需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖紙預(yù)覽請見文檔前面的插圖，原稿更清晰，可編輯xxxxxx畢業(yè)設(shè)計（論文）乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋設(shè)計 學(xué) 院 專業(yè)班級 學(xué)生姓名 學(xué)生學(xué)號 指導(dǎo)教師 2015 年 5 月 20 日需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763I目 錄摘 要 .IIIABSTRACT.IV第 1 章 緒論 .11.1 研究背景及意義 .11.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)況 .11.3 設(shè)計要求及技術(shù)參數(shù) .3第 2 章 總體結(jié)構(gòu)方案擬定 .4第 3 章 主減速器的設(shè)計 .63.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 .63.1.1 主減速器的齒輪類型 .63.1.2 主減速器的減速形式 .73.1.3 主從動齒輪的支承形式 .83.2 基本參數(shù)選擇與計算 .93.2.1 主減速比 的確定 .90i3.2.2 齒輪計算載荷的確定 .103.3 齒輪的設(shè)計與校核 .133.3.1 主、從動齒輪齒數(shù)的選擇 .133.3.2 斜齒輪材料選擇 .133.3.3 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 .133.3.4 校核齒面的接觸強度 .163.4 軸承的選擇與校核 .173.4.1 軸承的載荷計算 .173.4.2 軸承型號的確定 .18第 4 章 差速器的設(shè)計 .204.1 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇 .204.2 差速器齒輪設(shè)計 .204.3 齒輪強度計算 .23II4.3.1 齒輪材料選擇 .234.3.2 校核計算 .234.4 行星齒輪軸的設(shè)計計算 .234.4.1 行星齒輪軸的分類及選用 .244.4.2 行星齒輪軸的尺寸設(shè)計 .244.4.3 行星齒輪軸的材料 .24第 5 章 傳動半軸的設(shè)計 .255.1 半軸的型式選擇 .255.2 半軸的設(shè)計與校核 .255.2.1 半軸的設(shè)計計算 .255.2.2 半軸的強度較核 .265.3 半軸的結(jié)構(gòu)、材料及熱處理 .28第 6 章 萬向節(jié)的設(shè)計 .296.1 萬向節(jié)結(jié)構(gòu)選擇 .296.2 萬向節(jié)設(shè)計計算 .306.3 萬向節(jié)的材料及熱處理 .30總 結(jié) .31參考文獻 .32致 謝 .33III摘 要本文主要是設(shè)計某乘用車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，對于乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，既要滿足轉(zhuǎn)向的要求，又要滿足驅(qū)動的要求。其主要由主減速器、差速器、半軸、萬向節(jié)、驅(qū)動橋橋殼等構(gòu)成。驅(qū)動橋的設(shè)計是否合理直接關(guān)系到汽車使用性能的好壞，它承受著來自路面和懸架之間的一切力和力矩，是汽車中工作條件最惡劣的總成之一，如果設(shè)計不當(dāng)會造成嚴(yán)重的后果。本次設(shè)計根據(jù)給定的參數(shù)，首先對主減速器進行設(shè)計，主要是對主減速器的結(jié)構(gòu)，以及幾何尺寸進行了設(shè)計，主減速器的形式設(shè)計為單級主減速器，而主減速器的齒輪形式采用的是漸開式圓柱斜齒輪；其次，對差速器的形式進行選擇，差速器的形式采用普通對稱式圓錐行星齒輪差速器；接著，對半軸的結(jié)構(gòu)、支承形式，以及萬向節(jié)的形式和特點進行了分析設(shè)計；最后，對以上的零件進行了強度的校核，并用 AutoCAD 軟件繪制本轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的裝配圖和主要零部件圖紙。關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，主減速器，差速器，半軸，萬向節(jié)IVVVIVIIVIIIIXXAbstractThis article is designed to drive a passenger car steering axle, drive axle steering for passenger cars, the steering is necessary to meet the requirements, but also to meet the driving requirements. Which is mainly composed of the main reducer, differential, axle, XIuniversal joints, drive axle housing and so on. Drive axle design is reasonable car use is directly related to performance quality, which bear all the forces and moments from between