拖拉機前驅(qū)動橋Front driving axle of tractor學院名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 學生姓名： 指導教師姓名： 指導教師職稱： 年 5 月目錄引言 .11.1 本課題的來源，基本前提條件和技術(shù)要求 11.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路 11.3 預期成果 11.4 國內(nèi)外發(fā)展狀況及現(xiàn)狀的介紹 1第一章 驅(qū)動橋總體方案論證 .2第二章 主減速器的設計 .32.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 32.1.1 主減速器的齒輪類型 32.1.2 主減速器的減速形式 42.1.3 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法 52.2主減速器的基本參數(shù)的選擇及計算 52.2.1 主減速器計算載荷的計算 52.2.2 主減速齒輪基本參數(shù)的選擇 62.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 72.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 92.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 132.2.6 主減速器軸承的計算 13第三章 差速器設計 173.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 173.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 183.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 183.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 193.3.2 差速器齒輪的幾何計算 193.3.3 差速器齒輪的強度計算 21第四章 驅(qū)動半軸的設計 .224.1 全浮式半軸計算載荷的確定 224.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 234.3 全浮式半軸的強度計算 234.4 半軸花鍵的強度計算 23第五章 最終傳動的設計 245.1 立軸輸入錐齒輪的基本參數(shù)的選擇和設計計算 255.1.1 計算轉(zhuǎn)矩的確定 255.1.2 主減速齒輪基本參數(shù)的選擇 255.1.3 立軸輸入錐齒輪圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 275.2 立軸輸出錐齒輪的基本參數(shù)的選擇和設計計算 285.2.1 計算轉(zhuǎn)矩的確定 285.2.2 主減速齒輪基本參數(shù)的選擇 285.2.3 立軸輸出錐齒輪圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 3053 前橋立軸的確定 315.3.1 前橋立軸計算載荷的的確定 315.3.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 325.4 前輪軸的確定 325.4.1 前輪軸計算載荷的的確定 325.4.2 前輪軸軸的桿部直徑的初選 325.4.3 前輪軸軸的強度計算 32第六章 驅(qū)動橋殼的設計 .336.1 鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu) 33結(jié)論34致謝34參考文獻35拖拉機前驅(qū)動橋摘要 驅(qū)動橋作為四大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于拖拉機顯得尤為重要。對于在田間作業(yè)的拖拉機，要求有很高的離地間隙，而離地間隙主要由驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)決定。根據(jù)這一特點，本次設計采用了雙錐齒輪最終傳動。本文參照傳統(tǒng)驅(qū)動橋的設計方法進行了載重汽車驅(qū)動橋的設計。本文首先確定主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設計參數(shù)；然后參考類似驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)，確定出總體設計方案；最后對主，從動錐齒輪，差速器圓錐行星齒輪，半軸齒輪，全浮式半軸，最終傳動和整體式橋殼的強度進行校核以及對支承軸承進行了壽命校核。本文不是采用傳統(tǒng)的雙曲面錐齒輪作為拖拉機的主減速器而是采用弧齒錐齒輪，希望這能作為一個課題繼續(xù)研究下去。關(guān)鍵詞 拖拉機 驅(qū)動橋 單級減速橋 弧齒錐齒輪Front driving axle of tractorAbstract Drive axle is the one of automobile four important assemblies. It performance directly influence on the entire automobile，especially for the tractor. First ，make up the main partsstructure and the key designing parameters; thus reference to the similar driving axle structure ， decide the entire designing project ; fanially check the strength of the axle drive bevel pinion ，bevel gear wheel ， the differentional planetary pinion， differential side gear ， full-floating axle shaft and the banjo axle housing ， and the life expection of carrier bearing . The designing take the spiral bevel gear for the tradional hypoid gear ， as the gear type of heavy trucks final drive，with the expection of the question being discussed， further .Key words: tractor drive axle single reduction final drive the spiral bevel gear引言本課題是進行拖拉機前驅(qū)動橋的設計。設計出拖拉機前驅(qū)動橋，包括主減速器、雙錐齒輪最終傳動，差速器，驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼等部件。1.1 本課題的來源，基本前提條件和技術(shù)要求a.本課題的來源：自選。