轎車-桑塔納3000汽車主減速器及差速器設(shè)計(jì)含4張CAD圖,轎車,桑塔納,3000,汽車,減速器,差速器,設(shè)計(jì),CAD There is an increasing trend toward introducing mechatronic systems wherever possible. It is, therefore, no wonder that a certain type of mechatronic system is an integral part of every manufactured car. To speed up the development of such systems, new methods and various sophisticated tools are constantly being designed, with the aim to reduce the time and cost of development. Many intelligent mechatronic systems [1–6] being developed are related to the chassis and powertrain of vehicles. This article also deals with the development of a system associated with the powertrain of vehicles or, more specifically, the development of a mechatronic system for an automatic differential lock. The basic function of this system is to evaluate the slip of the wheels and powertrain shafts. The control system evaluates sensor signals from wheel speed sensors, the vehicle pedals, an air pressure sensor in the pneumatic circuit, feedback sensors, control switches and buttons, Controller Area Network—CAN messages from other Electronic Control Units—ECUs, and touch displays. The system then sends the signals to the actuators which are assembled from the electrovalve, the pneumatic circuit, a feedback sensor, and a special dog clutch. When the electrovalve is opened, pressurized air is introduced into the pneumatic cylinder, thereby moving its piston with the bracket; this locks the special dog clutch. These actuators are located in the appropriate differentials or used to connect the front axle input shafts to the transfer case of the vehicle to activate all-wheel drive. The driver controls the system with three switches and one button. The first switch is used to set the automatic and manual control modes. The two other switches and the button are used to activate all-wheel drive and lock the rear inter-differentials, the rear axle-differentials, and the front axle differentials in manual control mode. Another option is to set up three driving modes for road, field, and terrain/snow on the touch display. Information on all-wheel drive activation or locking the relevant differentials is also provided on the display. This system was developed to improve the properties of the vehicle’s powertrain, improve fuel economy, and reduce tire wear. A vehicle fitted with this system is more environmentally friendly and protects the powertrain against inappropriate differential lock control by inexperienced drivers, therefore, the system is controlled automatically. The testing and the evaluation of this system was carried out in the form of prototyping, where a controller with a control algorithm was connected to the vehicle prototype. The powertrain of the vehicle prototype consisted of an engine, a transmission, a transfer case, a rear inter-differential, and four axles with an axle-differential. The powertrain enabled the front axles drive to be activated. In the area of drive control, differential lock, and all-wheel drive activation, the Zahnradfabrik Friedrichshafen Automatic Drive-Train Management—ZF ADM differential locking system described in [7,8] can be used for trucks. Another system is the Meritor driver-controlled differential lock (DCDL) . These two companies created a new ZF Meritor, so it can be assumed that DCDL is the same system as ZF ADM, i.e., a system that evaluates wheel slip. The control algorithm evaluates slip and locks or unlocks the relevant differentials. A dog clutch is used in the differential. There are a number of systems on the market that control torque distribution and the locking of differentials in passenger cars, such as Torque Vectoring. However, these systems cannot currently be used for trucks or special vehicles due to their high transmission torque. For this reason, it is necessary to use a dog clutch for differential locking. A similar system is introduced in this article describing the principle of the developed control algorithm and prototype testing on a vehicle 6 在可能的情況下，引入機(jī)電一體化系統(tǒng)的趨勢(shì)越來越明顯。因此，難怪某一類型的機(jī)電系統(tǒng)是每一輛汽車的組成部分。為了加快這類系統(tǒng)的開發(fā)，正在不斷設(shè)計(jì)新的方法和各種復(fù)雜的工具，目的是減少開發(fā)的時(shí)間和成本。許多正在開發(fā)的智能機(jī)電系統(tǒng)[1–6]都與車輛的底盤和動(dòng)力系統(tǒng)有關(guān)。本文還論述了與車輛動(dòng)力總成相關(guān)的系統(tǒng)的開發(fā)，或者更具體地說，自動(dòng)差速鎖機(jī)電一體化系統(tǒng)的開發(fā)。該系統(tǒng)的基本功能是評(píng)估車輪和動(dòng)力傳動(dòng)軸的打滑?？刂葡到y(tǒng)評(píng)估來自車輪轉(zhuǎn)速傳感器、車輛踏板、氣動(dòng)回路中的空氣壓力傳感器、反饋傳感器、控制開關(guān)和按鈕、控制器局域網(wǎng)CAN信息（來自其他電子控制單元ECU）和觸摸顯示屏的傳感器信號(hào)。然后，系統(tǒng)將信號(hào)發(fā)送到執(zhí)行器，執(zhí)行器由電動(dòng)閥、氣動(dòng)回路、反饋傳感器和專用爪形離合器組裝而成。當(dāng)電動(dòng)閥打開時(shí)，壓縮空氣進(jìn)入氣缸，從而使氣缸的活塞與支架一起移動(dòng)；這將鎖定特殊的爪形離合器。這些執(zhí)行器位于相應(yīng)的差速器中，或用于將前橋輸入軸連接到車輛的分動(dòng)箱，以啟用全輪驅(qū)動(dòng)。駕駛員用三個(gè)開關(guān)和一個(gè)按鈕控制系統(tǒng)。第一個(gè)開關(guān)用于設(shè)置自動(dòng)和手動(dòng)控制模式。其他兩個(gè)開關(guān)和按鈕用于啟用全輪驅(qū)動(dòng)，并在手動(dòng)控制模式下鎖定后差速器、后軸差速器和前軸差速器。另一個(gè)選項(xiàng)是在觸摸屏上設(shè)置道路、野外和地形/雪地三種駕駛模式。顯示屏上還提供了有關(guān)全輪驅(qū)動(dòng)激活或鎖定相關(guān)差速器的信息。開發(fā)該系統(tǒng)是為了改善車輛動(dòng)力系統(tǒng)的性能，提高燃油經(jīng)濟(jì)性，減少輪胎磨損。安裝此系統(tǒng)的車輛更環(huán)保，并保護(hù)動(dòng)力總成免受無經(jīng)驗(yàn)駕駛員不適當(dāng)?shù)牟钏冁i控制，因此，系統(tǒng)是自動(dòng)控制的。該系統(tǒng)的測(cè)試和評(píng)估是以原型的形式進(jìn)行的，在原型上連接一個(gè)帶有控制算法的控制器。車輛原型的動(dòng)力系統(tǒng)由發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、分動(dòng)箱、后差速器和四個(gè)帶軸差速器的軸組成。動(dòng)力總成使前橋驅(qū)動(dòng)被激活。在驅(qū)動(dòng)控制、差速鎖和全輪驅(qū)動(dòng)激活方面，[7,8]中描述的Zahnradfabrik Friedrichshafen自動(dòng)傳動(dòng)系管理ZF ADM差速鎖系統(tǒng)可用于卡車。另一個(gè)系統(tǒng)是美馳驅(qū)動(dòng)器控制差速鎖（DCDL）。這兩家公司創(chuàng)建了一個(gè)新的ZF Meritor，因此可以假設(shè)DCDL與ZF ADM是同一個(gè)系統(tǒng)，即評(píng)估車輪打滑的系統(tǒng)?？刂扑惴ㄔu(píng)估打滑并鎖定或解鎖相關(guān)差速器。差速器中使用爪形離合器。市場(chǎng)上有許多系統(tǒng)可以控制扭矩分配和客車差速器的鎖定，例如扭矩矢量控制。然而，這些系統(tǒng)目前不能用于卡車或特殊車輛，因?yàn)樗鼈兊母邆鬏斉ぞ?。因此，有必要使用爪形離合器進(jìn)行差速鎖止。本文介紹了一個(gè)類似的系統(tǒng)，描述了所開發(fā)的控制算法的原理，并在一輛汽車上進(jìn)行了原型測(cè)試 摘要 汽車的驅(qū)動(dòng)橋位于傳動(dòng)系的末端，其基本功用是增大由傳動(dòng)軸或者直接由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左右車輪，并獲得差速要求。在驅(qū)動(dòng)橋中，實(shí)現(xiàn)這一系列功用的主要部件有主減速器、差速器、半軸，還包括其他傳動(dòng)裝置和橋殼。本設(shè)計(jì)主要就驅(qū)動(dòng)橋的原理進(jìn)行了仔細(xì)的了解與陳述，對(duì)桑塔納3000的驅(qū)動(dòng)橋中的主減速器、差速器、半軸等重要部件等進(jìn)行了詳細(xì)的設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)過程中，根據(jù)汽車設(shè)計(jì)的原則與步驟，進(jìn)行了詳細(xì)的計(jì)算。