汽车后桥传动系统设计和实现 机电一体化专业

汽车后桥传动系统设计摘要一般车辆广泛使用的差速器为对称式圆锥齿轮差速器，是由一系列部件组成的机械系统，包含有行星齿轮轴，半轴齿轮（2个），行星齿轮（4个），差速器（包含有左、右两个壳），行星及半轴齿轮垫片等部分，具有结构简单可靠的优点，广泛的使用带来了成熟的制造工艺，工况稳定，作为一种成熟的设计形式广泛用于车辆制造领域。本文以传差速器为模型，深入研究了相关设计方法，以货车（2吨）车型的各项参数为依据，通过确定选择差速器齿轮基本参数、设计几何算法确定此差速器的外形、结构，并进行强度计算，保证此圆锥行星齿轮差速器强度达到工作要求。最后，选择差速器的材料和制造工艺。关键词：差速器、行星齿轮、圆锥齿轮目 录第一部分 差速器设计及驱动半轴设计1 车型数据 32 普通圆锥齿轮差速器设计42.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 4 2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构82.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算82.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择82.3.2 差速器齿轮的几何计算112.3.3 差速器齿轮的强度计算132.3.4差速器齿轮的材料153 驱动半轴的设计 143.1 半浮式半轴杆部半径的确定163.2 半轴花键的强度计算183.3 半轴其他主要参数的选择173.4半轴的结构设计及材料与热处理19第二部分 6109客车总体设计要求 19 1. 6109客车车型数据 191.1尺寸参数 191.2质量参数 19 1.3发动机技术参数 191.3传动系的传动比 191.5轮胎和轮辋规格 202. 动力性计算 202.1发动机使用外特性 20 2.2车轮滚动半径 20 2.3滚动阻力系数f 202.4空气阻力系数和空气阻力 202.5机械效率 20 2.6计算动力因数 20 2.7确定最高车速 22 2.8确定最大爬坡度 22 2.9确定加速时间 23 3.燃油经济性计算 23 4.制动性能计算234.1最大减速度234.2制动距离S234.3上坡路上的驻坡坡度i1max：244.4下坡路上的驻坡坡度i2max：24 5. 稳定性计算 24 5.1纵向倾覆坡度：245.2横向倾覆坡度 24 N 结束语 24 参考文献 26 第一部分 凸块式滑动齿轮差速器的设计1 车型数据1.1参数表参数名称 数值 单位汽车布置方式 前置后驱 总长 4320 mm 总宽 1750 mm 轴距 2620 mm前轮距 1455 mm后轮距 1430 mm整备质量 1480 kg总质量 2100 kg发动机型式 汽油 直列 四缸 排量 1.993 L最大功率 76.0/5200 KW最大转矩 158/4000 NM 压缩比 8.7:1离合器 摩擦式离合器 变速器档数 五档 手动轮胎类型与规格 185R14 km/h转向器 液压助力转向前轮制动器 盘后轮制动器 鼓 前悬架类型 双叉骨独立悬架后悬架类型 螺旋弹簧最高车速 140 km/h2 凸块式滑动齿轮差速器设计汽车在正常的行驶路段，由于路面不可能做到绝对平面及其弯道等复杂路况的存在，同一时段里两侧车轮通过的路程（以轮胎表面线速度计算）必然不相同。常见工况如下：拐弯时，车轮用滚痕计算，外侧滚痕长明显大于内侧滚痕长；车轮在不平的道路上行驶，路面车轮的高度、波形、起伏不可避免地导致车轮的滚痕不相等；即使道路平直，轮胎载荷的不平衡、气压的差异、轮胎胎面磨损、路面参数的差异以及制造工艺、材料特性误差等因素也必然引起两侧车轮行程不相等。若在两侧车轮间采用刚性驱动桥连接，则会必然引起驱动轮侧向滑移或偏离行驶方向的滑转，长久下去会严重磨损轮胎品质，增大功率损失，浪费燃料，进而严重影响操纵品质。汽车驱动轮间的差速器的作用就是通过在驱动桥两侧车轮间形成柔性连接，形成两侧不同的旋转角速度，确保汽车正常行驶的基本操作品质工况，满足运动学要求。差速器的定义为通过在两输出轴间协调合理配置转矩力矩，从而使输出轴根据实际工况的变化调整两侧旋转角速度，保证汽车行驶要求的部件。本文以对称式圆锥行星齿轮差速器进行分析设计。2.1 滑动齿轮差速器的差速原理图2-1 差速器差速原理 图2-1所示差速器采用对称式锥齿轮布局，行星齿轮轴5和差速器壳3以行星架结构相连。