3噸載重躍進(jìn)貨車驅(qū)動(dòng)橋總成的設(shè)計(jì)【含4張CAD圖紙、說(shuō)明書】

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The drive axle design including the selection of drive axle structure, the main speed reducer design, differential design, selection and design, half shaft form and bridge shell and other part of the design. Its basic function is twisted, slow down and change the direction of the transmission of torque. Drive axle, on the other hand, even as the main bearing assembly, including applied to road surface and frame or under carriage between the vertical force and vertical force and horizontal force, etc. Ordinary not breaking through preliminary judgment, the selection of structure form, the hypoid gear as the main reducer gear, using planetary gear differential symmetric cone, choose full floating half shaft, a new type of hydraulic bulging bridge shell. Key words: Driving axle; Main gear box; Hyperbolical gear; Differential device 第1章 緒論 第1章 緒 論 從卡爾本茨發(fā)明第一輛汽車以來(lái)，一百多年的時(shí)間，汽車在人類社會(huì)一直扮演著不可或缺的角色，為人類的發(fā)展、社會(huì)的進(jìn)步，發(fā)揮了至關(guān)重要的作用。在這期間，汽車的種類也趨于多元化，從最初的代步工具，到現(xiàn)在的太空探索機(jī)械，和汽車有關(guān)的行業(yè)數(shù)不勝數(shù)，其中貨車，也占有重要一席。而貨車的主要作用，則部分依賴于驅(qū)動(dòng)橋的優(yōu)劣。 驅(qū)動(dòng)橋位于汽車傳動(dòng)系的末端。它有增扭、降速以及更改轉(zhuǎn)矩的傳遞方向等主要作用。另一方面，驅(qū)動(dòng)橋還要承受行各種載荷，這一點(diǎn)對(duì)貨車來(lái)說(shuō)，尤為重要，它承受的載荷包括路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力等。 一般來(lái)說(shuō)，汽車框架中、驅(qū)動(dòng)橋基本為主減速器、差速器、半軸以及橋殼等部件組合而成。如圖1-1所示：. 圖1-1 一般汽車驅(qū)動(dòng)橋的組成 即使在汽車正常行駛過(guò)程時(shí)，驅(qū)動(dòng)橋的受力情況仍然非常復(fù)雜。本設(shè)計(jì)的驅(qū)動(dòng)橋?yàn)榉菙嚅_式，橋殼可以簡(jiǎn)單地看成是受各種力矩的空心梁，在滿足必要的強(qiáng)度和剛度的同時(shí)，減輕質(zhì)量也是應(yīng)該要做的，較好地解決這兩者之間的沖突是設(shè)計(jì)中需要重點(diǎn)考慮的。 雖然，因?yàn)槠嚪N類太多，驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式多種多樣，但其最基本的要求卻是一致的。因此，對(duì)驅(qū)動(dòng)橋的基本要求應(yīng)該做好歸納以便設(shè)計(jì)。要求如下： (1)選擇的主減速比，在滿足使用條件的前提下，使汽車動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性要達(dá)到最佳； (2)差速器的設(shè)計(jì)，要保證左、右驅(qū)動(dòng)車輪能差速滾動(dòng)，并能平穩(wěn)而連續(xù)地傳遞轉(zhuǎn)矩給左右驅(qū)動(dòng)車輪； (3)左、右驅(qū)動(dòng)車輪與地面的附著系數(shù)往往會(huì)在實(shí)際中有所不同，但不能因此而影響對(duì)牽引力的充分利用； (4)能承受在貨車行駛時(shí)，各種復(fù)雜的力矩，以及在較為復(fù)雜的環(huán)境下的非常規(guī)力矩； (5) 保證驅(qū)動(dòng)橋各零部件強(qiáng)度、剛度、可靠性及壽命的情況下。還應(yīng)盡量減小簧下質(zhì)量，減小沖擊載荷，進(jìn)而改善貨車的平順性； (6)輪廓尺寸不僅要與合理的驅(qū)動(dòng)橋離地間隙相適應(yīng)，還要盡量小一點(diǎn)以便于汽車的總體布置； (7)傳動(dòng)機(jī)件主要為齒輪，要工作平穩(wěn)，盡量減少噪聲； (8)各部件的設(shè)計(jì)要盡可能滿足汽車變型的要求，包括各部件的通用化、標(biāo)準(zhǔn)化等； (9)傳動(dòng)效率要盡可能高一點(diǎn)，但不能受工況太大的影響； (10)為了維修方便，更好實(shí)現(xiàn)汽車價(jià)值，驅(qū)動(dòng)橋各部件要工藝性好，制造容易，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。 第2章 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)形式與布置 第2章 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式與布置 2.1 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式選擇 如果按工作特性來(lái)分，驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式可分為兩大類，一種是非斷開式，另一種是斷開式。采用非獨(dú)立懸架的驅(qū)動(dòng)車輪時(shí)，常常配合非斷開式驅(qū)動(dòng)橋；而采用獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)車輪時(shí)，則常配合斷開式驅(qū)動(dòng)橋。而本設(shè)計(jì)選用非斷開式，以下將具體討論。 2.2非斷開式驅(qū)動(dòng)橋 如圖2-1所示為非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，這種驅(qū)動(dòng)橋的優(yōu)點(diǎn)是工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉，在各種汽車上應(yīng)用最廣泛。