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摘要 隨著汽車電子技術的高速發(fā)展，輕型貨車在人們的生活中扮演著重要的角色，而驅動橋一直是汽車的四大總成之一，它對整車性能起著關鍵性的作用。如今提高驅動橋的可靠性和高效性已經(jīng)成為驅動橋發(fā)展的重要趨勢，所以本題設計一款高效可靠、結構簡單的輕型貨車驅動橋，很大程度上降低汽車生產(chǎn)的成本，又推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展，滿足車輛高速、高效益的需要。本文設計參照傳統(tǒng)設計方法以及參考相同類型車型確定輕型貨車總體參數(shù)，接著確定驅動橋主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼的類型，并且完成主減速器設計、差速器設計、半軸設計、驅動橋殼設計的相關計算及強度校核，使輕型貨車驅動橋的設計結構合理，符合汽車的日常生產(chǎn)。 關鍵詞：輕型貨車；驅動橋；主減速器；差速器；半軸；驅動橋殼 ABSTRACT With the rapid development of automotive electronic technology, light truck plays an important role in people's lives, and the drive axle has been one of the four major assembly, which plays a key role in the vehicle performance. Now to improve the reliability and efficiency of the drive axle drive axle has become an important trend of development, so the design of light truck of a high reliability and simple structure of the driving axle, reduces the automobile production cost to a great extent, and promote the development of the automobile economy, meet the vehicle high speed and high efficiency of the need. In order to made the light truck design of drive axle structure reasonabled, and accord with the daily production of vehicles,in this paper,the design reference to the traditional design method, and reference the same type models determine the overall parameters of light truck ， then determine the drive axle main reducer differential axle and drive axle housing type, and the completion of the main reducer design, design of the differential, half shaft design, drive axle housing design calculation and strength check. Keywords: Pickup truck; Drive axle; Main reducer; Differential; Axle; Drive Axle housing 目錄 摘要 1 ABSTRACT 2 第1章 緒 論 5 1.1概述 5 第2章 驅動橋的總體方案確定 9 2.1驅動橋設計要求 9 2.2驅動橋類型的選擇 9 2.3主要設計參數(shù) 10 2.4主減速器結構方案的確定 10 2.4.1主減速比的計算 10 2.4.2主減速器齒輪的類型 11 2.4.3主減速器的減速形式 13 2.4.4主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 14 2.4.5從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 15 2.5差速器結構方案的確定 15 2.6半軸形式的確定 16 2.7橋殼的形式的確定 17 2.8本章小結 18 第3章 主減速器設計 19 3.1概述 19 3.2主減速器錐齒輪設計 19 3.2.1主減速器齒輪計算載荷的確定 19 3.2.2主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 21 3.3主減速器錐齒輪的強度計算 25 3.4主減速器的軸承計算 28 3.4.1 作用在主減速器主動齒輪上的力 29 3.4.2 主減速器軸承載荷的計算 31 3.5主減速器齒輪材料及熱處理 32 3.6本章小結 33 第4章 差速器的設計 34 4.1概述 34 4.2圓錐齒輪差速器齒輪設計 34 4.2.1行星齒輪球面半徑的確定 34 4.2.2行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 35 4.2.3 壓力角 36 4.3圓錐齒輪差速器齒輪強度計算 38 4.4本章小結 40 第5章 半軸設計 41 5.1概述 41 5.2全浮式半軸的計算載荷的確定 41 5.3全浮半軸桿部直徑的初選 42 5.4全浮半軸強度計算 43 5.5全浮式半軸花鍵強度計算 43 5.4本章小結 45 第6章 驅動橋橋殼設計 46 6.1概述 46 6.2橋殼的受力分析及強度計算 46 6.2.1橋殼的彎曲應力計算 46 6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 47 6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 48 6.