主动部分从运动齿轮6连接到主减速器，以角速度带动半轴齿轮从动件以角速度、转动。行星齿轮4、半轴齿轮啮合于A、B点，C点为行星齿轮中心，A、B、C点与旋转中心轴线距离相等，设置为。 当行星架带动行星齿轮以差速器旋转轴线为中心轴线进行公转运动时，线速度的计算公式为。A、B、C由于距离中心旋转轴线的距离相同，因此圆周速度（线速度）一样（如图2-1），故=，所以机构没有起到差速功能，半轴角速度为壳3角速度。当行星齿轮4在公转同时还进行自转运动时情况则发生了变化，设自转以角速度围绕轴5转动时，A点圆周速度为与两者线速度之和，B点的圆周速度为与两者线速度之差。+=（+）+(-) 得 + =2 （2-1） 以每分钟转数0（单位：转/分钟）表示角速度，则 （2-2）同时，也可以知道：1当一半齿轮的速度为零时，另一方仍然保持两倍于差壳的速度；2当传动轴被中央制动器制动时，例如，差分壳的速度降低到零。如果一个半轴齿轮因扭矩而旋转，则另一方以相同的速度旋转。也就是说，此类差速器采用对称式形制，上式表征了其运动特征，两半轴齿轮具有相同的直径。通过特征方程得出结论：齿轮转速之和相对独立于行星齿轮转速，数量关系上呈现两倍的关系。汽车行驶于各种工况时，差速器都可以在两侧驱动轮上实现转速差，确保不滑动。同时可知：由于两侧转速和为定值，当其中一侧为零时另一侧则保持两倍转速；如中央制动器制动传动轴差速器壳转速降为零，此时若一侧半轴齿轮转动，则另一侧同速向相反侧转动。2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器结构一般形制的对称式圆锥齿轮差速器由五个主要部分组成，即：行星齿轮轴，半轴齿轮（2个），行星齿轮（4个），差速器（包含有左、右两个壳），行星及半轴齿轮垫片等部分。如下图所示。具有结构简单可靠的优点，工况稳定，作为一种成熟的设计形式广泛应用。 2.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计和计算主减速器从动齿轮安装在差速器壳上，重点考虑因素有主动齿轮导向轴承承受能力和主减速器从动齿轮支承的最大值，应合理选择、确定主减速器相关部件的尺寸。2.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择 一般载货用的载重型汽车采用2个。 2.行星齿轮球面半径的确定 对一般齿轮差速器而言，由背球面半径决定其结构特征，行星齿轮尺寸与圆锥齿轮节锥距相适应，符合强度特性。 由经验公式计算： mm 12(2-3) 其中通常取值2.522.99，载货汽车的行星齿轮球面半径系数通常取小值；T=MIN（Tce、Tcs）： （2-4） 根据i0(主减速比值)可得出选型结论即单双级、轮边减速器是否设置等结论，从而确定与汽车总布置相适应的减速型式。，动锥齿轮转矩Tce： （2-5） 其中：Tce计算转矩，Nm；Temax=158 Nm发动机最大转矩；N=1计算驱动桥数；if=3.704变速器传动比；i0 =5.91主减速器传动比；=0.96变速器传动效率；k=1液力变矩器变矩系数；Kd=1猛接离合器的动载系数；i1=1变速器最低挡传动比；代入式（2-5），得：Tce=3320.4 Nm计算主动锥齿轮转矩T=896.4Nm=2.7=40mm 所以确定选择节锥距40mm。3.行星齿轮与半轴齿轮的选择在满足要求的情况下适当减少行星齿轮齿数可以获得较大的模数，确保齿轮强度，但最低不得少于10。通常/=1.52.0，半轴齿数1425。半轴齿轮同时啮合行星齿轮的特点决定了确定齿轮齿数时需要重点考虑装配关系，其+(两侧半轴齿轮的齿数)必须是行星齿轮的整数倍，保证行星齿轮在半轴齿轮轴线做到均匀分布，保证安装正常进行，即安装条件为： (2-6) 其中：，为两侧半轴齿轮的齿数，对称式形制差速器的= 行星齿轮数目； 任意整数。本次设计取值=12，=20，满足要求。4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的选择 行星齿轮、半轴齿轮的节锥角、按下式计算： =30.96 (2-7) =90-=59.03 再求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=3.35 (2-8) 由文献3查出m=4mm，代入可得mm，=420mm。 5.压力角齿轮压力角用22.5，齿高系数0.8、最小齿数10，行星齿轮齿顶不变尖时可切线修正半轴齿厚，保证强度相同。