第1章緒論1.1課題的來源和意義汽車已經成為現代社會發展不可或缺的交通工具，在人們的日常生活中扮演著重要的角色。另一方面汽車工業以其強有力的產業拉動作用，己經成為我國國民經濟發展的支柱性行業。2009年，為應對國際金融危機、確保經濟平穩較快增長，國家出臺了一系列促進汽車、摩托車消費的政策，有效刺激了汽車消費市場，汽車產銷呈高增長態勢，首次成為世界汽車產銷第一大國。2009年，汽車產銷分別為1379.1萬輛和1364.5萬輛，同比增長48.3％和46.15％。汽車零部件試驗在汽車設計和制造領域占據重要的地位，因此試驗臺的總類也很多，有的結構簡單，適用范圍廣，但試驗耗費較高，有的現代化程度高、適合規模大、效益高的大型試驗部門使用，但造價昂貴。而一些小型科研單位以及高等院校受資金、場地、人員、環境等的影響，應采用操作方便，占地較小，試驗費用較低的試驗臺。作為汽車上重要部件的汽車驅動橋具有結構復雜、使用條件復雜、可靠性要求高等特點，因此從產品開發到生產使用都要對其進行大量的試驗，以確定其各種性能參數是否滿足設計的要求，為汽車的生產、銷售、維修單位以及汽車的使用者提供可靠的保障。驅動橋在其研發階段需要完成變速器機械效率試驗、潤滑試驗、疲勞磨損試驗等。提驅動橋的傳動效率不僅可提高動力性，降低車輛油耗，而且對抑制由于近年來車輛速度提高而引起的傳動系統的發熱具有重要的意義。為了防止燒壞，同時抑制油溫上升，要對變速器內的各部件供給必要而充分的潤滑油進行潤滑，并進行確認試驗，試驗目的是評價變速器在各種工作條件下不傳遞轉矩時的潤滑效能。變速器耐久性試驗分為齒輪試驗、軸承試驗和磨損試驗，即分別考核齒輪的彎曲疲勞強度、軸承的承載能力和壽命以及齒輪軸承的點蝕、色變和壓痕等。1.2機械疲勞可靠性研究的歷史回顧車輛驅動橋是一個機械零部件組成的結構系統，因此，研究驅動橋的疲勞可靠性要以研究機械疲勞可靠性的理論、方法為基礎。機械可靠性研究，主要以產品的壽命特征作為研究對象，而疲勞是機械結構和零部件的主要破壞形式，據統計有80％以上的機械失效都源于疲勞破壞，這是由于大多數機械結構和零部件都工作在循環載荷下。關于動載荷引起疲勞失效的機理問題直至現在尚不能做出明確的解釋，人們研究疲勞壽命仍然要通過試驗完成。早在1871年德國工程師AugustWohler就提出了表征循環應力與壽命之間關系的S-N曲線和疲勞極限的概念。1910年，O．H．Basquin提出了金屬S-N曲線的經驗規律，指出應力對疲勞循環數的雙對數坐標圖在很大的應力范圍內表現為線性關系。這一理論沿用至今，仍然是壽命預測的根本理論。但S-N曲線只能預測恒幅對稱循環應力下的壽命，對于變幅應力下的壽命卻不能直接應用。對此，M．A．Miner在1945年，提出了線性疲勞累積損傷理論，建立了多級應力下的疲勞壽命模型141，從而解決了變幅載荷下的壽命預測問題。1954年，L．F．Coffin和S．S．Manson又提出了表征塑性應變幅與疲勞壽命關系的Coffin．Manson公式，從而，形成了適于塑性變形狀態下的疲勞壽命估算的局部應變法。從另一方面，在1960年至1970年前后，E.B.Haugen、E.B.Stulen、D．Kececioglutlo、A．M．Freudenthalil等人，在疲勞可靠性理論的研究和應用方面取得了突破，將靜強度應力——強度干涉模型用于疲勞可靠性設計中，將經典的應力——強度干涉模型中靜強度概率分布變為在指定壽命下的疲勞強度的分布，將靜應力的概率分布變為疲勞應力的概率分布，逐漸完善了用應力與強度干涉關系進行疲勞可靠性設計的一套方法，并提出了著名的疲勞可靠性應力——強度干涉模型，為疲勞可性研究奠定了重要的理論基礎。此后，關于機械可靠性設計與疲勞問題的理論與應用方面的研究更是吸引了眾多研究人員，研究主要集中在干涉模型的推廣和可靠度的計算方法方面。我國在80年代開始注重機械可靠性研究，90年代后得到了空前的進展，由于對機械破壞失效機理認識的逐步深化，對機械概率故障資料的逐步積累，以及概率統計在零部件的應力與強度分析方面的應用，為可靠性研究提供了理論基礎和實踐經驗，呂海波等對結構、零部件疲勞可靠性進行了具體的研究，分析了結構在穩定和非穩定應力下的可靠性模型、可靠度的計算方法。黃洪鐘等將模糊數學應用到可靠性分析，黃雨華等研究了隨機載荷下疲勞可靠性的研究方法，吳立言等把概率有限元與虛擬測試技術引入齒輪可靠度計，使可靠性理論的應用在強度分析、疲勞研究等方面有了新進展。1.3驅動橋疲勞可靠性研究的方法與現狀1．汽車驅動橋檢測技術的發展與現狀隨著我國經濟的高速發展和高速公路的迅速建設，我國重型汽車的生產在經歷了幾十年的發展后已經頗具規模，目前的生產廠家有二十多家，年生產能力達到50萬輛以上。國內市場上的國產主流重卡產品，技術上大多比較落后。