重型載貨汽車驅動橋設計【三維UG建?！俊竞珻AD圖紙】,三維UG建模,重型,載貨,汽車,驅動,設計,三維,ug,建模,cad,圖紙 太原理工大學現代科技學院畢業(yè)設計（論文） 摘 要 本次畢業(yè)設計的題目是中型貨車驅動橋設計。驅動橋是汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部件,其位于傳動系的末端，其功用是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，將其傳給驅動輪并使其具有差速功能. 所以中型專用汽車驅動橋設計有著實際的意義。 在本次設計中，根據當今驅動橋的發(fā)展情況確定了驅動橋各部件的設計方案。其中根據本次設計的車型為中型汽車，所以主減速器的形式采用雙級主減速器；而差速器則采用目前被廣泛應用的對稱式錐齒輪差速器；其半軸為全浮式支撐。在本次設計中完成了對主減速器、差速器、半軸、橋殼及軸承的設計計算及校核。并通過以上計算滿足了驅動橋的各項功能。此外本設計還應用了較為先進的設計手段，如用MATLAB進行計算編程和用CAXA軟件繪圖。 本設計保持了驅動橋有足夠的強度、剛度和足夠的使用壽命，以及足夠的其他性能。并且在本次設計中力求做到零件通用化和標準化。 關鍵詞：驅動橋，主減速器，差速器，半軸，橋殼 ABSTRACT The graduation project is the subject of a medium goods vehicle driver in the design of the bridge. Bridge drive vehicle drive system is an important component parts, its function is increasing drive shaft or transmission came from the torque, and its transmission to a driving wheel differential function. So medium-sized private car driver has a practical bridge design Significance. In the design of the bridge under the current drive the development of the driver identified the components of the bridge design. According to the design of this model for the medium-sized cars, so the main reducer in the form of a two-stage main reducer, and the current differential is being widely used symmetric bevel gear differential; its axle for the whole floating - Support. In the completion of the design of the main reducer, differential and axle, bearings and the bridge shell calculation and design verification. Through the above calculation and the drive to meet the various functions of the bridge. In addition the design of a more advanced design tools, such as MATLAB calculated using CAXA software programming and graphics. This design has maintained a drive axle have sufficient strength, stiffness and sufficient life, and enough other properties. And in this design-to-common and standardized components. KEY WORDS：Drive Bridge, the main reducer, differential and axle, Shell Bridge 目錄 第1章 緒 論 1 1.1 驅動橋簡介 1 1.2 驅動橋設計的基本要求 2 第2章 驅動橋主減速器設計 3 2.1 主減速器簡介 3 2.2 主減速器形式的選擇 4 2.3主減速器錐齒輪的選擇 5 2.4 主減速器齒輪的支承 7 2.5 主減速器軸承的預緊 8 2.6 錐齒輪嚙合的調整 8 2.7 潤 滑 9 2.8 