在設(shè)計(jì)過程中，還分析了有關(guān)部件需要采用的方法、可行性方案討論等，并對(duì)可能出現(xiàn)的故障進(jìn)行了思考，最后就重要的部件與裝配用工程圖紙的方式展示。 關(guān)鍵詞：驅(qū)動(dòng)橋 主減速器 差速器 有限元分析 引言 汽車自誕生以來到現(xiàn)在己有一個(gè)多世紀(jì)，隨著社會(huì)發(fā)展的日新月異，汽車的購買量和使用越來越多，己然成為人民生活的必需品。車輛越來越面臨由監(jiān)管和市場(chǎng)力量驅(qū)動(dòng)的嚴(yán)格性能、排放和燃油經(jīng)濟(jì)性標(biāo)準(zhǔn)(例如歐洲的ACEA標(biāo)準(zhǔn)、排放交易政策等)，汽車行業(yè)創(chuàng)新和改革刻不容緩。我國大力推動(dòng)汽車行業(yè)向節(jié)能汽車、新能源汽車轉(zhuǎn)型，推動(dòng)汽車產(chǎn)業(yè)可持續(xù)發(fā)展。這種戰(zhàn)略舉措不僅能加快我國汽車行業(yè)發(fā)展，還能培育新的經(jīng)濟(jì)增長點(diǎn)，激發(fā)我國創(chuàng)造活力，提升我國汽車行業(yè)在國際的競(jìng)爭(zhēng)優(yōu)勢(shì)。 車用變速器是汽車的關(guān)鍵部件之一，它用于協(xié)調(diào)發(fā)動(dòng)機(jī)的速度和車輪的實(shí)際速度，能夠用于發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)最佳性能，傳動(dòng)性能直接影響整車的動(dòng)力性能。因此其技術(shù)創(chuàng)新是我國汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展的關(guān)鍵之一。目前我國各大汽車廠商和一些科研院校均積極開展了能夠形成自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的變速器基礎(chǔ)創(chuàng)新技術(shù)研究和開發(fā)工作，爭(zhēng)取領(lǐng)先各國掌握變速器創(chuàng)新關(guān)鍵技術(shù)。 正文 國內(nèi)外對(duì)載貨汽車輪邊減速器的研究較少，結(jié)合本課題研究的方向，行星齒輪機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)性能做為本課題研究的重點(diǎn)。 國外研究動(dòng)態(tài) 世界上一些工業(yè)發(fā)達(dá)國家，如日本、德國、英國、美國和俄羅斯等國家對(duì)行星齒輪的應(yīng)用、生產(chǎn)和研究都十分重視，在結(jié)構(gòu)優(yōu)化、傳動(dòng)性能、傳遞功率、轉(zhuǎn)矩和速度等方面均處于領(lǐng)先地位，并研究出一些新的行星傳動(dòng)技術(shù)，如封閉行星齒輪傳動(dòng)、行星齒輪變速傳動(dòng)和微型行星傳動(dòng)等早已在現(xiàn)代化的機(jī)械傳動(dòng)設(shè)備中獲得了成功的應(yīng)用。1999年，Jian Lin等研究了行星齒輪機(jī)構(gòu)的純扭轉(zhuǎn)模型和扭轉(zhuǎn)橫向耦合模型的自由振動(dòng)特性，分析了行星齒輪傳動(dòng)的固有頻率和主模態(tài)的特性；2001年，Robert G.Parker研究特殊的諧波相位嚙合頻率，可以減少行星齒輪傳動(dòng)裝置的振動(dòng)，改善系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能。2001年，Ahmet Kahraman研究了復(fù)式行星齒輪系統(tǒng)的自由振動(dòng)特性。2002年，Jose M對(duì)行星齒輪系統(tǒng)傳動(dòng)效率進(jìn)行了分析；2004年，Cheon Gill-Jeong研究了具有制造誤差的行星齒輪系統(tǒng)在靜態(tài)特性下對(duì)軸承剛度的影響；2009年，W.Bartelmus研究了在外載荷變化的情況下對(duì)行星齒輪系統(tǒng)的檢測(cè)。 國內(nèi)研究動(dòng)態(tài) 行星齒輪傳動(dòng)在我國已有許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)用，自20世紀(jì)60年代以來，我國對(duì)行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了較深入、系統(tǒng)地研究和試制工作。但無論是在設(shè)計(jì)理論方面，還是在試制和應(yīng)用實(shí)踐方面，均取得了許多創(chuàng)新性的研究成果。1998 年，沈允文等應(yīng)用結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)修改重分析的思想和復(fù)模態(tài)的矩陣攝動(dòng)法理論，提出了一整套齒輪系統(tǒng)振動(dòng)分析和減振研究的理論計(jì)算方法；第二年，他們又利用行星架附加阻尼對(duì)行星齒輪系統(tǒng)的減振，提出了一種粘性阻尼線性系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)分析和減振設(shè)計(jì)的有效方法；同一年，朱才朝等研究了運(yùn)動(dòng)副間隙對(duì)內(nèi)齒行星齒輪傳動(dòng)特性的影響及傳動(dòng)機(jī)理。2000 年，張策等通過對(duì)齒輪、軸與軸承所組成的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)中彎曲振動(dòng)、扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和橫向振動(dòng)問題的分析，并考慮到齒輪質(zhì)量偏心和輪齒嚙合摩擦力對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)的影響，應(yīng)用拉格朗日方程，建立了一對(duì)漸開線直齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)的數(shù)學(xué)模型；同年，楊建明研究了行星齒輪機(jī)構(gòu)彈性動(dòng)力學(xué)建模問題；2005 年，楊建明研究了內(nèi)齒行星齒輪變速器的彈性動(dòng)力學(xué)的問題，分析了行星齒輪軸承與球軸承的承載能力的比較及初始頻率對(duì)振動(dòng)噪聲的影響；2008 年，天津大學(xué)葛楠、張俊在高速行星齒輪機(jī)構(gòu)中內(nèi)齒輪的有限元分析，研究了齒的厚度對(duì)內(nèi)齒輪剛度的影響；同年，Shuting Li 研究了少齒差行星齒輪驅(qū)動(dòng)的接觸問題和數(shù)值方法，以及齒的接觸個(gè)數(shù)對(duì)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能的影響。 齒輪動(dòng)力學(xué)模型 在分析理論方面，齒輪動(dòng)力學(xué)起初是以沖擊理論為基礎(chǔ)，在二十世紀(jì) 50年代以前人們以嚙合沖擊作為描述、解釋齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)和動(dòng)態(tài)響應(yīng)的基礎(chǔ)，用沖擊作用下的單自由度系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)來近似齒輪系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)行為。后來發(fā)展到以振動(dòng)理論為基礎(chǔ)，將3 齒輪系統(tǒng)作為彈性的機(jī)械振動(dòng)系統(tǒng)分析其動(dòng)力學(xué)特性。1950年，Tuplin提出了第一個(gè)齒輪動(dòng)力學(xué)模型，開創(chuàng)了齒輪動(dòng)力學(xué)研究的新紀(jì)元。此后相繼出現(xiàn)了若干振動(dòng)模型，并開始考慮齒形誤差、時(shí)變嚙合剛度等參數(shù)激勵(lì)對(duì)動(dòng)載荷的影響。 60年代以后，在齒輪動(dòng)力學(xué)理論和實(shí)驗(yàn)上取得了大量成果，在理論研究上主要是圍繞動(dòng)力學(xué)建模、激勵(lì)形式、求解方法等方面展開。在振動(dòng)理論的框架內(nèi)，齒輪系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型經(jīng)歷了由線性振動(dòng)理論到非線性振動(dòng)理論，由定常系統(tǒng)向變參數(shù)系統(tǒng)的發(fā)展，可以歸結(jié)4種類型：線性時(shí)不變模型、線性時(shí)變模型、非線性時(shí)不變模型、非線性時(shí)變模型。 課題研究?jī)?nèi)容 車用減速器發(fā)展趨勢(shì)和特點(diǎn)是向著六高、二低、二化方向發(fā)展，即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動(dòng)效率，低噪聲、低成本，標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化，計(jì)算機(jī)技術(shù)、信息技術(shù)、自動(dòng)化技術(shù)廣泛應(yīng)用。從發(fā)動(dòng)機(jī)的大馬力、低轉(zhuǎn)速的發(fā)展趨勢(shì)以及商用車的最高車速的提升來看，公路用車橋減速器應(yīng)該向小速比方向發(fā)展:在最大輸出扭矩相同時(shí)齒輪的使用壽命要求更高(齒輪疲勞壽命平均可達(dá)50萬次以上);在額定軸荷相同時(shí)，車橋的超載能力更強(qiáng);主減速器齒輪使用壽命更長、噪音更低、強(qiáng)度更大，潤滑密封性能更好;整體剛性好，速比范圍寬。 汽車主減速器的汽車驅(qū)動(dòng)橋中的一個(gè)重要部件，汽車驅(qū)動(dòng)橋處于動(dòng)力傳動(dòng)系的末端，其基本功能是增大由傳動(dòng)軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將動(dòng)力合理的分配給左、右驅(qū)動(dòng)輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直立、縱向力和橫向力。驅(qū)動(dòng)橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動(dòng)裝置和驅(qū)動(dòng)橋殼組成。設(shè)計(jì)主減速器時(shí)應(yīng)滿足如下基本要求： 1）選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定條件下具有最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性； 2）在各種足夠的強(qiáng)度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩； 3）驅(qū)動(dòng)橋各零部件在強(qiáng)度高、剛性好、工作可靠及使用壽命長的條件下，應(yīng)力求做到質(zhì)量小，特別是非懸掛質(zhì)量應(yīng)盡量小，以減少不平路面給驅(qū)動(dòng)橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性； 4）外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求； 5）齒輪及其他傳動(dòng)件工作平穩(wěn)，無噪聲或低噪聲； 6）驅(qū)動(dòng)橋總成及零部件的設(shè)計(jì)應(yīng)能盡量滿足零件的標(biāo)準(zhǔn)化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化及汽車變型的要求； 7）在各種載荷和轉(zhuǎn)速工況下有高的傳動(dòng)效率； 8）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，維修、保養(yǎng)方便；機(jī)件工藝性好，制造容易。 由于要求設(shè)計(jì)的是家用型轎車，要設(shè)計(jì)這樣一個(gè)級(jí)別的驅(qū)動(dòng)橋，一般選用非斷開式結(jié)構(gòu)以與非獨(dú)立懸架相適應(yīng)，該種形式的驅(qū)動(dòng)橋的橋殼是一根支撐在左右驅(qū)動(dòng)車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動(dòng)件都裝在其中，此時(shí)驅(qū)動(dòng)橋，驅(qū)動(dòng)車輪都屬于簧下質(zhì)量。 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)形式有多種，基本形式有三種如下： 1)中央單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋。此是驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)中最為簡(jiǎn)單的一種，是驅(qū)動(dòng)橋的基本形式， 在載重汽車中占主導(dǎo)地位。