the road surface and the suspension is one of the worst working conditions in automobile assembly, improper design will result if serious consequences.The design according to the given parameters, the first of the main reducer designed mainly for the final drive structure, and geometry has been designed in the form of the final drive designed as a single-stage main gear, and the main reducer The gear is used in the form of involute helical gear; secondly, to choose the form of differential, differential form of ordinary symmetrical cone planetary gear differential; Next, axle configuration, support form and the forms and characteristics of joints were analyzed design; Finally, the above parts of the strength check, and draw of the steering assembly drawing with AutoCAD software drive axle and the main parts of drawings.Keywords:Steering drive axle, The main reducer, Differential, Axle, Universal joint乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋設(shè)計1第 1 章 緒論1.1 研究背景及意義（1）轎車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋是轎車的重要大總成，承受著轎車的裝在簧上及地面經(jīng)車輪、車架或承載式車身經(jīng)懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅(qū)動橋還傳遞著傳動系中的最大轉(zhuǎn)矩，橋殼還承受著反作用力矩。（2）轎車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式和設(shè)計參數(shù)除對橋車的可靠性和耐久性有重要影響外，也對轎車的行駛性能如動力性、經(jīng)濟性、平順性、通過性和操縱穩(wěn)定性等有直接影響。因此，轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)選型、設(shè)計參數(shù)選取及設(shè)計計算最轎車的整體設(shè)計具有及其重要的作用。（3）轎車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋設(shè)計涉及的機械零部件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要涉及到所有的現(xiàn)代機械制造工藝（包括鑄、鍛、焊、熱處理、粉末冶金等熱加工工藝，車、銑、刨、磨、拉削、冷滾壓或擠壓、噴丸處理、冷沖、配對研磨等冷加工工藝，鍍銅、鍍錫、鍍鋅、磷化處理、滲流處理等表面處理工藝等） 。因此，通過對轎車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的學(xué)習(xí)和設(shè)計實踐，再加進優(yōu)化設(shè)計、可靠性分析和有限元分析等內(nèi)容，可以更好的掌握現(xiàn)代轎車設(shè)計與機械涉及的全面知識和技能。1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)況驅(qū)動橋作為汽車四大部件之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車顯得尤為重要。當(dāng)采用大功率發(fā)動機輸出大的轉(zhuǎn)矩以滿足目前載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅(qū)動橋。（1）主減速器在 20 世紀(jì)末的 20 多年，世界減速器齒輪技術(shù)有了很大的發(fā)展，產(chǎn)品發(fā)展的總趨勢是小型化、高速化、低噪聲、高可靠度。技術(shù)中最引人注目的要數(shù)硬齒面技術(shù)、功率分支技術(shù)和模塊化設(shè)計技術(shù)。硬齒面技術(shù)在 20 世紀(jì) 80 年代在國外日趨成熟。采用優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件滲碳淬火磨齒的硬齒面齒輪，精度不低于 ISO13281975 的 6 級。綜合承載能力為中硬齒面齒輪的 4 倍 為軟齒面齒輪的 5-6 倍。一個中等規(guī)格的硬齒面齒輪減速器的重量僅為2軟齒面齒輪減速器的 1/3 左右。20 世紀(jì) 70 年代至 90 年代初期，我國的高速齒輪技術(shù)經(jīng)歷了繪測仿制、技術(shù)引進、技術(shù)攻關(guān)到獨立設(shè)計 3 個階段。