雙曲面錐齒輪的設計 9 2.8.1主減速比的確定 9 2.8.2主減速器齒輪計算載荷的確定 10 2.8.3主減速器齒輪基本參數的選擇 12 2.8.4有關雙曲面錐齒輪設計計算方法及公式 16 2.8.5主減速器雙曲面齒輪的強度計算 17 2.9主減速齒輪的材料及熱處理 20 第3章 差速器的設計 22 3.1 差速器的功用 22 3.2 差速器結構形式的選擇 22 3.3 差速器齒輪的基本參數選擇 24 3.4 差速器強度計算 27 3.5 差速器直齒圓錐齒輪參數 27 第4章 車輪傳動裝置的設計 30 4.1 車輪傳動裝置的功用 30 4.2 半軸支承型式 30 4.3 全浮式半軸計算載荷的確定 30 4.4 半軸的強度計算 31 4.5 全浮式半軸桿部直徑的初選 32 4.6 半軸的結構設計及材料與熱處理 32 第5章 驅動橋殼設計 34 5.1 驅動橋殼的功用和設計要求 34 5.2 驅動橋殼結構方案分析 34 5.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 35 第6章　軸承的壽命計算 37 6.1主減速器軸承的計算 37 6.2軸承載荷的計算 39 6.3主動齒輪軸承壽命計算 39 結論 41 參考文獻 42 致謝 43 IV 第1章 緒 論 1.1 驅動橋簡介 驅動橋是汽車傳動系的重要組成部分，它位于傳動系的末端，一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼等組成。其功用是：①將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現降低轉速、增大轉矩；②通過主減速器圓錐齒輪副改變轉矩的傳遞方向；③通過差速器實現兩側車輪差速的作用，保證內、外車輪以不同的轉速轉向；④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，以及制動力矩和反作用力矩等。 驅動橋分為斷開式和非斷開式兩類。斷開式驅動橋--為了提高汽車行駛平順性和通過性，有些轎車和越野車全部或部分驅動輪采用獨立懸架，即將兩側的驅動輪分別用彈性懸架與車架相聯系，兩輪可彼此獨立地相對于車架上下跳動，于此相應，主減速殼固定在車架上。驅動橋殼應制成分段并通過鉸鏈連接，這種驅動橋稱為斷開式驅動橋。 非斷開式驅動橋--整個驅動橋通過彈性懸架與車架連接，由于半軸套管與主減速器殼是剛性連成一體的，因而兩側的半軸和驅動輪不可能在橫向平面內做相對運動。故稱這種驅動橋為非斷開式驅動橋，亦稱為整體式驅動橋。 本次設計為中型貨車驅動橋設計。由于非斷開式驅動橋與斷開式驅動橋相比，其結構簡單、成本低、工作可靠，維修和調整方面也很簡單，驅動車輪又采用非獨立式懸架，所以本次設計采用非斷開式驅動橋。 1.2 驅動橋設計的基本要求 驅動橋設計的是否合理直接關系到汽車使用性能的好壞。因此，設計驅動橋時應當滿足如下基本要求： 1） 選擇適當的主減速比，以保證汽車具有最佳的動力性和燃油經濟性。 2） 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求。 3） 齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4） 在各種載荷和轉速工況下，具有較高的傳動效率。 5） 保證足夠的強度和剛度條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，以減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的行駛平順性。 6） 結構應盡量簡單，維護方便機件工藝性好制造容易。 第2章 驅動橋主減速器設計 2.1 主減速器簡介 主減速器是在傳動系中起降低轉速，增大轉矩作用的主要部件，當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用。它是依靠齒數少的齒輪帶齒數多的齒輪來實現減速的，采用圓錐齒輪傳動則可以改變轉矩旋轉方向。將主減速器布置在動力向驅動輪分流之前的位置，有利于減小其前面的傳動部件（如離合器、變速器、傳動軸等）所傳遞的轉矩，從而減小這些部件的尺寸和質量。 主減速器的存在有兩個作用，第一是改變動力傳輸的方向，第二是作為變速器的延伸為各個檔位提供一個共同的傳動比。 變速器的輸出是一個繞縱軸轉動的力矩，而車輪必須繞車輛的橫軸轉動，這就需要有一個裝置來改變動力的傳輸方向。之所以叫主減速器，就是因為不管變速器在什么檔位上，這個裝置的傳動比都是總傳動比的一個因子。有了這個傳動比，可以有效的降低對變速器的減速能力的要求，這樣設計的好處是可以有效減小變速器的尺寸，使車輛的總布置更加合理。 汽車主減速器最主要的作用，就是減速增扭。我們知道發(fā)動機的輸出功率是一定的，根據功率的計算公式W=M*v（功率=扭矩*速度），當通過主減速器將傳動速度降下來以后，能獲得比較高的輸出扭矩，從而得到較大的驅動力。