統計數據顯示，一汽、二汽的主銷產品仍然屬于8～10t的準重卡產品，其平臺本身也并不完全符合重卡產品的構造特點。重型汽車產業與其它產業不同，尤其是高端產品，不僅是國民經濟的支柱產業之一，也是重要的戰略戰備資源。重型汽車工業的發展，產品技術的提升同軍隊裝備現代化建設發展是密不可分的。從長遠發展來看，其對我國的國防建設、軍事裝備的現代化持續發展有極為重要的意義。早在多年前中國重卡市場最為火爆之際，就有業內專家清醒地指出：“中國現在缺少的不是卡車，中國缺少的是高技術含量、高品質的高端重卡”。所以，提高我國在重型卡車制造行業的研發檢測能力、制造加工水平和維修服務規模，加快民族自主品牌在高端重卡市場的崛起具有重要的使命和意義。重型車輛驅動橋性能和壽命試驗是重型車輛傳動系臺架試驗的重要項目，是載貨汽車底盤試驗除發動機、變速器之外的主要試驗設備之一，在載貨汽車的試驗設備中具有重要的地位。綜上所述，正因為重型車輛驅動橋總成齒輪疲勞測試系統的研發有著重要的研究價值和實用意義，國外重型汽車制造商對其可靠性進行了較為詳細的壽命試驗研究。如美國BURKE公司、英國的ROMAX公司和SMT制造技術有限公司、德國RENK公司和SCHENCK公司、奧地利的AVL公司在汽車驅動橋檢測方面都具有相當的實力和市場。隨著傳感器技術、電子技術和計算機技術的不斷發展，在國外汽車零部件檢測技術近年來得到了迅速的發展。國外汽車驅動橋生產廠家除在產品開發、產品設計、效果驗證階段使用試驗設備以外，在生產制造環節中，即生產線上、裝配線上、無人車間內，也大量使用測試性能先進的在線檢測儀器。檢測裝備、檢測儀器、遍及零部件加工整個過程，零部件的加工基本上是自動制造、自動檢測、自動判斷，以實現全過程質量控制。這樣不僅能準確地判斷產品是否合格，更重要的是可以通過檢測數據的分析處理，正確判斷質量失控的狀態即產生的原因。產品質量控制得較好。因此，裝配、調整差異小。由于該試驗要求能夠近似模擬真車實際情況，且測量的參數和要求的功能較多，故必須搭建專用的試驗臺架進行性能和壽命測試試驗。以下是國外汽車零部件試驗臺架檢測技術的發展特點：（1）向標準化方向發展；（2）普遍采用了高新技術；（3）檢測方法由傳統方法轉向儀表化、微機化的方法；（4）檢測診斷設備具有快速、準確、方便的特點；（5）開發具有功能繁多、檢測種類齊全的設備。我國汽車檢測技術起步較晚，而且在國內汽車驅動橋生產廠家中，只有少部分能夠進行驅動橋的性能和壽命測試，且具有測試結構簡單，自動化程度低、測試手段落后、測試項目單一等缺點，甚至有些企業還是停留在人們常講的“望”（眼看）、“聞”（耳聽）、“切”（手摸）的傳統方式來判斷質量是否合格。與發達國家相比我們的汽車檢測維修技術還存在著許多急需解決的問題。主要表現為：（1）產品可靠性低；（2）自動化程度低、性能落后；（3）品種不全，更新慢；（4）技術含量低；（5）檢測設備的加工能力有待提高。但是，隨著我國汽車工業的發展，零部件制造業也會得到迅速的發展，同樣汽車部件特別是重型車輛部件檢測技術也會有較大提高，各種檢測設備也會遍布設計生產制造的各個環節，來保證產品出廠的質量要求，真正和國外的重型車輛制造商們進行競爭。可喜的是，國家下屬的汽車質量監督檢測中心和一些國有大型汽車制造企業的研發單位這些年在汽車檢測行業都做了大量的工作，取得了顯著的成績。驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺一般分為閉式和開式兩種。所謂開式和閉式是指功率流而言。功率流封閉的試驗臺簡稱為閉式試驗臺，功率流不封閉的試驗臺簡稱為開式試驗臺。閉式試驗臺以節約能源為其明顯特點，用于做試驗周期較長的疲勞試驗，常見的閉式試驗臺有：機械加載式閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺、液壓加載式閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺、電能封閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺等。開式試驗臺便于實現自動控制，測試范圍也較寬，一般多用于做性能試驗，如美國格里森公司NQ510型驅動橋試驗臺。另外有不少開式試驗臺，為了節約能源，可進行部分能源回收，在歐美和日本使用的情況較多。1.4本課題的研究內容及主要工作利用機械閉式功率流原理，研制一套驅動橋機械效率、剛度、疲勞強度和潤滑測試裝置的傳動機構，要求設計并研究可靠的傳動系統的結構。由于封閉式功率流試驗臺只需在事先給系統加載的情況下，選擇較小的電動機（僅提供封閉系統消耗的機械損失功率），即可完成機械效率的測定以及用時較長的疲勞壽命和潤滑等的試驗，具有功耗少、投資省、耗電少的特點，而且驅動橋的機械效率高、功率損失小，因此，本課題將對這種試驗臺的傳動系統部分進行研究。在這部分里主要完成傳動機構的設計（包括升速器、傳動軸和加載器的設計）以及電動機及傳感器的選型。