目前我國的設(shè)計制造能力基本上可以滿足國內(nèi)生產(chǎn)需要，設(shè)計制造的最高參數(shù) 最大功率 44MW，最高線速度 168m/s，最高轉(zhuǎn)數(shù)67000r/min。我國低速重載齒輪技術(shù)，特別是硬齒面齒輪技術(shù)也經(jīng)歷了測繪仿制等階段，從無到有逐步發(fā)展起來。除了摸索掌握的制造技術(shù)外。在 20 世紀(jì) 80 年代末至 90 年代初推廣的硬齒面技術(shù)中，我們還作了解決“斷軸” 、“選用”等一系列有意義的工作。在這期間我們還制定了一系列的減速器標(biāo)準(zhǔn) 如ZBJ19004-88圓柱齒輪減速器 、ZBJ19026-90運輸機械用減速器等幾個硬齒面減速器標(biāo)準(zhǔn)。當(dāng)今世界各國減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢是六高、二低、二化方面發(fā)展。六高即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率，即噪聲低、成本低 二化即標(biāo)樁化、多樣化。 減速器和齒輪的設(shè)計與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標(biāo)志著一個國家的工業(yè)水平。因此，開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我國有廣闊的前景。（2）差速器目前國內(nèi)重型汽車的差速器產(chǎn)品的技術(shù)基本源自美國、德國、日本等幾個傳統(tǒng)的工業(yè)國家，我國現(xiàn)有的技術(shù)基本上是引進國外的基礎(chǔ)上發(fā)展的，而且已經(jīng)有了一定的規(guī)模。但是目前我國的差速器沒有自己的核心技術(shù)產(chǎn)品，自主開發(fā)能力仍然很弱，影響了整車新車的開發(fā)。在差速器的技術(shù)開發(fā)上還有很長的路要走。當(dāng)前汽車在朝著經(jīng)濟性和動力性的方向發(fā)展，如何能夠使自己的產(chǎn)品燃油經(jīng)濟性和動力性盡可能提高是每個汽車廠家都在做的事情，當(dāng)然這是一個廣泛的概念，汽車的每一個部件都在發(fā)生著變化。差速器也不例外，尤其是那些對操控性有較高需求的車輛。國外的那些差速器生產(chǎn)企業(yè)的研究水平已經(jīng)很高，而且還在不斷的進步，年銷售額達 18 億美金的伊頓公司汽車集團是全球化的汽車零部件制造供應(yīng)商，在發(fā)動機氣體管理，變速箱，牽引力控制和安全排放控制領(lǐng)域居全球領(lǐng)先地位。對汽車差速器的內(nèi)部各零件的加工制造要用精密制造方法。零件主要產(chǎn)品包括發(fā)動機氣體管理部分及動力控制系統(tǒng)，其中屬于動力控制系統(tǒng)10的差速器類產(chǎn)品 2004 年的銷售量達 250 萬只，在同類產(chǎn)品中居領(lǐng)先地位。國內(nèi)的差速器起步較晚，目前的3發(fā)展主要靠引進消化國外產(chǎn)品來滿足需求。目前中國的汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點。伊頓公司汽車集團是全球化的汽車零部件制造供應(yīng)商，在同類產(chǎn)品中居領(lǐng)導(dǎo)地位。最近伊頓開發(fā)了新型的鎖式差速器，它的工作原理及其他差速器的不同之處：當(dāng)一側(cè)輪子打滑時，普通開式差速器幾乎不能提供任何有效扭矩給車輛，而伊頓的鎖式差速器則可以在發(fā)現(xiàn)車輪打滑，鎖定動力傳遞百分之百的扭矩到不打滑車輪，足以克服各種困難路面給車輛帶來的限制。在牽引力測試、連續(xù)彈坑、V 型溝等試驗中，兩驅(qū)車在裝有伊頓鎖式差速器后，越野性能及通過性能甚至超過了四驅(qū)動的車輛，通過有限元軟件的分析，就可以知道各個齒輪的受力情況。因為只要驅(qū)動輪的任何一側(cè)發(fā)生打滑空轉(zhuǎn)以后，伊頓鎖式差速器會馬上鎖住動力，并把全部動力轉(zhuǎn)移到另一有附著力的輪上，使車輛依然能正常向前或向后行駛。毫無疑問，更強的越野性和安全性是差速器的最終目標(biāo)。1.3 設(shè)計要求及技術(shù)參數(shù)設(shè)計某乘用車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，其技術(shù)參數(shù)如下：整備質(zhì)量：1350kg； 滿載質(zhì)量：1760kg最大扭矩：175N.m 功率：104KW軸距：2690mm 輪距：前/后 1593mm輪胎型號：225/55R17偏頻：100 次/分4第 2 章 總體結(jié)構(gòu)方案擬定轎車多采用前置發(fā)動機前乾驅(qū)動的布置型式，其前橋既是轉(zhuǎn)向橋又是驅(qū)動橋，稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。顯然，在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的驅(qū)動車輪傳動裝置中，半軸需采用分段式的并用萬向節(jié)聯(lián)接起來，以便使轉(zhuǎn)向車輪能夠轉(zhuǎn)向。通常是在半軸與主銷兩者的中心線交點處裝用一個等速萬向節(jié)，如圖 2-1 所示。