某載重汽車單級后驅動橋結構設計含catia三維及3張CAD圖,載重汽車,單級后,驅動,結構設計,catia,三維,cad 某載重汽車單級后驅動橋結構設計 摘 要 載重汽車驅動橋是汽車的各種總成中涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成，驅動橋在傳動系統中起著舉足輕重的作用。本次設計通過對給定的汽車相關參數，確定驅動橋的結構方案，分別計算出主減速器,差速器,驅動半軸和驅動橋殼的主要參數并確定其結構尺寸，并進行強度計算。在傳統的設計計算得出來的數據基礎上，用AUTOCAD軟件繪出驅動橋二維CAD圖；再用CATIA軟件繪制驅動橋各零件三維圖，利用各零件圖進行分總成差速器裝配和驅動橋總裝配，使得設計結果更加直觀，明確。然后運用CATIA有限元分析模塊對橋殼進行受力分析，再對分析結果進行評價，使得設計的橋殼更加安全可靠。 關鍵詞 驅動橋；差速器；CATIA Abstract Truck drive axle is large assembly of mechanical parts, components, sub-assembly and so on that assembly in the car. driving axle plays an important role in the drive system.By the use of given parameters to determine the structure of the program drive axle, and to calculate the parameters of the final drive， differential, drive axle and drive axle housing .And then to identify the main parameters of the structure size, and strength calculation. Drawing AUTOCAD by the data that have been calculated. Use CATIA software, the drive axle parts drawing three-dimensional maps. Moreover, assemble the differential and drive axle, thus making the design more intuitive and more clear. And then use finite element analysis module for stress analysis on the axle housing, and to evaluate the results of the analysis, making the design of the bridge safer and more secure shell. Key words：drive axle；differential； CATIA 目 錄 引言 1 1 總體結構方案擬定 2 1.1 設計參數 2 1.2 驅動橋的設計要求 2 1.3 驅動橋的分類 3 1.3.1 非斷開式驅動橋 3 1.3.2 斷開式驅動橋 4 1.4 驅動橋結構方案的確定 5 2 主減速器設計 6 2.1 主減速器結構的選擇 6 2.1.1 按齒輪類型分 6 2.1.2 按減速器形式的不同 9 2.1.3 結構方案的確定 12 2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 12 2.2.1 主動錐齒輪的支承 13 2.2.2 從動錐齒輪的支承 14 2.3 主減速器計算載荷的確定 14 2.3.1 主減速器齒輪的設計載荷的確定 14 2.3.2 主減速器齒輪基本參數的選擇 16 2.3.3 主減速器錐齒輪強度計算 20 2.3.4 主減速器軸承的載荷計算 21 2.3.5 主減速器齒輪材料的選擇與熱處理 25 2.4 主動錐齒輪軸花鍵強度 26 2.4.1 主動錐齒輪軸材料屬性 26 2.4.2 按扭轉強度初選軸徑 26 2.4.3 主動錐齒輪花鍵強度計算 26 3 差速器設計 28 3.1 差速器概述 28 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的運動學分析 29 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構設計 30 3.3.1 行星齒輪數目的選擇 30 3.3.2 行星齒輪球面半徑的確定 30 3.3.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇 30 3.3.4 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 31 3.3.5 壓力角 31 3.3.6 行星齒輪的軸孔長度和孔徑 31 3.4差速器殼體材料及形式的選擇 33 4 半軸及驅動橋殼設計 34 4.1 半軸設計 34 4.1.1 半軸的結構型式 34 4.1.2 半軸的尺寸設計及校核 35 4.1.3 半軸花鍵的選擇和強度計算 35 4.1.4 半軸材料的選擇 36 4.2 驅動橋殼的設計 36 4.2.1 驅動橋殼結構方案分析 36 4.2.3 橋殼的受力分析與強度計算 38 5 驅動橋三維實體建模 41 5.1 差速器建模 41 5.1.1行星齒輪建模 41 5.1.2 半軸齒輪建模 44 5.1.3 差速器裝配 45 5.2 主減速器建模 47 5.2.1 主減速器主動錐齒輪建模 47 5.2.2 主減速器從動齒輪建模 50 5.2.3 主減速器其它零件的建模 50 5.3 驅動橋總裝配 51 6 基于CATIA驅動橋殼的受力分析 52 6.1 橋殼受力分析模型的建立 52 6.2 橋殼結構受力分析 53 6.3.1 受力分析方案 53 6.3.2 結構靜力學分析 53 結論 56 致謝 57 參考文獻 58 60 引言 本次課題為載重汽車單級后驅動橋結構設計。 