由于这种齿数选择最小值一般大于压力角20对应的最小值，因此一般选择22.5的压力角，为满足提高一定强度的要求则选用大模数。6. 行星齿轮安装孔的直径、深度L等于齿轮轴的名义尺寸；安装孔深L为行星齿轮轴承长，两者存在数量关系： 其中：取值为3320.4Nm，表示差速器传递转矩 取值为4，表示行星齿轮的数目； 取值为69 MPa，表示对支承面结构产生的挤压应力根据上式=64mm =0.564=32mm 18.4mm 20mm2.3.2 差速器齿轮的几何计算表3-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表续表 续表 2.3.3 差速器齿轮的强度计算受差速器结构和承受载荷的限制，对齿轮尺寸选择与主减速器齿轮不同。差速器通过使两侧车轮不等速旋转来适应转向和不同路况：单侧打滑；转弯；两侧轮行驶路程差异。因此需要对差速器齿轮进行校核，主要是弯曲强度： MPa (3-6) 其中： ，表示单个行星齿轮对单个半轴齿轮的传递转矩，=498.06Nm； 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数；尺寸系数，体现了工艺制作材料的不均衡性，时， 0.629被称为载荷分配系数，表示骑马式支承型齿轮时取值范围为 1.001.1；其他形式时取值范围为1.101.25。最小值在支承刚度最大时取得；质量系数，当驱动桥齿轮接触良好时=1.0; 综合表征差速器齿轮的弯曲应力，由图1-1所示经验数据可得，=0.225；图1-2 弯曲计算用综合系数=478.6MPa980 MPa此设计结果满足弯曲强度要求。2.3.4差速器齿轮的材料差速器和主减速器齿轮均采用渗碳合金钢。差速器锥齿轮一般选择20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMo和22CrMnMo等几类进行精锻制造。3 驱动半轴的设计 驱动半轴是汽车发动机动力传递转矩部件。整体式驱动桥以半轴作为车轮传动主要部件；转向和断开式驱动桥以万向传动装置使用更加广泛。本章节重点研究半浮式结构的半轴设计，具体采用突缘、轮盘、制动鼓直连设计，文献1图9-99（b）。 下图为典型半浮式半轴，结构是套管外端钻孔，轮安装于半轴，而轴外端的支承轴承直接作用于内孔上。车辆在正常行驶过程中路面对车轮会施加一个反方向的力，随着带来一定程度的力矩，半浮式半轴的作用除了承受和传导转矩以外，其外端还需要承受弯矩这部分力矩。半浮式半轴具有结构较为简单、可靠性高的特点，具备较大的载荷承受特点，一般只用于家用轿车、载重轻型的货车或客车上。 3.1 半浮式半轴杆部半径的确定在半轴设计选型时应综合考虑轴直径的主要尺寸和经常出现的工况，通过计算确定载荷。（1）X2（纵向力）=Z2最大时附着系数0.8，此情况下无侧向力；（2）Y2（侧向力）侧滑时最大，侧向附着系数 1.0，X2=0；（3）Z2（垂向力）在车轮高速驶过不平整路面时最大，Z2 =(Z2-gw)kd（kd为动载荷系数），X2=0，Y2=0。 地面、车轮间的摩擦系数和力学特征制约着最大附着力的大小，进而影响车轮的纵向、侧向力，即：由上式分析可得X2（纵向力）最大时，Y2（侧向力）=0，Y2（侧向力）最大时，X2（纵向）=0。 半浮式半轴一般工作于以下三种工况，在设计时需要重点考虑：(1) 表示纵向力， 表示侧向力。当取值最大时=0，（表示垂向力，其中=10500N），最大值，（ 设置为12，设置为08），计算得=6300N =5040N 计算半轴弯曲时的应力、扭转时的切应力公式如下 a=0.06m表示由轮心平面距轮毂轴承的长度，= 77.08mpa = 199.63mpa 计算得合成应力=406mpa (2) （侧向力）取最大值时（纵向力）=0，该工况为侧滑：作用于外轮的（垂直反力）和作用于内轮的（垂直反力）为 表示车重心高度，=738.56mm；轮距=1430mm；侧滑工况时的附着系数=1。表示外轮侧向力， 表示内轮侧向力，表示外轮弯曲应力，表示内轮弯曲应力，计算公式为 表示作用于内、外两侧车轮的总侧向力，为。综合计算得:= 565.1mpa =666.4 mpa (3)车行驶通过不平路况（垂向力）最大， ，（垂直力）最大：其中动载系数对于不同种类汽车取值不同，轿车取值1.75，货车取值2.0，越野车取值2.5。计算半轴的弯曲应力：=87.7mpa 因此设置半轴直径0.040m，其合成应力满足使用要求。