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 50 6.3 本章小結 51 結 論 52 參考文獻 53 致謝 54 第1章 緒 論 1.1概述 隨著科技的進步以及汽車電子技術的高速發(fā)展，汽車已經(jīng)融入人們的生活，充當大家生活中一個重要的角色，其中輕型貨車就占了汽車家族不小的比重，在汽車市場有著不容小覷的額地位，它的發(fā)展必將極大地推動汽車行業(yè)以及科技的發(fā)展。 驅動橋作為汽車四個重要組成部分中的一個，在汽車性能方面有著不可替代的功能。共分四個部分與發(fā)動機扭矩通過萬向傳動裝置傳來的主減速器、差速器、半軸的驅動車輪，降低轉速，增大扭矩；錐齒輪改變轉矩通過主減速器通過微分作用的轉移方向，通過主減速器對錐齒輪副的方向進行改變，通過差動傳動來實現(xiàn)輪轂兩側的差動動作，保證內輪以不同的速度達到。汽車驅動橋的功能已然明顯，其性能直接影響汽車的整體質量?，F(xiàn)在的社會是高速度、高效益的發(fā)展，假設能設計出具有結構簡單、高效、可靠的優(yōu)點，并且成本低的驅動橋，汽車行業(yè)的技術會有眾多的好處。所以輕型卡車配置驅動橋已成為未來汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展方向，因此，本次驅動橋設計有著符合現(xiàn)實的意義。 隨著近幾年來國內外經(jīng)濟的快速發(fā)展，在我國公路條件的改善以及國內外市場對汽車裝備需求的不斷增加的同時，汽車裝備產(chǎn)品在技術等方面上也提出更高的要求。驅動橋是汽車的重要組成裝備，其作用是改變動力傳遞方向，降低轉速等，而怎樣設計出一款新穎的驅動橋仍是汽車行業(yè)研究的主方向。目前我國在驅動橋的生產(chǎn)上跟國外的差距還是有一定的差距，主要表現(xiàn)在國內生產(chǎn)的驅動橋產(chǎn)品開發(fā)能力弱，缺乏自主創(chuàng)新能力，大多數(shù)產(chǎn)品還是依賴國外同類產(chǎn)品的模仿，而國外在驅動橋的研究設計及生產(chǎn)上已經(jīng)取得成熟的成果。為了適應當今汽車市場的新發(fā)展趨勢，全面提高國內汽車驅動橋產(chǎn)品的國際競爭力，則要求在座的汽車行業(yè)成員們要提高技術創(chuàng)新能力，積極開發(fā)屬于中國的產(chǎn)品。 為了適應未來的發(fā)展需要，提高運輸效率，驅動橋的研究設計成為汽車產(chǎn)業(yè)的主流。但目前我國的驅動橋的研究設計與世界先進驅動橋設計技術仍有一定的差距。我國驅動橋企業(yè)需要存在技術含量低，開發(fā)模式落后，技術創(chuàng)新力不夠，計算機輔助設計應用少等問題。目前我國驅動橋發(fā)展趨勢有驅動橋效率兩極分化，轉向驅動橋制造專業(yè)化，零件部標注化，部件通用化，產(chǎn)業(yè)系列化及產(chǎn)品人性化等。雖然我國驅動橋的發(fā)展任重而道遠，但我們應保持看清現(xiàn)狀，展望未來。需要我們企業(yè)具備自主研發(fā)能力，建立研發(fā)體系，突破關鍵技術，關鍵部件的制造，形成具有自我競爭力的獨特優(yōu)勢。 國外的驅動橋非常值得我們學習，他們在驅動橋方面的造詣很深，值得我們敬佩。驅動橋本身有很多小的部件構成，如果能更進一步加深理解它，那從制造到使用都會有很多的改變。國外的研究發(fā)展就是朝著這個方向，他們投資大量的資金研究驅動橋的每一個部分，這樣每一個小的改變都會變成大的改變，讓汽車變好的為我們服務。不得不說，驅動橋的研究很大程度上提高了汽車科技的發(fā)展，讓我們看得更遠，想的更多，對以后的生活也有了更多的憧憬。 1.2驅動橋的結構和分類 1.2.1驅動橋的結構 驅動橋處于傳動系的末端，，一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼等組成[1] ,如圖1.1所示。 1半軸 2圓錐滾子軸承 3支承螺栓 4主減速器從動錐齒輪 5油封 6主減速器主動錐齒輪 7彈簧座 8墊圈 9輪轂 10調整螺母 圖1.1 驅動橋 1.2.2驅動橋的分類 驅動橋總成的結構型式，按其總體布置來說共有兩種，即斷開式驅動橋和非斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時應選用非斷開式驅動橋，而當驅動車輪采用獨立懸架時，則應選用斷開式驅動橋。因此前者又稱為非獨立懸架驅動橋，后者又稱為獨立懸架驅動橋。 整個驅動橋通過彈性懸架與車架連接，由于半軸套管與主減速器殼是剛性地連成一體的，因而兩側的半軸和驅動輪不可能在橫向平面內作相對運動，所以稱這種驅動橋為非斷開式驅動橋，亦稱為整體式驅動橋[1],如下圖1.2所示 1-后橋殼 2-差速器 3-差速器行星齒輪 4-差速器半軸齒輪 5-半軸 6-主減速器從動齒輪圈 7-主減速器主動小齒輪 圖1.2 非斷開式驅動橋示意圖 驅動橋另一大類是斷開式驅動橋，它的特點是沒有連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或粱，主減速器、差速器及其殼體安裝在車架或車身上，通過萬向傳動裝置驅動車輪；兩側的驅動車輪經(jīng)獨立懸架與車架或車身作彈性連接，因此可以彼此獨立地相對于車架或車身上下擺動[2]，如下圖1.3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1.3 斷開式驅動橋結構圖 1.3設計的主要內容 1．驅動橋結構和布置方案確定。 2．