四驅越野車轉向驅動橋的設計說明書

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需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q1969043202四驅越野車轉向驅動橋的設計Four-wheel drive off-road vehicle to the design of the drive axle摘 要本設計的主要目的是分析并設計出符合相關要求的四驅越野車轉向驅動橋。轉向驅動橋作為越野車兼具傳遞動力和改變方向的總成，對于其結構有以下要求，既能將越野車的轉向和驅動機構作為一個整體，還能支撐越野車的重量，傳遞轉矩以產生牽引力；既能承受由于越野車惡劣的行駛環(huán)境而給車輪帶來的各向沖擊力，還能緩沖車體的震動，保證越野車的行駛平穩(wěn)性和駕駛舒適性；在動力傳遞方面，既要利用減速器使轉矩傳遞到半軸上，以驅動左右車輪，又要利用差速器解決轉彎時左右車輪由于速度不一所產生的干涉問題。如此一來，在設計四驅越野車轉向驅動橋時考慮到結構的合理性，傳動系的總傳動比的確定非常重要，同時保證傳動機構從減速器、差速器到半軸和輪轂以及轉向機構的方向盤、轉向器到轉向拉桿之間的合理布置。關鍵詞：四驅越野車 轉向器 差速器 驅動橋需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q1969043202AbstractThe main purpose of this design is to analyze and design to meet the relevant requirements of the four-wheel drive off-road vehicle steering axle. Steering drive axle as a cross-country vehicles both transmission power and change the direction of the assembly, for its structure has the following requirements: Both the off-road vehicle steering and drive mechanism as a whole, but also support the weight of off-road vehicles, transmission torque to produce traction; Can withstand the off-road vehicles due to the harsh driving environment and the impact of the wheel to bring the impact, but also to cushion the vibration of the body to ensure off-road vehicles running smoothly and driving comfort; In this way, in the design of four-wheel drive off-road vehicle steering axle to take into account the rationality of the structure, the transmission line of the total transmission ratio is very important,but also to use the differential to solve the left and right wheels due to the speed of the interference caused by different problems. In this way, you want to rationally design four-wheel drive off-road vehicle steering axle, you must determine the total transmission of the transmission ratio, While ensuring a reasonable arrangement of the transmission mechanism from the reducer, the differential to the axle and the hub and the steering wheel of the steering mechanism, the steering gear to the steering rod.Key words: Four-wheel-drive suv Steering gear differential drive axle需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q1969043202目 錄1. 前言 .12. 總體方法論證 22.1 轉向驅動橋分析 22.2 結構方案的確定 22.2.1 驅動橋的分析 .22.2.2 轉向器的分析 .32.2.3 轉向節(jié)的分析 .32.3 本車橋的結構 33. 主減速器的設計計算 43.1 主減速器傳動比的計算 43.2 主減速器的選擇 43.3 主減速器齒輪的類型 63.4 主減速齒輪計算載荷的確定 73.5 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 83.5.1 齒數(shù)的選擇 .83.5.2 節(jié)圓直徑的選擇 .93.5.3 齒面寬的選擇 .103.5.4 雙曲面齒輪的偏移距 E .113.5.5 雙曲面齒輪的偏移方向 .113.5.6 齒輪法向壓力角的選擇 .113.5.7 齒輪幾何尺寸的計算 .113.6 主減速器雙曲面齒輪的強度計算 .133.6.1 單位齒長上的圓周力 .133.6.2 輪齒的彎曲強度計算 .143.6.3 輪齒的接觸強度計算 .153.7 主減速器齒輪的材料及熱處理 163.8 主減速器的潤滑 164. 