此外，汽車主減速器還有改變動力輸出方向、實現左右車輪差速或中后橋的差速功能。 2.2 主減速器形式的選擇 為了滿足不同的使用要求，主減速器的形式也不同。按參加減速傳動的齒輪副數目可分為單級主減速器和雙級主減速器。單級主減速器多采用一對弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪傳動，廣泛應用于主傳動比≤7的汽車上。乘用車、質量較小的商用車都采用單級主減速器，它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、制造成本低等優(yōu)點；雙級主減速器是由兩級齒輪減速組成的主減速器，第一級是錐齒輪、第二級是圓柱齒輪傳動，與單級主減速器相比，保證有足夠的離地間隙同時可得較大的傳動比，一般為7～12。 雙級主減速器的布置方案： 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（a）；第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪(b)；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(c)。 圖2.1 主減速器齒輪的支撐形式 2.3主減速器錐齒輪的選擇 如圖2-1所示，為雙曲面齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線相互垂直但不相交。主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一定距離，這個距離稱為偏移距。由于的存在，使主動齒輪螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。根據嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比/=/式中的、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的切線與該點和節(jié)錐頂點連線之間的夾角）。 圖2.2 主減速器齒輪傳動形式 雙曲面齒輪的傳動比為=/=/（為雙曲面齒輪傳動比；、分別為主、從動輪平均分度圓半徑；、為主從動齒輪圓周力）。 螺旋齒輪的傳動比= / ，令=/,則=。由于大于，所以系數大于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，雙曲面齒輪有更大的傳動比。 2）當傳動比一定時，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，較高的齒輪強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 3）當傳動比一定時，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪較小，因而有較大的離地間隙 4）在工作工程中，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向滑動可以改變論齒的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。 5）由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角，這樣同時嚙合的齒數多，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%。 6）雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑和螺旋角都很大，所以相嚙合齒輪的當量 曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪大，其結果使齒面的接觸強度提高。 7）雙曲面齒輪主動齒輪的螺旋角變大，則不產生根切的最小齒數可減少，所以選用較少的齒數，有利于增加傳動比。 8）雙曲面齒輪的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大。因而切削刃壽命較長。 9）雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪的中心上方，便于多軸驅動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。 但是，雙曲面齒輪也存在以下的缺點； 1）沿齒長方向縱向滑動也會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為96%，螺旋錐齒輪的傳動效率約為99%。 2）齒面間的壓力和摩擦功可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力降低。 