對于載重汽車而言，最為重要的是驅動橋，它的性能的好壞直接影響整車性能。當采用大功率發(fā)動機輸出大的轉矩以滿足目前載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅動橋。所以采用傳動效率高的單級減速驅動橋已成為未來重載汽車的發(fā)展方向。 汽車的驅動橋位于傳動系的末端，其基本功用是增大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，驅動橋還要求承受作用于路面和車架或承載車身之間的鉛垂力、縱向力和橫向力及其轉矩。驅動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼等組成。 對于載重汽車，要傳遞的轉矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統有較高的要求，而驅動橋在傳動系統中起著舉足輕重的作用。在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的驅動橋成為新的課題。 計算機技術的飛速發(fā)展，應用于工業(yè)的各大領域。在汽車設計中，三維軟件CATIA的應用不僅縮短了產品的開發(fā)周期，減少了繁瑣的數據管理以及數據交換引發(fā)的錯誤，而且提高了企業(yè)生產率，加快了產品創(chuàng)新。在建造物理樣機之前建立電子樣機并進行測試能節(jié)省大量的開發(fā)成本和開發(fā)時間。汽車工業(yè)正在向電子模型裝配的方向發(fā)展。CATIA給汽車設計帶來的技術創(chuàng)新和競爭優(yōu)勢。CATIA為汽車設計師和工程師提供了豐富的功能，包括3D實體造型、曲面造型和線架造型。系統提供的創(chuàng)新技術可以自動進行3D設計的參數化。系統還具有靈活的混合建模、虛擬產品開發(fā)、以流程驅動設計和在設計階段進行有限元分析等能力。 本次課題，在傳統的設計計算得出來的數據基礎上，繪出二維CAD圖，再繪出驅動橋CATIA三維圖，使得設計更為直觀。 1 總體結構方案擬定 1.1 設計參數 (1) 后輪距：1740mm； (2) 雙后胎規(guī)格：9.0－2.0； (3) 發(fā)動機最大扭矩：372N.m／1200～1400 r／min； (4) 后軸荷：7000kg； (5) 變速器一擋傳動比：ig1=7.64； (6) 主傳動比：i0＝6.143； (7) 后懸架板簧托板中心距：1160mm。 1.2 驅動橋的設計要求 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大有傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力合理的分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力。驅動橋一般由轉減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。 驅動橋設計應當滿足如下的基本要求： (1) 選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。 (2) 外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 (3) 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 (4) 在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。 (5) 在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是彈簧下質量應盡力小，以改善汽車平順性。 (6) 與懸架導向機構運動協調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動相協調。 (7) 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。 1.3 驅動橋的分類 驅動橋分為非斷開式與斷開式兩大類。 1.3.1 非斷開式驅動橋 非斷開式驅動橋也稱為整體式驅動橋，其半軸套管與主減速器殼均與軸殼剛性的相連一個整體梁，因而兩側的半軸和驅動輪相關的擺動，通過彈性元件與車架相連。它由驅動橋殼、主減速器、差速器和半軸組成。 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。 驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。 在少數具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。 圖1.1 非斷開式驅動橋 1.3.2 斷開式驅動橋 驅動橋采用獨立懸架，即主減速器殼固定在車架上，兩側的半軸和驅動輪能在橫向平面相對與車體有相對運動的則稱為斷開式驅動橋。 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 圖1.2 斷開式驅動橋 1.4 驅動橋結構方案的確定 作為載重汽車，首先應該考慮的是結構簡單、造價低廉、工作可靠。