第2章總體方案確定2.1設計方案論證2.1.1引言一般分為閉式和開式兩種。所謂開式和閉式是指功率流而言。功率流封閉的試驗臺簡稱為閉式試驗臺，功率流不封閉的試驗臺簡稱為開式試驗臺。閉式試驗臺以節約能源為其明顯特點，用于做試驗周期較長的疲勞試驗，常見的閉式試驗臺有：機械加載式閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺（國內外廣泛采用）、液壓加載式閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺、電能封閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺等。開式試驗臺便于實現自動控制，測試范圍也較寬，一般多用于做性能試驗，如美國格里森公司NQ510型驅動橋試驗臺。另外有不少開式試驗臺，為了節約能源，可進行部分能源回收，在歐美和日本使用的情況較多。驅動橋總成齒輪疲勞試驗中，一般采用的測試儀器有轉矩轉速傳感器。此外，近年來試驗中普遍配套使用的二次儀表有轉矩轉速儀、功率儀和效率儀等，給臺架試驗提供了方便條件，便于實現操作、測量的自動化。動力裝置的布置位置及功率流的方向都直接影響到系統的功率損失，合理地布置動力裝置、及確定功率流的流向能將系統的損失功率控制到最低。采用封閉式汽車驅動橋可靠性試驗臺并選用最優動力裝置的布置方案能大大減小試驗能耗，有效節約試驗成本。2.1.2封閉式試驗臺試驗原理封閉式汽車驅動橋總成可靠性試驗臺結構如圖2.1所示。它由主減速器、輔助齒輪箱以及加載裝置構成一個封閉系統。通過加載裝置加載封閉力矩，在整個封閉系統中各齒輪之間產生嚙合力，由封閉系統外的動力裝置來完成整個系統的運轉，并同時補充封閉系統中發熱所產生的功率損失。此時，動力裝置需消耗的能量僅占系統中的一小部分。2.1.3封閉式試驗臺動力裝置的布置方案分析并用支撐使之反方向不能旋轉，這時，封閉系統斷開。之后將加載小齒輪用工具推向加載大齒輪并固定好，隨后開啟加載小電機，通過加載小齒輪箱的減速升扭后，將較大的扭矩如圖2-1所示。圖2-1封閉式試驗臺原理圖2-2機械加載式閉式驅動橋總成齒輪疲勞試驗臺架功率流流向簡圖為了減少試驗臺結構，提高可控性且減少噪音、污染以及節約能源，故這里用電機代替發動機作為原動力，經連軸器帶動主動齒輪箱運轉。主動齒輪箱再帶動加載卡盤和加載大齒輪后再經過轉矩轉速傳感器傳動軸到被試驅動橋總成樣品。然后，經過兩側的齒輪箱及位于主試件上面的與主試件相同型號的陪試驅動橋總成，再經傳動軸與主動齒輪箱相連，從而構成一個扭矩的封閉循環結構。試驗臺的封閉載荷是由加載電機帶動加載齒輪箱中的齒輪副和蝸輪蝸桿副驅動可移位的加載小齒輪。加載過程為：先關閉試驗臺電機，并松開齒輪箱后側卡盤和加載大齒輪之間的八個連接螺栓，然后，用專用卡具卡在卡盤外的卡槽中，通過加載小齒輪和加載大齒輪的嚙合傳遞到齒輪箱后面的系統中，觀察轉矩轉速儀實時顯示的轉矩值，到目標轉矩時停止加載，此時用螺栓將卡盤和加載大齒輪相連并固定好。拆掉專用卡具，退出加載小齒輪，使之不與加載大齒輪相嚙合。到此，系統內部扭矩加載完畢，開啟試驗臺，相應的扭矩便加到了被試驅動橋總成和陪試驅動橋總成當中。功率流流向如上圖2-2所示。2.2本章小結本章對總體設計方案進行了比較分析，以及試驗臺架運行原理，工作過程和加載工程進行闡述。最終確定了總體設計方案如圖2-1封閉試驗臺架原理。

第3章傳動機構設計3.1驅動電機的選擇本試驗臺選擇以一汽客車的驅動橋的技術參數為基準。為了滿足試驗臺應用的廣泛性，選擇儲備系數K=1.5。各項參數如下:最大功率125Kw/2300rpm扭矩580Nm/1300~1500rpm變速器1檔6.098R檔5.98驅動橋4.556表3.1傳動效率表傳動類型齒輪傳動精度等級及結構形式6、7級，閉式8級，閉式脂潤滑，開式圓拄齒輪傳動0.980.970.95圓錐齒輪傳動0.970.950.94表3.2傳動效率表部件名稱效率部件名稱效率4~6檔變速器0.95單級減速主減速器0.96分動器0.95雙級減速主減速器0.928檔以上變速器0.90傳動軸的萬向節0.98蝸桿傳動0.70~0.75V帶傳動0.94~0.96所有齒輪箱的效率取=0.95。則(3.1)(3.2)查《機械設計課程設計》后，選用驅動電機型號為Y200L1-2。其參數為：額定功率30KW；滿載轉速2950r/min3.2齒輪箱A3.2.1.齒輪計算1、計算齒輪分配傳動比（1）選擇齒輪傳動精度等級、材料及齒數a）由于工作條件中高速及噪聲影響取6級精度。 