3）雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承的負荷較大。 4）雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑油即可。 雙曲面齒輪有一系列的優(yōu)點，所以本次設計采用雙曲面齒輪傳動。 2.4 主減速器齒輪的支承 現代汽車中主減速器主動錐齒輪支承有兩種形式：懸臂式和跨置式支承。如圖2-2所示。 跨置式支撐的結構特點是在錐齒輪兩端的軸上均有軸承，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，并可以減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式的支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜。跨置式支撐拆裝困難，導向軸承是個易損壞的一個軸承。 懸臂式支承的結構特點是在錐齒輪大端一側有較長的軸，并在其上安裝一對圓錐滾子軸承。兩軸承的圓錐滾子的大端應朝外，這樣可以減小懸臂長度和增加兩支承間的距離，以改善支撐剛度。為了盡可能的地增加支承剛度，支承距離應大于2.5倍的懸臂長度。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。懸臂式支承結構簡單，支承剛度差，用于傳動轉矩較小的減速器上。 本次設計采用的是懸臂式，因為其結構簡單，用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 從動錐齒輪的支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及載荷在軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多采用圓錐滾子軸承，為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子軸承大端應向內，以減小尺寸+；且距離+應不小于從動齒輪大端分度圓直徑的65%。為了使載荷均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸≥。 本次設計采用的是懸臂式，因為其結構簡單，用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 圖2.3 主減速器錐齒輪的支承形式 （1） 懸臂式 （2）跨置式 2.5 主減速器軸承的預緊 為了減小在錐齒輪傳動過程中產生的軸向力所引的齒輪軸的軸向位移，以提高齒輪軸的支承剛度，保證錐齒輪的正常嚙合，在裝配主減速器時，圓錐滾子軸承應該要有一定的裝配預緊度。但是過緊，會使傳動效率低，且加速磨損。工程上用預緊力矩表示預緊度的大小。預緊力矩的合理值應該依據試驗確定。對于主動錐齒輪軸承的預緊力矩一般為1～3N·m。 主動錐齒輪圓錐滾子軸承的預緊度的調整，可利用調整墊片厚度的方法，調整時轉動叉形凸緣，如發(fā)現預緊度過緊則增加墊片的總厚度；反之減小墊片的總厚度。支承差速器殼的圓錐滾子軸承的預緊度的調整，可利用軸承外側的調整螺母或主減速器殼與軸承蓋之間的調整墊片來調整。 2.6 錐齒輪嚙合的調整 錐齒輪嚙合的調整是在圓錐滾子軸承預緊度調整之后進行的。它包括齒面嚙合印跡和齒側間隙的調整。 （1）齒面嚙合印跡的調整，首先在主動錐齒輪輪齒上涂以紅色顏料，然后用手使主動齒輪往復轉動，于是從動錐齒輪輪齒的兩工作面上便出現紅色印跡。若從動錐齒輪輪齒正轉和逆轉工作面上的印跡位于齒高的中間偏于小端，并占齒面寬度并占齒面寬度的60%以上，則為正確嚙合。正確嚙合的印跡位置可通過主減速殼與主動錐齒輪軸承座之間的調整墊片的總厚度而獲得。 （2）嚙合間隙的調整方法是擰動支承差速器殼的圓錐滾子軸承外側的調整螺母，以改變從動錐齒輪的位置。輪齒嚙合間隙應在0.15～0.40mm范圍內。為保持已調好的差速器圓錐滾子軸承預緊度不變，一端調整螺母擰入的圈數應等于另一端調整螺母擰出的圈數。若間隙大于規(guī)定值，應使從動錐齒輪靠近主動錐齒輪，反之離開。 2.7 潤 滑 雙曲面齒輪工作時，齒面間有較大的相對滑動；且齒面間壓力很大，齒面油膜易被破壞，為減少摩擦，提高效率，必須使用含防刮傷添加劑的雙曲面齒輪油。主減速器殼中所儲齒輪油，靠從動錐齒輪轉動時甩濺到各齒輪、軸和軸承上進行潤滑。為保證主動齒輪軸前端的兩個圓準滾子軸承得到可靠潤滑，需在主減速器殼體中鑄出進油道和回油道。當齒輪轉動時，飛濺起的潤滑油從進油道通過軸承座的孔進入兩圓錐滾子軸承大端的潤滑油經回油道流回主減速器內。加油孔應設在加油方便之處，放油孔應設在橋殼最低處。 差速器殼應開孔使?jié)櫥瓦M入，保證差速器齒輪和滑動表面的潤滑。在主減速殼體上必須裝有通氣塞，以防止殼體內溫度過高使氣壓過大導致潤滑油滲漏。 