橋殼作為空心梁的同時(shí)，又作為了齒輪及半軸等所有的傳動(dòng)機(jī)件的容器。所以導(dǎo)致簧下質(zhì)量增大。在實(shí)際設(shè)計(jì)中，用單級(jí)主減速器代替雙級(jí)主減速器，從而大大減小驅(qū)動(dòng)橋質(zhì)量；采用整體式橋殼；均是減輕驅(qū)動(dòng)橋質(zhì)量的有效方法。 圖2-1非斷開式驅(qū)動(dòng)橋 減速器的型式主要決定了驅(qū)動(dòng)橋的輪廓尺寸。在已確定輪胎尺寸和最小離地間隙的情況下，主減速器從動(dòng)齒輪直徑的尺寸也就固定了。采用行星齒輪結(jié)構(gòu)是最常見的布置方案。這種方案的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊、剛度大、強(qiáng)度高等，因此被廣泛應(yīng)用，本設(shè)計(jì)也是采用這樣的方案。 2.3斷開式驅(qū)動(dòng)橋 如圖2-2所示，與非斷開式驅(qū)動(dòng)橋不同的是，橋殼分段是斷開式驅(qū)動(dòng)橋最為明顯的特點(diǎn)，并且各段之間相互獨(dú)立，可以做相對(duì)運(yùn)動(dòng)。另外，它往往匹配獨(dú)立懸掛，故又可以稱它為獨(dú)立懸掛驅(qū)動(dòng)橋。由于采用獨(dú)立懸掛，兩側(cè)的驅(qū)動(dòng)車輪就可以彼此獨(dú)立，就能夠相對(duì)于車廂或車架作上下擺動(dòng)，所以與之相應(yīng)的，驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置及其外殼或套管也要能作相應(yīng)擺動(dòng)。 圖2-2 斷開式驅(qū)動(dòng)橋 斷開式驅(qū)動(dòng)橋的驅(qū)動(dòng)車輪與地面的接觸情況較好，并且車輪能夠很好的適應(yīng)各種情況的地面，從而大大地減弱汽車在不平路面上行駛時(shí)的振動(dòng)，對(duì)車廂的傾斜也有所緩解；汽車的行駛平順性和平均行駛速度會(huì)得到提高，車輪和車橋上的動(dòng)載荷及零件的損壞則會(huì)減少，驅(qū)動(dòng)橋可靠性及使用壽命也有也在一定程度上得到了保證。然而，斷開式驅(qū)動(dòng)橋及其相配的獨(dú)立懸掛的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，適用的車型較少，本設(shè)計(jì)將不再討論。 在查看任務(wù)書的要求后，本設(shè)計(jì)應(yīng)采用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋。 2.4多橋驅(qū)動(dòng)的布置 設(shè)計(jì)多橋驅(qū)動(dòng)時(shí)，必須要借助分動(dòng)器，傳遞動(dòng)力通過(guò)兩種方式傳遞給各驅(qū)動(dòng)橋。各驅(qū)動(dòng)橋的布置型式也應(yīng)分為兩種來(lái)與之相對(duì)應(yīng)。即非貫通式和貫通式。如果采用前者，需動(dòng)力在分動(dòng)器和各驅(qū)動(dòng)橋自己專屬的傳動(dòng)軸之間傳遞，再經(jīng)分動(dòng)器傳給各驅(qū)動(dòng)橋。因此傳動(dòng)軸個(gè)數(shù)增加，增大驅(qū)動(dòng)橋體積和質(zhì)量，而且造成各驅(qū)動(dòng)橋的零件不能通用。 采用貫通式驅(qū)動(dòng)橋是有效解決上述問(wèn)題的方法。在這種布置中，各驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)軸會(huì)被設(shè)計(jì)在同一鉛垂平面中，并且各驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)軸通過(guò)串聯(lián)的方式連接到分動(dòng)器上。動(dòng)力傳輸?shù)姆绞揭草^為不同，會(huì)經(jīng)分動(dòng)器并貫通中間橋。這樣不僅解決了上述問(wèn)題，還方便了汽車的設(shè)計(jì)、制造和維修等。 第3章 主減速器 第3章 主減速器 3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式 主減速的結(jié)構(gòu)型式在選擇的時(shí)候，需要考慮很多參數(shù)，齒輪采用何種類型、采用何種形式的減速方式，如何安置主、從動(dòng)齒輪都會(huì)對(duì)此產(chǎn)生影響。主減速器的設(shè)計(jì)和計(jì)算都是在結(jié)構(gòu)型式確定的基礎(chǔ)上進(jìn)行的，所以合理的結(jié)構(gòu)型式十分關(guān)鍵。 3.1.1主減速器的齒輪類型 主減速器的齒輪有如圖3-1所示的4種類型。本設(shè)計(jì)采用雙曲面齒輪。這種方式傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)是：在體積一定的情況下，可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比；增加了小齒輪的強(qiáng)度，延長(zhǎng)齒輪使用壽命等有效的優(yōu)點(diǎn)，大多情況下采用下偏置的方式，可以有效提高平穩(wěn)性。 a)螺旋錐齒輪傳動(dòng)b)雙曲面齒輪傳動(dòng)c)圓柱齒輪傳動(dòng)d)蝸桿傳動(dòng) 圖3-1 減速器齒輪類型 3.1.2主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承型式及安置方法 主動(dòng)錐齒輪懸臂式支承 主動(dòng)錐齒輪跨置式支承 圖3-2 主動(dòng)錐齒輪支撐型 懸臂式和跨置式是主動(dòng)錐齒輪的兩種主要支撐形式。如圖3-2所示，跨置式支承較平穩(wěn)，適用于本次設(shè)計(jì)，這種形式中，軸承支承了齒輪前、后兩端的軸頸。因此跨置式支承增加了支承的剛度，齒輪的變形大為減小。 3.1.3主減速器從動(dòng)錐齒輪的支承型式及安置方法 以如圖3-3所示的圓錐滾子軸承方式來(lái)支承從動(dòng)錐齒輪。這樣做可以增加支承的剛度，還要做的是向內(nèi)放置兩軸承的圓錐滾子大端，就可以減小如圖3-3所示的尺寸c+d。如果想為設(shè)置加強(qiáng)肋才能提供足夠的位置， c+d起碼比從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的70%要大。而想要兩軸承均勻支承載荷，需滿足c等于或大于d。 圖3-3從動(dòng)錐齒輪的支承 如圖3-4所示，為了減少動(dòng)錐齒輪產(chǎn)生的偏移，輔助支承限制了軸向力對(duì)其的作用。 圖3-4主減速器從動(dòng)錐齒輪的止推裝置 3.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 要進(jìn)行本次驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)，主減速器設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)很重要，需要最先確定。這些參數(shù)包括主減速比i0，驅(qū)動(dòng)橋離地間隙和計(jì)算載荷。 