驅動橋零件參數(shù)確定及校核； （1）完成主減速器參數(shù)選擇和計算； （2）完成差速器的設計和計算； （3）完成半軸的設計和計算； （4）完成驅動橋殼的受力分析及強度計算。 3.完成驅動橋裝配圖和主要部分零件圖。 第2章 驅動橋的總體方案確定 2.1驅動橋設計要求 1、選擇適當?shù)闹鳒p速比。 2、外廓尺寸小，以滿足通過性。 3、齒輪工作平穩(wěn)，噪聲小。 4在各種載荷下有高傳動效率。 5具有足夠的強度和剛度，盡可能降低質量， 6、與懸架導向機構運動協(xié)調。 7、結構簡單，制造容易，調整方便。 2.2驅動橋類型的選擇 斷開式驅動橋可以減少汽車簧下質量，這是它的一大特點。因此會提高汽車行駛平順性，比較適合重型汽車。但是其結構相當復雜，零件制造難度大，生產(chǎn)耗時久且花費高，并不適合大量投資于汽車市場。 非斷開式驅動橋大量的使用于各種載貨車，可以優(yōu)化其載質量和通過性。非斷開式驅動橋的橋殼是一根支撐在左右驅動車輪上的剛性空心梁，主減速器、差速器和半軸等所有傳動件都裝載其中，驅動橋、驅動車輪均屬于簧下質量 [2]。非斷開式驅動橋的優(yōu)點顯而易見，成本低并且工作效率高，所以在汽車行業(yè)上被大量的采用，深受人們的喜愛和歡迎。 綜上所述，如今科技都是向簡單高效發(fā)展，非斷開式驅動橋有著結構簡單、造價低廉、工作可靠、傳動效率高等優(yōu)點， 使用于輕型貨車上會更加合適當今社會的發(fā)展，所以選擇非斷開式驅動橋作為最終的設計方案。 2.3主要設計參數(shù) 本次設計針對東風EQ1080S9BDE型載貨汽車，主要參數(shù)如下表2-1所示。 表2-1東風輕型貨車主要參數(shù) 序號 項目 數(shù)據(jù) 單位 1 車身長度 6955 mm 2 車身寬度 2090 mm 3 車身高度 2300 mm 4 總質量 7650 kg 5 額定質量 4495 kg 6 最大功率/轉速 90/3000 kw/rpm 7 最大轉矩/轉速 230/2200 N.m/rpm 8 軸距 3800 mm 9 前輪距 1569 mm 10 后輪距 1530 mm 11 排量 3.9 L 12 最高車速 90 Km/h 2.4主減速器結構方案的確定 2.4.1主減速比的計算 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率Pmax及其轉速np的情況下，所選擇i0的值可以保證這些車有盡量最高車速vmax。這時i0值應按下式來確定[3]： =0.377 （2.1） 式中：——車輪的滾動半徑，=0. 5m ——變速器最高檔傳動比1.0（為直接檔）。 ——最大功率轉速3200 r/min ——最大車速90km/h 其他的汽車，為了得到足夠的功率使最高車速略微降低，一般選得比最小值大10%～25%，即按下式選擇： =（0.377~0.472） （2.2） 經(jīng)計算初步確定=6.16 結果求得的應與同類汽車的主減速比進行對比，并考慮到主、從動主減速齒輪可能的齒數(shù)對予以校正并最后確定。 2.4.2主減速器齒輪的類型 主減速器齒輪的傳動方式有4種，如下圖2.1所示。 圖2.1 主減速器齒輪傳動形式 (a)弧齒錐齒輪傳動 （b）雙曲面齒輪傳動 （c）圓柱齒輪傳動 （4）蝸桿傳 在如今的汽車市場中，人們更加偏向螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。這兩種齒輪的類型，被廣泛應用于驅動橋的設計和生產(chǎn)，螺旋錐齒輪如圖2.2（a）所示主，雙曲面齒輪如圖2.2（b）所示 (a) 螺旋錐齒輪 (b) 雙曲面齒輪 圖2.2 螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪 雙曲面齒輪傳動和弧齒輪傳動各有千秋，表2-2為兩者的對比 表2-2 雙曲面齒輪傳動對比弧齒錐齒輪 雙曲面齒輪傳動 對比 弧齒錐齒輪傳動 優(yōu)點 缺點 ①尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。 ②傳動比一定時，如果主、從動齒輪尺寸相同，雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 ③當傳動比一定，主、從動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪的直徑較小，有較大的離地間隙。 ④工作過程中，雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側向滑動，又有沿齒長方向的縱向滑動，這可以改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。 ①方向的縱向滑動使摩擦損失增加，降低了傳動效率。 ②齒面間有大的壓力和摩擦功，使齒輪抗嚙合能力降低。 ③雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。 ④雙曲面齒輪必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油 由于螺旋錐齒輪可以支撐大的載荷，運行穩(wěn)定可靠，所以本設計采用螺旋錐齒輪。 2.4.3主減速器的減速形式 主減速器的分類如下圖2.3所示。 圖2.3 主減速器分類 如今汽車已經(jīng)得到很多改善，并且汽車市場逐漸走向簡單高效益的道路，大量貨車都不需要采用復雜的結構來提高車子的性能。另一方面，對于轎車和一般輕型貨車，單級主減速器是最好的選擇，它具有結構簡單、制造成本低，體積和質量較小，傳動效率高的優(yōu)勢。雙極主減速器尺寸和質量都大，并且結構復雜，制造工藝要求高，一般應用于總質量較大的汽車上。 本次設計貨車主減速比i0小于7，所以采用單級主減速器。 