普通非斷開式驅動橋就符合這個要求，這種橋廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上。 根據本次設計的特點和前人的經驗，最后本課題選用非斷開式驅動橋。 其結構如圖2.3所示： 1－半軸 2－圓錐滾子軸承 3－支承螺栓 4－主減速器從動錐齒輪 5－油封 6－主減速器主動錐齒輪 7－彈簧座 8－墊圈 9－輪轂 10－調整螺母 圖1.3 非斷開式驅動橋 2 主減速器設計 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： (1) 所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經濟性。 (2) 外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。 (3) 在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協調。 (4) 在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。 (5) 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。 2.1 主減速器結構的選擇 主減速器的結構形式主要是根據齒輪類型、減速器形式不同而不同。 主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。 2.1.1 按齒輪類型分 1、 螺旋錐齒輪傳動 螺旋錐齒輪傳動(圖3.1a)的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 a)螺線錐齒輪傳動 b) 雙曲面齒輪傳動 c)圓柱齒輪傳動 d)蝸桿傳動 圖2.1 主減速器齒輪傳動形式 2、 雙曲面齒輪傳動 雙曲面齒輪傳動(圖2.1b)的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。由于偏移距正的存在，使主動齒輪螺旋角大于從動齒輪螺旋角。根據嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比 （2.1） 式中、——分別為主、從動齒輪的圓周力； 、——分別為主、從動齒輪的螺旋角。 螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點A的切線TT與該點和節(jié)錐頂點連線之間的夾角。在齒面寬中點處的螺旋角稱為中點螺旋角。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點螺旋角。雙曲面齒輪傳動比為： （2.2） 式中 ——為雙曲面齒輪傳動比； 、——分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑。 螺旋錐齒輪傳動比為： （2.3） 令，則。由于，所以系數K>1，一般為1．25～1．50。這說明： (1) 當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。 (2) 當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 (3) 當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。 另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優(yōu)點： (1) 在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動?？v向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。 (2) 由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的大于從動齒輪的，這樣同時嚙合的齒數較多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30％。 (3) 雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪為大，其結果使齒面的接觸強度提高。 (4) 雙曲綿主動齒輪的變大，則不產生根切的最小齒數可減少，故可選用較少的齒數，有利于增加傳動比。 由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點，因而它比螺旋錐齒輪應用更廣泛。 一般情況下，當要求傳動比大于4.5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。這是因為如果保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據了過多空間，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。 3、 圓柱齒輪傳動 圓柱齒輪傳動(圖2.3c)一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅動的轎車驅動橋和雙級主減速器貫通式驅動橋。 4、 蝸桿傳動 蝸桿(圖2.3d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點： (1) 在輪廓尺寸和結構質量較小的情況下，可得到較大的傳動比(可大于7)； (2) 在任何轉速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲； (3) 便于汽車的總布置及貫通式多橋驅動的布置； (4) 能傳遞大的載荷，使用壽命長； (5) 結構簡單，拆裝方便，調整容易； 但是由于蝸輪齒圈要求用高質量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。 