驱动桥设计

15.4差速器的设计汽车行驶时，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左右车轮因滚动半径不同而使左右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学的要求；在多桥驱动汽车上还常装有轴间差速器，以提高通过性，同时避免在驱动桥间产生功率循环及由此引起的附加载荷，使传动系零件损坏、轮胎磨损和增加燃料消耗等。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器按其结构特征不同，分为齿轮式、凸轮式、、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。5.4.1差速器结构形式的选择从经济性和平稳性考虑，后桥选用结构简单、紧凑、工作平稳，制造方便，用于公路汽车也很可靠地普通对称式圆锥行星齿轮差速器。5.4.2差速器齿轮主要参数选择1.行星齿轮数目的选择行星齿轮数目定为n=42.行星齿轮球面半径bR（mm）的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径bR，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代替了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定：3dbbTKR式中：bK--------行星齿轮球面半径系数，bK=2.5～3.0，对于有四个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取最小值，dT-----------计算转矩，Nm所以：7.2bR6.967.458263mm,3.节锥距的确定mmA7.940mmRb6.964.行星齿轮齿数1Z和半轴齿轮齿数2Z的选择为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮尽量少，但一般不小于10，半轴齿轮齿数采用14～25，后桥半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5～2.0范围内。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数之2和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装。取1Z=10，2Z=166.112zz在1.5~2.0范围内5.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角21，)/arctan(),/arctan(122211ZZZZ式中：1Z，2Z-----行星齿轮和半轴齿轮齿数故020158)10/16arctan(,32)16/10arctan(再根据下式求出圆锥齿轮的模数：1058sin167.942sin2sin20220110ZAZAm圆整m=10所以节圆直径：mmdmmd1601610,1001010216.压力角汽车差速齿轮大都采用压力角为05.22、齿高系数为0.8的齿形。某些质量较大的商用汽车的差速器采用05.22压力角，故压力角取为05.22。7.行星齿轮安装孔直径d及其支承长度L的确定行星齿轮轴直径dcnrT1.110d30式中：0T----为差速器壳传递的转矩（Nm）n-------行星齿轮数dr------行星齿轮支承面中点到锥顶的距离（mm）c------为行星齿轮支承面允许挤压应力，取69MPa0T=45826.7Nm,mmrd64所以d=,8.401.164498107.458263mm所以：L=1.1×40.8=44.9mm5.4.3差速器齿轮强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有当汽车转弯或左，右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮，主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力为：322102JndmbKKKTvmscw3式中：cT------差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，Nm,cT=0.60T2Z-------半轴齿轮齿数n--------差速器行星齿轮数J-------汽车差速器轮齿弯曲应力用的综合系数，J=0.255当mNTTTcsce.7.45826,0时，mNTc274967.458266.0则：MPaw340104257.01607.77101179.02749623所以；MPaww980当cfTT0时，T0=70410.7N.mmNTc4.422467.704106.0MPaw5.167104257.01607.77101179.04.4224623MPaww210所以，符合要求。5.5半轴的设计5.5.1半轴的形式的选择半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。半浮式半轴的结构特点是，半轴外端的支承轴承位于半轴套管外端的内孔中，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所承受载荷较大，只用于乘用车和总质量较小的商用车上。3/4浮式半轴的结构特点是，半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承于车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉连接。该形式半轴的受载情况与半浮式相似，只有载荷有所减轻，一般仅用在乘用车和总质量较小的商用车上。全浮式半轴的结构特点是，半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相连，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上。理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全部由桥壳来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同心、半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为5～70MPa。全浮式半轴主要用于轻型以上的各类汽车上。（如图5.4所示）图5.4半轴结构形式简图及受力情况4a)半浮式b)3/4浮式c)全浮式此由于是长途汽车，采用全浮式结构。设计半轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：①纵向力2X（驱动力或制动力）最大时，其最大值为2Z，附着系数在计算时取0.8，没有侧向力作用；②侧向力2Y最大时，其最大值为2Z1（发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数1在计算时取1.0，没有纵向力作用；③垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为dwkgZ2，其中wg为车轮对地面的垂直载荷，dk为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力2X，侧向力2Y值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有22222YXZ故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。55.5.2全浮式半轴计算载荷的确定全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有rRrLrXrXT22求得，其中LX2，RX2的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小者。若按最大附着力计算，即22'22GmXXRL（4-1）式中：——轮胎与地面的附着系数取0.8；'m——汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.2～1.4在此取1.3。根据上式8.0213000003.122RLXX=676000N若按发动机最大转矩计算，即reRLriTXX/max22（4-2）式中：——差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6；maxeT——发动机最大转矩，N·m；——汽车传动效率，计算时可取1或取0.9；i——传动系最低挡传动比；rr——轮胎的滚动半径，m。上参数见式（2-1）下的说明。根据上式505.09.083.814386.022RLXX=13577.6N在此RLXX2213577.6NT=6856.7N·m5.5.3全浮式半轴的杆部直径的初选全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行6333)18.2~05.2(196.010TTd（4-3）根据上式37.685618.2~05.2d=（38.95～41.42）mm根据强度要求在此d取40.2mm。5.5.4全浮式半轴的强度计算首先是验算其扭转应力：316dTMPa（4-4）式中：T——半轴的计算转矩，N·m在此取17946.1N·m；d——半轴杆部的直径，mm。根据上式＝32.401614.37.6856＝538MPa=(490～588)MPa所以满足强度要求。5.5.5半轴花键的强度计算在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力s为bzLdDTpABs4103MPa(4-5)半轴花键的挤压应力c为pABABczLdDdDT24103MPa（4-6）7式中：T——半轴承受的最大转矩，N·m，在此取6856.7N·m;BD——半轴花键的外径，mm，在此取46.2mm;Ad——相配花键孔内径，mm，在此取40.5mm;z——花键齿数；在此取24pL——花键工作长度，mm，在此取120mm;b——花键齿宽，mm，在此取3.925mm;——载荷分布的不均匀系数，计算时取0.75。根据上式可计算得s=75.0925.31202445.402.46107.68563=37.3MPac=75.01202425.402.4645.402.46107.68563=51.4MPa根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力[s]不应超过71.05MPa，挤压应力[c]不应超过196MPa，以上计算均满足要求。此节的有关计算参考了《汽车车桥设计》［１］中关于半轴的计算的内容。