2.4.4主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 如今主減速器主動錐齒輪的支承形式分別為： ①懸臂式 懸臂式支承結構如圖2.4所示，在錐齒輪大端一側采用較長的軸徑，其上安裝兩個圓錐滾子軸承；為了減小懸臂長度a和增加兩端的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子向外[2]。這種支撐形式結構簡單，但是支撐剛度不理想，不適用于大型卡車或者重型貨車。 圖2.4 錐齒輪懸臂式支承 圖2.5 主動錐齒輪跨置式支承 ②跨置式 跨置式支承結構如圖2.5所示，在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善[2]。這種支撐形式可以傳遞巨大的轉矩，大型的車輛優(yōu)先選擇。 綜上主動錐齒輪采用懸臂式支撐結構（圓錐滾子軸承）。 2.4.5從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的支撐方式如下圖2.6所示。它基本使用圓錐滾子軸承支承。在安裝的時候，要注意圓錐滾子大端要面向里，這樣會縮短c+d的距離。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上，從動齒輪節(jié)圓直徑較大時采用螺栓和差速器殼固定在一起[4]。 圖2.6 從動錐齒輪支承形式 綜上從動錐齒輪采用跨置式支撐結構（圓錐滾子軸承）。 2.5差速器結構方案的確定 大家都知道，在同等的時間內，汽車轉彎時內外兩車輪走過的路程是不一樣的。然而兩個車輪又固定在同一根軸上，兩者的角速度一樣，這樣車輪的滑移是無法避免的。就算是汽車直線行走，路面也不是光滑的，車輪也會有各種誤差，角速度相同的情況下，滑動是不可避免的。這時候，差速器就能解決這個問題，這也是它的功能所在。差速器的分類如下圖2.7所示。 圖2.7 差速器分類 本設計差速器結構形式是選擇普通錐齒輪式差速器。 2.6半軸形式的確定 半軸根據(jù)其車輪端的支撐方式不同，可按表2-3進行分類。 表2-3 半軸形式的分類 半浮式 3/4浮式 全浮式 結構特點 半軸外端的支撐軸承位于半軸套管外端的內孔中，車輪裝在半軸上。這種結構簡單，所受載荷較大，只用于乘用車和總質量較小的商用車上。 半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸半軸套管的端部，直接支撐于車輪輪轂。一般用在乘用車和總質量較小的商用車上。 半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相連，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支撐在驅動橋殼的半軸套管上。主要應用于總質量較大的商用車上。 全浮式半軸工作穩(wěn)定，是輕型車輛的熱衷產(chǎn)品，故本設計采用此種半軸。 2.7橋殼的形式的確定 橋殼的分類如下表2-4所示 表2-4 橋殼的分類 可分式 整體式 組合式 結構特點 由一個垂直接合面分為左右兩部分，兩部分通過螺栓連接成一體。這種橋殼結構簡單，制造工藝好，主減速器支撐剛度好，但拆裝調整很不方便。 整個橋殼是一根空心梁，橋殼和減速器殼為兩體。強度、剛度較大，易拆裝和調整方便。 將主減速器殼與部分橋殼鑄為一體，而后用無縫鋼管分別壓入殼體兩端，兩者用塞焊或銷釘固定。剛度較好，但要求較高的加工精度。 整體式橋殼又可以分為鑄造式、鋼板沖壓焊接式、和擴張成形式。鑄造式橋殼強度和剛度都很完善，并且易拆裝和調整，受到市場的好評。此次設計采用的橋殼為整體式鑄造式橋殼。 2.8本章小結 本章開始確定主減速比，然后確定其他部件結構。一步一步的確定主減速器、差速器、半軸、橋殼的選擇。最終確定了驅動橋各總部分結構組成。 第3章 主減速器設計 3.1概述 主減速器一直是汽車市場的一個重要產(chǎn)品，它對汽車來說是不可或缺的一部分。對于轎車和一般輕型貨車，單級主減速器（圖3.1）是最好的選擇，它具有結構簡單、制造成本低，體積和質量較小，傳動效率高的優(yōu)勢。雙極主減速器（圖3.2）尺寸和質量都大，并且結構復雜，制造工藝要求高，一般應用于總質量較大的汽車上。 圖3.1單級主減速器 圖3.2雙極主減速器 3.2主減速器錐齒輪設計 3.2.1主減速器齒輪計算載荷的確定 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 /n （3.1） 式中： —發(fā)動機最大轉矩230； ——由發(fā)動機到主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比 ==6.16×4.69=28.8904 變速器傳動比=4.69； ——上述傳動部分的效率，取=0.96； ——超載系數(shù)，取=1.0； n——驅動橋數(shù)目1。 =230 28.8904 1 0.96/1=6379.0032 2、按驅動輪在良好路面上打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （3.2） 式中： ——汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大負荷N；但后橋來說還應考慮到汽車加速時負腷增大量，可初?。? =×9.8=7650×9.8=74970N ——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=0.85； 對于越野汽車，取=1.0； ——車輪滾動半徑，0.5m； ——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和傳動比，分別取0.96和1。 = 33189.8 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（）的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。 由式（3.1），式（3.2）求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞依據(jù)。