一般在主傳動(dòng)比小于6的情況下，應(yīng)盡量采用中央單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋。目前的中央單級(jí)減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動(dòng)小齒輪采用騎馬式支承， 有差速鎖裝置供選用。 2)中央雙級(jí)驅(qū)動(dòng)橋。在國內(nèi)目前的市場(chǎng)上，中央雙級(jí)驅(qū)動(dòng)橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產(chǎn)品，事先就在單級(jí)減速器中預(yù)留好空間，當(dāng)要求增大牽引力與速比時(shí)，可裝入圓柱行星齒輪減速機(jī)構(gòu)，將原中央單級(jí)改成中央雙級(jí)驅(qū)動(dòng)橋，這種改制“三化”（即系列化，通用化，標(biāo)準(zhǔn)化）程度高， 橋殼、主減速器等均可通用，錐齒輪直徑不變；另一類如洛克威爾系列產(chǎn)品，當(dāng)要增大牽引力與速比時(shí)，需要改制第一級(jí)傘齒輪后，再裝入第二級(jí)圓柱直齒輪或斜齒輪，變成要求的中央雙級(jí)驅(qū)動(dòng)橋，這時(shí)橋殼可通用，主減速器不通用， 錐齒輪有2個(gè)規(guī)格。 由于上述中央雙級(jí)減速橋均是在中央單級(jí)橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質(zhì)量較大時(shí)，作為系列產(chǎn)品而派生出來的一種型號(hào)，它們很難變型為前驅(qū)動(dòng)橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級(jí)減速橋一般均不作為一種基本型驅(qū)動(dòng)橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅(qū)動(dòng)橋存在。 3)中央單級(jí)、輪邊減速驅(qū)動(dòng)橋。輪邊減速驅(qū)動(dòng)橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當(dāng)前輪邊減速橋可分為2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅(qū)動(dòng)橋。 ①圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動(dòng)構(gòu)成的輪邊減速器，輪邊減速比為固定值2，它一般均與中央單級(jí)橋組成為一系列。在該系列中，中央單級(jí)橋仍具有獨(dú)立性，可單獨(dú)使用，需要增大橋的輸出轉(zhuǎn)矩，使?fàn)恳υ龃蠡蛩俦仍龃髸r(shí)，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星齒輪式減速器即可變成雙級(jí)橋。這類橋與中央雙級(jí)減速橋的區(qū)別在于：降低半軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，把增大的轉(zhuǎn)矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上 ，其“三化”程度較高。但這類橋因輪邊減速比為固定值2，因此，中央主減速器的尺寸仍較大，一般用于公路、非公路軍用車。 ②圓柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋，一般減速比在3至4.2之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于3，這樣大錐齒輪就可取較小的直徑，以保證重型汽車對(duì)離地問隙的要求。這類橋比單級(jí)減速器的質(zhì)量大，價(jià)格也要貴些，而且輪穀內(nèi)具有齒輪傳動(dòng)，長時(shí)間在公路上行駛會(huì)產(chǎn)生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅(qū)動(dòng)橋，它不如中央單級(jí)減速橋。 由于隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對(duì)車輛性能要求的變化，驅(qū)動(dòng)橋技術(shù)已呈現(xiàn)出向單級(jí)化發(fā)展的趨勢(shì)，主要是單級(jí)驅(qū)動(dòng)橋還有以下幾點(diǎn)優(yōu)點(diǎn)： (l) 單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋是驅(qū)動(dòng)橋中結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單的一種，制造工藝簡(jiǎn)單，成本較低， 是驅(qū)動(dòng)橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位； (2) 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)向低速大轉(zhuǎn)矩發(fā)展的趨勢(shì)，使得驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)比向小速比發(fā)展； (3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，汽車使用條件對(duì)汽車通過性的要求降低。因此，汽車不必像過去一樣，采用復(fù)雜的結(jié)構(gòu)提高通過性； (4) 與帶輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化，單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋機(jī)械傳動(dòng)效率提高，易損件減少，可靠性提高。 單級(jí)橋產(chǎn)品的優(yōu)勢(shì)為單級(jí)橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產(chǎn)品設(shè)計(jì)的角度看， 本設(shè)計(jì)主減速比小于6下，應(yīng)盡量選用單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋。對(duì)行星齒輪振動(dòng)、噪聲的研究歸根結(jié)底屬于對(duì)齒輪動(dòng)力學(xué)的研究。隨著齒輪技術(shù)的發(fā)展，傳動(dòng)載荷和傳動(dòng)速度提高很快，同時(shí)齒輪的振動(dòng)與噪聲問題也日益嚴(yán)重。齒輪傳動(dòng)在強(qiáng)度方面的問題己經(jīng)基本解決，目前有待解決的重大技術(shù)課題是齒輪傳動(dòng)的振動(dòng)和噪聲問題。目前在這方面的研究還不夠深入，在通常的齒輪設(shè)計(jì)方法中，多是只進(jìn)行齒輪的運(yùn)動(dòng)和強(qiáng)度方面的設(shè)計(jì)，幾乎不考慮齒輪的噪聲、振動(dòng)問題，這往往不能滿足齒輪傳動(dòng)性能上的要求。機(jī)械在工作過程中所產(chǎn)生的振動(dòng)，惡化了設(shè)備的動(dòng)態(tài)性能，影響了設(shè)備原有的精度、生產(chǎn)效率和使用壽命。同時(shí)，機(jī)械振動(dòng)所產(chǎn)生的噪聲，又使環(huán)境受到了嚴(yán)重污染。齒輪系統(tǒng)是各種機(jī)器和機(jī)械設(shè)備中應(yīng)用最為廣泛的動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)傳遞裝置，其動(dòng)力學(xué)行為和工作性能對(duì)整個(gè)機(jī)器有著重要影響，而且，機(jī)械的振動(dòng)和噪聲大部分來源于齒輪傳動(dòng)工作時(shí)產(chǎn)生的振動(dòng)，因此，機(jī)械產(chǎn)品對(duì)齒輪系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能方面的要求就更為突出。 行星齒輪機(jī)構(gòu)是一種復(fù)雜的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)，傳統(tǒng)研究工作主要局限于均載性研究。近年來，研究工作轉(zhuǎn)向動(dòng)態(tài)特性方面并已取得重要研究成果。齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)在動(dòng)態(tài)激勵(lì)作用下產(chǎn)生動(dòng)態(tài)響應(yīng)，齒輪系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)激勵(lì)有內(nèi)部激勵(lì)和外部激勵(lì)兩類。與一般機(jī)械系統(tǒng)的主要不同之處在于它的內(nèi)部激勵(lì)，即輪齒嚙合時(shí)產(chǎn)生的激勵(lì)，由于行星齒輪傳動(dòng)結(jié)1構(gòu)復(fù)雜且為過約束傳動(dòng)，對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)研究時(shí)應(yīng)該考慮零件或運(yùn)動(dòng)副的彈性，根據(jù)建立動(dòng)力學(xué)模型時(shí)考慮的因素和所使用的方法不同，一般將行星齒輪傳動(dòng)的動(dòng)力學(xué)模型分為如下兩類：即集中參數(shù)模型和有限元模型，由于集中參數(shù)模型與實(shí)際情況相差較遠(yuǎn)，因而有必要建立行星齒輪機(jī)構(gòu)的有限元分析模型。 在汽車上，作為雙級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋的第二級(jí)減速器，輪邊減速器一般安裝在輪轂中間或附近，采用輪邊減速器可以使中間主減速器的外形尺寸減小，保證車輛具有足夠的離地間隙，由于輪邊是最后的一級(jí)減速，其前面的半軸、差速器及主減速器的從動(dòng)輪等零件的尺寸都可以減小。這種二級(jí)減速裝置一般使用直齒圓柱行星齒輪傳動(dòng)，然而由于輪邊減速器在汽車上要受到半軸傳動(dòng)、路面顛簸及制動(dòng)時(shí)對(duì)輪轂所產(chǎn)生力的影響等，故而所受到的力學(xué)環(huán)境非常復(fù)雜。在許多應(yīng)用場(chǎng)合，行星齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)和噪聲是影響系統(tǒng)可靠性、壽命及操作環(huán)境的關(guān)鍵因素。因此，有必要利用現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法，利用目前比較成熟的 ANSYS 等有限元分析軟件對(duì)輪邊減速器的行星齒輪系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行分析。 參考文獻(xiàn) [1]王望予.汽車設(shè)計(jì)(第4版〉[M].機(jī)械工業(yè)出版社，2018 [2]劉惟信.汽車設(shè)計(jì)[M].清華大學(xué)出版社，2018 [3]劉惟信編著.汽車設(shè)計(jì)叢書驅(qū)動(dòng)橋[M].清華大學(xué)出版社，2018 [4] 汽車工程手冊(cè)編輯委員會(huì).汽車工程手冊(cè)[M]：設(shè)計(jì)篇.北京：人民交通出版社，2001. [5] 余志生. 汽車?yán)碚揫M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社, 1990. [6] 王望予 .汽車設(shè)計(jì)(第四版).北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2004 [7] 朱孝錄 .齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè).北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2005. [8] 邱宣懷 .機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社，1997. [9]陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].機(jī)械工業(yè)出版社，2018 [10〕余志生.汽車?yán)碚摚ǖ?版）[M].機(jī)械工業(yè)出版社，2018 [11]濮良貴,紀(jì)名剛主編．機(jī)械設(shè)計(jì)（第七版〉[M]．高等教育出版社．2018 [12] 于嬌. 電動(dòng)汽車用行星齒輪無級(jí)變速器設(shè)計(jì)及仿真研究.大連交通大學(xué).2019. [13] 莫文超. 船用汽輪機(jī)-行星齒輪減速器軸系動(dòng)力學(xué)特性研究. 哈爾濱工業(yè)大學(xué).2020 [14] 肖瑋. 某汽車減速器殼體加工工藝及關(guān)鍵夾具仿真分析. 南昌大學(xué).2020 [15] 周鋐. 桑塔納2000型轎車后橋道路譜研究. 同濟(jì)大學(xué).2002 [16] 張 越. 軸間差速鎖對(duì)重型越野車駐車能力的影響.汽車實(shí)用技術(shù)，2019，第22期，78-80 [17] 張 越. 精密減速器傳動(dòng)誤差測(cè)量精度分析. 