設計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉的驅(qū)動橋，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展。b.基本前提條件：在主要參數(shù)確定的情況下，設計選用驅(qū)動橋的各個部件，選出最佳的方案。c.技術(shù)要求：設計出的前驅(qū)動橋應符合國家拖拉機的標準，運行穩(wěn)定可靠，成本低。 1.2 本課題要解決的主要問題和設計總體思路a.本課題要解決的主要問題：設計出適合本課題的驅(qū)動橋。由于拖拉機在田間行駛需要較大的轉(zhuǎn)矩，較高的離地間隙，在設計的時候要采用合理的驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)。因此，要想使汽車驅(qū)動橋的設計合理，首先必須選好傳動系的總傳動比，并恰當?shù)貙⑺峙浣o變速器和驅(qū)動橋。b.設計總體思路：采用非斷開式驅(qū)動橋殼，由于拖拉機在田間行駛需要較大的轉(zhuǎn)矩，較高的離地間隙，采用雙錐齒輪最終傳動。驅(qū)動橋的噪聲主要來自齒輪及其他傳動機件。提高它們的加工精度、裝配精度，增強齒輪的支承剛度，是降低驅(qū)動橋工作噪聲的有效措施。1.3 預期成果設計出拖拉機前驅(qū)動橋，包括主減速器，差速器，雙錐齒輪最終傳動裝置及橋殼等部件。a. 提高拖拉機的技術(shù)水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更經(jīng)濟，更舒適，更機動，更方便，動力性更好，污染更少。b. 改善拖拉機的經(jīng)濟效果，調(diào)整拖拉機在產(chǎn)品系列中的檔次，以便改善其市場競爭地位并獲得更大的經(jīng)濟效益。1.4 國內(nèi)外發(fā)展狀況及現(xiàn)狀的介紹隨著國家農(nóng)業(yè)政策的改變，土地經(jīng)營方式也由家庭聯(lián)產(chǎn)承包型轉(zhuǎn)向集約流轉(zhuǎn)集型，拖拉機作為農(nóng)業(yè)機械和工程建設重要設備，也將得到快速的發(fā)展。輪式拖拉機仍是農(nóng)業(yè)拖拉機的主要結(jié)構(gòu)型式，四輪驅(qū)動拖拉機已經(jīng)發(fā)展到和后輪驅(qū)動拖拉機并重的程度。作為后輪驅(qū)動拖拉機變型的四輪驅(qū)動拖拉機，由于采用中置傳動器，采用液壓轉(zhuǎn)向和寬帶面輪胎，是牽引附著性能，行間通過性和機動性大為提高。它不僅適用于松軟，潮濕土壤上的一般耕作，而且適用于中耕，水田作業(yè)和帶前機裝載作業(yè)。第一章 驅(qū)動橋總體方案論證驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式按齊總體布置來說共有三種，即普通的非斷開式驅(qū)動橋，帶有擺動半軸的非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋。本次設計采用的是非斷開式車橋。圖 3-1 非斷開式驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)示意圖由于要求設計的是小功率拖拉機前驅(qū)動橋，要設計這樣一個級別的驅(qū)動橋，一般選用非斷開式結(jié)構(gòu)以與非獨立懸架相適應，該種形式的驅(qū)動橋的橋殼是一根支撐在左右驅(qū)動車輪的剛性空心梁，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件都裝在其中，此時驅(qū)動橋，驅(qū)動車輪都屬于簧下質(zhì)量。驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式有多種，基本形式有三種如下：1)中央單級減速驅(qū)動橋。此是驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)中最為簡單的一種，是驅(qū)動橋的基本形式， 在載重汽車中占主導地位。一般在主傳動比小于 6 的情況下，應盡量采用中央單級減速驅(qū)動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動小齒輪采用騎馬式支承， 有差速鎖裝置供選用。2)中央雙級驅(qū)動橋。在國內(nèi)目前的市場上，中央雙級驅(qū)動橋主要有 2 種類型：一類如伊頓系列產(chǎn)品，事先就在單級減速器中預留好空間，當要求增大牽引力與速比時，可裝入圓柱行星齒輪減速機構(gòu)，將原中央單級改成中央雙級驅(qū)動橋，這種改制“三化” （即系列化，通用化，標準化）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，當要增大牽引力與速比時，需要改制第一級傘齒輪后，再裝入第二級圓柱直齒輪或斜齒輪，變成要求的中央雙級驅(qū)動橋，這時橋殼可通用，主減速器不通用， 錐齒輪有 2個規(guī)格。由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質(zhì)量較大時，作為系列產(chǎn)品而派生出來的一種型號，它們很難變型為前驅(qū)動橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅(qū)動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅(qū)動橋存在。3)中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋。輪邊減速驅(qū)動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)動橋。圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動構(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橋組成為一系列。在該系列中，中央單級橋仍具有獨立性，可單獨使用，需要增大橋的輸出轉(zhuǎn)矩，使牽引力增大或速比增大時，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橋。這類橋與中央雙級減速橋的區(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。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，以保證重型汽車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質(zhì)量大，價格也要貴些，而且輪穀內(nèi)具有齒輪傳動，長時間在公路上行駛會產(chǎn)生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅(qū)動橋，它不如中央單級減速橋。第二章 主減速器的設計2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主減速器的結(jié)構(gòu)型式，主要是根據(jù)其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。2.1.1 主減速器的齒輪類型在現(xiàn)代汽車驅(qū)動橋上，主減速器采用得最廣泛的是“格里森” （ Gleason）制或“奧利康” （Oerlikon ）制的螺旋錐齒輪和雙面錐齒輪。