差速器的設計 164.1 差速器的結構型式選擇 164.2 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 174.2.1 行星齒輪數(shù)目的選擇 .174.2.2 行星齒輪球面半徑 RB(mm)的確定 .174.2.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 .184.2.4 差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 .184.2.5 差速器幾何尺寸的計算 .19需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432024.2.6 行星齒輪安裝孔直徑 及其深度 L 的確定 19?4.3 差速器齒輪與強度計算 205 半軸的設計 .205.1 半軸的設計分析 215.2 半軸的結構設計及材料與熱處理 226. 橋殼的設計 226.1 橋殼的結構型式大致分為可分式橋殼和整體式橋殼兩種 227. 轉向器 237.1 循環(huán)球式轉向器的角傳動比 .23wi7.2 螺桿、鋼球、螺母傳動副 247.3 齒條、齒扇傳動副 277.4 循環(huán)球式轉向器零件的強度計算 328. 轉向節(jié)的設計 .368.1 萬向節(jié)的選擇 368.2 萬向節(jié)的設計計算 379. 結論 38參考文獻 .39需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320211. 前言四驅越野車轉向驅動橋是一種兼具轉向能力和驅動能力的車橋，它的作用之一是把發(fā)動機傳遞給分動器的轉速及轉矩經過主減速器傳遞給越野車輪轂，驅動車輪轉動；作用之二是在駕駛員轉動方向盤時，方向盤把所受的轉矩，經過轉向器傳遞給轉向直拉桿，再由轉向橫拉桿拉動輪轂使車輪轉向。隨著我國各個行業(yè)的不斷發(fā)展，人民生活質量不斷改善走向小康，汽車工業(yè)快速發(fā)展，交通環(huán)境越來越好，因此越野車慢慢普及到每個家庭，成為人們生活中最常用的交通工具。一大批世界一流汽車生產商先后進入我國，包括通用、奧迪、大眾、日產、福特等，加入世貿以來，市場競爭越來越激烈，核心技術缺乏是我國越野車行業(yè)最大的短板。四驅越野車的普及和人們對其的了解越來越深，從而要求也越來越高。為了使越野車在城市以及野外有更好的適應性以及舒適性，并考慮到人們駕駛汽車的習慣性，在轉向驅動橋的設計時應考慮到以下幾點：a.車輪偏轉幅度為 45° b.方向盤轉動圈數(shù)為各邊 2.5 圈c.采用麥弗遜式獨立懸架在 XX 老師的指導下，對本設計的要求進行仔細分析，以確定機械結構的選用。在仔細了解和討論之后，四驅越野車的橋殼部分我們采用整體式結構來承載主減速器，并且輸出端分別采用球面滾輪式萬向節(jié)。半軸與輪轂的連接處使用球籠式萬向節(jié)。以循環(huán)球式轉向器為轉向機構。本設計的過程由于轉向驅動橋與汽車其他部分的關系，設計計算時要注意最終組裝。根據(jù)本四驅越野車的設計所給任務書的要求，首先分析驅動部分的機械結構以及技術參數(shù)，根據(jù)多方面的數(shù)據(jù)和因素，再計算每個軸包括半軸、行星齒輪軸等的傳動比以及軸向力的大小，功率和扭矩等等。然后進行機構的結構計算。本設計的轉向驅動橋考慮到半軸-輪轂一體式橋殼和半軸-輪轂斷開式橋殼的優(yōu)缺點之后選用半軸-輪轂斷開式橋殼，這樣一來，提高了駕駛員在操作時的穩(wěn)定性和舒適性。該設計課題實用性強，結構上有很大提高，增強了競爭優(yōu)勢，是一個實用前景很大的轉向驅動橋。需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320222. 總體方法論證2.1 轉向驅動橋分析已知條件：發(fā)動機最大功率 76kw最大功率轉速 3800rpm發(fā)動機最大扭矩 225N.m最大扭矩轉速 2000rpm驅動方式 前置四驅中央差速器結構 麥弗遜式獨立懸架助力類型 電動助力車體結構 承載式前、后制動類型 通風盤式、鼓式駐車制動 腳剎整車質量 2100kg2.2 結構方案的確定2.2.1 驅動橋的分析越野車驅動橋結構形式，按照結構特點可普遍分為半軸-輪轂一體式和半軸-輪轂斷開式驅動橋兩大類。a. 半軸-輪轂一體式驅動橋一般的半軸-輪轂一體式驅動橋，由于其機械結構簡單且生產費用和工時不是很高，以及工作性能穩(wěn)定可靠等優(yōu)點，因此被多種越野車廣泛采用，這種結構也被許多四驅越野車以及部分轎車所采用。它的機械結構，尤其是半軸和橋殼盡管不盡相同，但是其相同之處在于橋殼為一根強度很大的空心梁，并支撐在左右兩個驅動車輪上。傳動部件安裝在橋殼內，包括齒輪和半軸等。但它的簧下質量比較大。b. 半軸-輪轂斷開式驅動橋半軸-輪轂斷開式驅動橋的橋殼不是一體的，而是由半軸和橋殼通過萬向節(jié)連接而成的，并且半軸和橋殼之間不是固定的，因此被稱作半軸-輪轂斷開式驅動橋。此外，它通常與獨立懸掛配合使用，因此又叫做獨立懸架驅動橋。這種橋中間部分的差速器和主減速器等傳動結構直接需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432023鑲嵌在車架橫粱內。由于采用獨立懸架系統(tǒng)，車橋左右兩側的驅動車輪即使在道路不平整的情況下，由于其連接結構的特點，輪轂等零件也可以彼此獨立地圍繞車廂或車架上下擺動，但同時，連帶驅動車輪的傳動機構，外殼和半軸及其套管也會跟著上下擺動。2.2.2 轉向器的分析四驅越野車轉向器的結構形式，按照其轉向時的接觸狀況不同，可分為螺桿螺母式轉向器、齒輪傳動式轉向器等。四驅越野車轉向器在選擇能滿足其轉向要求的結構形式時，首先是依據(jù)越野車的類型，前軸載荷等方面來決定的。然后再考慮角傳動比傳動特點，傳動效率等方面，以及轉向的穩(wěn)定性，轉向器的制造工藝過程，壽命等。山地越野車，城市越野車以及礦山工地越野車由于路面環(huán)境通常不好，因此本設計結合上述情況將使用極限可逆式轉向器。有的越野車配置有轉向橫拉桿減震器或者液力式動力轉向器，這樣一來減震器就可以克服極限可逆式轉向器逆效率較高的缺點。由于減震器可吸收路面的沖擊力，這樣方向盤就不會出現(xiàn)“打手”情況。2.2.3 轉向節(jié)的分析根據(jù)其連接元件在受到扭矩時彈性的大小，萬向節(jié)可分成撓性可扭轉萬向節(jié)和剛性不可扭轉萬向節(jié)兩種。