貨車驅動橋的設計.doc

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學校代碼： 10128 學 號：201320306017 學年論文 題 目： 中型貨車驅動橋設計 學生姓名： 徐文超 學 院： 能源與動力工程學院 班 級： 車輛工程13-1 指導教師： 劉占峰老師 2017年 1 月 11日 摘要： 貨車驅動橋的設計 摘 要：汽車后橋作為整車的一個關鍵部件，其產品的質量和結構形式對整車對整車的安全使用性能影響是非常大的，而且隨著我們對汽車安全和使用性能的不斷重視，我們必須對驅動橋進行有效地優(yōu)化設計，本設計參照傳統(tǒng)的驅動橋設計方式，進行了輕型貨車驅動橋的設計。 關鍵詞：驅動橋；后橋；貨車 目 錄 摘 要…………………………………………………………………………………………1 關鍵詞………………………………………………………………………………………1 1 前言 ………………………………………………………………………………………1 1.1 課題背景及目的 …………………………………………………………………1 1.2 研究現狀及發(fā)展趨勢………………………………………………………………2 1.3 課題研究方法………………………………………………………………………2 1.4 論文研究內容………………………………………………………………………3 2 驅動橋總體設計 …………………………………………………………………………3 2.1 設計目標……………………………………………………………………………3 2.2 驅動橋的結構方案…………………………………………………………………4 3 主減速器的設計 …………………………………………………………………………5 3.1 主減速器的結構形式的選擇………………………………………………………5 3.1.1 主減速器的減速形式………………………………………………………5 3.1.2主減速器的齒輪類型………………………………………………………6 3.1.3 主減速器錐齒輪的支撐形式及安置方法………………………6 3.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算……………………………………………7 3.2.1 主減速齒輪計算載荷的確定………………………………………………7 3.2.2 主減速器齒輪基本參數的選擇……………………………………………9 3.3 雙曲面齒輪的幾何尺寸計算……………………………………………………10 3.4 主減速器雙曲面齒輪的強度計算………………………………………………12 3.4.1 單位齒長上的圓周力……………………………………………………12 3.4.2 輪齒的彎曲強度計算……………………………………………………13 3.4.3 輪齒的接觸強度計算……………………………………………………14 3.5 主減速器錐齒輪軸承的載荷計算………………………………………………15 3.5.1 錐齒輪齒面上的作用力…………………………………………………15 3.5.2 錐齒輪的軸向力和徑向力………………………………………………16 3.5.3 錐齒輪軸承的載荷………………………………………………………17 3.6 主減速器齒輪的材料及熱處理…………………………………………………20 3.7 主減速器的潤滑…………………………………………………………………21 4 差速器設計與計算………………………………………………………………………22 4.1 差速器類型的選擇………………………………………………………………22 4.2 差速器齒輪的基本參素數選擇…………………………………………………23 4.2.1 行星齒輪數目的選擇……………………………………………………23 4.2.2 行星齒輪球面半徑的確定………………………………………………23 4.2.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇………………………………………23 4.2.4 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定………………24 4.2.5 壓力角……………………………………………………………………24 4.2.6 行星齒輪安裝孔直徑及其深度的確定…………………………………25 4.3 差速器齒輪的幾何參數計算……………………………………………………25 4.4 差速器齒輪與強度計算…………………………………………………………27 5 結論………………………………………………………………………………………27 6參考文獻………………………………………………………………………………….27 1 前言 1.1 課題背景及目的 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展和汽車技術的提高，驅動橋的設計和制造工藝都在日益完善。驅動橋和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在結構設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產品系列化”的方向發(fā)展及生產組織專業(yè)化目標前進。應采用能以幾種典型的零部件，以不同方案組合的設計方法和生產方式達到驅動橋產品的系列化或變形的目的，或力求做到將某一類型的驅動橋以更多或增減不多的零件，用到不同的性能、不同噸位、不同用途并由單橋驅動到多橋驅動的許多變形汽車上。 本設計要求根據載貨汽車在一定的程度上有貨車的較好載貨性能，行駛范圍廣的特點，要求驅動橋在保證日常使用基本要求的同時極力強調其對惡劣路況的適應力。驅動橋是汽車最重要的系統(tǒng)之一，是為汽車傳輸和分配動力所設計的。