圖 4-1 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動(a)螺旋錐齒輪傳動；(b) 雙曲面齒輪傳動采用雙曲面齒輪。他的主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角（即將一軸線平移，使之與另一軸線相交的交角）也都是采用 90°。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移，稱為上偏置或下偏置。這個偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊的支承。這對于增強支承剛度、保證齒輪正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。和螺旋錐齒輪由于齒輪的軸線相交而使得主、從動齒輪的螺旋角相等的情況不同，雙曲面齒輪的偏移距使得主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。因此，雙曲面?zhèn)鲃育X輪副的法向模數(shù)或法向周節(jié)雖相等，但端面模數(shù)或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數(shù)或端面周節(jié)是大于從動齒輪的。這一情況就使得雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的主動齒輪有更大的直徑和更好的強度和剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關(guān)。另外，由于雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑為大，從而使齒面間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當?shù)穆菪F齒輪比較，負荷可提高至 175%。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這有力于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比 的傳動有其優(yōu)越性。對中5.40i等傳動比，兩種齒輪都能很好適應。由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪沖動工作更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。2.1.2 主減速器的減速形式減速型式的選擇與拖拉機的類型及使用條件有關(guān)，但它主要取決于由動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比 的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、0i驅(qū)動橋的數(shù)目及布置型式等。本設計采用組合式橋殼的單級主減速器（圖） 。單級主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低等優(yōu)點。其主、從動錐齒輪軸承都直接支承在與橋殼鑄成一體的主減速器殼上，結(jié)構(gòu)簡單、支承剛度大、質(zhì)量小、造價低。圖 4-2 采用組合式橋殼的單級主減速器2.1.3 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安裝方法圖 4-3 主動錐齒輪齒面受力圖在殼體結(jié)構(gòu)及軸承型式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確捏合并具有較高使用壽命的因素之一。主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在軸承之間的分布而定。兩端支承多采用圓錐錐子軸承，安裝時使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相背朝外。為了防止從動齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承也應預緊。由于從動錐齒輪軸承是裝在差速器殼上，尺寸較大，足以保證剛度。球面圓錐滾子軸承（圖 4-4（b） ）具有自動調(diào)位的性能，對軸的歪斜的敏感性較小，這在主減速器從動齒輪軸承的尺寸大時極其重要。2.2主減速器的基本參數(shù)的選擇及計算2.2.1 主減速器計算載荷的計算已知條件：主減速器傳動比 2.22，輪胎型號 5.0-16，最小車速 1km/h,發(fā)動機功率/轉(zhuǎn)速：12.5kw/2500rpm，斷面寬度 140mm，輪輞直徑 410mm。車輪直徑： = 2 mm0DHr14069車輪最低轉(zhuǎn)速： 35Vrpm主減速器主動錐齒輪轉(zhuǎn)速： 10.8ir最低檔傳動比： 25.938i發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩： 95012.547.0PnTabNm主減速器從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩： 47.5192.0182.jabTLi式中： 由發(fā)動機所計算的從動錐齒輪之間的傳動系最低傳動比上述傳動部分的傳動效率，取 =0.92.2.2 主減速齒輪基本參數(shù)的選擇a.齒數(shù)的選擇對于單級主減速器，主減速器傳動比 =2.22，取 z1=9, z2= z1=20.0i 0ib.大錐齒輪分度圓直徑 d2,選擇：可根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（見式 4-4、式 4-5 并取兩者中較小的一個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出 322jdTK式中 從動錐齒輪的節(jié)圓半徑，mm；d直徑系數(shù)，取 ；2K20d 5計算轉(zhuǎn)矩， 。jTmN23(1.4.7)dj初選 =120 則 = / =120/20=62Dt2Dz有參考機械設計手冊 2表 23.4-3 中 選取 6 則 =120tm2Dm根據(jù) = 來校核 =6 選取的是否合適，其中 =（0.450.6）tm3cTKsmK此處， =（0.450.6） =（5.17） ，因此滿足校核。t 3jTc.主，從動錐齒輪齒面寬 和1b2錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。對于從動錐齒輪齒面寬 ，推薦不大于節(jié)錐 的 0.3 倍，即 ，而2b2A223.0Ab且 應滿足 ，對于拖拉機主減速器圓弧齒輪推薦采用：2btm102=0.155 120=18.6 25.Dm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 =20.5 。1bmd.中點螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選 時應考慮它對齒面重合度 ，輪齒強度和軸向力大小的影響， 越大，則 也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高， 應不小于 1.25，在 1.52.0 時效果最好，但 過大，會導致軸向力增大。汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為 35°40°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取 35°。e. 螺旋方向主、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(zhuǎn)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(qū)動拖拉機前進。f. 法向壓力角加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定拖拉機可選用 20°的壓力角。2.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算序 號 項 目 計 算 公 式 計 算 結(jié) 果1 主動齒輪齒數(shù) 1z92 從動齒輪齒數(shù) 2 203 端面模數(shù) m64 齒面寬 b=20.5 1b=18.625 工作齒高 hag*29.9gh6 全齒高 c=117 法向壓力角 =20°8 軸交角 =90°9 節(jié)圓直徑 =dmz541d=120210 節(jié)錐角112arctg=90°-2=24.23°1=65.77°211 節(jié)錐距 A = 1sind=02iA =65.8012 齒頂高 mha*=10.2ah13 齒根高 =fc=12.456 f14 徑向間隙 c= *c=1.09215 齒根角 0arctnffhA=10.72f16 面錐角21fa2f=34.95°1a=76.49°217 根錐角=1f1f=2f2f=13.51°1f=55.05°218 齒頂圓直徑 11cosaahd=72.6ad=2ad21cosah=128.4ad19 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離1inkA212siah=55.811kA=17.7020 齒側(cè)間隙 B=0.3050.406 0.4mm21 螺旋角 =35°2.2.4 主減速器圓弧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。齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下：（1）輪齒折斷主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側(cè)間隙調(diào)節(jié)不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端（經(jīng)常是大端）沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。（2）齒面的點蝕及剝落齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結(jié)果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。一般首先產(chǎn)生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內(nèi)適當加大齒面寬也是一種辦法。齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。（3）齒面膠合在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。（4）齒面磨損這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。拖拉機驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉(zhuǎn)矩）有關(guān)，而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩 Tec 和最大附著轉(zhuǎn)矩 Tcs 并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。2） 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算（1） 單位齒長上的圓周力在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即Nmm (2-6)2bPp式中：P作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 Temax 和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算，N； rG2從動齒輪的齒面寬，在此取 80mm. 2b按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時：Nmm （2-213max0bdiTpge7）式中： 發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 47.75 ；maxeT m變速器的傳動比；gi主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 108mm.1d按上式 Nmm347.59108.6.2p按最大附著力矩計算時：Nmm （2-2310bdrGp8）在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的 20%25%。經(jīng)驗算以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內(nèi)。其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力p都為 1865N/mm2（2）輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為N/ JmzbKTvs203122m（29） 式中： 該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，182.2N·m;T超載系數(shù)；在此取 1.00K尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)，s當 時， ，在此 0.6976.14.25mKs4625.sK載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，mK1.001.10。支承剛度大時取最小值。m質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向v跳動精度高時，可取 1.0;計算齒輪的齒面寬，mm;b計算齒輪的齒數(shù)；z端面模數(shù)，mm;計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)） ，它綜合考慮了齒形系數(shù)。J載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。按圖 2-1 選取小齒輪的 0.225，大齒輪J0.195.J按上式 178.5N/ hLQCrn1670310256.4897.16370hL'所以軸承 C 滿足使用要求。所以軸承 D 滿足使用要求。此節(jié)計算內(nèi)容參考了汽車車橋設計 1和汽車設計 3關(guān)于主減速器的有關(guān)計算。