撓性萬向節(jié)扭矩和轉速的傳遞是通過它的彈性元件傳遞的，所以它具有緩沖減震的能力。而剛性萬向節(jié)扭矩和轉速的傳遞只能是依靠鉸鏈式連接零件剛性傳遞。剛性萬向節(jié)可進一步分為等速萬向節(jié)，轉速不等萬向節(jié)以及可速萬向節(jié)三種類型。因為彈性元件的彈性形變量是有一定范圍的，所以撓性萬向節(jié)所連接的兩軸（即差速齒輪軸和半軸）之間的夾角一般不大于 3°~5°，并且一般只用在軸向位移很小的場合。2.3 本車橋的結構本越野車懸架系統(tǒng)根據(jù)任務書的要求使用麥弗遜式獨立懸架，因此本設計為使設計合理驅動橋相應地選擇斷開式驅動橋。山地越野車，城市越野車以及礦山工地越野車由于路面環(huán)境通常不好，因此本設計結合工作環(huán)境將使用極限可逆式轉向器，從而采用螺桿螺母式轉向器。轉向器正效率高，所以能讓駕需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432024駛員輕易地操縱方向盤；而逆效率高，能使駕駛員很好地感受路面狀況。但同時為了緩解駕駛員在不平路面上的駕駛疲勞和工作強度，路面給車輪的沖擊反作用到方向盤上的力要越小越好，這樣能很好地防止打手。因此需要在越野車上配置有轉向橫拉桿減震器以吸收來自路面的沖擊力。由于轉向節(jié)的轉向角度要求較高，本設計為滿足要求而采用球籠式萬向節(jié)。而主減速器兩側采用球面滾輪式萬向節(jié)。3. 主減速器的設計計算3.1 主減速器傳動比的計算四驅越野車中主減速器的總體質量大小，零件輪廓尺寸，結構形式；還有越野車的變速器在最高檔時的燃油經濟性和驅動動力性。這些都取決于主減速器的主減速比 i0。而主減速比 i0的確定，應該在越野車整車設計時，根據(jù)越野車總動力和傳動系總傳動比 iT來計算。在發(fā)動機最大功率 Pemax和轉速 np已知的條件下，越野車的功率雖大，但主減速比 i0在確定時必須保證這類越野車的最高車速 vamax也要是最大的，即功率和最高車速都要盡可能大。這時i0值應按下式來確定：(3-1)170max.3rpghnivi?????0.52. .34.8??式中 rr——越野車行駛時車輪的半徑，m；igh——變速器掛最高檔即 V 檔時的傳動比。越野車類型比較多，但由于功率越大最高車速越小，二者成反比，導致實際中最大車速要比計算出的小一點，所以主減速比 i0的實際值要比計算出的大 10％~25％，即根據(jù)下列式子再計算：(3-2)00i=[1+(%25)]i?:需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432025=2.61.9:3.2 主減速器的選擇主減速器根據(jù)傳動比的大小，速度改變程度以及機械結構其減速形式可分為單級蝸桿式、單級齒輪減速式、雙級蝸桿式、雙級齒輪減速式、雙速齒輪減速式、輪邊減速及主減速等等。a.單級齒輪減速器由于單級減速器的質量偏小，零件尺寸緊湊，機械結構簡單及生產制造成本耗費較低等許多優(yōu)點，但同時又存在傳動比范圍不大的特點。所以在主減速比 i05.0 的重、中型越野車的驅動橋上。由于研究的不斷深入，工程師們又進一步設計出圓柱—錐齒輪式和錐齒輪—圓柱式兩種類形。錐齒輪—圓柱齒輪雙級貫通式主減速器由于其結構采用兩級減速的方式，因此總主減速比的范圍比較大。但同時也不可避免的帶來了不少缺點：總體結構尺寸大，并且其主動錐齒輪的形狀復雜制造困難且制造工藝性能較差，而從動錐齒輪不得不采用懸臂式裝配，導致支撐部件剛度降低，使用壽命降低。圓柱齒輪—錐齒輪式雙級貫通式主減速器的特點是雖然結構尺寸緊湊較小，但同時一級減速比范圍小。f.單級(或雙級)主減速器附輪邊減速器許多重型，大型越野車驅動橋需要很大范圍的主減速比 i0。而當主減速比 i0的值大于 12時，就必須附加輪邊減速器，以分配驅動橋輸出的減速比。只有這樣才能有效減小主減速器的輪廓尺寸，從而使離地間隙變大，驅動橋減速比提高。同時也減小了其他的零部件所需尺寸，包括差速器，半軸等。但同樣，由于增加了附加輪邊減速器，導致機械結構變得更加復雜，生產制造難度和成本也就變高了，所以一般只應用于減速比12 的場合。根據(jù)計算的結果，傳動比 i0=2.61~2.96，所以按照上述分析選用單級減速器。3.3 主減速器齒輪的類型查閱了許多類型和不同品牌的越野車之后，發(fā)現(xiàn)如今一般越野車驅動橋上的主減速器通常采用雙曲面齒輪傳動和螺旋錐齒輪傳動。螺旋錐齒輪的主從動齒輪的軸線是相交，并且軸線交角能隨設計要求而定。但是主減速器齒輪副在幾乎所有越野車的驅動橋上都是呈 90o 布置的。螺旋錐齒輪有很多優(yōu)點，其齒輪端面具有較高重疊系數(shù)，同時參與嚙合的齒輪有兩對甚至更多，所以嚙合齒輪分解了集中載荷從而能夠承受較大的載荷。此外，該齒輪在嚙合傳動時，其嚙合點是由一個齒的一端移動到另一端，需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432027這樣的特點能使其工作平穩(wěn)，噪聲和振動很小，適用于高速運轉。雙曲面齒輪的主從動齒輪的兩根齒輪軸軸線不共面且它們的投影線是相交的，并且空間投影角通常為 90o。主動齒輪軸線和從動齒輪軸線存在偏移距，且不為零，向上或向下。如此一來，其齒輪的支撐結構尺寸緊湊，從而提高了結構剛度，確保齒輪嚙合時噪音小，工作穩(wěn)定可靠，齒輪壽命也相對延長。雙曲面主動齒輪能保證大傳動比穩(wěn)定傳動，同時不產生根切現(xiàn)象，因此選較小的齒數(shù)。有時設計的結構輪廓尺寸較小，同時所需傳動比大，這時采用雙曲面齒輪傳動就能很好地滿足要求。當傳動時的主動齒輪直徑要求固定時，螺旋錐齒輪的從動齒輪直徑相比于雙曲面的要大。而傳動比2 時，螺旋錐齒輪主動齒輪就比雙曲面主動齒輪小得多，所以本設計更好的選擇是螺旋錐齒輪。雙曲面主動齒輪螺旋角變大后，同時進入嚙合的平均齒數(shù)增加，所以能夠承受較大的載荷這樣能使其工作平穩(wěn)，噪聲和振動很小，適用于高速運轉。雙曲面齒輪的主從動齒輪由于存在偏移距，在越野車總體設計更靈活，給其他部件的布置帶來了方便。根據(jù)上述分析，當主減速比 i0=2.61~2.96 時，應選擇用雙曲面主動齒輪。3.4 主減速齒輪計算載荷的確定在進行四驅越野車強度計算時，應分為兩種情況來考慮：一是在發(fā)動機最大轉矩傳動時且傳動系掛最低檔即 I 檔時的狀況；二是驅動車輪打滑，阻力極小時狀況。