圖 2-1 轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋示意圖1-主減速器；2-主減速器殼；3-差速器；4- 內(nèi)半軸；5-半軸套管；6-萬向節(jié)；7- 轉(zhuǎn)向節(jié)軸；8-外半軸；9-輪轂；10-輪轂軸承； 11-轉(zhuǎn)向節(jié)殼體；12-主銷；13-主銷軸承；14- 球形支座通常，轎車的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋是斷開式的。斷開式驅(qū)動橋必須與獨立懸架相匹配。當(dāng)左、右驅(qū)動車輪經(jīng)各自的獨立懸架直接與承載式車身或車架相聯(lián)時，在左、右轉(zhuǎn)向驅(qū)動車輪之間實際上沒有車橋，但在習(xí)慣上仍稱為斷開式車橋，轎車的前轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋多采用這種結(jié)構(gòu)，如圖 2-2 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 2-2由于要求設(shè)計的是乘用車的前驅(qū)動橋，因為采用獨立懸架，也考慮乘用車的舒5適性和運動的協(xié)調(diào)性，選用斷開式驅(qū)動橋。這種驅(qū)動橋無剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動車輪與車架或車身作彈性聯(lián)系，并可獨立地分別相對于車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動。汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質(zhì)量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅(qū)動橋的簧下質(zhì)量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅(qū)動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應(yīng)性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。6第 3 章 主減速器的設(shè)計3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。3.1.1 主減速器的齒輪類型主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速器形式不同而不同。主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。（1）螺旋錐齒輪傳動螺旋錐齒輪傳動(圖 3-1a)的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。圖 3-1 齒輪傳動形式（2）雙曲面齒輪傳動雙曲面齒輪傳動(圖 3-1b)的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離 E，此距離稱為偏移距。由于偏移距正的存在，使主動齒輪螺旋角 大于從動齒輪螺旋角 (圖 54)。12（3）圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動(圖 3-1c)一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動7的轎車驅(qū)動橋(圖 3-2)和雙級主減速器貫通式驅(qū)動橋。圖 3-2 圓柱齒輪傳動（4）蝸桿傳動蝸桿(圖 3-1d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點：蝸桿傳動主要用于生產(chǎn)批量不大的個別重型多橋驅(qū)動汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動機的大客車上。根據(jù)給定技術(shù)參數(shù)，本次設(shè)計參考同級別的邁騰 1.8T 的轎車作為參考設(shè)計對象，由于邁騰 1.8T 的轎車的發(fā)動機采用的是橫置的形式，變速器也采用橫置式，所以動力輸出的方向正好與前橋軸線的方向平行。因此，此設(shè)計不必采用圓錐齒輪來改變動力旋轉(zhuǎn)的方向，采用圓柱齒輪傳動就可以滿足要求。一般采用斜齒圓柱齒輪傳動，驅(qū)動橋為斷開式。動力通過左右兩根半軸傳遞給車輪。3.1.2 主減速器的減速形式對于普通乘用轎車，由于 i6，一般采用單級主減速器，單級減速驅(qū)動橋產(chǎn)品的優(yōu)勢：單級減速驅(qū)動車橋是驅(qū)動橋中結(jié)構(gòu)最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅(qū)動橋的基本型，在重型汽車上占有重要地位；目前重型汽車發(fā)動機向低速大扭矩發(fā)展的趨勢使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，許多重型汽車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，重型汽車產(chǎn)品不必像過去一樣，采用復(fù)雜的結(jié)構(gòu)提高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅(qū)動橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡化，單級減速驅(qū)動8橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。