3.2.1主減速比的確定 主減速比的確定十分關(guān)鍵，它對(duì)主減速器的輪廓尺寸、質(zhì)量大小等有很大影響。還影響著汽車的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)，由整車的動(dòng)力計(jì)算，確定各項(xiàng)傳動(dòng)比。再通過(guò)改善設(shè)計(jì)，選擇i0值和發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)等汽車動(dòng)力因素有最合理的配合，讓汽車獲的動(dòng)力性和燃料的經(jīng)濟(jì)性達(dá)到最佳。 如果汽車有很大的功率儲(chǔ)備，發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率Pamax及其轉(zhuǎn)速np在已知的情況下，最高車速Vamax到底能有多大，由所選擇的i0值是關(guān)鍵。這時(shí)i0值應(yīng)按下式來(lái)初步選定： （3-1） 式中： rr－車輪的滾動(dòng)半徑，m； np－最大功率時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min； vamax－汽車的最高車速，km/h； －變速器量高檔傳動(dòng)比，通常為1。 如果不是上述汽車，最高車速稍有下降可以換來(lái)足夠的功率儲(chǔ)備，一般選擇比上式求得的大10％～25％，可以按下式求得： （3-2） 式中： －分動(dòng)器或加力器的高檔傳動(dòng)比； －輪邊減速器的傳動(dòng)比。 主減速比值確定后，主減速器的減速型式也就基本上確定了，同時(shí)還要滿足與汽車總布置的離地間隙相適應(yīng)的要求。 把np =3000r/min，vamax =90km/h，rr =0.381m，=1代入（3-1）得出主減速比計(jì)算值=4.78，取=5 3.2.2主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定 在汽車正常行駛時(shí)，實(shí)際的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)十分復(fù)雜，所以并不能確定傳動(dòng)系載荷的大小方向，因此主減速器齒輪的計(jì)算載荷很難精確得出。通常，在發(fā)動(dòng)機(jī)輸出最大轉(zhuǎn)矩的前提，存在兩種情況，可以得到較合理的計(jì)算載荷，分別是在驅(qū)動(dòng)輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)或配以傳動(dòng)系最低擋傳動(dòng)比，可由下列公式算出 (3-3) (3-4) 式中： Temax －發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， N·m；(239 N·m) －由發(fā)動(dòng)機(jī)至所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪之間的傳動(dòng)系最低擋傳動(dòng)比；(5.568) －傳動(dòng)系上述傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率，取=0.9； K0－由于“猛結(jié)合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)的超載系數(shù)，取K0=1； －該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)(=1)； －汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，N；(31450) －輪胎對(duì)地面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85； －車輪的滾動(dòng)半徑，m；(0.381) －由主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比(各取0.95，1) －主傳動(dòng)比計(jì)算值(5) 帶入數(shù)據(jù) =239×5.568×1×0.9×5/1=5988.38 N·m N·m 由式 (3-3)和(3-4)求出的載荷是工作中的最大轉(zhuǎn)矩，不是工作中維持運(yùn)轉(zhuǎn)持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不可以用來(lái)衡量疲勞損壞。汽車種類繁多，行駛工況也很復(fù)雜，所以汽車的持續(xù)轉(zhuǎn)矩沒有簡(jiǎn)單的公式可以算出。但相比于條件較差的非公路車輛，公路車輛條件較好，相對(duì)穩(wěn)定，根據(jù)平均比牽引力的值可以確定所需的近似持續(xù)轉(zhuǎn)矩。平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩可以通過(guò)下式求得： N·m (3-5) 式中： －汽車滿載總重，N；(31450N) －所牽引的掛車的滿載總重，N，但僅用于牽引車的計(jì)算；(0) －車輪的滾動(dòng)半徑，m；(0.381) －道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于載貨汽車可取0.015-0.020；(0.02) －正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，對(duì)載貨汽車取0.05-0.09；(0.08) －汽車或汽車列車的性能系數(shù): 當(dāng)時(shí)，取=0. 帶入數(shù)據(jù)，(25.66)取=0. 所以 N·m 3.2.3主減速器齒輪參數(shù)的選擇 1.齒數(shù)的選擇 在齒數(shù)的選擇上，不僅要滿足計(jì)算上的要求，還有滿足工作中的需求。一般情況下，需要參考的要求如下： 為了磨合均勻， z1 ，z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、 從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40；為了平穩(wěn)地嚙合，減少噪聲和提高疲勞強(qiáng)度，z1一般不小于6；主傳動(dòng)比i0很大時(shí)， z1取得要小一些，以便得到合適的離地間隙；對(duì)于不同的主傳動(dòng)比， z1和z2應(yīng)有適宜的搭配 綜上，初步選擇z1＝7，由z2＝z1·i0＝7×4.78＝33.46，取z2＝34。 2.節(jié)圓直徑的選擇 （3-3）（3-4）中的較小值可作為從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，節(jié)圓直徑可以按如下經(jīng)驗(yàn)公式選出： （3-6） 式中： －從動(dòng)錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； －直徑系數(shù)，一般取13.0~15.3； Tj－計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m，取Tj＝ Tje＝5988.38 N·m。 