蝸桿傳動主要用于生產批量不大的個別重型多橋驅動汽車和具有高轉速發(fā)動機的大客車上。 2.1.2 按減速器形式的不同 主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等。 1、 單級主減速器 單級主減速器(圖2.2)可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。但是其主傳動比扎不能太大，一般≤7，進一步提高將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。 單級主減速器廣泛應用于轎車和輕、中型貨車的驅動橋中。 圖2.2 單級主減速器 2、 雙級主減速器 雙級主減速器(圖2.3)與單級相比，在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比，一般為7～12。但是尺寸、質量均較大，成本較高。它主要應用于中、重型貨車、越野車和大客車上。 整體式雙級主減速器有多種結構方案：第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪；第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪。 對于第一級為錐齒輪、第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器，可有縱向水平、斜向和垂向三種布置方案。 縱向水平布置可以使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車的質心高度，但使縱向尺寸增加，用在長軸距汽車上可適當減小傳動軸長度，但不利于短軸距汽車的總布置，會使傳動軸過短，導致萬向傳動軸夾角加大。垂向布置使驅動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角，但由于主減速器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度，不利于齒輪工作。這種布置可便于貫通式驅動橋的布置。斜向布置對傳動軸布置和提高橋殼剛度有利。 在具有錐齒輪和圓柱齒輪的雙級主減速器中分配傳動比時，圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動比的比值一般為1．4～2．0，而且錐齒輪副傳動比一般為1．7～3．3，這樣可減小錐齒輪嚙合時的軸向載荷和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時可使主動錐齒輪的齒數適當增多，使其支承軸頸的尺寸適當加大，以改善其支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。 圖2.3 雙級主減速器 3、 雙速主減速器 雙速主減速器內由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。它與普通變速器相配合，可得到雙倍于變速器的擋位。 雙速主減速器可以由圓柱齒輪組或行星齒輪組構成。圓柱齒輪式雙速主減速器結構尺寸和質量較大，可獲得的主減速比較大。只要更換圓柱齒輪軸、去掉一對圓柱齒輪，即可變型為普通的雙級主減速器。行星齒輪式雙速主減速器結構緊湊，質量較小，具有較高的剛度和強度，橋殼與主減速器殼都可與非雙速通用，但需加強行星輪系和差速器的潤滑。 雙速主減速器主要在一些單橋驅動的重型汽車上采用。 4、 貫通式主減速器 貫通式主減速器根據其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結構簡單，體積小，質量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點，主要用于輕型多橋驅動的汽車上。 根據減速齒輪形式不同，單級貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結構。雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器是利用雙曲面齒輪副軸線偏移的特點，將一根貫通軸穿過中橋并通向后橋。但是這種結構受主動齒輪最少齒數和偏移距大小的限制，而且主動齒輪工藝性差，主減速比最大值僅在5左右，故多用于輕型汽車的貫通式驅動橋上。當用于大型汽車時，可通過增設輪邊減速器或加大分動器速比等方法來加大總減速比。蝸輪蝸桿式單級貫通式主減速器在結構質量較小的情況下可得到較大的速比。它使用于各種噸位多橋驅動汽車的貫通式驅動橋的布置。另外，它還具有工作平滑無聲、便于汽車總布置的優(yōu)點。如蝸桿下置式布置方案被用于大客車的貫通式驅動橋中，可降低車廂地板高度。 5、 單雙級減速配輪邊減速器 在設計某些重型汽車、礦山自卸車、越野車和大型公共汽車的驅動橋時，由于傳動系總傳動出敷大，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成所受載荷盡量小，往往將驅動橋的速比分配得較大。當主減速比大于12時，一般的整體式雙級主減速器難以達到要求，此時常采用輪邊減速器。這樣，不僅使驅動橋的中間尺寸減小，保證了足夠的離地間隙，而且可得到較大的驅動橋總傳動比。另外，半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。