3.1.3 主從動齒輪的支承形式主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質(zhì)量裝配調(diào)整及軸承主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。（1）主動斜齒圓柱齒輪的支承圖 3-3 主動圓柱斜齒輪跨置式主動斜齒圓柱齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻，經(jīng)方案論證，采用跨置式支承結(jié)構(gòu)（如圖 3-3 示） 。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的 130 以下而主動斜齒圓柱齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至 1/51/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高 10%左右。 本課題所設(shè)計的轎車滿載質(zhì)量 1760kg，所以選用跨置式可以提高齒輪的承載能力。（2）從動斜齒圓柱齒輪的支承圖 3-4 從動圓柱斜齒輪支撐形式從動斜齒圓柱齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖 3-4 示） 。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸 c+d。為了使從動斜齒圓柱齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d 應(yīng)不小于從動斜齒圓柱齒輪大端分度圓直徑的 70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應(yīng)是 c 等于9或大于 d。3.2 基本參數(shù)選擇與計算3.2.1 主減速比 的確定0i主減速比 的大小對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量以及變速器處于最i高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接的影響。主減速比 的選擇，應(yīng)在汽0i車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比（包括變速器、分動器和取力器、驅(qū)動橋等傳動裝置的傳動比）一起由汽車的整車動力計算來確定。由于發(fā)動機的工作條件和汽車傳動系的傳動比（包括主減速比）有關(guān)，可以采用優(yōu)化設(shè)計方法對發(fā)動機參數(shù)與傳動系的傳動比及主減速比 進行最優(yōu)匹配，以使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟0i性。對于具有很大功率儲備的轎車、客車、長途公共汽車，尤其是對競賽汽車來說，在給定發(fā)動機最大功率 的情況下，所選擇的 值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高maxeP0i的最高車速 。這時 值就按下式來確定：maxV0i（3-1）ghaprinix037.式中： 車輪的滾動半徑，m；r最大功率時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，r/min；pn汽車的最高車速，km/h；maxv變速器最高擋傳動比，通常為 1。ghi已知輪胎類型與規(guī)格：225/55 R17，故： mr3965.0.25174.查資料得：最大功率時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速為： 暫取rpnp)20( rpmnp510汽車最高車速為： hKva/215mx10變速器最高檔傳動比為： 85.0ghi代入公式(3-1)得 573.8.0215396.7.37.0max ghpriVni故取 5.0i3.2.2 齒輪計算載荷的確定由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準(zhǔn)確地算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低擋傳動比時和驅(qū)動車輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動jjeT、齒輪最大應(yīng)力的計算載荷，即：(3-2) nKiTTLej 0max(3-3)LBrjiGT2式中： 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m；maxe由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；TLi傳動系上述傳動部分的傳動效率，取 ； 9.0T由于 “猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、0K礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取 ；當(dāng)性能系數(shù)10K時，可取 ，或由實驗決定；pf20n該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目；汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷（對于驅(qū)動橋來說，應(yīng)考2G慮到汽車最大加速時的負荷增大量） ，N；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 ； 85.0對于越野汽車，取 ；對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取0.111；25.1車輪的滾動半徑，m；r分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動橋之間的傳動效率和傳LBi,動比（例如輪邊減速等）已知： mNTe.175ax49.1383Li9.0T由后面式（3-5）計算得 ，故：0pf20K由于該轎車只有一個驅(qū)動橋則： 1n由后面計算得：汽車滿載有總重量為 ，NGa17248.96查參考文獻1汽車軸荷分配中乘用車發(fā)動機前置前驅(qū)滿載時前軸分配為。