代入數(shù)據(jù)d2=236.07~277.84mm 3.齒輪端面模數(shù)的選擇 上一步中d2并沒有確定下來(lái)，是因?yàn)榭梢院投嗣婺?shù)一起在校核后從范圍中選出，由式m=d2/z2得到m，校核如下： ＝5.447～7.264 (3-7) 式中： Tj＝ Tje＝5988.38N·m －模數(shù)系數(shù)，?。?.3～0.4。 （m=d2/z2＝6.94~8.17 取m＝7，所以d2=238mm） 4. 主， 從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2 對(duì)于從動(dòng)錐齒輪齒面寬，可以通過(guò)下面公式初步設(shè)定： b2=0.155 d2=0.155×238=36.89mm 在此取b2=37mm (3-8) 一般為了嚙合平穩(wěn)，多數(shù)情況下小齒輪的齒面寬比大齒輪的大10%，在此取b1=41m； 5.雙曲面齒輪的偏移距E 對(duì)于雙曲面齒輪傳動(dòng)，偏移距E是在小齒輪和大齒輪的中心線中間，選擇E值時(shí)應(yīng)該要考慮：如果是輕型載貨汽車的主減速器，E值會(huì)隨著傳動(dòng)比的增大而增大。可以通過(guò)下列公式算得： E=0.14d2 (3-9) 帶入數(shù)據(jù)E=0.14×238=33.32，取整E=35 從圖3-5中可以看出，由從動(dòng)齒輪的錐頂看去其齒面，如果從動(dòng)齒輪中心線在主動(dòng)齒輪之上，為上偏移，反之為下偏移。齒輪的螺旋方向在一定程度上關(guān)系到偏移方向：主動(dòng)齒輪左旋，則從動(dòng)齒輪右旋，通常配合的是下偏移；上偏移時(shí)，主、從動(dòng)齒輪的螺旋方向皆與上述情況反過(guò)來(lái)，本設(shè)計(jì)采用下偏移齒輪。 圖3－5雙曲面齒輪的偏移距和偏移方向 (a)，(b)主動(dòng)齒輪左旋，從動(dòng)齒輪右旋——下偏移 (c)，(d)主動(dòng)齒輪右旋，從動(dòng)齒輪左旋——上偏移 6.螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向 從圖3-6看出，面向齒面，左旋齒是指齒輪的彎曲方向從其小端至大端為逆時(shí)針，右旋齒對(duì)應(yīng)是相反的。齒輪的旋轉(zhuǎn)方和螺旋的方向如何，需要看螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪在傳動(dòng)時(shí)受到的軸向力的方向。齒輪的旋轉(zhuǎn)方向須從齒輪的后面觀察。 綜上，主動(dòng)齒輪的旋轉(zhuǎn)方向是順時(shí)針，相應(yīng)的螺旋方向則左旋。 圖3-6螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向力 7.螺旋角的選擇 螺旋角應(yīng)該滿足1.25的條件。因較大能使平穩(wěn)和降低噪聲。而軸向力則會(huì)隨著螺旋角的增大而增長(zhǎng)，因此需要有合理的范圍。 按照“格里森”制，預(yù)選主動(dòng)齒輪螺旋角名義值接近下式所求結(jié)果： （3-10） 式中 ： －主動(dòng)齒輪名義（中點(diǎn)）螺旋角的預(yù)選值； －主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)7，34； －從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑238mm； E－雙曲面齒輪的偏移距35mm； 需要用刀號(hào)來(lái)校正預(yù)選，近似刀號(hào)可以用下式求得： 近似刀號(hào)＝＝10.39 （3-11） 式中 －主、從動(dòng)齒輪的齒根角，是以“分”為單位表示的。 選取與近似刀號(hào)最為相近的標(biāo)準(zhǔn)刀號(hào)（列舉有：），反算螺旋角與所選的標(biāo)準(zhǔn)刀號(hào)關(guān)系如下： ＝49.97 （3-12） 式中 標(biāo)準(zhǔn)刀號(hào)為。 故取=50。 8.齒輪法向壓力角的選擇 選擇合適的法向壓力角，可以提高齒輪的強(qiáng)度。雙曲面齒輪比較特殊，主、從動(dòng)齒輪輪齒的法向壓力角不相同，根據(jù)格里森規(guī)定，選用雙曲面齒輪的輕型貨車選用2230的平均壓力角。 9.銑刀盤名義直徑2rd的選擇 刀盤的名義直徑并不是實(shí)際可測(cè)的，它屬于假設(shè)的同心圓，該同心圓由被切齒輪間的中點(diǎn)構(gòu)成。刀盤名義直徑需要標(biāo)準(zhǔn)化，這是為了降低刀盤規(guī)格數(shù)量，并為加工齒輪給出了固定的尺寸區(qū)間。這樣，既可以充分利用模具，降低生產(chǎn)成本，還在一定程度上避免了殘次產(chǎn)品的出現(xiàn)，很有現(xiàn)實(shí)意義。 可用下式來(lái)初步估算刀盤的名義直徑： ＝201.64mm， (3-13) 所以＝100.82mm。 式中： K－系數(shù)，為使2rd標(biāo)準(zhǔn)化，K可取0.9～1.1，取K＝1.0； －從動(dòng)齒輪的節(jié)錐距和中點(diǎn)錐距，122mm，100mm； －從動(dòng)齒輪的螺旋角50。 綜上，刀盤名義半徑的標(biāo)準(zhǔn)值取為＝100.82mm。 3.2.4主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算 1.主減速器圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計(jì)算 提高小齒輪粗切工序是雙重收縮齒的最為突出的優(yōu)點(diǎn)。假想出用一個(gè)實(shí)用上刀頂距最大的粗切刀，按齒面寬方向切出合理的齒厚收縮來(lái)，就可以選定雙重收縮齒的齒輪參數(shù)，和其大、小齒輪根錐角。采用這種方法最好是在刀盤半徑小于大齒輪直徑時(shí)。 在參數(shù)計(jì)算時(shí)，要保證。但只適用于格里森刀盤切齒。如果小齒輪的軸線偏移距E超過(guò)100mm或大齒輪的直徑比650mm大，要另作計(jì)算。 表3-1主、從動(dòng)錐齒輪參數(shù) 項(xiàng)目 公式 結(jié)果 主動(dòng)齒輪齒數(shù) 7 從動(dòng)齒輪齒數(shù) 34 端面模數(shù) m 7mm 齒面寬 b b1=41mm， b2=37mm 工作齒高 14mm 全齒高 15.75mm 法向壓力角 α 20o 軸交角 Σ 90o 節(jié)圓直徑 d=mz d1=49mm d2=238mm 節(jié)錐角 =11.63o =78.37o 節(jié)錐距 122mm 周節(jié) t=3.1416m 21.99mm 齒頂高 7mm 齒根高 8.75mm 徑向間隙 1.75mm 齒根角 4.101o 面錐角 =15.731o =82.471o 根錐角 =7.529o =74.269o 齒頂圓直徑 =62.71mm =240.82mm 節(jié)錐頂點(diǎn)齒輪外圓距離 =117.589mm =17.644mm 理論弧齒厚 =13.96mm =8.03mm 齒側(cè)間隙 B=0.305～0.406 0.4mm 螺旋角 50o 2.