機(jī)械傳動(dòng)，2020，第44卷 第6期，121-125 [18] 屠志平. 低噪聲車輛減速器降噪效果預(yù)測(cè)分析. 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2021，第3期，15-17 [19] 張 越. 桑塔納汽車后橋強(qiáng)度有限元分析及改進(jìn)方案.汽車工程，2020，第26卷 第4期，497-491 [20]秦軍磊. 車輛液壓自動(dòng)差速鎖系統(tǒng)模型設(shè)計(jì)與研究. 內(nèi)燃機(jī)與配件，2017，15-17 [21] 黃一鳴. 有限元分析在汽車主減速器殼設(shè)計(jì)中的應(yīng)用. 大眾科技，2016，207：40-43 [22]盛陽. 半開放式差速器的技術(shù)優(yōu)勢(shì)及實(shí)踐應(yīng)用探討. 汽車零部件，2021，119-120 [23]陳熙. 北京汽車BJ80. 先鋒試駕，2021，26-31 成績(jī)?cè)u(píng)定表 班級(jí) 姓名 畢業(yè)設(shè)計(jì) （論文）題目 桑塔納 3000 汽車主減速器及差速器設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師姓 名 指導(dǎo)教師職 稱 指導(dǎo)教師評(píng)分 （滿分 30 分） 指導(dǎo)教師評(píng)語： 論文選題符合專業(yè)培養(yǎng)要求，能夠達(dá)到綜合訓(xùn)練目的，題目有一定難度，工作量較大。該生查閱文獻(xiàn)資料能力較強(qiáng)，能較為全面收集與研究?jī)?nèi)容相關(guān)的文獻(xiàn)資料，寫作過程中能綜合運(yùn)用所學(xué)專業(yè)技能，綜合運(yùn)用知識(shí)能力較強(qiáng)。 文章篇幅符合學(xué)院規(guī)定，內(nèi)容較為完整。語言表達(dá)流暢，格式完全符合規(guī)范要求，未發(fā)現(xiàn)抄襲現(xiàn)象。 簽名： 2021 年 6 月 4 日 評(píng)閱教師姓 名 評(píng)閱教師職 稱 評(píng)閱教師評(píng)分 （滿分 30 分） 22 評(píng)閱教師評(píng)語： 論文選題符合專業(yè)培養(yǎng)要求，工作量適中。 該生查閱文獻(xiàn)資料能力較好，能較為全面收集與研究?jī)?nèi)容相關(guān)的文獻(xiàn)資料，寫作過程中能綜合運(yùn)用所學(xué)專業(yè)技能，具備綜合運(yùn)用知識(shí)能力。 文章篇幅符合學(xué)院規(guī)定，內(nèi)容較為完整。語言表達(dá)流暢，格式完全符合規(guī)范要求。 畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書題目：桑塔納 3000 汽車主減速器及差速器的設(shè)計(jì) 畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書要求及原始數(shù)據(jù)（資料）： 1、原始數(shù)據(jù)（資料）： 車載總重 1640kg， 變速器一檔傳動(dòng)比 3.455， 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 155 N · m /3800 ， 車輪滾動(dòng)半徑 0.286， 傳動(dòng)系機(jī)械效率 0.89 ， 最大道路阻力系數(shù) 0.472 ， 最 高 車 速 170km/h. 2、畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書要求： （1）、任務(wù)要求 全面了解設(shè)計(jì)任務(wù)書，掌握設(shè)計(jì)意圖，明確設(shè)計(jì)任務(wù)，根據(jù)原始數(shù)據(jù)與有關(guān)資料，開展文獻(xiàn)檢索、調(diào)查分析。綜合所學(xué)的基礎(chǔ)理論知識(shí)和專業(yè)知識(shí)，擬定該車型的變速器設(shè)計(jì)方案，完成變速器齒輪、軸的參數(shù)，包括變速器齒輪的接觸力、彎曲應(yīng)力、軸的輸出扭轉(zhuǎn)力，計(jì)算及強(qiáng)度校核。繪制裝配圖、部件圖和部分零件圖。同時(shí)完成相應(yīng)的計(jì)算說明過程。主要任務(wù)如下： ①畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書開題報(bào)告； ②文獻(xiàn)綜述&外文翻譯； ③設(shè)計(jì)、計(jì)算、繪制相應(yīng)設(shè)計(jì)內(nèi)容的技術(shù)圖紙； ④畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書。 （2）、時(shí)間進(jìn)度要求 序號(hào) 時(shí)間 周次 指導(dǎo)教師工作及要求 1 2021.3.22- 2021.3.28 第 1 周 按任務(wù)書，查閱相關(guān)文獻(xiàn)、撰寫文獻(xiàn)綜述、翻 譯外文資料 2 2021.3.29- 2021.4.4 第 2 周 開題報(bào)告的攥寫 3 2021.4.5- 2021.4.11 第 3 周 審核開題報(bào)告，進(jìn)行開題答辯 4 2021.4.12- 2021.5.9 第 4-7 周 試驗(yàn)研究或設(shè)計(jì)階段，繪制相關(guān)圖紙，編寫設(shè)計(jì)說明書 5 2021.5.10- 2021.5.16 第 8 周 畢業(yè)設(shè)計(jì)期中檢查 6 2021.5.17- 2021.5.30 第 9-10 周 修改相關(guān)圖紙，完善畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 7 2021.5.31- 2021.6.6 第 11 周 論文查重、修改論文 8 2021.6.7- 2021.6.13 第 12 周 打印裝訂、指導(dǎo)老師與評(píng)閱老師賦分、畢業(yè)答辯 畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書主要內(nèi)容： 1、設(shè)計(jì)圖樣要求： 設(shè)計(jì)原理正確，運(yùn)用相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、查閱相關(guān)手冊(cè)，正確處理好圖、數(shù)字、符號(hào)、標(biāo)準(zhǔn)等的關(guān)系，圖樣完整準(zhǔn)確?？傮w設(shè)計(jì)完整、圖紙表達(dá)清晰、標(biāo)注采用國家最新標(biāo)準(zhǔn)；完成整機(jī)裝配圖紙?jiān)O(shè)計(jì)，保證結(jié)構(gòu)方案確定最優(yōu)化；完成部件圖設(shè)計(jì)及傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)；完成零件圖設(shè)計(jì)。 2、畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書： 設(shè)計(jì)依據(jù)可靠，參數(shù)選用合理，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)強(qiáng)度及剛度校核、計(jì)算準(zhǔn)確，內(nèi)容完整，中英文摘要與科技論文必須做到準(zhǔn)確無誤。對(duì)主要傳動(dòng)方案進(jìn)行比較和選擇、并可行性論證。對(duì)主要的零部件進(jìn)行動(dòng)力的計(jì)算，強(qiáng)度、剛度的校核。 畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書參考文獻(xiàn) 15 篇以上，原則上所涉及的參考文獻(xiàn)論文資料為近 5 年出版發(fā)表。 學(xué)生應(yīng)交出的設(shè)計(jì)文件（論文）： 設(shè)計(jì)成果要求：提交紙質(zhì)資料（打印和部分手工繪制圖紙）和電子文檔資料。圖紙使用 AutoCAD 軟件繪制，文件為*.dwg 格式。設(shè)計(jì)說明書資料為*.doc 格式。 1、畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書開題報(bào)告。 2、畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 1 份，字?jǐn)?shù) 2-2.5 萬字。按《山西能源學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書撰寫規(guī)范》執(zhí)行。 3、圖紙： (1) 變速器總成裝配圖（A0 號(hào)）1-2 張； (2) 變速器總成裝配圖（A0 號(hào)）1-2 張； (3) 主要零部件圖（A2 號(hào)）3-5 張； 4、文獻(xiàn)綜述&外文翻譯：按《山西能源學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書撰寫規(guī)范》執(zhí)行。 (1) 文獻(xiàn)綜述：字?jǐn)?shù)不少于 3000 字； (2) 外文翻譯：外文翻譯必須與畢業(yè)設(shè)計(jì)課題相關(guān)，字?jǐn)?shù)不少于 5000 字，并標(biāo)明文章出處。 主要參考文獻(xiàn)（資料）： [1]王望予.汽車設(shè)計(jì)(第 4 版)[M].機(jī)械工業(yè)出版社，2018. 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The drive axle is located after the final drive to reduce the pressure of the final drive to reduce the speed and increase the torque, so that the vehicle can convert the high-speed and low-torque power generated by the engine into the vehicle. The driving force for normal driving. And it can be distributed and transmitted to the wheels on both sides, so that it has a differential function to ensure that the car can turn normally. There are also half shafts, axle housings and other devices in the drive axle. They work together to make the car run normally. The drive axle is an indispensable driving mechanism in the car. In this design, the principle of the drive axle is elaborated and analyzed, and the Santana 3000 model is taken as an example to do specific research and explanation. Among them, the main reducer, differential and other important components in the drive axle are researched and designed. Through the analysis of the original data and comparison of the same type of reducer and differential lock, the transmission ratio of the main reducer is determined, and the design scheme is preliminarily determined. Then according to the principles and steps used in the design of the car, the relevant data was calculated in detail, and then the manual was written in detail. In the design process, necessary analysis was carried out on the method and the feasibility of the design related components. Finally, draw assembly drawings and parts drawings of some necessary components. Key words: drive axle； main reducer；differential transmission；ratio  目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第一章 緒論 1 1.1課題研究?jī)?nèi)容 1 1.2研究的基本內(nèi)容 1 1.2.1主減速器的作用 1 1.2.2主減速器的工作原理 2 1.2.3國內(nèi)主減速器的狀況 2 1.2.4國內(nèi)與國外差距 3 1.3研究?jī)?nèi)容總結(jié) 4 第二章 