本設(shè)計中取 58%，%6047 .0358.1724由于該轎車是安裝一般輪胎的公路用汽車，則： 5由上面計算可得： m3965.0r由經(jīng)驗得： LB由于該轎車無輪邊減速器，則： 1LBi將上述參數(shù)值代入公式（3-2） 、 （3-3）中計算得： mNnKiTTLej .19425.049.31750max irGLBj .686.82 汽車的類型很多，行駛工況又非常復(fù)雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用汽車和越野汽車則在高負荷低車速條件下工作，沒有簡單的公式可算出汽車的正常持續(xù)使用轉(zhuǎn)矩。但對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩12為mTN·m （3-4）)()(pHRLBrTaj ffniG式中： 汽車滿載總重量，N；a所牽引的掛車的滿載總重量，N，但僅用于牽引車的計算；r車輪的滾動半徑，m；r道路滾動阻力系數(shù)，計算時對于轎車可取 =0.0100.015；對于載貨汽Rf Rf車可取 0.0150.020；對城越野汽車可取 0.0200.035；汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取 0.08；對載貨汽車Hf和城市公共汽車取 0.050.09；對長途公共汽車取 0.060.10；對越野汽車取0.090.30；汽車或汽車列車的性能系數(shù)：pf(3-5)max)(195.06eTp Gf當(dāng) 時，取)(.axeT0pf、 、 、 和等見式(3-2) 和式（3-3）下的說明。LBinmae由參考文獻1得查得汽車總質(zhì)量 的計算方法：a乘用車的總質(zhì)量 是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質(zhì)量。a乘用車的總質(zhì)量 由整備質(zhì)量 、乘員和駕駛員質(zhì)量以及乘員的行李質(zhì)量三0部分組成。其中，乘員和駕駛員每人質(zhì)量按每人質(zhì)量按 65kg 計，于是：nma650該式中，n 為包括駕駛員在內(nèi)的載客數(shù)；a 為行李系數(shù)，可按參考文獻1表 1-5提供的數(shù)據(jù)取用。已知： ；NGa17248.96013由于是轎車，所以 ；0rG由上得： ；3965.r轎車選用 ，取 ；1.Rf 0125.Rf汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，通常對轎車取 ；08.Hf經(jīng)計算 ,則取162.9)(195.0maxeTG0pf把各參數(shù)代入式（3-4）中得到： m.4756)08.0125.(96.013)748()()( NffnirTpHRLBTajm 3.3 齒輪的設(shè)計與校核3.3.1 主、從動齒輪齒數(shù)的選擇為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數(shù)和不少于 40 在轎車主減速器中，小齒輪齒數(shù)不小于 9。查閱資料，經(jīng)方案論證，主減速器的傳動比為 3.573，則：初步選定齒輪 , ，取1Z16.3257.12Zi 32Z3.3.2 斜齒輪材料選擇由于齒輪轉(zhuǎn)速比較高，選用硬齒面。先按輪齒彎曲疲勞強度設(shè)計，再較核齒面接觸強度，其設(shè)計步驟如下：先選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力：均選用 20CrMnTi 鋼滲碳淬火，硬度 5662HRC。由參考文獻4圖 5-32C 查得彎曲疲勞極限應(yīng)力 ；MPaFlin430由參考文獻4圖 5-33C 查得接觸疲勞極限應(yīng)力 ；Hli153.3.3 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式參考文獻4中式（5-45b ）知:14（3-6）3214.FPdSnZYKTm1）確定輪齒的許用彎曲應(yīng)力 FP按參考文獻4（5-26）計算兩齒輪的許用彎曲應(yīng)力 ， （ ）分別按下式確定1FP2Ma（3-7）NFSTPYminl式中： 試驗齒輪齒根的彎曲疲勞極限，查參考文獻4圖 5-32；li試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，本書采用國家標(biāo)準(zhǔn)給定的 值計算時，STY limF；2彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)，一般取 。當(dāng)考慮齒輪工作在有限N 1NY壽命時，彎曲疲勞許用應(yīng)力可以提高的系數(shù)，查參考文獻4圖 5-34；彎曲強度的最小安全系數(shù)。