主減速器圓弧齒雙曲面齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 在選好主減速器齒輪的主要參數(shù)后，要計(jì)算齒輪的幾何尺寸，再進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算，以保證其工作安全可靠以及強(qiáng)度和壽命達(dá)到足夠要求。 1)單位齒長(zhǎng)圓周力 主減速器齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上的假定單位壓力來(lái)估算，即單位齒長(zhǎng)圓周力： N/mm (3-14) 式中: P－作用在齒輪上的圓周力，N； b－從動(dòng)輪的齒面寬，mm. 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí): N/mm (3-15) 式中: －發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m －變速器傳動(dòng)比； －主動(dòng)輪節(jié)圓直徑mm. 帶入數(shù)據(jù)得: 附著力矩最大時(shí) N/mm (3-16) 式中: －汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，N； －輪胎與地面的附著系數(shù)， －輪胎的滾動(dòng)半徑，m； －主減速器從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，mm. 帶入數(shù)據(jù) P≤[P]= 2008.4×1.25=2510.50 N/mm，滿足了齒輪對(duì)表面耐磨性的要求。 2)輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒的計(jì)算彎曲應(yīng)力為 (3-17) 式中： －該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩； －超載系數(shù)； －尺寸系數(shù)，如果端面不小于1.6mm；； －載荷分配系數(shù)； －質(zhì)量系數(shù)； －計(jì)算齒輪的齒面寬，mm； z－計(jì)算齒輪的齒數(shù)； m－端面模數(shù)，mm； －計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù). 帶入數(shù)據(jù) ≤[]=700MPa，滿足了輪齒彎曲強(qiáng)度要求。 3)輪齒的齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 圓錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒齒面的計(jì)算接觸應(yīng)力為 (3-18) 式中： －主動(dòng)齒輪最大轉(zhuǎn)矩， N·m； －主動(dòng)齒輪工作轉(zhuǎn)矩， N·m； －材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6； －動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，mm； －見前面幾式的說(shuō)明； －尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對(duì)其淬透性的影響，可取1； －表面質(zhì)量系數(shù)，可取1； －齒面寬，mm； －計(jì)算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)(或稱幾何系數(shù)). 帶入數(shù)據(jù) σj≤[σj]=2800MPa，輪齒接觸強(qiáng)度滿足要求。 3.2.5主減速器齒輪的材料及熱處理 作為汽車驅(qū)動(dòng)橋主要部分，主減速器有很強(qiáng)的工作強(qiáng)度，其齒輪具有載荷大、載荷變化多、帶沖擊、工作時(shí)間長(zhǎng)等特點(diǎn)。齒根的彎曲折斷、磨損和擦傷、齒面的疲勞點(diǎn)蝕等是主要的損壞形式。因此驅(qū)動(dòng)橋齒輪的選材及材料的熱處理需要滿足的要求是： 齒表面應(yīng)具有較高的硬度；為適應(yīng)沖擊載荷，輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性；在鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工時(shí)，應(yīng)良好的加工工藝性；考慮我國(guó)的情況，選擇齒輪材料的合金元素。 3.2.6主減速器軸承的計(jì)算 通常情況下，設(shè)計(jì)主減速器時(shí)，要先選定軸承的型號(hào)，然后驗(yàn)算軸承的使用壽命。它的工作載荷及工作條件是影響軸承壽命的主要的外部因素，應(yīng)先求得齒輪受到的軸向力、圓周力、徑向力，之后再求出軸承反力，來(lái)確定軸承載荷，最后驗(yàn)算軸承壽命。 主減速器主動(dòng)齒輪的受力情況如圖3-7所示： 圖3-7 主動(dòng)錐齒輪齒面受力簡(jiǎn)圖 齒面寬中點(diǎn)的圓周力P為 7466.67N （3-19） 式中 －主動(dòng)齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩； 因?yàn)橐鼡Q變速器檔位，同時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)也不能總是輸出最大轉(zhuǎn)矩，所以主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩不會(huì)固定。當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可通過(guò)下列公式求得： (3-20) 式中： －發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，239 N·m； －變速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔使用率為1％，3％，12％，64％，20％； －變速器的傳動(dòng)比為6.09，4.39，2.69，1，0.764； －變速器處于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。 dm－該齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑； 對(duì)于雙曲面齒輪 ＝201.75mm （3-21） ＝41.5mm （3-22） 式中 ： －主、從動(dòng)齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑； d2－從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑238mm； b2－從動(dòng)齒輪齒面寬37mm； －主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)7，34； －從動(dòng)齒輪的節(jié)錐角78.37； －從動(dòng)齒輪的根錐角74.27 －雙曲面主、從動(dòng)齒輪的螺旋角50，50。 