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，而礦用車和越野車在高負荷低車速條件下工作，對于公路車輛來說，使用條件較非公路用車穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的，即主減速器的平均計算轉矩。 3、 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 = （3.3） 式中：——汽車滿載總重N, =7650×9.8=74970N； ——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0； ——道路滾動阻力系數(shù)，初取 =0.015； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。初取=0.05； ——汽車性能系數(shù) （3.4） 當 =62.33>16時，取=0。 == 2031 3.2.2主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 （1）齒數(shù)的選擇 根據(jù)主減速比確定：對于單級主減速器，當較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數(shù)z1取小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。 ①.當≥6時，z1的最小取值可取5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，z1最好大于5； ②.當較?。ǎ?.5～5）時，z1可取為5～12，但這時常會因為主、從齒輪齒數(shù)太多，尺寸太大而不能保證所要求的離地間隙； ③.為了磨合均勻，z1、z2之間應避免有公約數(shù)； ④.為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，z1與z2之和應不小于40； 由于主減速器的傳動比為5.1428，先定主動齒輪齒數(shù)z1=7，從動齒輪齒數(shù)z2=38。 （2）節(jié)圓直徑的選擇 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉矩（見式3.1，式3.2并取兩者中較小的一個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出： mm 取=268mm （3.5） 式中：d2—從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； Kd2—直徑系數(shù)，取K d2＝=13～16； —計算轉矩；取Tce與Tcs中較小者： （3）齒輪端面模數(shù)的選擇 選定后，可按式算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核 取=7mm 式中：——模數(shù)系數(shù)，取=0.3~0.4； ——計算轉矩，，取。 （4）圓錐齒輪從動齒輪的齒寬 F為其節(jié)錐距的0.3倍。對于汽車工業(yè)，主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用： F=0.155=41.23mm，可初取F=41mm。 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適，在此取=45 5）螺旋錐齒輪螺旋方向 一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢。 （6）螺旋角的選擇格里森制推薦公式：。 式中：z1 ，z2 —主、從動齒輪齒數(shù)； E—雙曲面齒輪的偏移距，mm；對螺旋錐齒輪取E=0。 在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用35° （7）主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向。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，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。 表3.1 齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計?算?公?式 計?算?結?果 1 主動齒輪齒數(shù) 6 2 從動齒輪齒數(shù) 37 3 模數(shù) 7 4 齒面寬 =41mm =45mm 5 工作齒高 9.17mm 6 全齒高 =10.108mm 7 法向壓力角 =20° 8 軸交角 =90° 9 節(jié)圓直徑 = 42mm =259mm 10 節(jié)錐角 arctan =90°- =9.21° =80.79° 11 節(jié)錐距 A= = A=131.19mm 12 周節(jié) t=3.1416 t=21.99mm 13 齒頂高 =7.595mm =1.575mm 14 齒根高 = =2.513mm =8.533mm 15 徑向間隙 c= c=0.938mm 16 齒根角 =1.10° =3.72° 17 面錐角 ； =12.93° =81.89° 18 根錐角 = = =8.11° =79.69° 19 外圓直徑 = =79mm =259.5mm 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 =128.28mm =19.44mm 21 理論弧齒厚 =16.39mm =5.6mm 22 齒側間隙 B=0.178~0.228 0.2mm 23 螺旋角 =35° 3.3主減速器錐齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。