一般傳動取 =1.31.5；重要傳動取minFS minFS=1.63.0 ；i由上得： MPaFlin430取 ， ，2STY1N8.minFS把各參數(shù)代入式（3-7）中得： MPaSNFTP 7.48.1230minl 2)計算小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩N·m9.573./4561T3）選取載荷系數(shù) K因為是斜齒輪傳動，且加工精度為了 7 級，故 K 可選小些，取 K=1.45）齒寬系數(shù) 的選擇：d15選大值時，可減小直徑，從而減小傳動的中心距，并在一定程度上減輕包括d箱體在內(nèi)的整個傳動裝置的重量，但是卻增大了齒寬和軸向尺寸，增加了載荷分布的不均勻性。的推薦值為：d當(dāng)為軟齒面時，齒輪相對于軸承對稱布置時， =0.81.4；d非對稱布置時， =0.61.2；d懸臂布置或開式傳動時， =0.30.4。d當(dāng)為硬齒面時，上述 值相應(yīng)減小 50%。取 =0.5，并取 ；d166）確定復(fù)合系數(shù)因兩輪所選材料及熱處理相同，則 相同，故設(shè)計時按小齒輪的復(fù)合齒形系FP數(shù) 代入即可。而1FSY986.1cos9s33ZV由參考文獻4圖 5-38 查得 =4.18FSY將上述參數(shù)代入式（3-6） ，得 mZKTmFPdSn 59.478.95.014124.123231 按參考文獻4表 5-1 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取 mmn則中心距 mZman 6.10cos2)39(5cos)(17）計算其它幾何尺寸如下表表 3-1 主、從動圓柱斜齒輪參數(shù)參 數(shù) 符 號 主動斜齒圓柱 齒輪 從動斜齒圓柱 齒輪齒數(shù) Z1，Z2 9 3216螺旋角 16°法面模數(shù) nm5端面模數(shù) cost5.2法面壓力角 n20°端面壓力角 cstasrt 20.74°分度圓直徑 ontzmd46.8 166.4基圓直徑 tbcs43.77 155.62齒頂高 ha=h2=（1+0.1） n5.5. 5.5齒根高hf1= hf2=（1+0.25-0.1） nm5.75 5.75齒頂圓直徑 aah2d57.8 177.4齒根圓直徑 ff35.3 154.9當(dāng)量齒數(shù) 3vcosz10.13 36.033.3.4 校核齒面的接觸強度由參考文獻4式（5-47）可知（3-8）ubdKTZEH11092為彈性系數(shù)，當(dāng)齒輪都為鋼制，E MPaZE8.19代入公式（3-8）得 MPaubdKTZEH 2347.89057.318.463.8109109 221 齒面許用接觸應(yīng)力 按參考文獻4 式（5-27）計算，因為主減速器為較重要HP傳動，取最小安全系數(shù) ， ， ，則4.minS1NZw17MPaZSwNHP 1074.15minl 因為 ，故接觸疲勞強度也足夠。P3.4 軸承的選擇與校核3.4.1 軸承的載荷計算當(dāng)斜齒圓柱齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。圖 3-5 為單級主減速器的跨置式支承的尺寸布置圖:圖 3-5 單級主減速器軸承布置尺寸圖 3-5 中各參數(shù)尺寸：a=46mm，b=22mm，c=90.5mm ，d=60.5mm 。由主動斜齒圓柱齒輪齒面受力簡圖（圖 3-6 所示） ，得出各軸承所受的徑向力與軸向力。 18圖 3-6 主動斜齒圓柱齒輪齒面受力簡圖軸承 A：徑向力Fr= （3-14）22azm1rzFD(+b)F(a)-軸向力Fa= Faz （3-15）將各參數(shù)代入式（3-14）與（3-15） ，有：Fr=3997N，F(xiàn)a=2752N軸承 B：徑向力Fr= （3-16）22azm1rzFD(+b)F(ab)-軸向力 Fa= 0 （3-17）將各參數(shù)代入式（3-16）與（3-17） ，有：Fr=1493N，F(xiàn)a=0N軸承 C：徑向力Fr= （3-18）22azmrFDdF+c(c)軸向力 Fa= Faz （3-19）將各參數(shù)代入式（3-18）與（3-19） ，有：Fr=2283N，F(xiàn)a=2752N軸承 D：徑向力19Fr= （3-20）22azm1rFDc+-cd(d)軸向力 Fa= 0 （3-21）將各參數(shù)代入式（3-20）與（3-21） ，有：Fr=1745N，F(xiàn)a=0N3.4.2 軸承型號的確定軸承 A計算當(dāng)量動載荷 P=0.69arF275=39查閱文獻2，斜齒圓柱齒輪圓錐滾子軸承 e 值為 0.36，故 >e，由此得 X=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數(shù) fp=1.2。arFP=fp（XFr+YFa） （3-24）將各參數(shù)代入式（3-24）中，有：P=7533N軸承應(yīng)有的基本額定動負荷 CrCr= （3-25）10h36tnLPf式中：ft溫度系數(shù)，查文獻4，得 ft=1；滾子軸承的壽命系數(shù)，查文獻4，得 =10/3；n軸承轉(zhuǎn)速，r/min；Lh軸承的預(yù)期壽命，5000h；將各參數(shù)代入式（3-25）中，有；Cr=24061N初選軸承型號查文獻3，初步選擇 Cr =24330N> Cr 的圓錐滾子軸承 7206E。驗算 7206E 圓錐滾子軸承的壽命20Lh = （3-26）trfC167nP將各參數(shù)代入式（3-24）中，有：Lh =4151h<5000h所選擇 7206E 圓錐滾子軸承的壽命低于預(yù)期壽命，故選 7207E 軸承,經(jīng)檢驗?zāi)軡M足。