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案分析 5 第三章 主減速器的設(shè)計(jì) 8 3.1主減速器概述 8 3.2主減速器方案的選擇 8 3.3主減速器主從動(dòng)齒輪的支撐形式 8 3.3.1主動(dòng)雙曲面齒輪 8 3.3.2從動(dòng)齒輪 9 3.4主減速器基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 9 3.4.1主減速器計(jì)算載荷的確定 11 3.4.2主減速器基本參數(shù)的選擇 13 3.4.3主減速器雙曲面圓錐齒輪相關(guān)參數(shù)的集合計(jì)算（由EXCEL生成） 16 3.4.4主減速器雙曲面錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 22 3.4.5主減速器齒輪材料及其熱處理 27 3.4.6主減速器軸承的計(jì)算 28 第四章 差速器設(shè)計(jì) 35 4.1差速器的結(jié)構(gòu)形式選擇 35 4.2差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 35 4.2.1行星齒輪數(shù)目的選擇 35 4.2.2行星齒輪球面半徑RB的計(jì)算 36 4.2.3行星齒輪齒數(shù)的選擇 36 4.2.4差速器圓錐齒輪模數(shù)的初步確定 37 4.2.5壓力角 38 4.2.6行星齒輪安裝孔直徑φ與其深度L 38 4.3差速器齒輪的集合計(jì)算 39 4.4差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 41 第五章 結(jié)論 42 參考文獻(xiàn) 44 致 謝 46 VI 第一章 緒論 1.1課題研究?jī)?nèi)容 自從汽車研制成功到今天優(yōu)秀的工程師已經(jīng)將汽車逐漸完善，現(xiàn)在汽車用減速器研制的目標(biāo)是；六高、二低、二化，是車用減速器的發(fā)展趨勢(shì)大家都在為實(shí)現(xiàn)這一目標(biāo)努力，六高指的是高傳動(dòng)效率、高齒面硬度、高可靠性、高承載能力、高精度、高速度，二低指的是低噪聲、低成本，二化指的是標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化。以上特點(diǎn)廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代汽車制造業(yè)中使得現(xiàn)代汽車更加舒適安全。由于生活的進(jìn)步人們對(duì)于代步汽車的要求越來越高，所以大馬力、低轉(zhuǎn)速的的發(fā)動(dòng)機(jī)更受大家的喜愛，這也成為發(fā)動(dòng)機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)，由于發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速降低所以普通家用汽車車橋中主減速器的速比也應(yīng)該相應(yīng)的減小。由于技術(shù)的進(jìn)步材料的性能得以在更高程度上發(fā)揮因此對(duì)齒輪的使用壽命的要求更進(jìn)一步，使其的疲勞壽命達(dá)到50萬次以上才符合要求。在軸的額定載荷相同時(shí)，車橋的承載能力更為強(qiáng)大。在本次課程設(shè)計(jì)中驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)齒輪選為錐齒輪，之所以選擇錐齒輪是應(yīng)為它的使用噪音更低、壽命更長，潤滑密封性大大好于直齒輪，剛性好，速比范圍寬。希望通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，對(duì)所學(xué)習(xí)的專業(yè)知識(shí)進(jìn)行有效的鞏固復(fù)習(xí)提升自己專業(yè)方面實(shí)用的技能，為我今后的職業(yè)生涯打下堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)以至今后可以在機(jī)械行業(yè)為國家貢獻(xiàn)一份自己微薄的力量。 1.2研究的基本內(nèi)容 1.2.1主減速器的作用 改變動(dòng)力的傳輸方向、為變速器的各個(gè)傳動(dòng)擋位提供傳動(dòng)比，是主減速器的的兩大作用。由于汽車變速器輸出的動(dòng)力是垂直于橫向軸線的，同時(shí)驅(qū)動(dòng)輪是在車輛的水平軸線上旋轉(zhuǎn)，所以應(yīng)該有一個(gè)機(jī)構(gòu)改變變速器動(dòng)力的傳輸方向。設(shè)計(jì)中采用圓錐齒輪來實(shí)現(xiàn)這一目的，并通過一對(duì)不同齒數(shù)的齒輪相互嚙合以實(shí)現(xiàn)主減速器的功能降低轉(zhuǎn)速，由于錐齒輪的傳動(dòng)特點(diǎn)同時(shí)亦可以將傳動(dòng)的方向改變。汽車發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作時(shí)的轉(zhuǎn)速在200至3000r/min之間，現(xiàn)在某些汽車的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速甚至可以達(dá)到5000 r/min，要想僅通過變速箱來降低速度是不現(xiàn)實(shí)的，要是沒有主減速器與變速箱的配合，變速箱的傳動(dòng)比將會(huì)大大增大，所以就要使用半徑更大的齒輪與半徑小的齒輪配合實(shí)現(xiàn)，這就會(huì)導(dǎo)致變速箱尺寸變大重量變大等一系列的問題。主減速器的原理是，無論變速器處于什么擋位，主減速器都將會(huì)提供一個(gè)恒定的傳動(dòng)比用于降低轉(zhuǎn)述提高扭矩。變速器與主減速器的配合會(huì)使得主減速器的尺寸減小，車輛結(jié)構(gòu)更加科學(xué)車體總重得以減輕。此外由于發(fā)動(dòng)機(jī)的功率恒定，所以減速器將轉(zhuǎn)速降下來之后主減速器輸出軸的轉(zhuǎn)矩必將會(huì)變大，與此同時(shí)變速箱和減速器的之后機(jī)構(gòu)的負(fù)載必將會(huì)變大。在驅(qū)動(dòng)輪之前布置一個(gè)主減速器這樣可以使主減速器之前傳動(dòng)零件傳遞的壓力減小，進(jìn)而使得汽車整體的可靠性增強(qiáng)，也會(huì)減小整部汽車的大小和質(zhì)量，使得操作更加靈敏舒適且迅速方便。 1.2.2主減速器的工作原理 發(fā)動(dòng)機(jī)做活塞運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的高速低扭的動(dòng)力經(jīng)過變速箱或分動(dòng)器傳至減速器，主減速器由自身的速比關(guān)系再次降低轉(zhuǎn)速增加扭矩，從主減速器出來的扭矩進(jìn)而傳遞到差速器，此時(shí)的動(dòng)力即變成可使汽車正常行駛的動(dòng)力。 1.2.3國內(nèi)主減速器的狀況 行星齒輪傳動(dòng)在我國已有許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)用，自20世紀(jì)60年代以來，我國對(duì)行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了較深入、系統(tǒng)地研究和試制工作。但無論是在設(shè)計(jì)理論方面，還是在試制和應(yīng)用實(shí)踐方面，均取得了許多創(chuàng)新性的研究成果。1998 年，沈允文等應(yīng)用結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)修改重分析的思想和復(fù)模態(tài)的矩陣攝動(dòng)法理論，提出了一整套齒輪系統(tǒng)振動(dòng)分析和減振研究的理論計(jì)算方法；第二年，他們又利用行星架附加阻尼對(duì)行星齒輪系統(tǒng)的減振，提出了一種粘性阻尼線性系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)分析和減振設(shè)計(jì)的有效方法；同一年，朱才朝等研究了運(yùn)動(dòng)副間隙對(duì)內(nèi)齒行星齒輪傳動(dòng)特性的影響及傳動(dòng)機(jī)理。2000 年，張策等通過對(duì)齒輪、軸與軸承所組成的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)中彎曲振動(dòng)、扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和橫向振動(dòng)問題的分析，并考慮到齒輪質(zhì)量偏心和輪齒嚙合摩擦力對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)的影響，應(yīng)用拉格朗日方程，建立了一對(duì)漸開線直齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)的數(shù)學(xué)模型；同年，楊建明研究了行星齒輪機(jī)構(gòu)彈性動(dòng)力學(xué)建模問題；2005 年，楊建明研究了內(nèi)齒行星齒輪變速器的彈性動(dòng)力學(xué)的問題，分析了行星齒輪軸承與球軸承的承載能力的比較及初始頻率對(duì)振動(dòng)噪聲的影響；2008 年，天津大學(xué)葛楠、張俊在高速行星齒輪機(jī)構(gòu)中內(nèi)齒輪的有限元分析，研究了齒的厚度對(duì)內(nèi)齒輪剛度的影響；同年，Shuting Li 研究了少齒差行星齒輪驅(qū)動(dòng)的接觸問題和數(shù)值方法，以及齒的接觸個(gè)數(shù)對(duì)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能的影響。 [16]柴少彪.重型載貨汽車行星齒輪輪邊減速器動(dòng)力學(xué)性能分析與研究.太原理工大學(xué).2010. （這節(jié)均引用于柴少彪的碩士論文） 1.2.4國內(nèi)與國外差距 到目前為止由于我國的歷史原因?qū)е鹿I(yè)制造開始的時(shí)間落后于其他國家近百年時(shí)間，所以在車用主減速器的開發(fā)設(shè)計(jì)上還遠(yuǎn)落后于其他國家。其中生產(chǎn)技術(shù)上于國外又較大的差距、在制造工藝上還是又許多不足、在成本控制上做的還不夠精確、齒輪制造的技術(shù)及其創(chuàng)新能力還較為缺乏、在技術(shù)的信息化上還是被國外甩得遠(yuǎn)遠(yuǎn)的。我國現(xiàn)在在汽車制造方面面臨的主要問題是，產(chǎn)品開發(fā)和創(chuàng)新能力遠(yuǎn)遠(yuǎn)不足、產(chǎn)品中屬于中低端的產(chǎn)品屬于多數(shù)的缺少擁有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的高檔產(chǎn)品、行也的管理水平不足缺乏統(tǒng)一的領(lǐng)導(dǎo)。這需要學(xué)習(xí)先進(jìn)技術(shù)，加快技術(shù)創(chuàng)新，各領(lǐng)導(dǎo)層分工明確提高管理水平，了解國際步伐緊隨加快與國際先進(jìn)水平接軌，由模仿制做到創(chuàng)新開發(fā)，再到開發(fā)設(shè)計(jì)適合中國國情的高檔車用減速器總成，早日形成自己的新技術(shù)，縮短與世界先進(jìn)水平的差距。目前，上汽集團(tuán)、東風(fēng)集團(tuán)、一汽集團(tuán)、北汽集團(tuán)等各大汽車集團(tuán)積極合作共同開展項(xiàng)目，希望在汽車設(shè)計(jì)與制造方面早日實(shí)與世界先進(jìn)技術(shù)的接軌，并爭(zhēng)取有新的突破。 1.3研究?jī)?nèi)容總結(jié) 主要設(shè)計(jì)的是家用轎車的主減速器和差速器（以桑塔納3000為例），且要使其可以在家用轎車中正常使用。此設(shè)計(jì)的主要任務(wù)有：選擇適合與家用轎車的方案，設(shè)計(jì)減速器與差速鎖的機(jī)構(gòu)并對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化和改進(jìn)，對(duì)關(guān)鍵的齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)和對(duì)其危險(xiǎn)截面的校核，在設(shè)計(jì)中穿插進(jìn)去對(duì)家用轎車的主減速器和差速鎖的組成和原理的介紹以至說明說更加的詳細(xì)。  第二章 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案分析 驅(qū)動(dòng)橋是汽車最重要的機(jī)構(gòu)之一，以桑塔納3000車型為依據(jù)結(jié)合任務(wù)書中的參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)。驅(qū)動(dòng)橋作為汽車傳輸和分配動(dòng)力設(shè)計(jì)的一個(gè)機(jī)構(gòu)，對(duì)其設(shè)計(jì)時(shí)其中有很多專業(yè)相關(guān)的知識(shí)需要用到，這也可以當(dāng)作是對(duì)之前專業(yè)課知識(shí)的一種復(fù)習(xí)，同時(shí)也會(huì)接觸到一些課堂上沒有的實(shí)際問題，希望通過這次設(shè)計(jì)可以提高將來會(huì)用于工作中所需技能的熟悉程度，并鍛煉獨(dú)立思考和獨(dú)立工作的能力。 