通過本課題設計，使我們對所學過的基礎理論和專業(yè)知識進行一次全面的，系統(tǒng)的回顧和總結，提高我們獨立思考能力和團結協(xié)作的工作作風。 1.2 研究現狀和發(fā)展趨勢 隨著汽車向采用大功率發(fā)動機和輕量化方向發(fā)展以及路面條件的改善,近年來主減速比有減小的趨勢,以滿足高速行駛的要求。 為減小驅動輪的外廓尺寸,目前主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪。實踐和理論分析證明，螺旋錐齒輪不發(fā)生根切的最小齒數比直齒齒輪的最小齒數少。顯然采用螺旋錐齒輪在同樣傳動比下，主減速器的結構就比較緊湊。此外，它還具有運轉平穩(wěn)、噪聲較小等優(yōu)點。因而在汽車上曾獲得廣泛的應用。近年來，準雙曲面齒輪在廣泛應用到轎車的基礎上，愈來愈多的在中型、重型貨車上得到采用。 在現代汽車發(fā)展中，對主減速器的要求除了扭矩傳輸能力、機械效率和重量指標外，它的噪聲性能已成為關鍵性的指標。噪聲源主要來自主、被動齒輪。噪聲的強弱基本上取決于齒輪的加工方法。區(qū)別于常規(guī)的加工方法，采用磨齒工藝，采用適當的磨削方法可以消除在熱處理中產生的變形。因此，與常規(guī)加工方法相比，磨齒工藝可獲得很高的精度和很好的重復性。 汽車在行駛過程中的使用條件是千變萬化的。為了擴大汽車對這些不同使用條件的適應范圍，在某些中型車輛上有時將主減速器做成雙速的，它既可以得到大的主減速比又可得到所謂多檔高速，以提高汽車在不同使用條件下的動力性和燃料經濟性。 1.3 課題研究方法 本設計的驅動橋在結構上比較特殊，所以首先我會通過到汽修廠或者4S店找到自己想要設計的驅動橋結構，其次我會通過上網查閱資料和利用圖書館的圖書資源來進行一些數據的計算，在設計過程中有不懂的也會請教指導老師，在老師的指導下完成本次的設計。 1.4 論文研究內容 研究內容：國內外載貨汽車驅動橋的研究資料論述、驅動橋結構方案選擇、主減速器設計計算、差速器設計計算。 2 驅動橋總體設計 2.1 設計目標 驅動橋是汽車傳動系的主要組成部分。汽車的驅動橋處于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動輪，并使左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；同時，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車廂的鉛垂力、縱向力和橫向力。它要保證當變速器處于最高擋時，在良好的路面上有足夠的牽引力以克服行駛阻力和獲得汽車最大的速度，這主要取決于驅動橋的傳動比。雖然在汽車的整體設計時，從整車性能出發(fā)決定驅動橋的傳動比，但是用什么形式的驅動橋、什么結構的主減速器和差速器等在驅動橋設計中要具體考慮。決大多數的發(fā)動機在汽車上是縱置的，為了使扭矩傳給車輪，驅動橋必須改變扭矩的方向，同時根據車輛的具體要求解決左右扭矩的分配。整體式驅動橋一方面需要承擔汽車的載荷；另一方面車輪上的作用力以及傳遞扭矩所產生的作用力矩都要由驅動橋承擔，所以驅動橋的零件必須具有足夠的強度和剛度，以保證機件的可靠工作。驅動橋還必須滿足通過性和平順性的要求。 在一般的汽車結構中，驅動橋包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置和橋殼等組成。它們應具有足夠的強度和壽命、良好的工藝、合適的材料和熱處理等。對零件應進行良好的潤滑并減少系統(tǒng)的振動和噪音等[1]。 驅動橋的結構型式雖然可以各不相同，但在使用中對它們的基本要求卻是一致的，其基本要求可以歸納為： （1） 所選擇的主減速比能滿足車在給定使用條件下有最佳動力性和燃油經濟性。 （2） 差速器在保證左、右驅動車輪能以汽車運動學所要求的差速滾動外并能將轉矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷（無脈動）地傳遞給左、右驅動車輪。 （3） 當左右驅動車輪與地面的附著系數不同時，應能充分利用汽車的牽引力。 （4） 能承受和傳遞路面和車架式車廂的鉛垂力、縱向力和橫向力以及驅動時的反作用力矩和制動時的制動力矩。 （5） 驅動橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及壽命的前提下應力求減小簧下質量，以減小不平路面對驅動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性。 （6） 輪廓尺寸不大以便于汽車的總體布并與所要求的驅動橋離地間隙相適應。 （7） 齒輪與其他傳動機件工作平穩(wěn)，無噪聲。 （8） 驅動橋總成及零部件的設計應能滿足零件的標準化，部件的通用化和產品的系列化及汽車變型的要求。 2.2 驅動橋的結構方案 驅動橋的總成的結構型式，按其總體布置來說有三種：普通的非斷開式驅動橋、帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋合和斷開式驅動橋[5]。 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅動橋應為非斷開式（或稱為整體式），即驅動橋是一根連接左右驅動車輪的剛性空心梁，而主減速器、差速器及車輪傳動裝置（由左、右半軸組成）都裝在它里面。當采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調，驅動橋應為斷開式。這種驅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，兩側驅動車輪則與車架或車身作彈性聯系，并可彼此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傳動機構。