計算這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩，并取兩者中的較小者來驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即(3-3)17max0/jeTLiKn??????N·m 25.982.61738.2???(3-4)172rjhLBGi????????N·m 50.36429??式中 Temax——發(fā)動機量大轉矩，N·m；需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432028iTL——掛最低檔時，發(fā)動機到主減速器從動齒輪之間的各傳動比之積；——機械傳動效率，取 =0.9；T?T?K0——超載系數(shù)，取 K0=1；n——驅動橋數(shù)目；G2——越野車滿載時其中一個驅動橋對地面的最大壓力，N；——越野車行駛時輪胎附著系數(shù)，四驅越野車取 =1.0； ??rr—一越野車行駛時車輪的半徑，m；一一主減速器從動齒輪到四驅車輪之間的傳動效率；LB?一一主減速器從動齒輪到四驅車輪之間的減速比。i上述所算得的計算載荷只是越野車工作的最大轉矩，而不是正常工作狀況下的持續(xù)轉矩，所以不能以它來計算疲勞損壞時的數(shù)據(jù)。因此，四驅越野車的正常持續(xù)轉矩要用主減速器從動齒輪的平均計算轉矩 Tjm (N·m)來計算，其計算結果為(3-5)17()()aTrjmRHPLBGffin?????????N·m??250.30.232.9.96??式中 Ga——越野車滿載時的總重量即最大重量[17]，N；GT——所牽引的汽車滿載總重量[17]，N，；fR——道路滾動阻力系數(shù)，越野越野車取 0.020~0.035；fH——四驅越野車的平均爬坡能力系數(shù)。越野越野車取 0.08~0.31。fP——越野車的性能系數(shù)：(3-6)[17]max0.1[6.95()/0aTef G??????若式中 fP計算結果小于 0，則取 0。在計算主減速器主動齒輪的相關數(shù)據(jù)時，由于存在工作效率應該把式（3-3）和（3-4）的結果分別除以其齒輪的減速比及傳動效率，這樣設計計算更準確。需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320293.5 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇3.5.1 齒數(shù)的選擇表 3-1 越野車驅動橋主減速器主動錐齒輪齒數(shù)（用于半展成法*加工時）傳動比(z / z )21推薦的主動齒輪最小齒數(shù)(z )1主動齒輪齒數(shù)允許范圍（z ）12z?2.0 17 15~192.5 15 12~163.0 11 10~143.5 10 8~104.0 9 7~94.5 8 6~95.0 7 5~8表 3-2 越野車主減速器主、從動錐齒數(shù)的選擇12z8 9 10 11 12 13 14 15 162.8802.91941 44 472.9202.95935 382.9602.99942 45 483.0003.03936 39 493.0403.07933 43 463.0803.11940按照表 3-1 中的數(shù)據(jù)，由于本設計主減速比 i0=2.61~2.96，所以主減速器主動齒輪的齒數(shù)取 13。再根據(jù)表 3-2 的數(shù)據(jù)，主動齒輪的齒數(shù)取 41。3.5.2 節(jié)圓直徑的選擇需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320210當變速器掛Ⅰ擋時，作用在輪齒上的彎曲應力與比值 P/F 成正比關系，同時滿足以下條件：(3-7)17max028/egTiNcmdF?????(3-8)172/rG?????式中：d 2及 F 的單位均 cm。在Ⅰ擋的傳動比 ig13 的情況下，同時其比值 P/F 應不超過 3920 ，即cmN/(3-9)17max02392/eTidF?????雙曲面齒輪齒面寬選取 F＝0.155d 2,且 ，將其代入上述公式能夠計算得到：85.??當掛最低檔Ⅰ擋傳遞 Temax時，齒輪的節(jié)圓直徑 d2不應該小于(3-10)與(3-11)中算得數(shù)值中的較小值，即(3-10)172max00.346egdTi?????5.8296.50cm????(3-11)172.rG????03460.38.7因此節(jié)圓直徑要大于 18.87cm。式中 Temax——發(fā)動機量大轉矩，N·m；ig1——變速器掛最低檔即Ⅰ擋時的傳動比；i０ ——變速器主傳動比； 圓整后取 d2=190mmd2選定后，就可以計算從動錐齒輪大端端面模數(shù)，m=d 2/z2＝190/41=4.63，并用下式校核：(3-12)[17]3mjKT??需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q1969043202113=（ 04） 162594.71??::式中 Km——模數(shù)系數(shù)，且其取值范圍 Km=0.3~0.4。經校核成立。3.5.3 齒面寬的選擇根據(jù)上述推薦，越野車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬 F(mm)用下式計算，計算結果如下：(3-13)[17]2=0.5dF9=m?3.5.4 雙曲面齒輪的偏移距 E四驅越野車雙曲面齒輪的偏移距 E 應該小于其從動齒輪節(jié)錐距 A0的 0.2（或者取偏移距 E的值為齒輪直徑 d 的 0.1~0.12，且一般不超過其 0.12）。當偏移距 E 大于 d2 的 0.2 時，應考慮在生產時是否存在根切現(xiàn)象。(3-14)[17]2=0.dE?938m上式結果為最大值，本設計取偏移距為 20mm3.5.5 雙曲面齒輪的偏移方向雙曲面齒輪的偏移方向應采用下偏移。根據(jù)雙曲面齒輪的偏移方向與螺旋方向之間的關系：下偏移則主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。