3.2 半轴花键的强度计算剪切应力为 （3-1）挤压应力为 （3-1）式中T取值3320.4Nm，表示半轴承受的最大转矩，；DB取值44mm，表示花键(轴)外径；dA取值40mm，相对应的花键孔内径；z取值20，表示花键齿数；Lp取值55mm，表示花键长度；b取值3.75mm，表示花键齿宽；取得0.75，表示载荷分布不均匀系数。 代入上述数据计算得：=51.1MPa，=95.8 MPa由上述公式校核半轴花键承受的剪切和挤压应力。传递转矩最大时，花键切应力71.05 MPa，挤压应力196 MPa，满足要求。参考文献3表4-3。3.3 半轴其他主要参数的选择花键参数：齿数：20齿， 模数：1.5, 油封外圆直径：60,65半轴长度：744.5 参考文献（2）第四章第三节 法兰参数：5-16.2B10,分布圆120十孔位置度0.2 上述参数主要参考网络文献（1）： 3.4半轴的结构设计及材料与热处理一般情况下需要将花键端部加工的粗些同时减小键槽深度，半轴花键内径取值原则为大于或等于杆部直径，所以一般花键齿数取值10齿(轿车)至18齿(大型载货汽车)。对于半轴产生破坏的形式一般是材料扭转疲劳，结构设计时上应充分考虑扭转疲劳的情况尽量将过渡圆角半径加大，平均散布应力，避免应力太过于集中造成的应力疲劳。对于重型车，如果不具备大型锻造设备，则使用双侧花键联接并设置相同花键参数，在保证半轴杆部直径和外端突缘的前提下简化工艺制造过程。一般现代汽车在半轴选型上使用较多的有渐开线、矩形和梯形花键。半轴制造材料选择40Cr，40CrMnMo（Si、A），35CrMn（Si、Ti）等中碳合金钢（含铬），其中40MnB应用日益广泛，是我国自主研发钢种。半轴的热处理也是一项重要的工艺流程，由以前调质处理，到现在已经发展为高中频感应淬火，杆部和突缘部分硬度要求分别为HB388444、HB248，近几年发展的现代工艺使表面淬火区和突缘等不经淬火区硬度分别达HRC5263、HB248277，心部硬度HRC3035，硬化层深达半径13；中碳(40号、45号)钢推广后，综合残余的半轴表面压应力、结构强度的提高、喷丸处理工艺的使用、在半轴突缘根部进行圆角过渡的滚压工艺，半轴疲劳强度和静强度得到了极大提高。第二部分 6109客车总体设计要求1. 6109客车车型数据1.1尺寸参数：表1 6108客车整车尺寸参数尺寸类型项目参数值整车外形尺寸（mm）总长LB9000总宽BB2470总高HB3300车厢内部尺寸（mm）长LB8100宽BB2300高HB1930底盘布置尺寸（mm）轴距L4300前后轮距B1/B21930/1790通过性参数（整车整备静态）最小离地间隙hmin（mm）230接近角（）9离去角（）8.51.2质量参数：表2 6108客车质量参数表类别项目参数值质量参数整车整备质量me（kg）8100乘员数30(座)+15(立)+1人最大总质量ma (kg)10500最大轴载质量（kg）前轴G15775后轴G247251.3发动机技术参数： 表3 PE6T发动机性能参数型号PE6T额定功率Pe (kw)135额定功率转速ne (rpm)2500最大转矩Ttq (nm)710最大转矩时转速nt (rpm)1650全负荷最低燃油消耗量b (kwh)2201.3传动系的传动比：表4 变速器和主减速器的传动比档位档(ig1)档(ig2)档(ig3)档(ig4)档(ig5)倒档速比6.934.032.3651.401.006.93主减速器传动比ig06.1231.5轮胎和轮辋规格：轮胎：9R22.52. 动力性计算2.1发动机使用外特性：根据发动机厂提供的外特性曲线列成表5表5 发动机外特性参数表Ne（rpm）6009001200150018002100Pe（kw）52.6081.47110.92141.50168.09192.10Ttq（Nm）837.2864.5882.7900.9891.8873.6B(g/ kwh)2242202172152152172.2车轮滚动半径： 轮胎：9R22.5 rr0.495m2.3滚动阻力系数f： 为计算方便，近似取0.0152.4空气阻力系数和空气阻力： 本车的空气阻力系数CD=0.7迎风面积ABBHB=2.473.3=8.151(m2)式中：BB为汽车总宽2470mm；HB为汽车总高3300mm2.5机械效率： T=变 *主 *传 式中：变为变速器传动效率，近似取95% 主为主减速器传动效率，取96% 传为万向节传动效率，单个万向节取98%，两个万向节取96% T =95%*96%*96%=87.6%2.6计算动力因数： 各档动力因数的计算按下列公式计算 式中：ig各档传动比 G汽车总重 Ua车速 Ft驱动力 