為了防止運動干涉，應采用花鍵軸或一種允許兩軸能有適量軸向移動的萬向傳動機構。 非斷開式驅動橋的橋殼是一跟支承在左右驅動車論上的剛性空心梁，而主減速器、差速器及半軸等傳動機件都裝在其中。這時，整個驅動橋和驅動車輪的質量以及傳動軸的部分質量都是屬于汽車的非懸掛質量，使汽車的非懸掛質量較大，這是普通非斷開式驅動橋的一個缺點。整個驅動橋通過彈性懸架與車架連接。非斷開式驅動橋的整個驅動橋和驅動車輪的質量以及傳動軸的部分質量都是屬于汽車的非懸掛質量。因此，在汽車的平順性、操縱穩(wěn)定性和通過性等方面不如斷開式驅動橋。但是斷開式驅動橋結構簡單、制造工藝性好、成本低、工作可靠、維修調整容易，因而廣泛用在各種載貨汽車、客車及多數的越野汽車和部分轎車上。 1—主減速器 2—套筒 3—差速器 4、7—半軸 5—調整螺母 6—調整墊片 8—橋殼 圖.1 非斷開式驅動橋 非斷開式驅動橋結構簡單，考慮到所設計的輕型載貨汽車的載重和各種要求，其價格要求要盡量低，故其生產成本應盡可能降低。另由于輕型載重汽車對驅動橋并無特殊要求，和路面要求并不高，故本設計采用普通非斷開式驅動橋?，F代驅動橋主要由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。其結構圖如1所示： 3 主減速器的設計 3.1 主減速器的結構形式的選擇 3.1.1 主減速器的減速形式 單級主減速器：由于單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點，廣泛用在主減速比i0<7.6的各種中、小型汽車上。根據該輕型載貨汽車的的載荷小，主傳動比〈7.6的特點，采用單級主減速器優(yōu)勢突出。 3.1.2 主減速器的齒輪類型 螺旋錐齒輪 雙曲面齒輪 圓柱齒輪傳動 蝸桿傳動 圖2 主減速器的幾種齒輪類型 在現代汽車驅動橋上，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。雙曲面齒輪其主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角也都是采用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時，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凄的支承。這對于增強支承剛度、保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。雙曲面齒輪的偏移距使得其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輪副的法向模數或法向周節(jié)雖相等，但端面模數或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數或端面周節(jié)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。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的螺旋錐齒輪比較，負荷可提高至175％。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，則不產生根切的最少齒數可減少，所以可選用較少的齒數，這有利于大傳動比傳動。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i0≥4.5的傳動有其優(yōu)越性。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時選用螺旋錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間。 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要比螺旋錐齒輪相應的齒數多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩(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[1]。 中型載貨汽車的傳動比大于5，且對離地間隙有較高的要求，鑒于上述雙曲面齒輪具有的特點，選擇雙曲面齒輪的主減速器。這種主減速器由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，零件結構如3所示． 1—螺母; 2—后橋凸緣; 3—油封; 4—前軸承; 5—主動錐齒輪調整墊片; 6—隔套; 7—墊片; 8—位置調整墊片; 9—后軸承;10—主動錐齒輪 圖3 主動錐齒輪及調整裝置零件圖 3.1.3 主減速器錐齒輪的支撐形式及安置方法 在殼體結構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，這是齒輪能否正確嚙合并具有較高使用壽命的重要因素之一。 現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承型式有懸臂式、騎馬式兩種。裝載質量為2t以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用騎馬式支承。但是騎馬式支承增加了導向軸承支座，是主減速器結構復雜，成本提高。轎車和裝載質量小于2t的貨車，常采用結構簡單、質量較小、成本較低的懸臂式結構。在這里采用懸臂式結構合理。 圖4 懸臂式支承 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支承之間的分布而定。為了增加支承剛度，支承間的距離應盡可能縮小。