3.5.6 齒輪法向壓力角的選擇根據(jù)雙曲面齒輪的嚙合特點，由于其主動齒輪輪齒兩側直徑不相等，一端大一端小，所以其法向壓力角也不同，因此在設計時應該按照平均壓力角來計算，載貨車所選平均壓力角為22°30′，普通轎車所選平均壓力角為 19°。當主動齒輪齒數(shù) zl≥8 時，所選平均壓力角為21°15′。本設計齒輪的平均壓力角選為 21°15′。3.5.7 齒輪幾何尺寸的計算需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320212按表 3-3 對幾何尺寸進行計算得表 3-3 圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表序號計算公式 結果 注釋1 z1 13 小齒輪齒速應不少于 62 z2 41 大齒輪齒速由 z1 及速比定，但 z1與 z2 間應避免有公約數(shù) 3 F 29 大齒輪齒面寬 F=0.155d24 E 20 小齒輪軸線偏移距 E=（0.1～ 0.12）d25 d2=175 190 大齒輪分度圓直徑 d26 rd=63.5 76.2 刀盤名義直徑 rd7 =arctan( ) 1?1tansi??20.3°小齒輪節(jié)錐角 1?9 =2si 69.17°大齒輪節(jié)錐角 210 β 2= '1???31.70° 大齒輪終點螺旋角 β211z= 2cotmmRz?0.0032小齒輪軸線到大齒輪節(jié)錐頂點的距離，正則表示該節(jié)錐頂點超過了小齒輪軸線，負則表示該節(jié)錐頂點在大齒輪體與小齒輪軸線之間[2]12A0= 2sin5.?d101.637 大齒輪節(jié)錐距13 =2?aDK??0.779° 大齒輪頂角14 = 2?3.80° 大齒輪的齒根角15h ='2??0' sin?mm?1.403 大齒輪齒頂高16h = “ 22i?A7.962 大齒輪齒根高17C= 05.1.?g1.109 徑向間隙 C 為大齒輪在齒面寬中點處的工作齒高的 15%再加上0.0518 h= “2'h9.366 大齒輪齒全高19 hg= C?8.257 大齒輪齒工作高需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432021320=02?2??69.9° 大齒輪的面錐角21 =R??65.37° 大齒輪的根錐角22=02???2'20sinco?hAZmm34.811 大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離24 z0= '02sin???0.026小齒輪軸線到大齒輪面錐頂點的距離[2]，正負含義同序號 1125 zR= “2isnmmRAh????2.1499 小齒輪軸線到大齒輪根錐頂點的距離[2]，正負含義同序號 1126= 01???2arcioc?24.038° 小齒輪面錐角27G0= 2siincRzCE????4.566°大齒輪軸線到小齒輪面錐頂點的距離[2]，正負含義同序號 1128B0= ??'121'00'112tantcostcossintanmmghAz???????????? ????? ?????? ?92.071 小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離29Bi= ??'1'1'21'010'cos(tan)tancosmmgEFRhAh???????????68.925小齒輪前緣至大齒輪軸線的距離30d01= ??010tan.5GB?86.208 小齒輪的齒頂圓直徑需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432021431 GR= 020sinicozCE?????1.055大齒輪軸線到小齒輪根錐頂點的距離[2]，正負含義同序號 11 32= 1???02ari??19.545° 小齒輪根錐角33 Bmin 0.1524 最小側間隙允許值34 Bmax 0.2032 最大側間隙允許值3.6 主減速器雙曲面齒輪的強度計算3.6.1 單位齒長上的圓周力按發(fā)動機最大轉矩計算時：(3-15)??17/FPp?23.8/942.51/Nm?(3-16)[17]max10(/)egTipdF??25.823.839????????式中 Temax——發(fā)動機最大轉矩，N·m；ig——變速器傳動比，通常按 1 檔計算。按最大附著力矩計算時：(3-17)[17]320(/)rGpdF??????15.952.892N??式中 ——輪胎與地面的附著系數(shù)；?許用的單位齒長度方向上的圓周力如下表 3-4 所示。表 3-4 許用單位齒長上的圓周力按發(fā)動機最大轉矩計算 按最大附著力 附著系數(shù)需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q1969043202151 檔 2 檔 直接檔 矩計算轎車 893 536 321 893 0.85貨車 1429 250 1429 0.85四驅越野車 1374 214 1032 0.85牽引越野車 536 250 984 0.65對照上表，根據(jù)上述分析兩種情況下均滿足要求。3.6.2 輪齒的彎曲強度計算越野車主減速器雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力 (N／mm 2)為w?(3-18)3[17]020jsmwvTKFzJ?????16460315.9.2MPa???式中 K0——超載系數(shù)；Ks——尺寸系數(shù)，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(shù)m≧1.6mm 時 Ks= = (3-19)4.25/m??176.0Km——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，K m＝1.00~1.10；當一個齒輪用騎馬式支承時，K m＝1.10~1.25。支承剛度大時取小值；Kv——質量系數(shù)，一般取 Kv＝1；Z——計算齒輪的齒數(shù)； m——端面模數(shù)，mm；J——綜合系數(shù),為 0.27。四驅越野車主減速器齒輪的許用彎曲應力為 700 N·mm2，滿足彎曲強度要求。