圖3-1齒輪箱A簡圖b）小齒輪材料為20CrMnTi滲碳淬火，大齒輪材料為20CrMnTi，滲碳淬火c）初選小齒輪齒數=30、。（2）按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算式進行試算（3.3）a）根據工作條件，選取載荷系數K=1.3b）計算小齒輪傳遞的轉矩為發動機輸出最大轉矩；變速器最大傳動比（此處為一檔傳動比）k為試驗臺通用而設的系數c）選取齒寬系數d）由表查得材料的彈性影響系數，標準齒輪e）有圖按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。f）計算硬力循環次數g）有圖表查得接觸疲勞壽命系數;h）計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%，安全系數S=1，有式得i）計算小齒輪分度圓直徑d，代入中較小值=237.20mm（3.4）j）確定齒輪參數去模數m=8，，B=(3)校核齒根彎曲疲勞強度a)由表查得齒形系數和應力修正系數為：，。b)由應力循環次數查圖表的彎曲疲勞壽命系數,c)由圖表查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為，。d)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式得 （3.5） （3.6）e)計算圓周力 （3.7）f)計算輪齒齒根彎曲應力。由式得d）由表查得材料的彈性影響系數，標準齒輪e）有圖按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。f）計算硬力循環次數g）有圖表查得接觸疲勞壽命系數;h）計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%，安全系數S=1，有式得i）計算小齒輪分度圓直徑d，代入中較小值=187.60mm（3.4）j）確定齒輪參數去模數m=7，，B=(3)校核齒根彎曲疲勞強度a)由表查得齒形系數和應力修正系數為：，。b)由應力循環次數查圖表的彎曲疲勞壽命系數。c)由圖表查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為，。d)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式得（3.5）（3.6）e)計算圓周力 （3.7）f)計算輪齒齒根彎曲應力。由式得（3.8）（3.9）因此齒根彎曲強度足夠。(4)齒輪幾何參數計算齒輪與、與兩兩相同。3.3.2.軸與軸承的設計1、軸的設計（1）估算軸的基本直徑選用40Cr調質，估計直徑d<100mm，查表得=980MPa，查表，取C=105，由式得（3.21）所求d為最小軸徑，應為聯軸器處，因該處有一鍵槽，應將該軸段直徑增大5%，即，取標準值d=70mm。（2）軸的結構設計（見圖3.4（3）軸的受力分析a)求軸傳遞的轉矩表3.9各軸段直徑（從左到右）位置軸直徑/mm說明聯軸器70選用GY8聯軸器軸承端蓋處80便于安裝設一軸肩膀，取a=5軸承處85根據軸承內徑，初定深溝球軸承6017齒輪處90齒輪孔應稍大于軸承處直徑，并為標準直徑軸環處104，取104mm右端軸承軸肩處96為便于拆卸，軸間高度不能過高，取a=4右端軸承處85根據軸承內徑，初定深溝球軸承6017b)求軸上的作用力齒輪上的切向力齒輪上的徑向力c）求軸的跨距（4）按當量彎矩校核軸的強度表3.10各軸段長度（從左到右）位置軸段長度/mm說明聯軸器115107+5=115GY8軸承端蓋處90端蓋距聯軸器25mm，端蓋距軸承左端面42mm軸承處4922+20+5+2=49齒輪處103為保證套筒能壓緊齒輪，此軸段長度應略小于齒輪輪轂寬度，故取118軸環處10軸環寬度故取b=10右端軸承軸肩處15右端軸承處22深溝球軸承6017寬度b=22全軸長度404L=115+90+49+103+10+15+22=404mma)作軸的空間受力簡圖（見圖3.4b）b）作水平面受力圖及彎矩圖（見圖3.4cc)作垂直面受力圖及彎矩圖（見圖3.4d）d）作合成彎矩圖（見圖3.4e）e）作轉矩圖（見圖3.4f）按當量彎矩校核軸的強度由表查得，對于45鋼，，其中，故由式得（a）L=178mm（b）FrFt（c）FtFhMhFhFr(d)FvFvMvM（e）（f）T圖3.4齒輪軸強度計算（3.22）因此，軸的強度足夠。2、軸承選擇與校核由于已知條件與軸承配合處的軸徑為85mm，轉速=504.83軸承處所受的徑向力Fr=9170N，工作溫度正常，預期壽命為10000h。