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使他們的圓錐滾子的大端相向朝內，小端相背朝外。 3.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算 3.2.1 主減速齒輪計算載荷的確定 按以下三種工況進行從動齒輪的轉矩計算 （1）通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下。作用于主減速器從動齒輪上的轉矩(Tje、Tjh)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齒輪最大應力的計算載荷，即： =6221 Nm 　 （1） =12112 Nm （2） 式中： Temax——發(fā)動機量大轉矩，Nm；300 Nm i1——變速器最低檔傳動比i1=7.31 i0—— 主減速比i0= 6.333 ——上述傳動部分的效率，取=0.9 ——負荷轉移系數1.3 Kd——超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動的各類汽車取Kd=1 n——該車的驅動橋數目取1 G2——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N；對后橋來說還應考慮到汽車加速時的負荷增大量；32550 N ——輪胎對路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85；對越野汽車取=1.0；對于安裝專門的肪滑寬輪胎的高級轎車取=1.25；貨車為一般公路用車取=0.85；此車取0.85 rr——車輪的滾動半徑，m；0.394m ，——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比(例如輪邊減速器等)。該車無輪邊減速器，故=97%，=1; 故Tc=6221 Nm （2）上面求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞的依據。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)轉矩是根據所謂平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩Tjm (Nm)為： [5] （3） =2101.5 Nm 式中： Ga——汽車滿載總重，N；取60000N GT——所牽引的掛車滿載總重，N，但僅用于牽引車； fR——道路滾動阻力系數，計算時轎車取fR＝0.010～0.015；載貨汽車取0.015～0.020；越野汽車取0.020～0.035；該車取0.015 fH——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數。通常，轎車取0.08；載貨汽車和城市公共汽車取0.05～0.09；長途公共汽車取0.06～0.10，越野汽車取0.09～0.30。該車取0.07; fP——汽車或汽車列車的性能系數： =-6.6 由于fP計算為負，取0值。則fP=0 注意：當計算主減速器主動齒輪時，應將各式分別除以該齒輪的減速比及傳動效率。 （3）主動錐齒輪的轉矩計算[5] Tz=TC/ i0=6221 /0.955.3=1235.55 Nm （4） Tz’=Tjm/ i0=2101.5/0.955.3=417.38Nm （5） 式中： Tc，Tjm——計算轉矩，Nm。按最低檔傳動比時Tc ＝6221Nm，按從動齒輪的平均計算轉矩Tjm?。?101.5Nm i0 ——主減速比6.333； ——上述傳動部分的效率，取=95%； 3.2.2 主減速器齒輪基本參數的選擇 （1）齒數的選擇。對于單級主減速器，當i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數取值小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。當i0≥6時，z1的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，Z1最好大于5。當i0較小(如i0=3.5～5)時，引可取為7～12，但這時常常會因主、從動齒輪齒數太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙。為了磨合均勻，主、從動齒輪的齒數z1，z2之間應避免有公約數；為了得到理想的齒面重疊系數，其齒數之和對于載貨汽車應不少于40，對于轎車應不少于50。 本車的主減速比為5.3，主減速比較小，參考文獻[5]表3-10、3-13后選用Z1=8，Z2=35；實際主減速比為4.4；Z1+Z2=43>40符合要求。 （2）節(jié)圓直徑和端面模數的選擇?？筛鶕墨I[1]推薦的從動錐齒輪的計算轉矩中取較小值按經驗公式選出： （6） =（13.0～16.0）=（239.09～294.27） 式中： d2——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； Kd2——直徑系數，Kd2=13.0～16.0； Tc——計算轉矩，Nm; 6221 Nm 初選=260 則齒輪端面模數=/=260/35=7.43 ==357.43=260.05 （3）齒面寬的選擇。汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬B(mm)推薦為[10]： B=0.155d2 （7） =0.155260.5＝38.09mm 式中： d2——從動齒輪節(jié)圓直徑，260.05mm。 　　　 小錐齒輪的齒面寬一般要比大錐齒輪的大10%,故取41.90mm。 （4）雙曲面齒輪的偏移距E。轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的E值，不應超過從動齒輪節(jié)錐距A0的40%(接近于從動齒輪節(jié)圓直徑d 2的20%)；而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負荷傳動，E則不應超過從動齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為d：的10%～12%，且一般不超過12%）。傳動比愈大則正也應愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達從動齒輪節(jié)圓直徑d2的20％～30％。但當E大干d2的20％時，應檢查是否存在根切[5]。該車屬輕負荷傳動，故取E為30mm。 （5）雙曲面齒輪的偏移方向與螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向。它是這樣規(guī)定的，由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側，這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時，則為上偏移，在下方時則為下偏移。雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關系：下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋[1]。 該車取下偏移主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。 （7）齒輪法向壓力角的選擇。格里森制規(guī)定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用1430′，或16的法向壓力角；載貨汽車和重型汽車則應分別選用20、2230′的法向壓力角。對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不等，因此應按平均壓力角考慮，載貨汽車選用2230′的平均壓力角，轎車選用19的平均壓力角。當zl≥8時，其平均壓力角均選用2115′[1]。 該轎車取齒輪法向壓力角為20 3.3 雙曲面齒輪的幾何尺寸計算 表1 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數表[5] 序 號 項 目 符號 數值 1 主動齒輪齒數 8 2 從動齒輪齒數 35 3 端面模數 7.43 mm 4 主動齒輪齒面寬 41.90 mm 5 從動齒輪齒面寬 38.09 mm 6 主動齒輪節(jié)圓直徑 59.43 mm 7 從動齒輪節(jié)圓直徑 260.05mm 續(xù)表1 序 號 項 目 符號 數值 8 主動齒輪節(jié)錐角 12.88 9 從動齒輪節(jié)錐角 77.12 10 節(jié)錐距 133.31mm 11 偏移距 30mm 12 主動齒輪中點螺旋角 45.84 13 從動齒輪中點螺旋角 34.23 14 平均螺旋角 40.04 15 刀盤名義半徑 114.30mm 16 從動齒輪齒頂角 1.12 17 從動齒輪齒根角 6.34 18 主動齒輪齒頂高 7.26mm 19 從動齒輪齒頂高 1.77 mm 20 主動齒輪齒根高 5.75mm 21 從動齒輪齒根高 11.84mm 22 螺旋角 35 23 徑向間隙 1.51mm 24 從動齒輪的齒工作高 11.5mm 25 主動齒輪的面錐角 18.81 26 從動齒輪的面錐角 78.24 27 主動齒輪的根錐角 11.52 3.4 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 3.4.1 單位齒長上的圓周力 （8） 式中： p——單位齒長上的圓角力，N／mm； P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉矩Teamx和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算； F——從動齒輪的齒面寬，mm。 按發(fā)動機最大轉矩計算時： （9） 第一擋： 135 N/< 210 N/ 直接檔： =479 N/< 700 N/ 式中： Temax——發(fā)動機最大轉矩，Nm； ig——變速器傳動比，常取1檔及直接檔進行計算；１檔為4.3；直接檔為１ d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，59.43mm。 F—一從動齒輪的齒面寬，38.09mm n——該車的驅動橋數目；該客車采用發(fā)動機后置后驅ｎ為１ ——分動器的轉動比; 按驅動輪打滑的轉矩計算： (10) 式中： 則Ｐ＝1150MPa〈1429MPa 許用單位齒長上的圓周力如下表2 　　　　　　　　　　 表2 許用單位齒長上的圓周 按發(fā)動機最大轉矩計算 按最大附著力矩計算 檔位 1檔 2檔 直接檔 附著系數 轎車 893 536 321 893 0.85 貨車 1429 250 1429 0.85 公共汽車 982 214 0.85 牽引汽車 536 250 0.65 目前，由于技術的進步，可在上述許用值的基礎上增加10%—25%，從上可知設計的齒輪符合要求。 3.4.2 輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力 (N／mm2)為： (11) 按(Tje、Tjh)較小值校核 主動齒輪的彎曲強度： =2027 〈2800N/ 從動齒輪的彎曲強度校核： =1109 〈1750N/ 式中： Tj——齒輪的計算轉矩，Nm，對于主動齒輪還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上； K0—一超載系數；取1 Ks——尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關。