四驅越野車主減速器齒輪在正常工作的情況下，其破壞形式主要是疲勞損壞，而疲勞壽命的長短主要與平時行駛時的持續(xù)轉矩有關即平均計算轉矩，因此 Tj或升 Tjh只是用來計算并檢驗最大應力的大小，疲勞壽命的計算不能以此為依據(jù)。3.6.3 輪齒的接觸強度計算需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320216雙曲面齒輪齒面的計算接觸應力 (MPa)為j?(3-20)[17]31max0max2psfj vCTKTdFJ???= 33.652698.4a79.75MP?式中 T1——主動齒輪的工作轉矩，N·m；Cp——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 232.6N1/2／mm；Kf——表面質量系數(shù)，一般精確齒輪取 Kf=1；3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理大部分的四驅越野車其主減速器的雙曲面齒輪的材料普遍采用滲碳合金鋼，其材料代號包括 20CrNiMo，20CrMnTi，20MnVB，20Mn2TiB 和 22CrMnMo。使用滲碳合金鋼制造的減速器齒輪，經過一系列的熱處理工藝：先滲碳，再淬火，然后回火之后，齒輪的表層硬度能夠達到 HRC59～63，但內部硬度比較低，只有 HRC33~43.熱處理后，其滲碳層深度為 0.9~1.3mm。3.8 主減速器的潤滑驅動橋中的主減速器是主要的傳動機構，因此機構的潤滑尤為重要，軸承，齒輪等摩擦表面都需要很好地潤滑，以保證零件的工作壽命。支撐主減速器主動錐齒輪的前端軸承，由于潤滑油的流動性不強，因此其潤滑比較困難。所以，為了解決該問題，我們在主減速器殼的內壁上，靠近主動齒輪的從動齒輪前端處，設計一個集油槽，把由于回轉力濺到減速器殼體上的潤滑油進行收集，并引回到前滾子軸承的端口。潤滑油再利用回轉力流至大端，然后通過回油孔流回到橋殼中，這樣，潤滑油能夠不斷循環(huán)，完成持續(xù)潤滑，同時能夠達到散熱除塵的效果。4. 差速器的設計4.1 差速器的結構型式選擇驅動橋中的差速器類型很多，其中有防滑差速器，對稱式圓錐行星齒輪差速器。防需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320217滑差速器進一步分為自動鎖止式差速器以及強制鎖止式差速器，自動鎖止式差速器包括高摩擦式差速器，自由輪式差速器和變傳動比式差速器三種。a．對稱式圓錐行星齒輪差速器對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構相對于其它差速器來說，其機械結構比較簡單。其結構包括差速器左殼和右殼；連接半軸的半軸齒輪兩個；與半軸齒輪相嚙合的行星齒輪，多數(shù)為四個，少數(shù)有三個，而小輕型四驅越野車一般是兩個；保證行星齒輪穩(wěn)定嚙合的齒輪軸等等。該結構工作性能好，傳動平穩(wěn)，制造工藝簡單，所以被各種越野車廣泛使用。b．強制鎖止式防滑差速器該差速器分為兩種工作狀態(tài)，一種是路面狀態(tài)不好，且容易打滑的情況下，在普通差速器上配置差速鎖，為防止打滑，將加速器鎖住，這樣就能保證車輪得到由減速器傳遞的全部轉矩。另一種是路面狀況比較好，這是應該將鎖止器松開，否則會造成車輪轉速干涉，嚴重時會損壞車輪軸。c．自鎖式差速器普通四驅越野車的輪胎在氣壓較低時，與干燥的柏油路或者混凝土路面的附著系數(shù)一般為0.6~0.8。而與冰面的附著系數(shù)大約是 0.1~0.3。由此，為保證越野車足夠的牽引力，差速器的鎖止系數(shù)取最大為 K=8。根據(jù)任務書的要求，以及上述分析本設計考慮選用對稱式圓錐行星齒輪差速器。4.2 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇4.2.1 行星齒輪數(shù)目的選擇普通家用轎車的差速器通常采用兩個行星齒輪，載重汽車包括重型越野車一般采用四個行星齒輪，個別越野車是用三個行星齒輪。本設計為輕型四驅越野車，故采用兩個行星齒輪。4.2.2 行星齒輪球面半徑 RB(mm)的確定行星齒輪在尺寸設計時，背面的球面半徑 RB就決定了圓錐行星齒輪差速器的尺寸大小，即行星齒輪安裝時的尺寸。需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320218球面半徑的計算，本設計根據(jù)下列經驗公式來確定：(4-1)[17]3BjRKT?2.9864.235.16m??式中 KB——表示行星齒輪的球面半徑的系數(shù)，K B=2.50~2.98，對于有 2 個行星齒輪的四驅越野車取最大值；Tj——計算轉矩，N·m。在 RB計算完成后，根據(jù)下式預選其節(jié)錐距：(4-2)[17]0(.98.)BAR?:35.64.3.81??:4.2.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇由于齒輪持續(xù)嚙合的工作特點，齒輪的強度要高，不易損壞，根據(jù)公式應該有較大的模數(shù)，進而行星齒輪的齒數(shù)應盡可能少，同時保證不發(fā)生根切現(xiàn)象齒數(shù)應不小于 10。所以半軸齒輪一般取 15~24，且傳動比為 1.5～2。由于行星齒輪與半軸齒輪的嚙合特點，左右兩半軸齒輪的齒數(shù)和必須是行星齒輪的倍數(shù)，否則存在齒數(shù)干涉，導致不能安裝。因此取半軸齒輪齒數(shù) z2=18，同時行星齒輪的齒數(shù)取為 z1 =10 。4.2.4 差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定先初算差速器行星齒輪和半軸齒輪各自的的節(jié)錐角 、 ：1?2(4-3)[7]1arctn(/)3.8z???(4-4)[1]22t/6.式中 z1——行星齒輪的齒數(shù)。z2——半軸齒輪齒數(shù)。然后按照下列式子，初算出圓錐齒輪的大端模數(shù)：需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320219(4-5)1700122sinsi3.5Amzz?????????圓整后取 m=4由下式(4-6)[17]dz?