2.8 雙曲面錐齒輪的設計 2.8.1主減速比的確定 =0.377=0.377=7.2　　　　　　　　　　　（2-1） 式中： ——車輪滾動半徑，=0.54m； ——發(fā)動機最高轉速，=3200r·； ——最高車速=90km/h； ——最高檔傳動比=1。 2.8.2主減速器齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低擋傳動比時和驅動車輪在良好路面上開始滑轉時這兩種情況下作用在主減速從動齒輪上的轉矩（、）的較小者，作為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機載荷，即 =/ （2—2） =/ （2—3） 式中：——發(fā)動機最大轉矩，N·m，T=390N·m； ——由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低擋傳動比，=7.2×7.2=51.84； ——傳動系上述傳動部分的傳動效率，取=0.92； ——由于“猛接合”離合器而產生沖時的超載系數，對于性能系數=0的汽車=1； ——該汽車的驅動橋目數，=1； ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，=16000×9.8=156800N； ——輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85； ——車輪的滾動半徑,=0.54m； ——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比（例如輪邊減速等），=0.96，=1。 T=390×51.84×1×0.92/1=18600N T=156800×0.85×0.54/0.96=74970N 即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩為 =（+）（++）/ N·m （2-4） 式中：——汽車滿載總重，=16000×9.8=156800N； ——所牽引的掛車的滿載總重量，但僅用于牽引車的計算=0； ——車輪滾動半徑，=0.54m； ——道路滾動阻力系數，對于貨車可取0.005～0.015，=0.012； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數，貨車取0.06～0.10，=0.08； ——汽車的性能系數： =[16-0.195(+)/T]/100 當0.195(+)/T>16時取=0。 0.195(+)/T=0.195×(90160+0)/390=45.08>16，所以取=0。 、、T、 等見式（2—2）、式（2—3）下的說明。 T=（156800+0）×0.54/0.96×1=88200N 2.8.3主減速器齒輪基本參數的選擇 1. 選擇主、從動齒輪齒數時應考慮以下因素： （1） 首先應根據的大小選擇主減速器主、從動齒輪的齒數、； （2）為了使磨合均勻，和之間應避免有公約數； （3）為了得到理想的齒面重疊系數，主、從動齒輪齒數之和對于貨車應不少于40； （4）當較大時，則盡量使取得小，以得到滿意的驅動橋離地間隙； （5）對于不同的主傳動比，和應有適當的搭配。 考慮以上因素后，選擇主、從動齒輪齒數為：=13，=25。 2.從動錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數的選擇 主減速器雙曲面齒輪從動齒輪的節(jié)圓直徑，可根據該齒輪的計算轉矩（見式（2-2）、式（2-3），并取兩式計算結果中的較小者作為計算依據），按經驗公式選出： =（） 式中：——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； ——直徑系數，=13～16； ——計算轉矩，N·m；按式（2-2）、式（2-3）求得，并取其中的較小值，=18600N·m。 =(13～16)×18600=(311.7～383.6)mm,取=245mm 從動錐齒輪節(jié)圓直徑選定后，可按m=/計算錐齒輪的大端端面模數m，單位為mm。 m =/=245／25=10mm 算出端面模數后可用下式校核： m=（） 式中：m——齒輪大端端面模數,mm； ——模數系數，取=0.3～0.4,=0.4； ——從動齒輪計算轉矩，N·m，按式（2-1）、式（2-2）求得，并取其中較小值,=18600N·m。 m=0.4×18600=10mm, 符合要求 3. 雙曲面齒輪齒寬的選擇 通常推薦圓錐齒輪與雙曲面齒輪傳動從動齒輪的齒寬為其節(jié)錐距的0.30倍，即=0.30,且≤10。對于汽車工業(yè)，主減速器圓弧齒錐齒輪推薦采用: =0.155 式中：——從動齒輪節(jié)圓直徑，=245mm。 =0.155×245=38mm 齒面寬過大和過小，都會降低齒輪的強度和壽命。齒面寬大于上述規(guī)定，不但不能提高齒輪的強度和耐久性，還會給制造帶來困難。