但是由于每個驅動輪旁均設一輪邊減速器，使結構復雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。 2.1.3 結構方案的確定 根據各種形式不同的特點，本次設計選用單級準雙曲面齒輪傳動 2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。 2.2.1 主動錐齒輪的支承 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。 a)主動錐齒輪懸臂式 b)主動錐齒輪跨置式 c)從動錐齒輪 圖2.4 主減速器錐齒輪的支撐形式 懸臂式支承結構(3.4a)的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩支承間的距離凸b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂的軸向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應大于2．5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。 跨置式支承結構(圖2.4b)的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。跨置式支承中的導向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內外圈可以分離或根本不帶內圈。它僅承受徑向力，尺寸根據布置位置而定，是易損壞的一個軸承。 本次設計需要傳遞較大轉矩，選用跨置式支承。 2.2.2 從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪的支承(圖2.4c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d 在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承(圖2.5)。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖2.5所示。 圖2.5 從動齒輪輔助支撐 圖2.5 主、從動錐齒輪的許用偏移量 2.3 主減速器計算載荷的確定 2.3.1 主減速器齒輪的設計載荷的確定 1、 按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動齒輪的計算轉矩 = (2.4)文獻[1] 式中 ——發(fā)動機最大轉矩：=372N·m; n——計算驅動橋數：n=1; ——變速器一檔傳動比： =7.64; ——分動器傳動比：=1； ——主減速器傳動比：=6.143; ——從發(fā)動機到主減速器從動齒輪之間的傳動效率：=0.9； K——液力變矩器變矩系數：K=1; ——動載系數：=1; 代入上式得：=15713.008 N·m 2、 按驅動輪打滑扭矩確定從動輪計算轉矩 = （2.5）文獻[1] 式中：——后驅動橋在滿載狀態(tài)下的靜載荷：=70000N; ——汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數：=1.1； ——輪胎與路面之間的附著系數：=0.85; ——車輪的滾動半徑：GB/T 2977-2008 標準中 9.00-20 公路型輪胎外直徑 1018mm，滾動半徑=0.509m; ——主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比：=1； ——主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率：=0.95; 代入上式得：=34366.073N·m 3、 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動齒輪計算轉矩 == （2.6）文獻[1] 式中：G——汽車總質量：G=9100； ——道路滾動阻力系數：=0.015； ——公路坡度系數：=0.05； ——汽車性能系數：=0 代入上式得：=3105.811N·m 在強度校核時取=min[,],即==15713.008N·m 2.3.2 主減速器齒輪基本參數的選擇 1、 主動錐齒輪齒數，從動齒輪齒數 選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素： (1) 為了磨合均勻,z1、z2之間應避免有公約數。 (2) 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40。 (3) 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于貨車，z1一般不少于6。 (4) 當主傳動比io較大時，盡量使z1取得小些，以便得到滿意的離地間隙。 (5) 對于不同的主傳動比， z1和z2應有適宜的搭配。 本次設計選擇=7，=43。 2、 從動齒輪大端分度圓直徑,端面模數m 對于單級主減速器，D2對驅動橋殼尺寸有影響，D2大將影響橋殼的離地間隙；D2小則影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 = (2.7) 文獻[1] 式中 ——直徑系數=15.3； ——計算載荷=15713.008N·m； ——各參數代入上式得=383.217mm； m==8.912 取m=8.91mm 校核模數：m= 式中——為模數系數，為0.3～0.4，本次取0.3 計得=10.0＞9 所以合格. 3、 主、從動錐齒輪齒面寬度、 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寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在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的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。 