得： 40m?2824.2.5 差速器幾何尺寸的計算按表 4-1 計算差速器幾何尺寸4.2.6 行星齒輪安裝孔直徑 及其深度 L 的確定?表 4-1 越野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1 行星齒輪齒數(shù) z1=102 半軸齒輪齒數(shù) z2=18 3 模數(shù) m=44 齒面寬 F=(0.25～0.30)A 0=10.285～12.345 齒工作高 hg=1.6m=6.46 齒全高 h=1.788m＋0.051=7.203 7 壓力角 =22.5°?8 軸交角 ∑=90°9 節(jié)圓直徑 d1=mz1=40 d2=mz2=7210 節(jié)錐角 =arctan(z1/z2)=29.05 =arctan(z2/z1)=60.95? ?11 節(jié)錐距 A0=d1/(2sin )=d2/(2sin )=41.14?12 周節(jié) t=3.1416m=12.566413 齒頂高=hg－h(huán) =4.224 '1'2’2210.37=[.4+]m=.6hz??????需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q19690432022014 齒根高h =1.788m－h(huán) =2.928 h =1.788－h(huán) =4.976 “1'1 “2'215 徑向間隙 c=h－h(huán) g=0.1788m－h(huán) =0.803 '216 齒根角=arctan =4.07° =arctan =3.03°1?0“1A2?0“2A17 面錐角 = ＋ =32.08° = ＋ =65° 0?2 ?118 根錐角 = － =24.98 = － =57.92 1R1 2R219 外圓直徑D01=d1＋2 h cos =47.39 D02=d2＋2 h cos =74.11 '?'20 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離=d2/2－h(huán) sin =33.945 =d1/2－ h sin =18.09 01?'102?'2?差速器行星齒輪安裝時在直徑上，孔直徑 就相當于行星齒輪軸的直徑，所以長度上，行?星齒輪安裝時孔的長度 L 相當于行星齒輪安裝在軸上的配合長度，通常取=1.1×8=8.8 (4-7)[17].??(4-8)??2.?=1.1×64=70.4 lnTc???][103?=8 (4-9)[17]30[].cl??式中 T0——經過差速器所傳遞行星齒輪的轉矩，N·m；n——行星齒輪數(shù)；l——行星齒輪的幾何中點到其齒輪錐頂之間的距高，mm； ；24.0dl?[ ]——行星齒輪支承面所承受的許用擠壓應力，其值取為 69MPa。c?4.3 差速器齒輪與強度計算四驅越野車的差速器齒輪彎曲應力計算公式為(4-10)[17]30221smwvTKFzJn?????需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320221210.642.10.63798.285MPa??? ?式中 T——差速器單個半軸齒輪所受到的轉矩大小，N·m； ；nTj/.?Tj——計算轉矩，N·m；n——差速器行星齒輪數(shù)目；z2——半軸齒輪齒數(shù)；J——差速器齒輪彎曲應力綜合系數(shù)，為 0.225。根據(jù)上述公式中的計算轉矩進行計算時，則彎曲應力應小于 974MPa。而798.32Mpa974Mpa，所以校核成立，滿足要求。5 半軸的設計5.1 半軸的設計分析在進行半軸的設計計算時，最重要的是確定最小直徑，此時應合理計算其計算載荷。同時應該考慮不同工作狀態(tài)下的載荷：a．當車輪受到的縱向力最大的時候，附著系數(shù)定為 0.8，側向力為 0。b．當越野車發(fā)生側滑的時候，側向力是最大的,且附著系數(shù)取最大為 1.0，縱向力為 0。c．當越野車以較高速度經過高低不平的路面時，會給汽車車輪造成沖擊，產生垂向力。地面最大附著力與越野車車輪所受縱向力以及側向力的關系為：（5-1）22ZXY???由此公式可知，當側向力最大值時，縱向力大小為 0；相反當縱向力最大值時，側向力大小為0。半軸的左右兩端都采用不同型號的萬向節(jié)，所用半軸為 3/4 浮式半軸。3/4 浮式半軸的強度校核首先需要確定 3/4 浮式半軸的計算載荷，其具體計算公式如下：需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320222（5-2 ）max10egTi??.625.8962317.8Nm???式中 ζ——差速器轉矩傳遞給半軸的分配系數(shù)，取值為 0.6；Temax——發(fā)動機量大轉矩，N·m；ig1——變速器掛最低檔即Ⅰ擋時的傳動比；i０ ——變速器主傳動比。然后 3/4 浮式半軸的強度計算可根據(jù)下面的式子計算扭轉應力：（5-3）310[]6Td??????327.8==4.52a1MP?式中 τ——半軸扭轉時收到的扭轉應力，MPa；d——直徑，mm；[τ] ——許用應力，490~588 MPa。由上式可知 184.52MPa490MPa，校核成立。5.2 半軸的結構設計及材料與熱處理在加工半軸的花鍵時，通常將其端部直徑設計得大些，因為花鍵的內徑要大于中部的直徑，同時適當?shù)臏p小槽深度，如此一來，就必須增加花鍵的齒個數(shù)，范圍一般在 10~18。半軸的材料一般的越野車都是由中碳合金鋼制造，包括40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA 等等。在熱處理技術普遍不強的時候，大都用調質的方法進行半軸的熱加工，且要求處理后的硬度達到HB392-443。但隨著熱處理技術不斷提高，許多新技術的投入，現(xiàn)在半軸的熱處理都選擇高頻、中頻感應淬火。它可以很好地控制半軸不同部位的硬度大小，半軸表面的硬度可在 HRC53～62之間，其深大概是半徑的 1／3，心部的硬度可在 HRC31—36 之間；其他部位的硬度為需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320223HB252～275。在熱處理后，硬化層的強度很高，同時產了較大殘余壓應力。半軸經過滾壓以及噴完處理，可大大提高其疲勞強度。