第三章 差速器設計差速器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理圖 3-1 差速器差速原理如圖 3-1 所示，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構(gòu)。差速器殼 3 與行星齒輪軸 5 連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪 6 固連在一起，固為主動件，設其角速度為 ；半軸齒輪 1 和 2 為從動件，其角速度為 和01。A、B 兩點分別為行星齒輪 4 與半軸齒輪 1 和 2 的嚙合點。行星齒輪的中心2點為 C，A、B、C 三點到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為 。r當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時，顯然，處在同一半徑上的 A、B、C 三點的圓周速度都相等（圖 3-1） ，其值為 。于是r 0r= = ，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼 3 的角速度。120當行星齒輪 4 除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸 5 以角速度 自轉(zhuǎn)時（圖） ，嚙合點 A4的圓周速度為 = + ，嚙合點 B 的圓周速度為 = - 。于是1r04r2r04r+ =（ + ）+( - )120r404即 + =2 120（3-1）若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù) 表示，則n021n（3-2）式（3-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無關(guān)。因此在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動而無滑動。有式（3-2）還可以得知：當任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；當差速器殼的轉(zhuǎn)速為零（例如中央制動器制動傳動軸時） ，若一側(cè)半軸齒輪受其它外來力矩而轉(zhuǎn)動，則另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動。3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖 3-2 所示。由于其具有結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。圖 3-2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片；7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制3.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇1.半軸齒輪齒輪大端分度圓直徑 的確定2d圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑，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，因BR此在一定程度上也表征了差速器的強度。半軸齒輪大端分度圓直徑 可按如下的經(jīng)驗公式確定：2dmm (3-3) 3BKT式中： 行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取 8.19.7BKT計算轉(zhuǎn)矩，取 Tce 和 Tcs 的較小值，N·m.根據(jù)上式 =9 =51mm 。2d318.2.行星齒輪與半軸齒輪的選擇為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少。但一般取 1014。半軸齒輪的齒數(shù)采用 1324，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)。1z2在此 =10， =13 滿足以上要求。3大端模數(shù) 的確定m2513.9dz由于強度的要求在此取 =4，得 =40mm, =53mm1d2d3.3.2 差速器齒輪的幾何計算表 3-1 差速器錐齒輪的幾何尺寸計算用表序號 項目 計算公式 計算結(jié)果1 行星齒輪齒數(shù) 10 ，應盡量取最小值1z =101z2 半軸齒輪齒數(shù) =1425，且需滿足式（3-4）2 =1323 模數(shù) m=4mmm4 齒面寬 b=(0.250.30)A ;b10m0 7.5mm5 工作齒高 hg6.1=16mmgh6 全齒高 57817.9317 壓力角 22.5°8 軸交角 =90°9 節(jié)圓直徑 ； 1mzd2z 140d25310 節(jié)錐角，21arctn190=35°，611 節(jié)錐距 210siidA=32.67mm0A12 周節(jié) =3.1416tm=12.57mmt13 齒頂高;21agahmz2137.04. =12.3mm1ah=5.6mm214 齒根高 =1.788 - ; =1.788 -1fm1af 2ah=7.32mm;1f=12.44mmf15 徑向間隙 = - =0.188 +0.051chg =1.931mmc16 齒根角 = 01artnAf; 022arctnAhf1 =1.067° 1=6.868°217 面錐角 ；2o 12o =22° =68°1oo18 根錐角 ；11RR=32° =58°R219 外圓直徑；1csaohd220omm46.180dmm29520 節(jié)圓頂點至齒 輪外緣距離1'1sin2'02hd mm7.01mm4221 理論弧齒厚21stmtta''1 =17.38 mm1s=14.05 mm222 齒側(cè)間隙 =0.2450.330 mmB=0.250mmB23 弦齒厚 2613BdsSiii =17.13mm1S=13.88mm224 弦齒高 iiidsh4co2' =11.22mm1h=5.58mm23.3.3 差速器齒輪的強度計算差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度 為w= MPa (3-6) wJmbzKTvs2031式中： 差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，其計算式Tn6.0在此 為 54.66 N·m；差速器的行星齒輪數(shù)；半軸齒輪齒數(shù)；2z、 、 、 見式（2-9）下的說明；0Kvsm計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，由圖 3-1 可查得J=0.225圖 3-2 彎曲計算用綜合系數(shù)根據(jù)上式 = =201.7 MPa210.9 MPaw321054.60.7921.5所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。此節(jié)內(nèi)容圖表參考了汽車車橋設計 1中差速器設計一節(jié)。第四章 驅(qū)動半軸的設計驅(qū)動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器的