當端面模數m≥1.6mm時，Ks==0.829； Km——載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，Km＝1.00~1.10；當一個齒輪用騎馬式支承時，Km＝1.10~1.25。支承剛度大時取小值；Km取1.1 Kv——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv＝1； F——計算齒輪的齒面寬38.09mm； Z——計算齒輪的齒數是8； m——端面模數7.43mm； J——計算彎曲應力的綜合系數（或幾何系數），它綜合考慮了齒形系數、載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數及慣性系數等對彎曲應力計算的影響。參照圖5=0.28 圖5 計算用彎曲綜合系數 3.4.3 輪齒的接觸強度計算 圓錐齒輪與雙曲面齒輪齒面的計算接觸應力 (MPa)為： (12) 按(Tje、Tjh)較小值校核輪齒的接觸強度： =2027 MPa< 式中: Tz、Tc——分別為主動齒輪的工作轉矩和最大轉矩，Nm； Cp——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6N1/2／mm； d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，46.818mm； Kf——表面質量系數，對于制造精確的齒輪可取Kf=1； F——齒面寬，38.09mm，取齒輪副中的較小值(一般為從動齒輪齒面寬)； J一一計算接觸應力的綜合系數，J取0.17。主、從動齒輪的接觸應力是相同的。當按日常行駛轉矩計算時，許用接觸應力為1750MPa；當按計算轉矩計算時，許用接觸應力為2800MPa。計算時應將上述計算轉矩換算到主動齒輪上。 3.5 主減速器錐齒輪軸承的載荷計算 3.5.1 錐齒輪齒面上的作用力 齒寬中點處的圓周力： (13) 式中： T—作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動齒輪上的當量轉矩見下式[5]： 其中： --發(fā)動機最大轉矩 --變速器在各擋的使用率，參考文獻[5]的表3-14選取 --變速器各擋的傳動比 --變速器在各擋時發(fā)動機轉矩利用率，參考文獻[5]的表3-41選取 其中，為變速器處于第i檔時的發(fā)動機轉矩 所以主動錐齒輪的當量轉矩為=261 Nm --該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑 （14） mm （15） 主動齒輪有： =50.27 F1=10.38KN 對于從動齒輪有： （16） =12.32 KN 式（14）—（15）中： --從動齒輪齒面寬 --從動齒輪節(jié)錐角 --分別為主、從動齒輪的螺旋角 --分別為主、從動齒輪的齒數 3.5.2 錐齒輪的軸向力和徑向力 （1）軸向力 主動齒輪： （17） =10800 N 從動齒輪： （18） =2310 N （2）徑向力 主動齒輪： （19） =2060 N 從動齒輪： （20） =9700 N 上述的式4個式中，為錐齒輪的法向壓力角；為螺旋角：為節(jié)錐角 當錐齒輪齒面所受的圓周力、軸向力與徑向力計算確定后，根據主減速器軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。主動錐齒輪軸的材料選用40Cr鋼，調質處理。[11]查表7-1得材料的強度極限 =700MPa；查表7-12得 =65MPa 可以推出軸所滿足條件的最小直徑： （21） =25.69mm 其中c由文獻[13]的表7-11中取得c=100；；n分別為發(fā)動機的額定功率和轉速，其值由表2-1中可得。 即取=30 mm 3.5.3 錐齒輪軸承的載荷 (1)主動齒輪軸承的選擇 初選 a=65,b=40 軸承A，B的徑向載荷分別為 （22） （23） 已知 =10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（22）和（23）得: 軸承A的徑向力 軸承B的徑向力 KN 軸承A，B的徑向載荷分別為 KN 對于軸承A，承受軸向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承，所承受的當量動載荷Q=XR+YA Q——當量動載荷 X——徑向系數 Y——軸向系數 此時X=0.4，Y=1.9[5] 所以Q=16.830.4+10.81.9=27.25 根據公式： (24) 式中: ——為溫度系數，在此取1.0; ——為載荷系數，在此取1.2 ε——壽命指數，取ε= 所以==2.70310s 假設汽車行駛十萬公里大修，對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的主動錐齒輪軸承的計算轉速為 (25) 式中： ——輪胎的滾動半徑為390mm n——軸承計算轉速 ——汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取35km/h。 所以有上式可得==238.72 r/min 所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (26) 式中: ——軸承的計算轉速，r/min。 