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。 螺旋錐齒輪的強度計算： （1）主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 ①單位齒長上的圓周力 按發(fā)動機最大轉矩計算時： （3.6） 式中：——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取230； ——變速器的傳動比； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取42mm.； 按上式計算一檔時：861 N／mm 直接檔時：N／m。 按最大附著力矩計算時： （3.7） 式中：——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取58800N； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85； ——輪胎的滾動半徑，在此取0. 5m； 按上式=1838.13 N／mm。 雖然附著力矩產(chǎn)生的p很大，但由于發(fā)動機最大轉矩的限制p最大只有861N/mm可知，校核成功。 ②輪齒的彎曲強度計算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力為 （3.8） 式中：——錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa； T——齒輪的計算轉矩，； ——超載系數(shù)，一般取1； ——尺寸系數(shù)，0.720； ——載荷分配系數(shù)，懸臂式結構，=1.25； ——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv =1； ——所計算的齒輪齒面寬；B=41mm； z——計算齒輪的齒數(shù)； ——齒輪端面模數(shù)；=7； ——齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取0.03。 圖3.1 彎曲計算用綜合系數(shù)J 對于主動錐齒輪， T=1107.79 ；從動錐齒輪，T=6835.08 ； 將各參數(shù)代入式（3.8），有： 主動錐齒輪， =548.34MPa； 從動錐齒輪，=540.61MPa； 主從動錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。 按計算：主動錐齒輪彎曲應力=153.31N／mm<210N／mm 從動錐齒輪彎曲應力=153.39 N／mm<210N／mm 綜上所述由表3.2，計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。 （2）輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力（MPa）為： （3.9） 式中：——主動齒輪最大轉矩，； ——主動齒輪工作轉矩，； ——主動錐齒輪大端分度圓直徑，mm；d1=42mm ——齒面質量系數(shù)，一般情況下，對于制造精確的齒輪可取=1.0； ——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6 /mm； ——尺寸系數(shù)，它考慮齒輪尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情 況下，可取=1； 、、選擇同式（3.8） ——計算齒輪的齒面寬，B=41mm； ——齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取0.154，見圖3.2所示； 圖3.2 接觸強度計算綜合系數(shù)J 齒輪的平均齒面接觸強度：=1641.02MPa< =1750MPa 齒輪的最大齒面接觸強度：=2711.39MPa< =2800MPa， 故符合要求、校核合理。 3.4主減速器的軸承計算 軸承起到了連接的作用，平時收到很大載荷力的影響。軸承壽命變短的主要因素是工作條件不理想。在驗算軸承壽命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。 3.4.1 作用在主減速器主動齒輪上的力 如圖3.3所示錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 圖3.3 主動錐齒輪工作時受力情況 為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算[10]： (3.10) 式中：——發(fā)動機最大轉矩，在此取201N·m； ，…——變速器在各擋的使用率，可參考表3.4選取0.5％，2％，5％，15％，77.5％； ，…——變速器各擋的傳動比4.71，3.82，2.88，1.59，1； ，…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表3.4選取50％，60％，70％，70％，60％。 式中：——發(fā)動機最大轉矩，；——汽車總重。 經(jīng)計算=228.56 N·m 齒面寬中點的圓周力P為： =12873N （3.11） 式中：T——作用在該齒輪上的轉矩。主動齒輪的當量轉矩； ——該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。對于螺旋錐齒輪 所以：＝35.51mm =219mm； ——從動齒輪的節(jié)錐角80.79°。 