在本次畢業(yè)設(shè)計(jì)中驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)是行星齒輪和移位錐齒輪相結(jié)合的傳動(dòng)形式，整個(gè)設(shè)計(jì)中需要對(duì)一些關(guān)鍵部位的齒輪進(jìn)行齒面接觸校核和疲勞強(qiáng)度校核以檢驗(yàn)之前的學(xué)習(xí)成果和所設(shè)計(jì)產(chǎn)品的可靠性；根據(jù)老師提供的原始數(shù)據(jù)確定方案，通過查閱大量的文獻(xiàn)資料和機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，并于前人的經(jīng)驗(yàn)分析對(duì)比得出總傳動(dòng)比；差速器根據(jù)以往的經(jīng)驗(yàn)選用行星齒輪結(jié)構(gòu)，行星齒輪的選擇應(yīng)參考同類型設(shè)計(jì)中前人所用的參數(shù)。而且，軸的設(shè)計(jì)主要集中在齒輪的配置上。檢查最大負(fù)荷危險(xiǎn)區(qū)的強(qiáng)度。軸承的選擇要求結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，符合要求。 因?yàn)橐O(shè)計(jì)家用轎車，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)這種工況下工作的驅(qū)動(dòng)橋一般設(shè)計(jì)為非斷開式結(jié)構(gòu)，選用這種結(jié)構(gòu)的目的是為了適應(yīng)家用轎車的非獨(dú)立式懸架，這種結(jié)構(gòu)與驅(qū)動(dòng)輪的剛性空心梁相得益彰是最有用的組合形式，剛性空心梁多為鑄造而成由于大批量生產(chǎn)時(shí)鑄造比較經(jīng)濟(jì)這也可以使得整車成本降低。由于主要減速器、差動(dòng)裝置和半軸等所有傳動(dòng)部件總和而成為驅(qū)動(dòng)橋。因此驅(qū)動(dòng)橋的驅(qū)動(dòng)輪均則不在避震器之上，繼而考慮避震器所承受的總重時(shí)不必考慮驅(qū)動(dòng)輪的重量。 為了減輕主減速器的整體尺寸，當(dāng)下家用轎車中不在使用直齒圓錐齒輪。所以在總傳動(dòng)比相同的情況下我們大多選用結(jié)構(gòu)相對(duì)緊湊的螺旋錐齒輪。從前人的檢驗(yàn)可知螺旋式錐齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)要比直齒輪的小。另外，還有運(yùn)行穩(wěn)定、噪音小的優(yōu)點(diǎn)。所以曾經(jīng)大部分汽車都采用此結(jié)構(gòu)。近年來，由于技術(shù)的進(jìn)步雙曲面齒輪的制造成本大大降低，并且在客車上得到了廣泛的應(yīng)用，在國內(nèi)家用轎車上的應(yīng)用也越來越廣泛深受廣大消費(fèi)者的喜愛。 中央二級(jí)減速橋僅在中央一級(jí)橋的速比過大或牽引總質(zhì)量較大的時(shí)候所采用的一種結(jié)構(gòu)形式，總的來說中央二級(jí)減速橋不用于家用轎車這種正常工況下工作的機(jī)械產(chǎn)品之中，它的設(shè)計(jì)是為特殊工況下工作的機(jī)械產(chǎn)品可以在惡略的環(huán)境中正常工作并保證一定的工作壽命。因此，作為系列產(chǎn)品衍生出來的模型這使得其具有天生的缺陷，因此它們很難變形為進(jìn)驅(qū)動(dòng)橋，在使用這種驅(qū)動(dòng)橋時(shí)應(yīng)當(dāng)考慮其因此所受到的限制。 由上述的結(jié)果可以得知，本次畢業(yè)設(shè)計(jì)所設(shè)計(jì)的以桑塔納3000為原型的減速器和差速鎖所總成的驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)比為4.444，小于6。并且近年來我國道路條件變好，再根據(jù)家用轎車的工作環(huán)境所決定的對(duì)汽車性能的要求。所以大多數(shù)的家用轎車已經(jīng)采用單級(jí)驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)。且單級(jí)驅(qū)動(dòng)橋有以下優(yōu)點(diǎn)： (1)制造工藝簡(jiǎn)單、成本低。是一種基本的驅(qū)動(dòng)橋形式，在家用轎車中起著重要作用； (2) 單級(jí)驅(qū)動(dòng)橋的機(jī)械傳動(dòng)效率比其他形式的驅(qū)動(dòng)橋高，減少了磨損件，提高了可靠性，增加了主減速器的使用壽命，比之前所使用的帶輪減速器相比要好的多。 (3) 由其中的差速器實(shí)現(xiàn)兩側(cè)驅(qū)動(dòng)輪以不同的轉(zhuǎn)速工作，更好的保證了汽車在轉(zhuǎn)彎時(shí)的穩(wěn)定性。 (4) 將主減速器、差速器、半軸等傳動(dòng)機(jī)構(gòu)集成到統(tǒng)一的驅(qū)動(dòng)橋中，減少了占用的空間。 綜上所述，本設(shè)計(jì)主減速比小于6下，故選用單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋。  第三章 主減速器的設(shè)計(jì) 3.1主減速器概述 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的參考對(duì)象桑塔納3000驅(qū)動(dòng)橋采用單級(jí)主傳動(dòng)，但主傳動(dòng)比i0不能太大，因?yàn)槿绻麄鲃?dòng)比過大減速器從動(dòng)輪的直徑將會(huì)增大，會(huì)導(dǎo)致減速器軸與軸之間的距離會(huì)減小增加從動(dòng)輪熱處理的難度，或是會(huì)增大主減速器的體積，所以一般i0≤7.6，而轎車一般為3~4.5，單級(jí)驅(qū)動(dòng)橋?yàn)樽钚滦褪褂媒Y(jié)構(gòu)，其具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，質(zhì)量小，成本低，使用方便的優(yōu)點(diǎn)。 由上述分析結(jié)果主減速器的傳動(dòng)齒輪可以選用弧齒錐齒輪傳動(dòng)。 3.2主減速器方案的選擇 由于雙曲面齒輪傳動(dòng)時(shí)如果齒輪的嚙合點(diǎn)保持不變，那么雙曲面齒輪傳動(dòng)的直徑將會(huì)小于旋轉(zhuǎn)齒輪的直徑。因此一傳動(dòng)比必須大于4.5，并且圓周尺寸受到限制，則雙曲線齒輪更為合理。 3.3主減速器主從動(dòng)齒輪的支撐形式 3.3.1主動(dòng)雙曲面齒輪 對(duì)于裝載質(zhì)量小于2T的卡車和質(zhì)量不足2T家用汽車。這種類型的汽車載荷較小，所以主減速器軸偏角角?的絕對(duì)值以可選用較小的值。因此，選擇懸臂支撐是最經(jīng)濟(jì)最方便的支撐方式。 3.3.2從動(dòng)齒輪 從動(dòng)齒輪的支承剛度被多種因素影響，影響支承剛度的重要因素主要由軸承的類型、支撐的距離和軸承之間的載荷分布這幾個(gè)因素影響。其中載荷的分布是負(fù)載和兩端支撐中心之間的距離和圖中的d的比例所影響的。如果想使得軸承的穩(wěn)定性提高，則可以再從動(dòng)輪后面的差速器殼體增加加強(qiáng)筋以使得整體的剛度變大。本次設(shè)計(jì)中選用圓錐滾子軸承，其多用于兩端支撐，安裝的時(shí)候必須讓大頭向里小頭向往這樣才可以使得圓錐滾子軸承的軸向力得到平衡。如圖所示兩個(gè)軸承之間的距離應(yīng)不小于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的70%，為了使兩個(gè)軸承所承受的載荷相同，應(yīng)使c大于d。 圖3-1 從動(dòng)錐齒輪支承形式 3.4主減速器基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 由汽車型號(hào)，查閱相關(guān)資料，按實(shí)際需要，桑塔納3000為前驅(qū)汽車，初步確定主減速比為4.5，因?yàn)檫@是一輛比較普通的家用車，查閱桑塔納3000具體的相關(guān)參數(shù)，并與山西能源學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書中的數(shù)據(jù)相結(jié)合繪制下表： 表3-1 桑坦納3000有關(guān)參數(shù) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率/kw及轉(zhuǎn)速/r/min 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭轉(zhuǎn)矩/N?m轉(zhuǎn)速/r/min 主減速比i0 輪胎型號(hào) 變速器傳動(dòng)比ig Pemax-np Pemax-nT 第一檔 最高檔 參數(shù) 72KW-5200r 155N·m-310 4.444 195/60R1486H 3.455 0.8 車載總重 最高車速 傳動(dòng)系機(jī)械效率 車輪滾動(dòng)半徑 最大道路阻力系數(shù) 參數(shù) 1640kg 170km/h 0.89 0.286m 0.472 根據(jù)公式i0=0.377~0.427rnnpvamaxighifhiLB=0.377~0.4270.272×5200170×0.8=3.8~4.8，由于4.444符合標(biāo)準(zhǔn)，故取主減速比為4.444. 3.4.1主減速器計(jì)算載荷的確定 1）、發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩和最低擋傳動(dòng)比是確定從動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce的主要因素 Tce=Te max?iTZ?K0?ηTn(N?m) (3-1) 式中: iTZ——為汽車整體傳動(dòng)系統(tǒng)的最低擋傳動(dòng)比，參考桑塔納3000車型iTZ在此取15.354； Te max——為發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出扭矩，此數(shù)據(jù)參考桑塔納3000車型Te max在此取150 N?m； ηT——為傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)效率，在此取0.9； n——該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目在此取1； K0——為超載系數(shù)，超載系數(shù)是由結(jié)合離合器過快產(chǎn)生的沖擊載荷導(dǎo)致的。對(duì)于一般的家用汽車和越野汽車以及液力傳動(dòng)以及新型自動(dòng)變速器的各類汽車取K0=1.0，當(dāng)性能系數(shù)fp>時(shí)可取K0=2.0。 fp=110016-0.195magTemax 當(dāng)0.195magTemax>6 0 當(dāng)0.195magTemax<6 (3-2) （汽車滿載時(shí)的總質(zhì)量在此取1640Kg） 因?yàn)? 0.195×1640×10150=21.32≥16 所以 fp=-0.191≤0 即K0=1 由以上各參數(shù)可求Tce Tce=150×15.354×1×0.91N?m=2072.9N?m (3-3) 2）、 驅(qū)動(dòng)輪打滑時(shí)，確定從動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcs的方法 Tcs=G2φrrηLBiLB (3-4) 式中 : G2 ——汽車滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大載荷，假設(shè)前橋所承載7301N的負(fù)荷； φ——輪胎的附著系數(shù)，安裝一般輪胎的普通家用轎車，取0.85；越野汽車取1.0；安裝有專門的防滑寬輪胎的高級(jí)轎車，計(jì)算時(shí)可取1.25；故取值0.85 rr——車輪的滾動(dòng)半徑，在此選用輪胎型號(hào)為195/60R14，滾動(dòng)半徑為0.286m； ηLB，iLB——分別為減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，ηLB取0.9，由于沒有輪邊減速器iLB取1.0。 所以 Tcs=G2φrrηLBiLB=7310×0.8×0.2870.9×1N?m=1862.6N?m 3）、確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcf 正常行駛的扭矩根據(jù)平均拉力來確定： f=Ga+GTrriLB?ηLB?n(fR+fH+fP)(N?m) (3-5) 式中：Ga——汽車滿載時(shí)的總重量，參考桑塔納3000在此取14602N； GT——牽引掛車滿載時(shí)重量，僅用于牽引車的計(jì)算，故式中為0； fR——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于轎車可取0.010～0.015；在此取0.012 fH——為汽車正常行駛的平均爬坡能力系數(shù)，對(duì)于轎車可取0.08，故在此取0.08； fP——汽車的性能系數(shù)在此取0； iLB?，ηLB，n——見上式的說明。 所以 f=Ga+GTrriLB?