因為齒面寬的加大只能從延長小端著手，輪齒延長的結果使小端齒溝變窄，結果使切削刀頭的頂面寬或刀盤刀頂距過窄及刀尖的圓角過小，這樣不但減小了齒根圓角半徑從而加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。如果在安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時負荷集中于輪齒小端，則易引起小端的過早損壞和疲勞。另外，齒面寬過大也會引起裝配空間的減小。 4.雙曲面小齒輪偏移距及偏移方向的選擇 選擇值時應考慮到：值過大，將導致齒面縱向滑動增大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于中、大型貨車≤（0.10～0.12）。另外，主傳動比越大，則E也越大，但要保證齒輪不發(fā)生根切。 ≤(0.10～0.12) =（0.10～0.12）×245=(25～29.4)mm；取=27mm。 雙曲面齒輪的偏移方向定義為：由從動齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動齒輪處于右側，這時如果主動齒動在從動齒輪中心線上方，則為上偏移，在從動齒輪中心線下方則為下偏移。在雙曲面錐齒輪傳動中，小齒輪偏移距的大小及偏移方向是雙曲面錐齒輪傳動的重要參數。為了增加離地間隙，本設計方案中小齒輪采用上偏移。 5.螺旋角β的選擇 螺旋角是沿節(jié)錐齒線變化的，大端的螺旋角較大，小端的螺旋角較小，齒面寬中點處的螺旋角稱為齒輪的中點螺旋角，也是該齒輪的名義螺旋角。由于偏移距的存在，使主、從動齒輪的名義螺旋角不相等，且主動齒輪大于從動齒輪的。它們之差稱為偏移角ε。 選擇齒輪螺旋角時，應該考慮它對重合度、齒輪強度和軸向力的大小的影響。螺旋角應足夠大以使不小于1.25。因越大，傳動就越平穩(wěn)，噪音就越低。當≥2.0時可得到很好的效果。但螺旋角過大會引起軸向力也過大，因此應有一個適當的范圍。 雙曲面齒輪大小中點螺旋角的平均值多在=35°～40°范圍內。 “格里森”制推薦用下式來近似地預選主動齒輪螺旋角的名義值： =25°+5°（/）+90°/ 式中：——主動齒輪的名義螺旋角的預選值； ，——主、從動齒輪齒數； ——從動齒輪的節(jié)圓直徑，mm； ——雙曲面齒輪的偏移距，mm。 =25°+5°（25/13）+90°27/245=42° 確定從動齒輪的名義螺旋角： =- 式中：——雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值， sin≈/(/2+/2) ——雙曲面齒輪的偏移距，mm； ——雙曲面從動齒輪的節(jié)圓直徑，mm； ——雙曲面從動齒輪的齒面寬，mm。 sin≈27/（245/2+38/2）=0.19,=11° =42°-11°=31° 雙曲面齒輪傳動的平均螺旋角為 =（+）/2=（42°+31°）/2=36.5° 6．螺旋方向的選擇 雙曲面齒輪的螺旋方向指的是輪齒節(jié)錐線的曲線彎曲方向，分為“左旋”和“右旋”兩種。判斷左右旋向時應從錐齒輪的錐頂對著齒面看去，如果輪齒從小端至大端的走向為順時針方向則稱為右旋，反時針則稱為左旋。主、從動齒輪的螺旋方向是相反的。與上偏移相對應，主動齒輪的螺旋方向為右旋，從動齒輪為左旋。 7.法向壓力角的選擇 加大法向壓力角可以提高輪齒的強度、減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數。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，并使齒輪端面重疊系數下降。所以對于輕負荷齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)、噪聲低。對于雙曲面齒輪來說，雖然大齒輪輪齒兩側的壓力角是相同的，但小齒輪兩側的壓力角是不相等，因此，其壓力角按平均壓力角考慮。在車輛驅動 橋主減速器的“格里森”制雙曲面齒輪傳動中，貨車選用20°的平均壓力角。 2.8.4有關雙曲面錐齒輪設計計算方法及公式 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 雙重收縮齒的優(yōu)點在于能提高小齒輪粗切工序。雙重收縮齒的齒輪參數，其大、小齒輪根錐角的選定是考慮到用一把實用上最大的刀頂距的粗切刀，切出沿齒面寬方向正確的齒厚收縮來。當大齒輪直徑大于刀盤半徑時采用這種方法是最好的。 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算見表3.1。 