的強度，所以應使行星齒輪的齒數盡量少，但一般不少于10。半軸齒輪的齒數采用1425，半軸齒輪與行星齒輪的齒數比在1.52.0的范圍內。差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，為了滿足裝配關系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數，之和必須能被行星齒輪的數目所整除，即應滿足的安裝條件為： （3-2）式中：，左右半軸齒輪的齒數，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，= 行星齒輪數目； 任意整數。本設計中，為滿足以上要求，取行星輪齒數=11，半軸齒輪齒數=22。4.差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角， =26.57° =

27、90°-=63.23°再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數 =在此取節(jié)圓直徑d行星齒輪節(jié)圓直徑：11半軸齒輪節(jié)圓直徑：5.壓力角現(xiàn)在差速器的齒輪大都采用22.5°的壓力角，齒高系數為0.8。這種齒形的最小齒數比壓力角為20°的少，故可以用較大的模數以提高輪齒的強度。按現(xiàn)在設計需要，在此選22.5°的壓力角。6.行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸相同（如圖），而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取： （3-3）式中：差速器傳遞的轉矩，；在此取2754.39 行星齒輪的數目；在此為2

28、 行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，0.5d，d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d0.8，； 支承面的許用擠壓應力，在此取98根據上式可得： =9.2.2差速器齒輪的幾何計算表差速器齒輪的幾何參數的計算序號項目計算公式結果1行星齒輪齒數z1應盡量取小值112半軸齒輪齒數z2=1425,且需滿足式(4-14)223模數m3.254齒面寬F=(0.250.30)A0; F10m115齒工作高hg=1.6m5.26齒全高h=1.788m+0.0515.8627壓力角一般汽車:=8軸交角o9節(jié)圓直徑d1=mz1;d2=mz235.75；71.510節(jié)錐角 ；或=90o-；11節(jié)錐距Ao=4012周節(jié)t=

29、3.1416m10.210213齒頂高3.5019；1.698114齒根高2.3091；4.112915徑向間隙0.662016齒根角3.3039°；5.8707o17面錐角32.4407° ；66.5339°18根錐角20.6993°；59.9261°19外圓直徑42.0141；73.029720節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離34.1836；16.358821理論弧齒厚9.8508；0.359422齒側間隙=0.2450.3300.28023弦齒厚9.5861；0.219424弦齒高4.1088；1.69839.2.3 差速器齒輪的強度計算差速器齒輪

30、主要進行彎曲強度計算，不考慮其疲勞壽命，因為行星齒輪在工作中經常只起等臂推力桿的作用，車輪直線行駛時沒有轉速差，行星齒輪與半軸齒輪之間也沒有相對滾動的緣故。齒輪的彎曲強度為 (3-4) 式中：差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式； 差速器的行星齒輪數，； 、見式（2-8）下的說明； 計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數，由圖3-3查得=0.238圖3-3彎曲計算用綜合系數根據上式可得：按計算轉矩進行計算時，彎曲應力應不大于980MPa。由計算結果可知，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。10 半軸設計差速器的轉矩就是通過半軸來傳遞到驅動輪的。斷開式轉向驅動橋中，半軸是轉向驅動橋中的一個

31、重要部件。10.1半軸結構型式的選擇半軸有半浮動式、3/4浮動式和全浮動式三種型式。半浮式半軸結構簡單所受得載荷較大，故它只用于乘用車和輕型客貨兩用汽車上。半浮式半軸可以用結構簡單的圓錐面和鍵來固定輪轂。3/4浮式半軸承與半軸式相似，一般也僅用在乘用車和輕型車上。全浮式半軸的鍛造工藝性好，應用在許多重型貨車上。10.2半軸的設計計算該車驅動型式為4×2驅動，則半軸轉矩T的計算公式為： T= （4-1）式中：-差速器的扭矩分配系數，對于普通的圓錐行星齒輪差速器來說，計算時取=0.6由此可得，半軸轉矩T=0.6×210×3.545×4.11=1836.26N

32、.m10.3 半軸桿部直徑的初選半軸的桿部直徑可以由下式求出：d=(0.2050.218) (4-2)式中:d-半軸桿部直徑故而可得半軸桿部直徑d=(0.2050.218)=4010.4 半軸的強度計算半浮式半軸設計應考慮如下三種載荷工況：(1) 縱向力最大，側向力為0：此時垂向力縱向力最大值：式中：取9824.5N，可取1.2，取08。得=5894.7N =4715.76N 半軸彎曲應力，和扭轉切應力為 式中，為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離，取0.06m=72.09mpa =118.55mpa 合成應力=247.82mpa (2)側向力最大，縱向力=0，此時意味著發(fā)生側滑：外輪上的垂

33、直反力。和內輪上的垂直反力分別為式中:為汽車質心高度參考一般計算方法取738.56mm；為輪距=1540mm；為側滑附著系數，計算時可取1.0。計算得外輪上側向力和內輪上側向力分別為 內、外車輪上的總側向力為=9824.5N這樣，外輪半軸的彎曲應力和內輪半軸的彎曲應力分別為=391.96mpa =8.17mpa (3)汽車通過不平路面，垂向力最大，縱向力，側向力：此時垂直力最大值為：式中，是為動載系數，乘用車：，貨車：，越野車：。計算結果為8596.44N半軸彎曲應力，為=82.09mpa 故校核半徑取0.040m滿足合成應力在600mpa -750mpa范圍10.5 半軸的結構設計及材料與熱

34、處理在半軸的結構設計中為了使花鍵的內徑不小于半軸的桿部直徑，常常將半軸加工花鍵的端部作得粗些，并且適當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應地增加，一般作成10齒(小轎車半軸)到18齒(載重汽車半軸)。這里取10齒。材料為40Cr，采用感應淬火，桿部表面硬度為5262HRC,心部硬度為3035HRC，花鍵部分表面硬度為5055HRC，不淬火硬度為248277HRC。由于采用感應淬火，半軸桿部表面硬化層深度為9。11 萬向節(jié)設計11.1萬向節(jié)結構選擇對于轉向驅動橋，在其驅動車輪的傳動裝置中必須采用萬向節(jié)傳動，以便使轉向車輪能夠轉向。在轉向驅動橋上，常常在通往左右轉向車輪的裝置中，在車輪的轉向主

35、銷處，各安一個等速萬向節(jié)。在選擇萬向節(jié)的結構型式時，應考慮以下使用要求 1能在足夠寬的角度范圍內可靠地傳遞動力；2能在大的轉速變化范圍內使所聯(lián)接的兩軸均勻旋轉，由于兩周間又夾角而產生的附加載荷應在允許范圍內；3.能夠補償由它所連接的兩零件之間在運動時所引起的長度變化；4.傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便：這里選用Birfield球籠式等速萬向節(jié)。11.2萬向節(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)的基本尺寸，即： d= (5-1)式中：T-為萬向節(jié)的計算轉矩，為2754.39N.m；S-為使用因素，對于無振動的理想傳動取1.5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5-1 表5-1 Birfield型球籠式萬向節(jié)的系列數據 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球形殼外徑44.533.33853.3447.799/181816011.3萬向節(jié)材料及熱處理球形殼和星形套采用15NiMo制造，并經滲碳、淬火、回火處理；選用軸承用鋼球，材料為GCr1512 驅動橋殼的設計驅動橋殼的主要功用是支撐汽車質量，并承受由車輪傳來的路面的反力和反力矩，并經懸架傳給車架（或車身）；它又是主減速器、差速器、半軸的裝配基體驅動橋殼