ηLB?n(fR+fH+fP) =14900×0.2870.9×1×1×（0.012+0.08+0）N?m=474.6N?m 以上公式參考《汽車設(shè)計(jì)(第4版)》式（3-10）～式（3-12） 3.4.2主減速器基本參數(shù)的選擇 1）、錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2，選擇錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)該考慮下面的影響因素： 1、應(yīng)使Z1，Z2互為質(zhì)數(shù)以使得主從動(dòng)錐齒輪均勻磨合； 2、齒面重合度與輪齒彎曲強(qiáng)度要是想得到理想的值，應(yīng)使齒輪齒數(shù)的和大于或等于50； 3、主傳動(dòng)比不大時(shí)，Z1可取7～12； 4、不同的主傳動(dòng)比，應(yīng)對(duì)應(yīng)不同的齒數(shù)； 以上參考《汽車設(shè)計(jì)(第4版)》中表3-12、表3-13得出, 取Z1=9、Z2=40。 2）、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑d2和端面模數(shù)mt的計(jì)算 d2可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即 d2=Kd23Tj （3-6）式中：Kd2——直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0； Tj——從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，為Tce和Tcs中的較小者。 所以 d2=Kd23Tj=(13~16)×31862.6mm=160~196mm 初選 d2=180mm 則 mt=d2Z2=18040=4.5 參考《汽車設(shè)計(jì)(第4版)》，mt=4.5可取 故初選，mt=4.5 d2=180mm 校核mt=4.5是否合適，其中Km=0.3~0.4 故此處 mt=Km3Tc=(0.3~0.4)×31862.6=3.69~4.92，因此滿足校核。 3）、從動(dòng)齒輪齒面寬F 雙曲面齒輪的齒面寬一般取為：F=0.155d2=0.155×180mm=27.8mm 4）、雙曲面齒輪的偏移距E 家用轎車中雙齒面齒輪的偏移距離E一般不可以超過減速器過從動(dòng)齒輪節(jié)錐距A0的40%，或者是接近于d2的20%。 故偏移距E可取 E≈20%×180mm=36mm 故初取偏移距E=30mm 5）、中點(diǎn)螺旋角β的選擇 使主減速器傳動(dòng)更平穩(wěn)、噪聲更低的方法為選用大的螺旋角，以使mF≥1.25。選用螺旋角時(shí)應(yīng)對(duì)齒面的重疊系數(shù)、齒輪強(qiáng)度和軸向力的影響做好充分的考慮，這樣從才可以選出最為適合的螺旋角。由于雙曲面齒輪傳動(dòng)中存在偏移距E，因此主、從動(dòng)齒輪中點(diǎn)應(yīng)選不同的螺旋角，同時(shí)主動(dòng)齒輪的螺旋角應(yīng)較大。在家用轎車中，應(yīng)使mF處于1.5~1.8中。當(dāng)mF≥2.0時(shí)主減速器產(chǎn)生的噪音較小。然而，螺旋角過大，雙曲面齒輪的軸向力變大，所以選擇螺旋角時(shí)應(yīng)該充分考慮現(xiàn)狀。 主減速器齒輪的平均螺旋角為35°～40°，但是大型汽車為了防止軸向力過大一般選用較小的值，一般取為35°，在此初選用為40°。 6）、螺旋方向 兩個(gè)相互嚙合的齒輪的螺旋角應(yīng)該相反，螺旋角不同時(shí)驅(qū)動(dòng)輪和從動(dòng)輪之間卡頓的顯現(xiàn)減輕，避免因齒輪卡死而無法正常工作導(dǎo)致減速器的報(bào)廢，以至增加減速器的使用壽命。 7）、法向壓力角α 對(duì)“格里森” 型主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定轎車選用14°30′或16°的法向壓力角。選用此壓力角的可以在不產(chǎn)生根切的情況下選取更小的齒數(shù)，同時(shí)也可以增加壓力角和齒輪的強(qiáng)度。為了防止工作面壓力角過大，現(xiàn)代轎車用的“格里森”制雙曲面齒輪的平均壓力角為19°。 3.4.3主減速器雙曲面圓錐齒輪相關(guān)參數(shù)的集合計(jì)算（由EXCEL生成） 表3-2 雙曲面齒輪具體參數(shù) 序號(hào) 名稱 代號(hào) 數(shù)值 說明 1 小輪齒數(shù) Z1 9 2 大輪齒數(shù) Z2 40 3 齒數(shù)比的倒數(shù) Z1/Z2 0.225 4 齒寬 b2 28 5 偏置距 E 30 6 大輪分度圓直徑 de2 180 7 刀盤名義直徑 rb 63.5 8 初選小輪螺旋角 βm1c 50.5 9 βmic正切值 tan βm1c 1.2130969669 10 初選大輪分度錐角之余切值 cotδ2c 0.27 74.890424878 11 δ2c之正弦值 sinδ2c 0.96542908256 12 初定大輪中點(diǎn)分度圓半徑 rm2c 76.483992844 13 大、小輪螺旋角差角正弦值 sin△βc 0.37867887645 14 △βc之余弦值 cos△βc 0.92552812412 15 初定小輪擴(kuò)大系數(shù) Kc 1.3849023206 16 小輪小點(diǎn)分度圓半徑換算值 rm1H 17.20889839 17 初定小輪中點(diǎn)分度圓半徑 rm1c 23.832643315 18 輪齒收縮系數(shù) H 1.28 19 近似計(jì)算公法線K1K2在大輪軸線上的投影 Q 307.10669089 20 大輪軸線在小輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正切 tanη 0.097685921181 21 η角余弦 cosη 1.0047599411 22 η角正弦 sinη 0.09722314474 23 大輪軸線在小輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角 η 5.5792890756 24 初算大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正弦 sinεc 0.36194391061 25 εc角正切 tanεc 0.38826856837 26 初算小輪分錐角正切 tanε1c 0.25040179057 27 δ1c角余弦 cosδ1c 0.97005072321 28 第一次校正螺旋角差值△β′的正弦 sin△β 0.37311854108 29 △β′角余弦 cos△β′ 0.92778367862 30 第一次校正小輪螺旋角正切 tanβ′m1 1.2251297956 31 擴(kuò)大系數(shù)的修正量 △K -0.0044896714784 32 大輪擴(kuò)大系數(shù)修正量的換算值 △KH -0.0010101760826 33 校正后大輪偏置角的正弦值 sinε 0.36204212311 34 ε角正切 tanε 0.38838981405 35 校正后小輪分度錐角正切 tanδ1 0.25032362133 36 δ1角 δ1 14.053693561 37 δ1角的余弦 cosδ1 0.97006858812 38 第二次校正后小輪螺旋角的正切值 sin△β 0.37321291251 39 △β值 △β 21.913902911 40 △β角余弦 cos△β 0.92774572051 41 第二次校正后小輪螺旋角的正切值 tanβm1 1.2128919269 42 βm1值 βm1 50.4952455 43 βm1余弦 cosβm1 0.63614224879 44 確定大輪螺旋角 βm2 28.581342589 45 βm2余弦 cosβm2 0.87813880686 46 βm2正切 tanβm2 0.54479534259 47 大輪分錐角余切 cotδ′2 0.26981921424 48 δ′2值 δ′2 74.900079768 49 δ′2正切 sinδ′2 0.96547299356 50 δ′2余切 cosδ′2 0.2605031645 51 Bic 24.488351963 52 B2c 293.60101246 53 兩背錐之和 B12 318.08936442 54 大輪錐距在螺旋線中點(diǎn)切線方向投影 T2 69.565448923 55 小輪錐距在螺旋線中點(diǎn)切線方向投影 T1 62.231743072 56 極限齒形角正切負(fù)值 Tanа0 0.11814744657 57 極限齒形角負(fù)值 а0 6.7381138688 58 △а0的余弦 cos△а0 0.99309281897 59 B59 0.0058517651306 60 B60 0.00021923009765 61 B61 4329.1791441 62 B62 0.0016940176434 63 B63 0.0077650128716 64 B64 86.03934022 65 齒形中點(diǎn)曲率半徑 r′0 86.637762932 66 比較r′0與r0比值 V 0.73293674549 67 A67 0.058613212011 A7 0.775 68 A68 71.276110927 A8 0.24283108191 69 A69 1.0244467447 70 rm2圓心至軸線交叉點(diǎn)距離 Am2 23.642842477 71 大輪分錐頂點(diǎn)至軸線交叉點(diǎn)距離 Ao2 -3.005991626 72 大輪分錐上中點(diǎn)錐距 Rm2 79.219194482 73 大輪分錐上外錐距 R2 93.218557744 74 大輪分錐上齒寬之半 0.5bm 13.999363261 75 大輪在平均錐距上工作齒高 h′m 0 K 76 A76 0.65619091471 77 A77 0.44326282315 78 兩側(cè)壓力角總和 аc 38 查表所得 79 sinаc 0.61566147533 80 平均壓力角 а 19 81 cosа 0.9455185756 82 tanа 0.34432761329 83 A83 1.2873287127 84 齒頂角與齒根角總和 θ∑ 5.6642463357 85 大輪齒頂高系數(shù) h＊a2 0.17 查表所得 86 大輪齒根高系數(shù) h＊f2 0.98 87 大輪中點(diǎn)齒頂高 ham2 0 88 大輪中點(diǎn)齒根高 hfm2 0.05 89 大輪齒頂角 θa2 0.96292187707 90 sinθa2 0.016805366064 91 大輪齒根角 θf2 4.7013244586 92 sinθf2 0.081961547041 93 大輪大端齒頂高 hae2 0.23526442427 94 大端齒根高 hfe2 1.1974094705 95 徑向間隙 c 0.05 96 大端齒高 he2 1.4326738948 97 大輪大端工作齒高 h′e2 1.3826738948 98 大輪頂錐角 δa2 75.863001645 99 sinδa2 0.96971450037 100 cosδa2 0.24424124912 101 大輪根錐角 δf2 70.19875531 102 sinδf2 0.94087341001 103 cosδf2 0.33875835981 104 cotδf2 0.36004669301 105 大輪大端齒項(xiàng)圓直徑 dae2 180.12257425 106 大端分度圓中心至軸線交叉點(diǎn)距離 Akm2 27.289720908 107 大輪輪冠至軸線交叉點(diǎn)距離 AKe2 27.06257946 108 大端頂圓齒頂與分度圓處齒高之差 △ham 1.3728861042 109 大端分度圓處與根圓處在齒高方向上高度差 △hmf 6.847815728 110 大輪頂錐錐頂?shù)捷S線交叉點(diǎn)距離 Aoa2 -4.3788777302 111 大輪根錐頂點(diǎn)到軸線交叉點(diǎn)的距離 Aof2 3.8418241021 112 A112 84.996520091 113 修正后小輪軸線在大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)的偏置角正弦 sinε 0.35295562651 114 cosε 0.93564006205 115 tanε 0.37723440971 116 sinδa1 0.31695589279 117 小輪頂錐角 δa1 18.47892971 118 cosδa1 -0.99885023274 119 tanδa1 0.33418645322 120 A120 10.817947476 121 小輪頂錐頂點(diǎn)到軸線交叉點(diǎn)的距離 Aoa1 -0.24505008951 122 A122 0.021353191544 123 A123 1.2232618582 A3 0.99977209854 124 A124 20.690641052 A4 0.9355017565 125 A125 4.4252361493 A5 0.99701886432 126 A126 0.030709528631 A6 -0.51637169246 127 A127 1.0687014659 128 A128 71.276110927 129 A129 -1.0018368443 130 A130 14.961140039 131 小輪輪冠到軸線交叉點(diǎn)的距離 AKe1 56.287489603 132 14.962501006 133 小輪前輪冠到軸線交叉點(diǎn)的距離 Aki1 86.264732251 134 56.042439514 135 小輪大端齒頂圓直徑 dae1 37.457248182 136 82.438897486 137 在大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正弦 sinε 0.36390588563 138 大輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角 ε 21.340264541 139 cosε 0.93143572317 140 -17.180804821 141 從小輪根錐頂點(diǎn)到軸線交叉點(diǎn)距離 Aof1 30.166312812 142 0.2274950245 143 小輪根錐角 δf1 13.14963809 144 cosδf1 0.97377924286 145 tanδf1 0.23362073711 146 允許的最小側(cè)隙 jnmin 查表所得 147 允許的最大側(cè)隙 jnmax 查表所得 148 0.098766913106 149 -1.3327996722 150 大輪安裝距 65.218557744 3.4.4主減速器雙曲面錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 為使主減速器具有足夠的的強(qiáng)度和使用壽命，使主減速器安全可靠地運(yùn)行，在完成以上計(jì)算后，還應(yīng)分析其關(guān)鍵部位并就此部位進(jìn)行強(qiáng)度校核。 