a)球當量動載荷P根據公式，由于齒輪是直齒軸承只受徑向力，故X=1，Y=0，fp查表取1.2b）計算所需的徑向力額定動載荷值（球軸承）（3.23）c）選擇軸承型號查有關軸承手冊，根據d=85mm，選取6017軸承，油潤滑。基本額定動載荷r=50.8KN，極限轉速=5600r/mim3、齒輪軸的設計由箱體與軸的結構可以確定軸的長度：49+103+10+15+22=199mm軸所受的力為齒輪傳遞到軸承傳到軸的徑向力。由于該齒兩邊都有齒輪，采用極限法，所受力為2倍的單對齒輪產生的徑向力。故（1）軸的受力分析由表查得，對于40Cr調質，，其中，故由式得MPa（3.24）故取整=85mm。2）軸的結構設計（見圖3.5表3.11各軸段直徑（從左到右）位置軸直徑/mm說明軸承處85根據軸承內徑，初定深溝球軸承6017齒輪處90齒輪孔應稍大于軸承處直徑，并為標準直徑軸環處104，取104mm右端軸承軸肩處96為便于拆卸，軸間高度不能過高，取a=4右端軸承處85根據軸承內徑，初定深溝球軸承6017表3.11各軸段長度（從左到右）位置軸段長度/mm說明軸承處4922+20+5+2=49mm齒輪處103為保證套筒能壓緊齒輪，此軸段長度應略小于齒輪輪轂寬度，故取118軸環處10軸環寬度故取b=10右端軸承軸肩處15右端軸承處22深溝球軸承6017寬度b=22mm全軸長度199L=49+103+10+15+22=199mm（3）軸的受力分析a)求軸傳遞的轉矩b)求軸上的作用力齒輪上的切向力齒輪上的徑向力c）求軸的跨距（4）按當量彎矩校核軸的強度a)作軸的空間受力簡圖（見圖3.5b）b）作水平面受力圖及彎矩圖（見圖3.5cc)作垂直面受力圖及彎矩圖（見圖3.5d）d）作合成彎矩圖（見圖3.5e）e）作轉矩圖（見圖3.5f）按當量彎矩校核軸的強度由表查得，對于45鋼，，其中，故由式得（3.22）因此，軸的強度足夠。2、軸承選擇與校核由于已知條件與軸承配合處的軸徑為85mm，轉速=504.83r/min。軸承處所受的徑向力Fr=18340N，工作溫度正常，預期壽命為10000h。a)球當量動載荷P根據公式，由于齒輪是直齒軸承只受徑向力，故（a）L=178mm（b）FrFt（c）FtFhFhMhFr(d)FvFvMvM（e）（f）T圖3.5齒輪軸強度計算X=1，Y=0，fp查表取1.2b）計算所需的徑向力額定動載荷值（球軸承）（3.23）c）選擇軸承型號查有關軸承手冊，根據d=85mm，選取6017軸承，油潤滑。基本額定動載荷r=50.8KN，極限轉速=5600r/mim。3.4本章小結本章中系統的進行了傳動系統中最重要的主要兩個部件進行了設計，即齒輪箱A和齒輪箱B的設計，包括電機的選擇和各齒輪各軸、軸承的設計，設計時注意功率和扭矩的差異，并要合理的空間結構。

第4章加載機構設計4.1加載小電機功率計算加載小電機的扭矩通過齒輪傳動、蝸桿傳動及帶傳動傳遞到加載大齒輪上，傳遞扭矩的同時，也存在著傳遞能量的損失，這些損失我們可以根據傳遞效率的大小及加載所需功率的多少來計算，具體如下：由于為了及時準確地觀察加載扭矩值，所以加載速度不能太高，可以選擇，所以可按下式估算電機功率值：式中；——加載齒輪箱傳動效率（具體效率可參考表1-1和表1-2）按最大值計算參考課程設計手冊選Y802—2，P=1.1KW，n=2825rpm。4.2加載機構設計與計算4.2.1、齒輪的設計（1）選擇齒輪傳動精度等級、材料及齒數a)由于工作條件及噪聲影響取7級精度。b)齒輪材料均為45鋼，小齒輪調質處理，硬度為240HBS，大齒輪正火處理，硬度為200HBS。c)初選小齒輪齒數=24、。（2）按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算式進行試算（4.1）a)根據工作條件，選取載荷系數K=1.3b)計算小齒輪傳遞的轉矩c)選取齒寬系數d)由表查得材料的彈性影響系數，標準齒輪e)有圖按齒面硬度查的齒輪的接觸疲勞強度極限，。f)計算硬力循環次數g)有圖表查得接觸疲勞壽命系數;h)計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%，安全系數S=1，有式得i)計算小齒輪分度圓直徑d，代入中較小值=22.9mm（4.2）j)確定齒輪參數取模數m=1，，，B=（3）校核齒根彎曲疲勞強度a）由表查得齒形系數和應力修正系數為：，。b）由應力循環次數查圖表的彎曲疲勞壽命系數。c）由圖表查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為，。d）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式得e）計算圓周力f）計算輪齒齒根彎曲應力。由式得（4.3）（4.4）因此齒根彎曲強度足夠。