從動錐齒輪齒面寬b2推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2<=0.3A2，而且b2應滿足b2<=10 m，一般也推薦b2=o.155D2。對于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大10%。 =0.155=59.398mm =1.1=65.34mm 4、 雙曲面齒輪副偏移距E 對于輕型載貨汽車E＜0.2 ∴ 取 E=0.1=38.3217mm(上偏移) 5、 中點螺旋角 選擇β時，應考慮它對齒面重合度εF、輪齒強度和軸向力大小的影響。β越大，則εF也越大，同時嚙合的齒數越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般εF應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好。但是β過大，齒輪上所受的軸向力也會過大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°～40°。轎車選用較大的β值以保證較大的εf，使運轉平穩(wěn)，噪聲低；貨車選用較小聲值以防止軸向力過大，通常取35°。 近似的預選主動齒輪螺旋角名義值 =，螺旋方向：主動左旋，從動右旋。 6、 法向壓力角 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于輕負荷工作的齒輪一般采川小壓力角， 町使齒輪運轉平穩(wěn)，噪小低。對于弧齒錐齒輪，轎車:α一般選用14°30′或16°；貨車:α為20°；重型貨車:α為22°30′。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側的壓力角是不等的，選取平均壓力角時，轎車為19°或20°，貨車為20°或22°30′。 本設計選取=。 2.3.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 表2.1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 主動齒輪齒數 7 從動齒輪齒數 43 端面模數 8.91㎜ 齒面寬 =65.34㎜ =59.398㎜ 工作齒高 18㎜ 全齒高 =20.25㎜ 法向壓力角 = 軸交角 =90° 節(jié)圓直徑 = 62.37㎜ =383.13㎜ 節(jié)錐角 arctan =90°- =9.246° =80.754° 節(jié)錐距 A== 取A=190.0㎜ 續(xù)表2.1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 周節(jié) t=3.1416 t=28.27㎜ 齒頂高 =9㎜ 齒根高 = =11.25 ㎜ 徑向間隙 c= c=2.25㎜ 齒根角 =3.388 ° 面錐角 =12.63° =84.14° 根錐角 = = =5.86° =77.36° 齒頂圓直徑 = =80.76㎜ =389.89㎜ 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 =192.054㎜ =22.617㎜ 理論弧齒厚 =15.887mm =6.103mm 齒側間隙 查表取低精度 0.18mm 螺旋角 取=35° 2.3.3 主減速器錐齒輪強度計算 1、 單位齒長上圓周力 按發(fā)動機最大轉矩計算：P=× （2.8）文獻[1] 式中 ——發(fā)動機最大轉矩：=372N·m; ——變速器傳動比：=7.64； ——主動錐齒輪分度圓直徑：=m=77.13mm; ——從動齒輪齒面寬：=50.469mm; 將上述各參數代入上式得：P=1402.578N·m＜[P]=1429MPa 故：齒輪表面耐磨性合格。 2、 齒輪的彎曲強度計算 從動錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為： =× （2.9）文獻[1] 式中：——齒面載荷分布系數：=1; ——尺寸系數：=0.7696; ——質量系數：=1; b——齒輪齒面寬度：b==50.469mm; ——綜合系數：=0.27 按發(fā)動機最大轉矩計算：=580.56MPa＜[]=700MPa 按計算：=152.94MPa＜[]=210MPa 所以，齒輪彎曲強度合格。 3、 齒輪接觸強度計算 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為 = （2.10）文獻[1] 式中 ——材料彈性系數：=／mm; ——主動齒輪計算轉矩：； 按發(fā)動機最大轉矩計算=3009.26N·m； 按計算：=594.81 N·m； ——過載系數：=1； ——尺寸系數：=1； ——齒面載荷系數：=1； ——質量系數：=1； ——齒面接觸應力的綜合系數：=0.19； b——齒寬b=min[、]； 按發(fā)動機最大轉矩計算：=2383.18MPa＜[]=2800MPa; 按計算：=1059.54MPa＜[]=1750MPa; ∵主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的 ∴經過上式校核，齒輪的接觸強度合格。 