齒輪常見的失效形式有斷齒、齒面點(diǎn)蝕剝落、齒面粘著、齒面磨損等。由于橋的變速器承受著不同的載荷，因此其損傷的主要形式是疲勞折斷，這樣容易引起表面點(diǎn)蝕導(dǎo)致的麻點(diǎn)更嚴(yán)重的可能會(huì)使齒根疲勞斷裂結(jié)。由于壽命要求在20萬km及以上，這將使制造齒輪材料的長期疲勞次數(shù)低于主減速器齒輪的循環(huán)次數(shù)。由此原因應(yīng)將主減速器中所有齒輪的許用應(yīng)力定為小于210.9N/mm2，本次設(shè)計(jì)中如何選用齒輪的需用應(yīng)力可以參考下表。 3-3 汽車驅(qū)動(dòng)橋的許用應(yīng)力 Nmm2 計(jì)算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce，Tcs中的較小者 700 2800 980 平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcf 210.9 1750 210.9 汽車驅(qū)動(dòng)橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tce和最大附著轉(zhuǎn)矩Tcf與汽車正常工作中的持續(xù)載荷不同。最大載荷僅可根據(jù)強(qiáng)度計(jì)算進(jìn)行分析和估值，通常情況西不用于疲勞損傷的估計(jì)依據(jù)。由上可得主減速器的壽命主要和計(jì)算的平均扭矩有關(guān)所以應(yīng)將注意力放在平均扭矩的計(jì)算上。 1）、主減速器準(zhǔn)雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 1、單位齒長上的圓周力 汽車制造業(yè)中根據(jù)單位齒長的圓周力來計(jì)算主減速器齒輪表面的耐磨性，即 P=PFNmm （3-7） 式中：P——齒輪上的圓周力，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax和發(fā)動(dòng)機(jī)最大附著力矩G2φrr兩種工況下的載荷計(jì)算N； F ——從動(dòng)齒輪的齒面寬，在此取28mm。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算： P=Temaxig×103d12F （3-8） 式中：Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取150N?m； ig——變速器的傳動(dòng)比，在此為3.455； d1——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取40.5mm。 故上式 P=Temaxig×103d12F=150×3.455×10340.52×28Nmm≈914 按最大附著力矩計(jì)算： P=G2φrr×103d22FNmm （3-9） 式中：G2——驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的壓力，當(dāng)驅(qū)動(dòng)橋后置時(shí)還得考慮汽車最大加速度的增量，在此取7301N； φ——輪胎與地面之間著系數(shù)，在此取0.85； rr——輪胎的滾動(dòng)半徑，在此取0.278m。 故上式 P=G2φrr×103d22F=7301×0.85×0.287×1031802×18=706.8Nmm 以上公式參考《汽車設(shè)計(jì)(第4版)》。 表3-4 汽車車橋設(shè)計(jì)表 參數(shù)汽車 類別 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) 按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) 輪胎與地面的附著系數(shù) 一擋 二擋 直接擋 轎車 893 536 321 893 0．85 貨車 1429 --- 250 1429 0．85 大客車 982 --- 214 --- 牽引車 536 --- 250 --- 0．65 在技術(shù)發(fā)展到今天時(shí)，單位齒輪上的圓周力可由提高材料的質(zhì)量和完善加工工藝與熱處理方式等方式來完成，有時(shí)可以高出原來的的20%~30%。 因此，上述兩種計(jì)算方法均符合標(biāo)準(zhǔn)。 2、輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 汽車減速器端錐齒輪齒根彎曲應(yīng)力為： σ=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J (3-10) 式中：T——該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N?m； K0——超載系數(shù)；在此取1.0； Ks——是尺寸系數(shù)，此系數(shù)體現(xiàn)的時(shí)減速器材料的均勻性，尺寸系數(shù)與齒輪尺寸和熱處理工藝有關(guān)，當(dāng)m≥1.6時(shí)，Ks=4m25.4，在此；Ks=4m25.4-0.65 Km——載荷分配系數(shù)，當(dāng)齒輪都采用兩端支承的形式時(shí)Km=1.00~1.10，當(dāng)僅有一個(gè)齒輪用兩端支承的形式時(shí)Km=1.10~1.25，支承剛度大時(shí)取最小值； Kv——是質(zhì)量系數(shù)，汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪觸良好、周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，可取Kv=1.0； z——計(jì)算齒輪的齒數(shù)； m——端面模數(shù)； J——計(jì)算彎曲應(yīng)力系數(shù)。彎曲應(yīng)力的計(jì)算需要用輪齒中點(diǎn)圓周力和齒輪中點(diǎn)端面模量計(jì)算彎曲應(yīng)力。此時(shí)對(duì)總系數(shù)修正時(shí)應(yīng)采用大終端模塊的數(shù)據(jù)。按《汽車車橋設(shè)計(jì)》的圖2-114選取小齒輪的J=0.322大齒輪J=0.276。 故上式： σ1=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×1862.6×1×1.1×0.651×28×40×4.52×0.276=425.5Nmm2≤700Nmm2 σ1'=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×474.6×1×1.1×0.651×28×40×4.52×0.276=108.4Nmm2≤210Nmm2 σ2=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×465.7×1×1.1×0.651×28×9×4.52×0.322=405.3Nmm2≤700Nmm2 σ2'=2×103×T?K0?Ks?KmKv?b?z?m2?J=2×103×118.66×1×1.1×0.651×28×9×4.52×0.322=103.27Nmm2≤210Nmm2 因此，主減速器滿足抗彎強(qiáng)度要求。 3、輪齒的表面接觸強(qiáng)度計(jì)算 雙曲面齒輪輪齒齒面的計(jì)算接觸應(yīng)力為 σj=Cpd12TjzK0KsKmKf103KvbJNmm2 （3-11）式中： Tjz——主動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N?m； Cp——為材料的彈性系數(shù)，鋼制齒輪取；232.6N12mm2 Ks——尺寸系數(shù)，考慮了齒輪尺寸對(duì)其硬化的影響，若沒有前人的經(jīng)驗(yàn)可供借鑒時(shí)，尺寸系數(shù)可取1.0； Kf——是表面質(zhì)量系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)只與齒面追后的性質(zhì)有關(guān)系，與表面涂層性能沒有關(guān)系。一般用于生產(chǎn)精密齒輪時(shí)表面質(zhì)量系數(shù)可取1.0； J——計(jì)算接觸應(yīng)力系數(shù)。此系數(shù)與相對(duì)曲率半徑、載荷位置、載荷在齒間的分布系數(shù)、有效尺寬和慣性系數(shù)有關(guān)，由《汽車車橋設(shè)計(jì)圖》中的式3-131選取J=0.233。 故上式 σj=Cpd12TjzK0KsKmKf103KvbJNmm2=232.640.52×118.67×1×1×1.1×1×1031×28×0.233=1156.4Nmm2≤1750Nmm2 綜上所述他們滿足所有接觸強(qiáng)度要求。 3.4.5主減速器齒輪材料及其熱處理 單級(jí)驅(qū)動(dòng)橋中的雙曲面齒輪的材料和熱處理要符合下面的要求： 1、齒輪材料應(yīng)具有良好的鍛造性能、切削性能、良好的熱處理性能等； 2、齒輪在處理完畢以后應(yīng)達(dá)到芯部韌表面硬的效果，以適應(yīng)在主減速器工況下的沖擊載荷避免齒輪的失效； 3、選擇的材料應(yīng)在提高產(chǎn)品質(zhì)量的同時(shí)，還應(yīng)做到減少制造時(shí)間、降低廢品率、降低生產(chǎn)成本，以減少對(duì)資源的浪費(fèi)； 4、材料的抗彎曲疲勞強(qiáng)度的能力應(yīng)比一般材料的強(qiáng)，表面接觸疲勞強(qiáng)度應(yīng)高于其他材料，且其表面硬度應(yīng)較高以使其具有較好的耐磨性； 綜上所述，本次畢業(yè)設(shè)計(jì)中的主減速器和差速器所選用的材料為20CrMnTi 制造齒輪的材料經(jīng)過必要的熱處理后，齒面硬度可以達(dá)到58～64HRC，但是此時(shí)齒輪芯部的韌性還不夠，若端面模數(shù)m≤8時(shí)齒面硬度約為32～45HRC。 主減速器工作初期由于處于磨合期齒輪的表面比較粗糙，齒輪表面比較粗糙時(shí)容易產(chǎn)生膠合、咬死或劃傷的情況、磨合期的過度磨損，所以在磨合期時(shí)應(yīng)防止這些情況的發(fā)生。圓錐齒輪傳動(dòng)中的大齒輪，在熱處理后進(jìn)行配對(duì)研磨。最后可以涂上厚度為0.005～0.010～0.020mm的銅涂層。這種圖層不可用于補(bǔ)償零件的公差尺寸、不可代替潤滑，僅可用于對(duì)齒輪的表面強(qiáng)化。 3.4.6主減速器軸承的計(jì)算 由于主減速器的壽命還受到它的工作量和工作條件這種非人為控制的影響，因此在校核軸承的使用壽命前應(yīng)準(zhǔn)確分析該軸承上的受力情況，其中應(yīng)包括軸向力、徑向力、圓周力、軸承反作用力的計(jì)算。最后確定軸承實(shí)際載荷。 1）、錐齒輪齒面上的作用力 汽車正常運(yùn)行時(shí)由于變換擋位會(huì)導(dǎo)致傳送到主減速器的轉(zhuǎn)速發(fā)生改變，此外由于發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速是處于動(dòng)態(tài)平衡中的，所以位于發(fā)動(dòng)機(jī)之后的主減速器的工作扭矩也是處于不斷變化中的。確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩以后在計(jì)算作用在齒輪上的圓周力。經(jīng)驗(yàn)表明，軸承的主要失效形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入當(dāng)量轉(zhuǎn)矩Td進(jìn)行計(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算： Td=Temax1100fi1ig1fT11003+fi2ig2fT21003+fi3ig331003+?+fiRigRfTR100313（3-12） 式中：Temax——桑塔納3000發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩，在此取150N?m； fi1，fi2? fiR——為變速器處于不同擋位的使用率，可參考汽車車橋設(shè)計(jì)表3-41選?。? ig1，ig2? igR——變速器各擋的傳動(dòng)比； fT1，fT2? fTR——變速器在不同擋位時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生扭矩的利用率，參考《汽車設(shè)計(jì)(