Fw空气阻力 D动力因数各档的动力因数见表6表10表6 档的计算结果Ua（km/h）2.613.965.286.67.929.24Ft（N）4905050649.8351681.5527885225551188Fw（N）1.8234.237.5211.7616.9323.05D0.4760.4920.5020.5120.5070.497表7 档的计算结果Ua（km/h）4.256.38.410.512.614.7Ft（N）285242945430075306953038529765Fw（N）4.8710.719.0529.742.858.3D0.2770.2860.2920.2980.2940.288表8 档的计算结果Ua（km/h）7.711.5215.319.22326.8Ft（N）167341728017644180081782617462Fw（N）16.035.763.299.53142.8193.9D0.1620.1670.1700.1740.1710.167表9 档的计算结果Ua（km/h）13.0219.5326.0432.539.0654.5Ft（N）99091023210447106621055310339Fw（N）45.77102.9183.08285.1411.9568.8D0.0950.0980.0990.1000.0980.094表10 档的计算结果Ua（km/h）1832820.627.3636.4845.654.7263.8Ft（N）707872987451760575287375Fw（N）90.22202.1359.3561.4808.41099D0.0680.0700.0690.0680.0650.061表11 各档的最大动力因数表档位档档档档档最大动力因数Dmax0.4610.2820.1650.1010.071图1 6117客车的动力特性图2.7确定最高车速： 最高车速计算公式为： 式中：表示旋转质量转换系数 =f（cos+sin） 良好水平面可达到最高车速 =0 dua/dt=0 D=f 最高车速对应为发动机额定最大转速2100r/min，计算公式为：ua=0.377*2100*0.495/（1*6.123）=64（km/h） 2.8确定最大爬坡度：I1max=tg1ma=tg29.9=0.575=57.5% 根据公式得各档最大爬坡度：档位档档档档档最大爬坡度57.5%29.5%16.1%8.5%5.5%2.9确定加速时间：使用直接档时，加速时间计算可得： 式中：a表示加速度 表示旋转质量换算系数，直接档时取值1.06 稳定车速由30km/h加速到65km/h的加速时间由公式计算： 3. 燃油经济性计算 汽车等速行驶消耗的功率为： Ff=Gf=magf=10500*9.8*0.015=1543.5（N） Fw=Cd*A*Ua2/21.15=0.7*8.151*402/21.15=431.6(N) P=(Ff+ Fw) Ua /(3600*t)=25.05（kw） 等速百公里油耗为：式中：b表示燃油消耗率，结合发动机特性，b224g/(kwh)，设置b=224 g/(kwh)。柴油比重，取=8.1N/L4. 制动性能计算4.1最大减速度amax： 紧急制动前后轮拖滑，制动力为 F=G*g* amax=F/g=*g=0.7*9.8=6.86（m/s2） 式中：路面附着系数，取=0.74.2制动距离S: 式中：Ua0表示制动初速度，取值40km/h 、表示制动迟滞时间，液压制动取值=0.04s，=0.2s同理，初速度为30km/h时的制动距离：4.3上坡路上的驻坡坡度i1max：式中：L1表示重心到前轴距离，取值2838mm L表示轴距，取值4300mm4.4下坡路上的驻坡坡度i2max：5. 稳定性计算5.1纵向倾覆坡度：车经过上坡路段不能发生纵向倾覆，需要最大坡角： 即=110%最大爬坡度为imax=58.8%，小于110%，因此不会后翻。不倒溜的最大爬坡度为imax=70%，小于70%，因此该车先打滑，后倒溜，满足安全要求。5.2横向倾覆坡度： 车经过坡道路段不能发生横向倾覆，需要最大坡度角： 即 =71.1%参考文献著作图书文献（1）刘惟信.汽车设计 .清华大学出版社,2001.7（2）李东江，李和，张大成.东南富利卡汽车维修手册,北京理工大学. 2003.5(3)吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册.第三版.高等教育出版社.2006.11 网络文献(1) ,2003 - 26 -