(4)齒輪幾何參數計算4.2.2、渦輪蝸桿的設計與計算（1）選擇蝸桿、渦輪材料蝸桿材料用45鋼，輪齒表面淬火，硬度≥45HRC。渦輪材料用ZCuAL10Fe3，砂型鑄造，估計v<2m/s,根據表得160MPa。（2）選擇蝸桿頭數與根據i=50，查表得蝸桿頭數=1，則渦輪齒數為=i=5=50（3）確定渦輪傳遞的轉矩渦輪傳遞的轉矩為（4）確定模數m和蝸桿分度圓直徑因載荷平穩，取載荷系數K=1.1。按式得（4.5）查表得，模數m=5mm，直徑系數q=10。分度圓直徑=50（5）計算主要尺寸渦輪分度圓直徑 蝸桿導程角 中心距 4.2.3、V帶的設計與計算小帶輪轉速輸入功率P=1.1KW（1）查的（2）選用普通V帶型號根據，，位于A型B型交界，按B型選用。（3）取（4）驗算；在5~25m/s范圍內，合適。（5）初選選取中心距取，符合=1674.69查表B型選用1600mm，計算實際中心距（6）驗算最小帶輪包角（7）求V帶根數z，，得由式得傳動比； ，，得；取z=2根4.2.4．加載齒輪設計與計算（1）選擇齒輪傳動精度等級、材料及齒數a)由于工作條件及噪聲影響取9級精度。b)齒輪材料均為20CrMnTi，滲碳淬火，。c)初選小齒輪齒數=24、。（2）按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算式進行試算（4.1）a)根據工作條件，選取載荷系數K=1.3b)計算小齒輪傳遞的轉矩c)選取齒寬系數d)由表查得材料的彈性影響系數，標準齒輪e)有圖按齒面硬度查的齒輪的接觸疲勞強度極限，。f)計算硬力循環次數g)有圖表查得接觸疲勞壽命系數;h)計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%，安全系數S=1，有式得i)計算小齒輪分度圓直徑d，代入中較小值=76.78mm（4.2）j)確定齒輪參數取模數m=4，，B=（3）校核齒根彎曲疲勞強度a）由表查得齒形系數和應力修正系數為：，。b）由應力循環次數查圖表的彎曲疲勞壽命系數。c）由圖表查得兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為，。d）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式得e）計算圓周力f）計算輪齒齒根彎曲應力。由式得（4.3）（4.4）因此齒根彎曲強度足夠。(4)齒輪幾何參數計算4.3本章小結本章中主要設計了兩個部分，一個是減速部分，起減速增扭作用，另一個是加載器。減速機構為一對齒輪和一對蝸輪蝸桿組成，加載器為齒輪加載式加載器，根據設計的傳動比設計出結構出來。結論本次設計主要是通過了解國內外汽車驅動橋性能試驗臺的發展概況，以及節能的觀點下，采用閉式試驗臺。通過方案論證，采用功率損失最小的傳動系統結構。此試驗臺傳動機構利用機械閉式功率流原理，在事先給系統加載的情況下，選擇小的驅動電機即可完成機械效率的測定以及用時較長的疲勞壽命和潤滑等的試驗。本次設計主要進行了以下幾方面的內容：（1）通過計算研究，各結構閉式試驗臺功率損失也一樣，根據計算選出功率損失最少的結果，并設計。（2）根據所需參數，選擇驅動電機，并設計傳動機構各部分，計算、校核兩個齒輪箱各參數。（3）選出加載用的小電機，并確定出所需傳動比，根據傳動比設計減速機構和加載器，并計算各參數。本次設計的創新之處在于解決了開式試驗臺功耗大、耗電多的缺點，雖然結構麻煩一點，占用空間大一點，但是對于長期，頻繁進行驅動橋試驗的機構來說還是很大的節省。但是由于參考資料有限各項參數也不全并且受理論知識和實踐調研的限制，此驅動橋性能試驗臺傳動機構的設計仍有一些不足之處，比如整個試驗臺傳動機構需要有一個冷卻系統來對試驗臺進行冷卻，且冷卻液溫度的變化要控制在一個很小的范圍之內，并且由于本此設計只是對試驗臺傳動機構進行了理論上的參數和結構設計，在實際應用中肯定還會存在一些問題，這些問題都還需要我通過更深入的學習和研究，積累豐富的理論知識和實踐經驗后加以解決和完善。

參考文獻[1]張利平.測功機原理[M].北京：化學工業出版社，2005[2]黃緯綱，王旭永，王顯正等.汽車驅動橋實驗裝置的研發[J].上海交通大學學報，1998,(12)[3]付百學.汽車試驗學[M].北京；機械工業出版社，2008[4]馮晉祥.機械設計[M].北京：人民交通出版社，[5]汽車工程手冊編委會.汽車工程手冊[M].北京：人民交通出版社，2001[6]黃聲顯.汽車試驗與檢測技術[M].北京：人民交通出版社，2005[7]謝金元.閉式功率流驅動橋試驗臺的研究[M].北京；機械工業出版社，2006（4）[8].國家標準局.噪聲檢測標準（GB/T1946-1997）,1997[9].陳家瑞.汽車構造[M].人民交通出版社,1994[10].余志生主編.