6. 橋殼的設計6.1 橋殼的結構型式大致分為可分式橋殼和整體式橋殼兩種（1）可分式橋殼可分式橋殼由左右兩部分連接而成，兩個部分都是由一個半軸套管和鑄造而成的殼體構成，半軸管套與橋殼鉚接而成?？煞质綐驓さ闹饕獌?yōu)點在于其主減速器軸承支撐性好，制造簡單，生產成本低。而缺點是裝配完成后，對于后期的調整，維修和零件更換等比較困難，同時降低了橋殼的剛度和強度。（2）整體式橋殼整體式橋殼其外殼是一個整體，內部是空的，主減速器和差速器裝配在橋殼內部。主減速器和差速器由主減速器殼構成了一個整體，與橋殼用螺栓連接。這樣的結構分布，使得車橋的強度和剛度大大提高，對于越野車的后期維修，調整以及更換零部件都提供了方便。整體式橋殼的結構形式包括鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式和鋼管擴張成形式三種。根據(jù)兩種橋殼的特點，以及任務書的要求本設計考慮后采用整體式橋殼。7. 轉向器由第二章節(jié)的分析，本車橋的轉向器采用極限可逆式的循環(huán)球式轉向器，并配以轉向減震器。循環(huán)球式轉向器由兩種傳動副組成，一種是螺桿螺母傳動副，它們之間依靠滾珠在螺紋槽中滾動來傳遞轉矩；另一種是齒輪齒條傳動副。駕駛員轉動方向盤時會使轉向器中的螺桿轉動，然后促使?jié)L珠滾動一帶動螺母沿螺桿移動，螺母與齒條為一體，這樣齒輪就跟著轉動，從而拉動轉向直拉桿，這就是轉向器大致的工作過程。循環(huán)球式轉向器由于它的結構特點，使得車輪在受到側向力作用而發(fā)生受迫轉動時，其轉需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320224矩能夠輕易地沿相反的路徑傳遞到方向盤上，也就是產生我們所說的打手現(xiàn)象，而且該轉向器的結構比較復雜，生產困難且成本高。即使這樣，循環(huán)球式轉向器的有點遠遠超過了它的缺點而被廣泛使用。尤其是用在越野車和客車上。7.1 循環(huán)球式轉向器的角傳動比 wi初選螺距 t=11mm，導程角 =7o，鋼球直徑 =8mm，嚙合半徑 =32.5mm0?bdwr由循環(huán)球式轉向器的結構關系可知：當轉向盤轉動 角時，轉向螺母及其齒條的移動量應?為（7-1）[20](/36)st??917.5m??式中 t——螺距。這時，齒扇轉過 角。設齒扇的嚙合半徑 ，則 角所對應的嚙合圓弧長應等于 s，即?wr?（7-2）[20](/360)s???由以上兩式可求得循環(huán)球式轉向器的角傳動比 為wi（7-3）20wi???????rt??3.14.58.??7.2 螺桿、鋼球、螺母傳動副循環(huán)球式轉向器傳遞力和轉矩是通過螺桿、鋼球、螺母三者組成傳動副相互配合完成的，在遇到彎道的時候，駕駛員轉動方向盤，帶動與方向盤固定連接的轉向柱管，柱管與轉向傳動軸通過萬向節(jié)連接，轉向傳動軸使循環(huán)球式轉向器的螺桿轉動，螺桿的轉動迫使鋼球在螺桿和螺母凹槽形成的螺紋通道內滾動，由于外部導管的連接形成了環(huán)道，這樣鋼球能無限循環(huán)地滾動。從而鋼球的移動迫使螺母沿著螺桿上下移動，由于齒輪與齒條的嚙合進而帶動轉向直拉桿需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320225以及轉向橫拉桿移動，完成車輪的轉向。所以根據(jù)上面敘述要使螺母中的鋼球能夠沿著滾道不斷地循環(huán)滾動，就必須在螺母中打孔，在螺母外部接上鋼球導管以形成環(huán)路，兩個外接導管的中心線必須與螺桿和螺母形成的螺紋滾道的中心線相嚙合，這樣鋼球由導管滾動到滾道內或由滾道滾動至導管內時才能盡可能小地產生磨損，保證螺桿與螺母傳動穩(wěn)定，以及螺母的強度。鋼球的直徑 d 及數(shù)量 n盡量大的選取鋼球的直徑 d，這樣雖然能夠提高轉向器的承受轉矩的能力，但同時螺桿與螺母組成的滾道直徑就相應變大，導致傳動副結構尺寸變大，整個轉向器的尺寸不得不增大。鋼球直徑大小的確定應該符合我國的國家標準，一般在 d=6-10mm 的范圍內選取。另一方面，增加鋼球的數(shù)量 n 與增大鋼球的直徑 d 一樣能提高承受轉矩的能力，但同樣也帶來了和增大鋼球直徑時一樣的缺點，鋼球滾動起來越來越困難，導致傳動效率直線下降。鋼球的尺寸在生產過程中總會產生誤差，這樣在傳動時承受工作載荷的鋼球數(shù)量并不是滾道內全部鋼球的總數(shù)，經過人們數(shù)十年的研究經驗證明，每個環(huán)路中的鋼球數(shù)量應該小于 60 粒才合適。由上分析可知，鋼球的直徑和鋼球的數(shù)量要取的合適，不能太大也不能太小，各個循環(huán)路徑中的鋼球數(shù)的確定用下列式子計算：（7-4）200cosbbdWn????????3.148.5/8??式中 ——鋼球中心距；0d——一個環(huán)路中的鋼球圍繞螺桿滾動的圈數(shù)，即螺母的螺紋圈數(shù)，一般 W＝1.5～ 2.5，W當轉向器的鋼球圍繞螺桿滾動的圈數(shù)大于 2.5 時，由于同一個滾道內的鋼球數(shù)量很多，嚴重影響傳動效率，此時就需選用兩個獨立的環(huán)路，以提高傳動性能；——鋼球直徑；bd——螺線導程角。0?需要購買圖紙咨詢 Q1459919609 或 Q196904320226鋼球中心距 、螺桿外徑 D、螺母的內徑 D10d鋼球中心距是非常重要的參數(shù)，螺桿外徑 D、螺母的內徑 D1 及鋼球直徑 d 決定了鋼球中心距的大?。辉趶姸炔皇苡绊懙那闆r下，鋼球中心距越小，轉向器的結構尺寸也就相應的小，所以鋼球中心距 盡量往小了取。而齒輪齒條的模數(shù)與鋼球中心距的大小成正比。因此在設計時0d需要將同類車型進行比較和參照，以選取類似模數(shù)值。同樣 的大小也可根據(jù)螺線導程角 和螺距 t 的大小，然后利用下列式子確定：0 0?（7-5）[20]0tand??18.5m3.4t7???式中 t——滾珠滾道的螺距；——螺線導程角。0?螺桿螺旋滾道的內徑 ，外徑 ，以及螺母的尺寸 都在圖 7-1 中表示出，并且在確定1d1D鋼球中心距 的大小后即可用公式 7-6 確定：0圖 7—1 螺桿與螺母的螺旋滾道截面(a) 四點接觸的滾道截面；(b)兩點接觸的滾道截面(b) B、 D——鋼球與滾道嚙合傳動時的接觸點； ——鋼球的中心距； ——滾道橫截面半徑。0dcr