雙曲面齒輪的軸向力與徑向力 主動(dòng)齒輪旋轉(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針，螺旋方向?yàn)樽笮? ＝9247N （3-23） ＝2890N （3-24） 從動(dòng)齒輪旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針，螺旋方向?yàn)橛倚? ＝3258.5N （3-25） ＝6986.9N （3-26） 式中： －齒廓表面的法向壓力角； －主、從動(dòng)齒輪齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角； －主、從動(dòng)齒輪的節(jié)錐角。 2.主減速器軸承載荷的計(jì)算 1）懸臂式支承主動(dòng)錐齒輪的軸承徑向載荷 軸承A、B的徑向載荷為 ＝25832.4N （3-27） ＝30214.7N （3-28） 式中： －主動(dòng)齒輪齒面寬中點(diǎn)處的圓周力； －主動(dòng)齒輪的軸向力； －主動(dòng)齒輪的徑向力； －主動(dòng)齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑； 2）單級(jí)減速器的從動(dòng)齒輪的軸承徑向載荷 軸承C、D的徑向載荷分別為 ＝2264.3N （3-29） ＝8310.5N （3-30） 式中 －從動(dòng)齒輪齒面寬中點(diǎn)處的圓周力； －從動(dòng)齒輪的軸向力； －從動(dòng)齒輪的徑向力； －從動(dòng)齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑； 3）主減速器軸承壽命 軸承的額定壽命L（10轉(zhuǎn)）: L= （3-31） 式中： C－軸承的額定動(dòng)載荷，可由手冊(cè)中查到； －壽命指數(shù)，對(duì)于圓錐滾子軸承。 B處軸承初選32308E： =0.83>e=0.35 =19966(N) (3-32) L==251.3512(10轉(zhuǎn)) D處軸承初選30213E：=0.56>e=0.42 =6868(N) (3-33) L==4157.258(10轉(zhuǎn)) 在實(shí)際計(jì)算中，根據(jù)汽車以平均車速行駛至大修前的總行駛里程S，來(lái)計(jì)算軸承的使用壽命： （3-34） 軸承的額定壽命是工作小時(shí)數(shù) （3-35） B處軸承32308E壽命： ＝862435（km） D處軸承30213E壽命： =8945627（km） 式中： n－算轉(zhuǎn)矩為： ＝309.7（r/min） （3-36） 主動(dòng)齒輪軸承轉(zhuǎn)矩： ＝1805.8（r/min） （3-37） 式中： －輪胎滾動(dòng)半徑0.381m； －汽車的平均行駛速度，km/h，貨車可取40 km/h。 為方便設(shè)計(jì)和計(jì)算，建立了圓錐滾子選擇軸承的全參數(shù)化3D模型，在3D布置時(shí)只需選擇軸承的型號(hào)，其數(shù)模即可更新，這樣可以很快的觀察到自己所選擇的軸承的效果. 第4章 差速器 第4章 差速器 由于路面不平，或者在拐彎，在同一時(shí)間內(nèi)，汽車左右車輪在行駛過(guò)程中所滾過(guò)的行程經(jīng)常不是一樣的。所以差速器的作用是，在左右車輪滾動(dòng)速度不一樣的情況下，使得汽車仍然能夠平穩(wěn)的前進(jìn)。所以在實(shí)際運(yùn)行時(shí)，汽車的差速器十分重要。 4.1差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇 差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種，但作為公路運(yùn)輸車輛的3噸載重躍進(jìn)貨車，因?yàn)槁访孑^好，各個(gè)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著系數(shù)變化和差異很小，所以可以直接采用普通對(duì)稱錐齒輪式差速器，它具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量較小、工作平穩(wěn)、制造方便，而且對(duì)于公路汽車來(lái)說(shuō)也是很安全的，完全能夠滿足貨車的使用要求 4.2對(duì)稱錐齒輪式差速器 普通錐齒輪式差速器一直被廣泛應(yīng)用，圖4-1為其示意圖。當(dāng)一側(cè)半軸不轉(zhuǎn)時(shí)，另一側(cè)半軸將以殼體兩倍的角速度旋轉(zhuǎn)，當(dāng)殼體不轉(zhuǎn)時(shí)，左右半軸將反向、等速旋轉(zhuǎn)。通過(guò)這樣的搭配，汽車可以在兩車輪角速度不同的情況下，依然平穩(wěn)前進(jìn)。 圖4-1 普通錐齒輪式差速器的示意圖 在確定主減速器從動(dòng)齒輪尺寸時(shí)，因?yàn)椴钏倨鳉ば枰惭b在主減速器從動(dòng)齒輪上，所以應(yīng)考慮差速器的安裝。從動(dòng)齒輪及主動(dòng)齒輪導(dǎo)向軸承支座也限制了差速器的輪廓尺寸 4.2.1差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 a) 行星齒輪數(shù)目的選擇 普遍來(lái)說(shuō)，載貨汽車多用4個(gè)行星齒輪，本設(shè)計(jì)取n=4. b) 行星齒輪球面半徑的確定 差速器錐齒輪承載能力是由行星齒輪球面半徑反映的?？梢园聪铝泄酱_定: （4-1） 式中： －行星齒輪球面半徑系數(shù)2.52～2.99，本設(shè)計(jì)屬于貨車，可取2.6 －差速器計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m；(5035) 將已知的各參數(shù)代入上式（4-1），可得： RB=44.6 預(yù)選節(jié)錐距A0 （4-2） A0=43 c）行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)z1和z2 要設(shè)計(jì)足夠強(qiáng)度的齒輪，一般z1不少于10。z2的取值范圍是14～25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比普遍會(huì)在1.5～2.0的區(qū)間內(nèi)，并且要保證半軸齒輪齒數(shù)和必須是行星齒輪齒數(shù)的整數(shù)倍，這樣才能有效嚙合。 根據(jù)本設(shè)計(jì)的實(shí)際情況，和有關(guān)資料，半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比初定為2，行星齒輪的齒數(shù) z1=12，半軸齒輪齒數(shù)z2=24。 