表3.2 圓錐齒輪軸向力與徑向力 主動齒輪 軸向力 徑向力 螺旋方向 旋轉 方向 右 左 順時針 反時針 右 左 反時針 順時針 主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉方向為順時針： =9763 N （3.12） = 7026 N （3.13） 從動齒輪的螺旋方向為右：旋轉方向為逆時針： =7026（N） （3.14） =9763（N） （3.15） 式中：——齒廓表面的法向壓力角20； ——主動齒輪的節(jié)錐角9.21； ——從動齒輪的節(jié)錐角80.79。 3.4.2 主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已初步確定，計算出齒輪的軸向力、徑向力圓周力后，則可計算出軸承的徑向載荷。 對于采用懸臂式的主動錐齒輪和跨置式的從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖3.4所示 圖3.4 主減速器軸承的布置尺寸 軸承A，B的徑向載荷分別為 = （3.16） （3.17） 式中：已知=12873N，=7026N，=9763N , ＝35.51mm, a=30mm，b=60mm，c=150mm。 所以，軸承A的徑向力=5191.72 N 軸承B的徑向力=13310.14 N 懸臂式支撐的主動齒輪a=30，b=60，c=150 式中：，——軸承A、B的徑向載荷 ——齒面寬中點處的圓周力； ——主動齒輪的軸向力； ——主動齒輪的徑向力； ——主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 3.5主減速器齒輪材料及熱處理 在工作的時候，驅動橋齒輪高速運轉，產(chǎn)生的載荷大，過程時間長。長期如此，齒輪很容易損壞。因此對齒輪的要求很高，因此材料熱處力要滿足以下幾點： 1、要較高的疲勞彎曲強度。 2、要較高的表面接觸疲勞強度。 3、齒輪應有韌性避免折斷。 4、鋼材的鍛造、切削性能要好。 5、提高質量，縮短時間。 6、齒輪基本使用滲碳合金制造。 7、滲碳、直接淬火、 回火后，齒輪表面硬度應達到58~64HRC。 對滲碳深度有如下的規(guī)定：當端面模數(shù)m＜5，為0.9~1.3mm 當端面模數(shù)m＞5~8，為1.0~1.4mm 3.6本章小結 本章確定了主減速器的參數(shù)，接著對主減速器齒輪計算載荷的計算、齒輪參數(shù)的選擇，螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算并對主減速器齒輪的材料及熱處理，主減速器的潤滑等做了合理的選擇和相關的計算。 第4章 差速器的設計 4.1概述 對稱錐齒輪式差速器（圖4.1）是汽車市場最受歡迎的差速器，大家在購買配件時總是能第一時間想到它的存在。由于其制造工藝不復雜，運行效率高，結構簡單，所以一直在差速器中處于居高不下的地位。 圖4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器 4.2圓錐齒輪差速器齒輪設計 齒輪數(shù)目選擇：4個行星齒輪。 4.2.1行星齒輪球面半徑的確定 錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。 球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定[12]： =47.444～56.744mm （4.1） 取=49m 式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，2.5～3.0于有2個行星輪的轎車以及所有的越野汽車和礦用汽車取大值，取3.0。 確定后，即根據(jù)下式預選其節(jié)錐距： =（0.98～0.99）=47.04～47.52mm （4.2） 取48mm 4.2.2行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 為了得到較大的模數(shù)使齒輪有較高的強度，行星齒輪的齒數(shù)要盡量少，但一般不應少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.5～2范圍內。取=10，=20。 在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝，即應滿足： = =10 （4.3） 差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角： (4.4) 式中：——行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。 再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)： =4.36 （4.5） 取標準模數(shù)5； 式中：在前面已初步確定。 算出模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得： ； （4.6） 4.2.3 壓力角 目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減至10，并且再小齒輪齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。 行星齒輪安裝孔與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度，如圖4.2所示。 圖4.2安裝孔直徑及其深度L =26（mm） =23.72 mm （4.7） 式中：——差速器傳遞的轉矩6835.08； n——行星齒輪數(shù)4； ——行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm. ，是半軸齒輪齒面寬中點處的直徑， []——支承面的許用擠壓應力，取為69MPa.。 表4.1為汽車差速器用錐齒輪的幾何尺寸計算步驟，表中計算用的弧齒厚系數(shù)τ見圖4.3。 