2.3.4 主減速器軸承的載荷計算 1、 錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。 （2.11）文獻[2] 式中： ——發(fā)動機最大轉矩，在此取372N·m； 　，…——變速器在各擋的使用率， 　，…——變速器各擋的傳動比； ，…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率； 經計算為463.7Ｎ·ｍ。 (2.12) 文獻[2] (2.13)文獻[2] 經計算＝52.84mm； =324.59mm。 (1) 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為： ＝ (2.14) 文獻[2] 式中：——作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩，=463.7 N·ｍ； ——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑。 按上式主減速器從動錐齒輪齒寬中點處的圓周力： ==17.55 KN (2) 錐齒輪的軸向力和徑向力 圖2.6 主動錐齒輪齒面的受力圖 如圖2.6，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，F 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內，F分解成兩個相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內。在此平面內又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有： （2.15）文獻[2] （2.16） 文獻[2] （2.17）文獻[2] 于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為： （2.18）文獻[2] （2.19） 文獻[2] 有式（2.18）可計算13564.7N 有式（2.19）可計算=6784.6N 2、 主減速器錐齒輪軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷。 對于采用騎馬式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖2.7所示 圖2.7 主減速器軸承的布置尺寸 軸承A，B的徑向載荷分別為 R= （2.20）文獻[2] （2.21）文獻[2] 根據上式已知=13564.7N，=6784.6N，a=146mm ，b=92mm，c=54mm 所以軸承A的徑向力= =3497.137N 其軸向力為0。 軸承B的徑向力R= =8171.64N (1) 對于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承NU207E(內徑35，外徑72)，此軸承的額定動載荷Cr為46.5KN，所承受的當量動載荷Q=XR=1×3497.13=3497.13N。 (2) 對于軸承B，在此并不是一個軸承，而是一對軸承，對于成對安裝的軸承組的計算當量載荷時徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y值按雙列軸承選用，e值與單列軸承相同。在此選用30212型軸承。 (3) 對于從動齒輪的軸承C，D的徑向力由計算公式較核，軸承C，D均采用30216(內徑80，外徑140)，其額定動載荷Cr為150.8KN。 此節(jié)計算內容參考了文獻[2]關于主減速器的有關計算和文獻[8]關于軸承的選擇。 2.3.5 主減速器齒輪材料的選擇與熱處理 大多數錐齒輪采用滲碳鋼制造。汽車驅動橋主減速器工作繁重，與傳動系其他齒輪相比，它具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點，是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié)。因此它要求具有較高的彎曲強度和表面接觸強度，以及較好的齒面耐磨性，齒輪芯部應該有適當的韌性，以適應沖擊載荷的需要，避免在沖擊下發(fā)生齒根折斷。材料鍛造性能、可加工性能和熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制，選擇材料適應我國國情，為較少鎳、鉻的消耗，主減速器齒輪材料選用滲碳合金鋼20CrMnTi。 對齒輪材料的熱處理方法主要是滲碳。其優(yōu)點是表面可得到含碳量很高的硬化層，具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部軟，具有良好的韌性，故該材料的抗彎性能較好。其主要缺點是熱處理費用高，表面硬化層以下基層較軟，在承受很大壓力時可能產生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差很多，便會引起表面硬化層的脫落。 熱處理程序如下：滲碳→淬火→回火→磷化處理→噴丸 經過滲碳、淬火、回火之后，齒輪輪齒表面硬度可高達HRC58～64，而芯部硬度較低，為HRC32～45?？梢詽M足主減速器齒輪的要求。進行磷化處理是由于新齒輪潤滑不良，為防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷和早期磨損，因此在熱處理及精加工后予以厚度為0.005～0.01mm的磷化處理。這種情況在鍍層不應該用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑油。對齒面進行的噴丸處理有可能提高齒輪壽命系數達25，這樣齒輪的輪齒表面的硬度將進一步得以提高。 [2] 2.4 主動錐齒輪軸花鍵強度 2.4.1 主動錐齒輪軸材料屬性 材料為20CrMnTi； 許用扭轉剪應力[]=115Mpa； 許用彎曲應力[]=110MPa [8] 2.4.2 按扭轉強度初選軸徑 轉矩： = (2.22) 文獻[4] 式中 ——計算載荷，=15713.008N·m=1603.368﹒m; ——主減速器傳動比=6.143； 計得 =261.007MPa. 扭轉剪應力： =≤[] (2.23) 文獻[4] 將各參數代入上式得軸徑取d=60mm; 經驗算得軸的強度合格。 2.4.3 主動錐齒輪花鍵強度計算 按GB3478.2-83主動錐齒輪軸花鍵選取，平根齒漸開線花鍵。 1、 花鍵的剪切應力 =≤[] （2.24）文獻[4] 式中：T——齒輪軸傳遞的轉矩T=261.007Mpa m——花鍵模數m=1.5mm; Z——花鍵齒數Z=33; ——花鍵外徑=m×(Z﹢1)=1.5×(33+1)=51mm; ——相配合花鍵孔內徑= m×(Z﹢1.5)=1.5×(33+1.5)=51.75mm; ——花鍵工作長度; b——花鍵齒寬b=0.5·m=2.356mm; ——載荷分布不均勻系數=0.75； []——許用剪應力[]=73MPa 各參數代入上式得：≥53mm,取=66mm。 2、 花鍵的擠壓應力 = （2.25）文獻[4] 代入各參數計算得： =190MPa≤[]=200MPa 所以花鍵強度合格。 3 差速器設計 3.1 差速器概述 汽車行駛時，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等。如果驅動橋的左右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產生驅動輪在里面上滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎磨損與功率和燃油的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為了防止這些現象的發(fā)生，汽車左右驅動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學的要求；在多橋驅動汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過性，同時避免在驅動橋間產生功率循環(huán)及由此引起的載荷，使傳動系零件損壞，輪胎磨損及增加燃料消耗等。 差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。差速器按其結構特征不同，分為齒輪式，凸輪式，蝸輪式和牙嵌自由輪等有種形式。 圖3.1 差速器動力流向示意圖 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的運動學分析 齒輪式差速器有錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。錐齒輪式差速器因其結構緊湊、質量較小、制造容易、工作平穩(wěn)可靠而被廣泛采用。錐齒輪式又可分為普通錐齒輪差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器等多種形式。 設差速器殼體的角度為，兩個半軸的角速度分別為和，則有： +=2 (3.1) 當某一側的半軸不轉，例如=0時，另一側的半軸角速度叫=2；當差速器殼不轉時，左右半軸反方向等速運動。設差速器殼體收到的轉矩為，，是轉速快和轉速慢時半軸對差速器殼體的反轉矩，為差速器內摩擦力矩，則根據力矩平衡有： -= （3.2） += （3.3） 常以差速器鎖緊系數久來表征差速器的性能，K定義為K=，由以上幾個方程可以得出： =0.5（1-K） (3.4) =0.5（1+K） (3.5) 由上式可知，若不計差速器的內摩擦力矩，即k=0, 差速器把從差速器殼體傳入的轉矩平均分配給左右半軸：當計內摩擦力矩時，轉速慢的半軸轉矩比大。慢，快轉半軸的轉矩比為： == （3.6） 式中 ——一般取0.33-0.67。 本次設計為輕型載貨車，根據實際情況考慮，所以選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。 [2] 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構設計 3.3.1 行星齒輪數目的選擇 本次設計的是輕型載貨車，應選擇四個行星齒輪，n=4。 3.3.2 行星齒輪球面半徑的確定 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，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，在一定程度上表征了差速器的強度。 1、 球面半徑可根據經驗公式來確定 ==2.5×=62.62 N·m （3.7）文獻[1] 式中：——行星齒輪的球面半徑系數（一般 =2.52-2.99）對于四個行星齒輪的轎車和公路災禍汽車取小值，對于兩個行星齒輪的轎車以及越野車、礦用汽車取較大值。因本車為輕型載貨車，所以本次設計取=2.5； ——計算轉矩=15713.008N·m。 計得=62.62 N·m。 2、 確定后，即可根據下式預選其節(jié)錐距： =（0.98～0.99） （3.8）文獻[1] 初定為=61.99mm。 3.3.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇 為使齒輪油較強的強度應取較大的模數，使齒數盡量少，但一般不少于10。半軸齒輪的齒數采用14～25。 本次設計齒數分別定位10和18。 在任何圓錐行星齒輪差速器