由上式可得軸承A的使用壽命 代入公式(2-25) C=97.86KN A軸承選 32307 GB/T 297-94[5] 對于軸承B，承受徑向載荷和徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承，所承受的當量動載荷Q=XR+YA Q——當量動載荷 X——徑向系數 Y——軸向系數 Q=7.02KN 根據公式(24) C=25.66KN B軸承選 30208 GB/T 297-94[6] （2）從動齒輪軸承的選擇 初選c=75mm,d=85mm. KN 從動齒輪軸向力 (27) ——從動齒輪中點螺旋角，其值為34.23； ——從動齒輪根錐角，其值為70.78。 KN 從動齒輪徑向力 KN 從動輪齒寬中點處分度圓直徑 mm 對于軸承C, 徑向力 (28) KN 軸向力 當量動載荷 Q=XR=YA 其中e=0.3[5] 此時X=1,Y=0, 所以Q=9.42KN。 根據公式(24)： C=28.56KN 選取30210圓錐滾子軸承[5]。 對于軸承D, 徑向力 (29) KN 軸向力FAc=0 當量動載荷 Q=XR=YA e=0.3[6] 此時X=1,Y=0, 所以Q=6.47KN。 根據公式(24)得 C=24.52KN 軸承D選取30210圓錐滾子軸承[5]。 從上可知設計的齒輪符合要求。 3.6 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒板彎曲折斷、齒面疲勞點蝕(剝落)、磨損和擦傷等。據此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求[13]： （1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度； （2）輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； （3）鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產品質量、減少制造成本并降低廢品率； （4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(tǒng)。 汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。 用滲碳合金鋼制造齒輪，經滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達HRC58～64，而芯部硬度較低，當端面模數m>8時為HRC29～45，當m<8時為HRC32～45。 對于滲碳層深度有如下的規(guī)定：當端面模數m≤5時，為0.9～1.3mm；m>5～8時，為1.0～1.4mm；m>8時，為1.2～1.6mm。所以此設計中的滲碳層深度為1.0mm 由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副(或僅大齒輪)在熱處理及精加工(如磨齒或配對研磨)后均予以厚度為0.005～0.010～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25%。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性可進行滲硫處理。滲硫處理時的溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現象產生[11]。 3.7 主減速器的潤滑 主減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤堵不能靠潤滑油的飛濺來實現。為此，通常是在從動齒輪的前端近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經過進油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐浪子的小端通向大端，并經前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油能流進差速器，有的采用專門的導油匙。 為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的謂油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應避開油濺所及之處。加油孔應設置在加油方便處，抽孔位置也決定了油面位置低處，但應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。 4 差速器設計與計算 根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及它們之間的相互關系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別的。例如，轉彎時外側車輪的行程總要比內側的長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅動車輪的轉速雖相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。這不僅會使輪胎過早磨損、無益地消耗功率和燃料及使驅動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都裝有差速器，后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學要求[2]。 4.1 差速器類型的選擇 1—軸承; 2—調整螺母; 3,7—差速器殼; 4—半軸齒輪墊片; 5—半軸齒輪; 6—行星齒輪; 8—軸架; 9—長軸; 10—行星齒輪止推片; 11—短軸 圖6 差速器零件圖 本設計采用普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器。