表4.1 汽車差速器錐齒輪的幾何尺寸計算表 序號 項 目 計?算?公?式?及?結?果 1 行星齒輪齒數(shù) 2 半軸齒輪齒數(shù) 3 模數(shù) 4 齒面寬 =13mm 5 齒工作高 =1.6m=8mm 6 齒全高 h=1.788m+0.051=8.991mm 7 壓力角 8 軸交角 9 節(jié)圓直徑 10 節(jié)錐角 11 節(jié)錐距 A===56mm 12 周節(jié) t=3.1416m=15.708mm 13 齒頂高 5.926mm 2.874mm 14 齒根高 mm mm 15 徑向間隙 16 齒根角 17 面錐角 18 根錐角 19 外圓直徑 mm mm 20 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 mm mm 21 理論弧齒厚 mm mm 22 齒側間隙 4.3圓錐齒輪差速器齒輪強度計算 差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，因為行星齒輪在差速器的工作中相當于等臂推力桿的作用，僅在左/右驅動車輪有轉速差時行星齒輪和半軸齒輪之間有相對滾動的緣故。 汽車差速器齒輪的彎曲應力為 （4.8） 式中：T——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩，； （4.9） ==1025.262； ==286.65； n——差速器行星齒輪數(shù)目4； ——半軸齒輪齒數(shù)20； ——超載系數(shù)1.0； ——質量系數(shù)1.0； ——尺寸系數(shù)=0.67； ——載荷分配系數(shù)1.1； F——齒面寬13mm； m——模數(shù)5mm； J——計算汽車差速器齒輪彎曲應力的總和系數(shù)0.224，見圖4.4。 圖4.3 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數(shù)（弧齒系數(shù)） 圖4.4 彎曲計算用綜合系數(shù)J 以計算得：==319 MPa<[]=980 MPa 以計算得：==89.31MPa<[]=210Mpa 所以綜上所述差速器齒輪強度滿足要求。 4.4本章小結 本章對對稱式圓錐行星齒輪差速器的基本參數(shù)進行了必要的設計計算，對差速器齒輪的幾何尺寸及強度進行了計算，最終確定了所設計差速器的各個參數(shù)，取得機械設計、機械制造的標準值并滿足了強度計算和校核。 第5章 半軸設計 5.1概述 非斷開式驅動橋的半軸，根據(jù)支承型式分為類如圖5.1所示。 圖5.1 （a）半浮式 （b）3/4浮式 （c）全浮式 每種形式都有各自的特點，通過上面的方案確定，本次設計采用全浮式半軸。 5.2全浮式半軸的計算載荷的確定 半軸的主要尺寸是它的直徑，設計計算時首先應合理地確定其計算載荷。 半軸計算應考慮到以下三種可能的載荷工況： （1）縱向力（驅動力或制動力）最大時（=），附著系數(shù)φ取0.8，沒有側向力作用； （2）側向力Y2最大時，其最大值發(fā)生于側滑時，為Z2φ1，側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù)φ1在計算中取1.0，沒有縱向力作用； （3）垂向力最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，kd，kd是動載荷系數(shù)，這時沒有縱向力和側向力的作用。 全浮式半軸在上述第一種工況下 縱向力應按最大附著力計算，即 =15288N （5.1） 式中：——汽車加速和減速時的質量轉移系數(shù)，對于后驅動橋可取1.3； ——輪胎與的地面的附著系數(shù)0.8； 對于驅動車輪來說，當按發(fā)動機最大轉矩及傳動系最低檔傳動比計算所得的縱向力小于按最大附著力所決定的縱向力時，則按下式計算，即 或=7689.28N （5.2） 式中：——差速器的轉矩分配系數(shù)0.6； ——發(fā)動機最大轉矩245； ——傳動系最低檔傳動比29.06； ——汽車傳動效率0.9； ——輪胎滾動半徑0.5m。 取兩者的較小值，所以7689.28N 轉矩為： 3844.64 （5.3） 圖5.1 全浮式半軸支承示意圖 5.3全浮半軸桿部直徑的初選 設計時，半浮式半軸桿部直徑的初步選擇可按下式進行： =32.11~34.15mm取d=33mm （5.4） 式中：d——半軸桿部直徑mm； T——半軸的計算轉矩，3844.64； ——半軸轉矩許用應力，MPa。因半軸材料取40Cr，為784MPa 左右，考慮安全系數(shù)在1.3～1.6之間，可取=490~588MPa。 5.4全浮半軸強度計算 半軸的扭轉應力可由下式 = （5.5） 式中：——半軸扭轉應力，MPa； T——半軸的計算轉矩3844.64； d——半軸桿部直徑33mm； ——半軸的扭轉許用應力，取=490~588MPa。 ==545.14<，強度滿足要求。 半軸的最大扭轉角為 （5.6） 式中：T——半軸承受的最大轉矩，3844.64； ——半軸長度768mm； G——材料的剪切彈性模量8.4×10N/mm； J——半軸橫截面的極慣性矩，=147249mm。 經(jīng)計算最大扭轉角=14.48°，扭轉角宜選為6°~15°滿足條件。 5.5全浮式半軸花鍵強度計算 為了使半軸的花鍵內徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做得粗些，并適當?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應地增加，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)?？紤]到此處花鍵部分與桿部之間的倒角為13mm。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當無較大鍛造設備時可采用兩端均為