d） 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數(shù)m 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2分別為 （4-3） （4-4） 把初定參數(shù)分別代入上式（4-3）與上式（4-4），有： γ1=27°，γ2=63° 錐齒輪大端模數(shù)m為 （4-5） 將各參數(shù)代入上式（4-5），有：m=3.2 查閱文獻(xiàn)，取模數(shù)m=3.5 e）半軸齒輪與行星齒輪齒形參數(shù) 參考相關(guān)資料結(jié)合本設(shè)計(jì)計(jì)算，結(jié)果見表4-1。 f)壓力角α 汽車差速齒輪大都采用壓力角α=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) 參 數(shù) 符 號(hào) 半軸齒輪 行星齒輪 分度圓直徑 d 141 96 齒頂高 ha 1.83 3.76 齒根高 hf 4.43 2.5 齒頂圓直徑 da 144 103 齒根圓直徑 df 133 84 齒頂角 θa 4°19′ 2°31′ 齒根角 θf(wàn) 2°31′ 4°19′ 分度圓錐角 δ 63° 27° 頂錐角 δa 67°19′ 29°31′ 根錐角 δf 60°29′ 22°41′ 錐距 R 47 46 分度圓齒厚 s 9 9 齒寬 b 20 27 g)行星齒輪軸用直徑d 行星齒輪軸用直徑d（mm）為 mm （4-6） 式中： T0－差速器殼傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·m；(5035) n－行星齒輪數(shù)；(4) l－行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，mm； [σc] －支承面許用擠壓應(yīng)力，取69 MPa；； 把已知參數(shù)代入上式（4-6）中，有： d=32.8mm，取35mm。 4.2.2差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算與強(qiáng)度計(jì)算 1.半軸齒輪齒數(shù) 2.行星齒輪齒數(shù) 3.模數(shù) 4.齒面寬 b=(0.25~0.30)A0=11.5~15.75mm，取b=13mm 5.齒工作高 hg=1.6m=7.2mm 6.齒全高 h=1.788m+0.051=8.1mm 7.壓力角 8.軸交角 9.節(jié)圓直徑 10.節(jié)錐角 11.節(jié)錐距 =52.5mm 12. 周節(jié) t=3.1416m=14.14mm 13. 外圓直徑 14.齒頂高 15.齒根高 16.徑向間隙 mm 17.齒根角 18.面錐角 19.根錐角 20. 理論弧齒厚 （τ＝－0.052） （見圖4-2） 21. 節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離 圖4-2 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數(shù)（弧齒厚系數(shù)） 22.齒側(cè)間隙 (高精度) 23.弦齒厚 24.弦齒高 注:實(shí)際情況下，齒根高比上述理論計(jì)算值大0.051mm。 在差速器的工作中，因?yàn)樾行驱X輪經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，所以差速器的疲勞壽命可以忽略，但是差速器齒輪主要進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算，因?yàn)樾行驱X輪和半軸齒輪之間有相對(duì)滾動(dòng)，過(guò)程如下 汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為： (4-7) 式中 T－差速器一個(gè)行星齒輪給予一個(gè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，N·m； （4-8） 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(zhì)量系數(shù)1.0； －尺寸系數(shù)，； －載荷分配系數(shù)1.0； b－齒面寬13mm； m－模數(shù)4； J－計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力的總和系數(shù)0.228。 以計(jì)算得： ＝183.4MPa<[]210.9MPa 以計(jì)算得： ＝947.8MPa<[]980 MPa 強(qiáng)度校核成功。 第5章 半軸的設(shè)計(jì) 第5章 半軸的設(shè)計(jì) 半軸，作為驅(qū)動(dòng)橋的重要部分，起著將轉(zhuǎn)矩從差速器傳遞給車輪的作用。因?yàn)楸驹O(shè)計(jì)采用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，不同于斷開式驅(qū)動(dòng)橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋使用的是萬(wàn)向傳動(dòng)裝置，本設(shè)計(jì)中半軸是傳動(dòng)裝置的主要零件。其設(shè)計(jì)的好壞，直接決定了傳動(dòng)性能的優(yōu)劣。 5.1半軸的型式 根據(jù)車輪端支承方式分類，半軸有半浮式、3/4浮式和全浮式三種，因?yàn)檩S承傳遞了引起彎矩的所有載荷，所以理論上半軸只承受轉(zhuǎn)矩。 半浮式半軸在軸套外端的內(nèi)孔安裝半軸外端支承軸承，車輪裝在半軸上。所承受載荷較大，而且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，適用于輕型客車和轎車。 3/4浮式半軸以其端部凸緣與輪轂用螺釘連接，輪轂由裝在半軸套端部的軸承支承。其受載情況與半浮式相似，只是受到較少的載荷，大多適用于轎車。 全浮式半軸外端與輪轂相聯(lián)，輪轂又支承于驅(qū)動(dòng)橋殼的半軸套管上，其工作可靠，被廣泛使用，本設(shè)計(jì)采用全浮式半軸。 5.2半軸的設(shè)計(jì)與制造 如圖5-1所示，全浮式半軸與輪轂是通過(guò)半軸外端的凸緣用螺釘相聯(lián)的，驅(qū)動(dòng)橋殼對(duì)輪轂的支承又通過(guò)半軸套管上的兩個(gè)圓錐滾子軸承。半軸理應(yīng)只承受轉(zhuǎn)矩，橋殼則來(lái)承受其他返利和彎矩。雖然其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，但載荷能夠被合理承受，保證了工作的可靠性，所以被廣泛使用。 圖5-1全浮式半軸的結(jié)構(gòu)與安裝 1－半軸；2－半軸套管；3－輪轂；4－軸承；5－鎖緊螺母 5.2.1全浮式半軸的強(qiáng)度計(jì)算 全浮式半軸的計(jì)算載荷可按車輪附著力矩Mφ計(jì)算，即： （5-1） 式中： －輪胎與地面的附著系數(shù)取0.8； －輪胎的滾動(dòng)半徑0.381m； －汽車加速或減速時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，可取1.2～1.4在此取1.3。 －為驅(qū)動(dòng)橋的最大靜載荷： =62900N 根據(jù)上式得: Mφ==12461 N·m 全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進(jìn)行 （5-2） 式中： Mφ－為半軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩， －直徑系數(shù)，取0.205～0.218. 根據(jù)上式 =（47.52m～50.54mm） 根據(jù)強(qiáng)度要求在此取50 mm。即： 驗(yàn)算半軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： （5-3） 式中： －半軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m在此取13450N·m； －半軸桿部的直徑，50 mm。 根據(jù)上式＝ MPa滿足 =(500～700) MPa 所以滿足強(qiáng)度要求。 半軸的扭轉(zhuǎn)角為： 　　　　　　　　　　　　　　　　　 (5-4) 式中： －扭轉(zhuǎn)角； －半軸長(zhǎng)度，取=1580/2=790mm； G－材料剪切彈性模量，G=80GPa； Ip－半軸截面極慣性矩。 = 10.33°/m 轉(zhuǎn)角宜為每米長(zhǎng)度～。計(jì)算較核得 = 10.33°/m，滿足條件范圍。 5.2.2 半軸花鍵的選擇和強(qiáng)度計(jì)算 花鍵連接的強(qiáng)度計(jì)算與鍵連接相似，首先根據(jù)連接的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，使用要求和工作條件選定花鍵的類型和尺寸，然后進(jìn)行必要的強(qiáng)度計(jì)算，根據(jù)花鍵受力的情況分析。其主要的失效形式是工作面被壓潰或工作面的過(guò)度磨損。因此，靜連接通常按工作面上的擠壓力進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，動(dòng)連接就按工作面上的壓力進(jìn)行條件性的強(qiáng)度計(jì)算。根據(jù)半軸的尺寸，選定N=8，d=46mm，D=50mm，B=9的內(nèi)花鍵。 由于半軸在工作時(shí)會(huì)轉(zhuǎn)動(dòng)，花鍵主要是處于動(dòng)連接。失效形式主要為工作面的過(guò)度磨損。其強(qiáng)度計(jì)算為： （5-5） 式中： －齒的工作長(zhǎng)度，70mm －花鍵齒側(cè)面的工作高度，矩形花鍵，其中為倒角尺寸。， dm－花鍵的平均直徑，mm z－花鍵齒數(shù)，在此取8； －載荷分布的不均勻系數(shù)，取0.8。 將數(shù)據(jù)帶入上式（5-5）得： =1.0 MPa 根據(jù)花鍵的動(dòng)連接強(qiáng)度在[3～10]MPa，以上計(jì)算P≤[3～10]MPa所以該花鍵滿足強(qiáng)度要求，可以安全使用。 5.2.3半軸的材料與熱處理 花鍵的端部常常都做得粗些，這樣可以使半軸和花鍵內(nèi)徑不小于其干部直徑，并使花鍵槽的深度有所減小，所以必須相應(yīng)地增加花鍵齒數(shù)。扭轉(zhuǎn)疲勞破壞是半軸的主要破壞形式，所各過(guò)渡部分的圓角半徑應(yīng)盡量大些才能以減小應(yīng)力集中。半軸突緣往往用平鍛機(jī)鍛造，這樣引起其他零件的干涉。 半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我國(guó)研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。本設(shè)計(jì)中，半軸的材料采用，這種材料的熱處理采用高頻、中頻感應(yīng)淬火。通過(guò)該方法，半軸表面淬硬可達(dá)，而硬化層深也約為其半徑的1/3，心部的硬度可定為；不淬火區(qū)的硬度可定在范圍內(nèi)。 第6章 驅(qū)動(dòng)橋橋殼 第6章 驅(qū)動(dòng)橋橋殼 橋殼可以看成是一個(gè)整體的空心梁，對(duì)其強(qiáng)度及剛度都有較高要求。它有著支撐汽車質(zhì)量并承受車輪傳來(lái)的路面反力和反力矩的作用，同時(shí)，作為基體安裝主減速器、差速器和半軸。 6.1橋殼的結(jié)構(gòu)型式選擇 按結(jié)構(gòu)型式分：橋殼大致有整體式、可分式和組合式三種。 整體式橋殼，顧名思義，就是將橋殼制成一個(gè)整體，可以看成是一個(gè)空心梁。他與減速器可分為兩個(gè)單獨(dú)部分，方便了主減速器和差速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)等。 可分式橋殼，根據(jù)其組合件數(shù)，分為和三段可分式兩種。其中，二段可分式是占多數(shù)。橋殼有兩部分，每部分由鑄件殼體與半軸套管用鉚釘聯(lián)接而成，兩部分由螺栓聯(lián)成整體。三段可分式多了一個(gè)中央殼。 組合式橋殼又被稱為支架式橋殼，橋殼的中間部分是鑄造的的主減速器殼，在兩端壓入無(wú)縫鋼管，再通過(guò)銷釘或賽焊固定。 本設(shè)計(jì)采用整體式橋殼，其示意圖如圖6-1所示。 圖6-1 整體式橋殼結(jié)構(gòu)的示意圖 6.2橋殼的強(qiáng)度計(jì)算 驅(qū)動(dòng)橋殼的受力圖如圖6-2所示，橋殼的受力可以簡(jiǎn)略的看成是如下的幾個(gè)力，橋殼的危險(xiǎn)斷面通常在鋼板彈簧座內(nèi)側(cè)附近，橋殼端部的輪轂軸承座根部也應(yīng)列為危險(xiǎn)斷面進(jìn)行強(qiáng)度校核。 圖6-2橋殼受力簡(jiǎn)圖 （1）牽引力或制動(dòng)力達(dá)到最大時(shí)，橋殼鋼板彈簧座處危險(xiǎn)斷面的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： (6-1) (6-2) 式中； －為地面對(duì)車輪垂直反力在危險(xiǎn)斷面引起的垂直平面內(nèi)的彎矩， b－輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離； －單側(cè)車輪牽引力或制動(dòng)力在水平面內(nèi)引起的彎矩；b －牽引或制動(dòng)時(shí)，上述危險(xiǎn)斷面所受轉(zhuǎn)矩， －分別為危險(xiǎn)斷面處的垂直平面和水平面彎曲的抗彎截面系數(shù)及抗扭截面系數(shù) 此設(shè)計(jì)中： 所以： （2）當(dāng)側(cè)向力最大時(shí)，橋殼內(nèi)、外板簧座處斷面的彎曲應(yīng)力分別為： （6-3） （6-4） （6-5） （6-6） 式中： －內(nèi)側(cè)車輪的地面垂直反力； －外側(cè)車輪的地面垂直反力； －車輪滾動(dòng)半徑； －側(cè)滑時(shí)的附著系數(shù)，取=1.0 計(jì)算得：=47529.1N，=9992.2N 所以： （3） 汽車在不平路面行駛時(shí)，危險(xiǎn)斷面的彎曲應(yīng)力為： （6-7） 所以： 橋殼的許用彎曲應(yīng)力為300～500MPa，許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為150～400MPa?？慑戣T鐵橋殼取較