此種差速器由于其結構簡單、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構．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構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。如上圖6所示。 4.2 差速器齒輪的基本參數選擇 4.2.1 行星齒輪數目的選擇 轎車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，少數汽車采用3個行星齒輪。此設計采用4個行星齒輪。 4.2.2 行星齒輪球面半徑RB(mm)的確定 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑RB，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代替了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。 球面半徑可根據經驗公式來確定： (30) KB——行星齒輪球面半徑系數，KB=2.52～2.99，對于有4個行星齒輪的轎車和公路載貨汽車取小值；對于有2個行星齒輪的轎車以及越野汽車、礦用汽車取最大值；取KB=2.9 md——計算轉矩，Nm。 按上式可以計算出行星齒輪球面半徑RB為41.984 mm RB確定后，即可根據下式預選其節(jié)錐距： A0=(0.98～0.99) RB （31） 此設計選用較大值41.56mm 4.2.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇 為了得到較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少，但一般不應少于10。此設計行星齒輪的齒數選z1擇10。 半軸齒輪的齒數采用14～25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數比多在1.5～2范圍內。 考慮到在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數z2L、z2R之和，必須能被行星齒輪的數目n所整除，否則將不能安裝，軸齒輪的齒數選z２用18。 4.2.4 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角、： ＝＝29.050 （32） ＝＝60.950 （33） 式中： z1、z2——行星齒輪和半軸齒輪齒數。 再根據下式初步求出圓錐齒輪的大端模數： （34） ＝＝4.04 算出模數后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得： （35） 　 行星齒輪節(jié)圓直徑＝10＝40.4mm 　 半軸齒輪節(jié)圓直徑＝184.03＝72.72mm 　 齒面寬的選擇 雙曲面齒輪的輪齒面寬ｂ2(mm)推薦為[10]： bz＝（0.250～0.300）A0＝（0.250～0.300）41.16 　　?。?0.39～12.468mm 式中： d——齒輪節(jié)圓直徑，mm。 　　并且F要小于10m　即40mm。 考慮到齒輪強度要求取12mm。 4.2.5 壓力角 過去汽車差速器齒輪都選用20壓力角，這時齒高系數為l，而最少齒數是13。目前汽車差速器齒輪大都選用2230′，的壓力角，齒高系數為0.8，最少齒數可減至10，并且在小齒輪(行星齒輪)齒頂不變尖的條件下還可由切向修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最少齒數比壓力角為20的少，故可用較大的模數以提高齒輪的強度[1]。 此設計差速器齒輪大采用2230′的壓力角，齒高系數取0.8 4.2.6 行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定 （36） ＝22.0323 mm T0——差速器傳遞的轉矩，3034.395 Nm； n——行星齒輪數；4 rd——為行星齒輪支承面中點到錐頂的距高，mm；； []——支承面的許用擠壓應力，取為98MPa。 行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度。通常取 ＝1.122.2857＝24.2355 mm 4.3 差速器齒輪的幾何參數計算 表3 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 計算結果 1 行星齒輪齒數 ≥10，應盡量取最小值 =10 2 半軸齒輪齒數 =14～25，且需滿足式（3-4） =20 3 模數 =4.16 4 齒面寬 b=(0.25～0.30)A;b≤10m 13.38mm 5 工作齒高 =6.66 6 全齒高 7.49 7 壓力角 22.5 8 軸交角 =90 9 節(jié)圓直徑 ； 10 節(jié)錐角 ， =28.81=61.19 11 節(jié)錐距 =47.5mm 12 周節(jié) =3.1416 =13.11mm 13 齒頂高 ; =4.41mm =2.25mm 14 齒根高 =1.788-;=1.788- =3.03mm; =4.89mm 15 徑向間隙 =-=0.188+0.051 =0.83mm 16 齒根角 =; =3.65; =5.88 續(xù)表3 序號 項目 計算公式 計算結果 17 面錐角 ； =34.69=64.84 18 根錐角 ； =25.16=55.31 19 外圓直徑 ； mm mm 20 節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離 mm mm 21 齒側間隙 =0.250m