汽車理論[M].機械工業出版社,1989[11].竺延年主編.最新車橋設計、制造、質量檢測及國內外標準實用手冊[M].中國知識出版社,2005[12].付百學等.汽車試驗技術[M].北京：北京理工大學.2007[13]何耀華.汽車試驗學[M].北京：人民交通出版社.2005[14].劉惟信.機械可靠性設計[M].北京：清華大學出版社,1996[15].劉惟信.汽車車橋設計[M].北京：清華大學出版社,2004[16].王植槐.汽車制造檢測技術[M].北京：北京理工大學出版社,2000[17]方錫邦.汽車檢測設技術與設備[M].北京：人民交通出版社.2005[18]陳家瑞.汽車構造[M].北京：機械工業出版社.2003[19]劉維信.汽車車橋設計[M]．北京：清華大學出版社.2004[20].Reimpell.J,StollH.TheAutomotiveChassis:EngineeringPrinciples.Warrendale,[21]孫志禮陳良玉編著.實用機械可靠性設計理論及方法[M]．北京：北京科學出版社，2003[22]機械設計手冊編委會機械設計手冊第二卷[M].北京：機械工業出版社.1998[23].LechnerG，NaunheimerH.AutomotiveTransmissions:Fundamentals,Selection,DesignandApplication.Berlin:Spring,1999[24].汽車工程手冊編寫組汽車工程手冊[M].北京：人民交通出版社,2001[25].陳煥江.汽車檢測及診斷(上)(下)[M].北京：機械工業出版社,2002[26]QC／T533．1999，汽車驅動橋臺架試驗方法[S]，1999[27]QC／T534．1999，汽車驅動橋臺架試驗評價指標[S]，1999

致謝本設計自始至終都是在導師紀峻嶺關心和指導下完成的，從畢業的選題、資料收集、圖紙的繪制到完成無不凝結了指導老師辛勤的汗水。導師嚴謹的治學態度、淵博的學識、誨人不倦的奉獻和求實肯干的鉆研精神，使我在設計工作中受益匪淺；導師為人師表的言行及給我的關懷，令我終生難忘。我在學習和設計工作中的點滴進步，無不凝聚著導師的心血，至此設計完成之際，首先向導師致以最崇高的敬意和誠摯的感謝。此外，在進行設計的三個多月時間里，感謝汽車系的幾位老師為我的設計工作的順利進行給予的學術指導。感謝武中鋒同學、張會金和李景泉同學等全體同學的大力支持和熱心幫助，與他們的融洽相處使我的求學生活充滿樂趣、終生難忘。感謝四年來同寢室的朋友、同學在生活中的關心與照顧，感謝所有曾給予我無私幫助的老師和同學們。由于本人水平有限，時間倉促，本設計難免存在錯誤與不足之處，希望各位領導、老師和同學給予批評指正。

附錄ACarsdrivetransmissionintheendofitsbasicfunctionisincreasedbythetransmissionshaftordirectlybythetorque,cametothetorquedistributiontoleftandrightdrivewheels,drivethecar.Driveaxleassemblyqualityaffectsthequality,andautomotivetestistoensureproductperformance,improveproductqualityandmarketcompetition.Thiscarwilldriveassemblyoffatiguelifetestresearchandanalysisonthekeytechnology.Itfirstlyintroducestheconceptofautomotivetesttechnology,developmentofautomobiletesttechnology,autodrivetheimportantsignificanceoffatiguelifeofmaindetectionmethods.Thenthedriveassemblystructureandperformanceofthegeardriveandtheanalysis,thisisthefoundationoftestdrive.Thenthecardriveaxleoffatigueinvalidationformsandcommonreasonsformainreducer,gearfailuremechanism,thispaperdiscussestheapplicationofgminafatiguedamagecumulativetheory,thispaperputsforwardtodriveaxleoffatiguelifeestimationmethod.Basedonthestructureandmechanicalpartsdriveaxleoffatigue,combinedwiththeautomobileindustrytheoryofnationalstandardsathomeandabroad,someautopartsfactory,theenterprisestandardtodrivetheassembly,testwerediscussed,andthestandardofthetestbench.Basedonthetestdriveaxleassemblyopenandclosedtwobasicelectricity,determinetheschemeadoptsacfrequencyfeedbackloadingexperimentsystemsolutions.Finally,thetestdriveaxleassemblylayoutandstructure,andtotheprincipleoftestdriverandloadingsystemdesignmethodisdiscussed,andthecontrolsoftwareisalsobrieflyintroduced,finallyintroducesworkflowdesignschemeandtest.Reliabilityofdrivingaxleinfluencesthereliabilit、，ofvehicledirectly．Duringvehiclerunning，theroadconditionsarevariable，especiallywhenvehiclerunsonroughroad．appendeddynamiclpadcausedbyvehiclevibrationandimpactofcollisioncausedbyroughroadmakedrivingaxle’sloadstobecomecomplex．Thedrivingaxle’sworkingconditionisrough．Houseofdrivingaxel，mainreducinggearetc．mustworkreliablViIlthespecifiedeffectivelifeuntilthevehicleisscraped．Currentlysafetyfactormethodisadoptedinthedesignofdrivingaxle．Themethodcannotsolvecoordinationbetweenlightweightandstrengthrequirement．Sovariablemethodsbeingusedindesignandmanufacturetoanalyzereliabilityandforecastlifeperiodwillbeindispensabilityinreliabilitydesignofdrivingaxle．PrecisionofReliabilityandlifeanalysisisrestrictedbecauseofmanyinfectionfactors．Problemsofdesigncannotbesolvedcompletely．Sonotonlythemaincomponentsofdrivingaxlewillbetestedonlifetestingbench．butalsothewholedrivingaxle’sreliabilitymustbechecked—Theauthordevelopsrollwheelprojectiondrivingaxlefatiguereliabili“test．bed．Thetest-bedcantestthewholedrivingaxle．Inchapter2，accordingtothefatiguepropertyandfatiguedamageaccumulationofmaterialandcomponent．thedissertationanalysestheproceedingofcomponent’sfatiguelifeprediction．andgivesanengineeringmethodoffatiguelifepredictionusingfatigueamageaccumulationtheory．ThemethodCallbeusedinvaryinglpadproperties．Thedissertationalsodeducesthestresslifemodelandthestrainlifepredictionmodelwhichcanbeusedtoe