軸承 B、軸承 C、軸承 D、軸承 E 強度都可按此方法得出，其強度均能夠滿足要求。第 4 章 差速器的設(shè)計4.1 差速器結(jié)構(gòu)形式選擇汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點，應(yīng)用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。普通齒輪式差速器的傳動機構(gòu)為齒輪式。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設(shè)置差速鎖。當(dāng)一側(cè)驅(qū)動輪滑轉(zhuǎn)時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速鎖在軍用汽車上應(yīng)用較廣。查閱文獻5經(jīng)方案論證，差速器結(jié)構(gòu)形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。普通的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，4 個行星齒輪( 少數(shù)汽車采用 3 個行星齒輪，小型、微型汽車多采用 2 個行星齒輪)，行星齒輪軸( 不少裝 4 個行星齒輪的差逮器采用十字軸結(jié)構(gòu))，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上有些越野汽車也采用了這種結(jié)構(gòu)，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內(nèi)摩擦，提21高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置差速鎖等。4.2 差速器齒輪設(shè)計a) 行星齒輪數(shù) n該車為小型轎車，但為確保差速器穩(wěn)定性，行星輪數(shù)應(yīng)該為 4.b) 行星齒輪球面半徑 BR行星齒輪球面半徑 RS 反映了差速器錐齒輪節(jié)錐矩的大小和承載能力。= （4-1 ）BRCTK3式中：行星齒輪球面半徑系數(shù)，KS=2.522.92，對于有兩個行星齒輪的轎車取B最大值；差速器計算轉(zhuǎn)矩，Nm；取式 3-2 和 3-3 中較小值 1576.34NmCT將各參數(shù)代入式（4-1） ，有：=34mmBRc）行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù) z1 和 z2為了使輪齒有較高的強度，z1 一般不少于 10。半軸齒輪齒數(shù) z2 在 1425 選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 在 1.52.0 的范圍內(nèi)，且半軸齒輪齒21z數(shù)和必須能被行星齒輪齒數(shù)整除。查閱資料，經(jīng)方案論證，初定半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 =2，半軸齒輪齒21z數(shù) z2=24，行星齒輪的齒數(shù) z1=12。d） 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 1、2 直齒錐齒輪節(jié)錐距半徑 A0 及模數(shù) m行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 1、2 分別為1= （4-2 ）12zarctn2= （4-3 ）1rtz22將各參數(shù)分別代入式（42）與式（43） ，有：1=26.56°，2=63.44°直齒錐齒輪節(jié)錐距半徑 A0 為A0=(0.98-0.99) RB =33.3233.66錐齒輪大端模數(shù) m 為m= （4-4）012Asinz將各參數(shù)代入式（4-4） ，有：m=2.522.55查閱文獻3，取模數(shù) m=3e）半軸齒輪與行星齒輪齒形參數(shù)按照文獻3中的設(shè)計計算方法進行設(shè)計和計算，結(jié)果見表 4-1。壓力角 汽車差速齒輪大都采用壓力角 =22°30，齒高系數(shù)為 0.8 的齒形。表 4-1 半軸齒輪與行星齒輪參數(shù)序號 名稱 計算公式 計算結(jié)果1 行星齒輪齒數(shù) 1z10，應(yīng)盡量取最小值 1z=122 半軸齒輪齒數(shù) 2=1425，且需滿足式（1-4） 2=243 模數(shù) mm=3mm4 齒面寬 b=(0.250.30)A 0;b10m 10mm5 工作齒高 hg6.1gh=4.8mm6 全齒高 5785.4157 壓力角 22.5°8 軸交角 =90°9 節(jié)圓直徑 1mzd； 2zd1=36, d2=7210 節(jié)錐角 21arctn， 1901=26.56°， 1=63.44°11 節(jié)錐距 210siidA0A=40mm2312 周節(jié) t=3.1416mt=9.425mm13 齒頂高 21agah; z2137.04. 1ah=3.23mm2=1.57mm14 齒根高1f=1.788m- ah;2f=1.788 - 21fh=2.13mm;2f=3.79mm15 徑向間隙 c=h- g=0.188 +0.051 c=0.615mm16 齒根角 1= 01artnAf; 022arctnhf1=3.05° 2=5.41°17 面錐角21o；21o=31.97°；2=66.49°18 根錐角 11R； 2R1R=23.51° 2R=58.03°19 外圓直徑1cos2aohd； 20do1=41.78do1=73.44.3 齒輪強度計算4.3.1