表2.8.4 主減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 果 1 主動齒輪齒數 13 2 從動齒輪齒數 25 3 模數 10㎜ 4 齒面寬 =40㎜ 5 工作齒高 17㎜ 6 全齒高 =18.88㎜ 7 法向壓力角 =20° 8 軸交角 =90° 9 節(jié)圓直徑 = 130㎜ =245㎜ 10 節(jié)錐角 arctan =90°- =27.47° =62.53° 11 節(jié)錐距 A== A=140.91㎜ 12 周節(jié) t=3.1416 t=31.416㎜ 13 齒頂高 =11.347mm =5.66mm 14 齒根高 = =7.533mm =13.22mm 15 徑向間隙 c= c=1.88㎜ 16 齒根角 =3.06° =5.36° 17 面錐角 ； =32.83° =65.59° 18 根錐角 = = =24.41° =57.17° 19 齒頂圓直徑 = =150.14㎜ =255.22㎜ 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 =119.766㎜ =59.978㎜ 21 理論弧齒厚 =27.38mm =10.32mm 22 齒側間隙 B=0.305～0.406 0.356mm 23 螺旋角 =35° 2.8.5主減速器雙曲面齒輪的強度計算 1.單位齒長上的圓周力 主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用在其輪齒上單位齒長上的圓周力來估算，即 =/N/mm 式中： ——作用在齒輪上的圓周力，N； ——從動齒輪齒面寬，mm。 按發(fā)動機最大轉矩計算時： =2×10/（） 式中：——變速器一擋傳動比； ——發(fā)動機最大轉矩，N·m； ——變速器傳動比； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，mm； ——從動齒輪齒面寬，mm。 = 2×390×6.5×10/130×38=780N/mm 輪齒的彎曲強度計算 2.汽車主減速器雙曲齒輪輪齒的計算彎曲應力為 =2×10/() N/mm 式中：——該齒輪的計算轉矩，N·m；對于從動齒輪，按、（見式（2-2）（2-3））兩者中之較小者和（見式（2-3））計算；對于主動齒輪還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上； ——超載系數，見式（2-2）下的說明； ——尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸、熱處理等有關，當端面模數≥1.6mm時，=/25.4；=10/25.4=0.79； ——載荷分配系數,當兩個齒輪均用跨置式支承形式時， = 1.00～1.10，取=1.05； ——計算齒輪的齒面寬，mm； ——計算齒輪的齒數； ——端面模數，mm； ——計算彎曲應力用的綜合系數，=0.252。 =2×10×18600×1×0.79×1.05/1×50×13×100.252=535 N/mm＜[]=700N/mm =2×10×20040×1×0.79×1.05/50×13×10×0.252=203 N/mm＜[]=210.9N/mm =2×10×18600×1×0.79×1.05/6.5×1×50×13×10×0.252=236.1539 N/mm＜[]=700N/mm =2×10×20040×1×0.79×1.05/6.5×50×13×10×0.252=190. 3242N/mm ＜[]=210.9N/mm 上述主、從動齒輪彎曲應力中的計算轉矩按、兩者中較小者和兩種方法計算，均符合要求。 3.輪齒的齒面接觸強度計算 雙曲面齒輪的齒面接觸強度為： =C/[2×10/（）] N/mm 式中：C——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6N/mm ——小齒輪分度圓直徑，=70mm； ——主動齒輪計算轉矩，N·m； ，，——見式（2-2）下說明； ——尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對其淬透性的影響，可取=1； ——表面質量系數，取=1.0； ——從動齒輪齒面寬，=38mm； ——齒面接觸強度，=0.252。 =232.6/70×[2×18600×0.79×1.05×1×10/（1×50×0.252）] =2527＜[]=2800N/mm 2.9主減速齒輪的材料及熱處理 對驅動橋主減速器齒的材料及熱處理應滿足如下要求： 1） 具有較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；故輪齒表面應有高的硬度； 2） 齒輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷； 3） 鋼材鍛造、切削與熱處理加工性能良好，熱處理變形要小或變形規(guī)律易控制，以提高產品質量、縮短制造時間、減小生產成本并降低廢品率； 4） 選擇齒輪材料合金元素時，為了節(jié)約鎳、鉻等元素，我國發(fā)展了以錳、釩、鈦、鉬、硅等元素的合金結構鋼系統(tǒng)。 汽車主減速器雙曲面齒輪與差速器的直齒錐齒輪，基本上都用滲碳合金鋼制造；其鋼號主要有：20CrMnTi、22CrMnMo、20MnVB、20CrNiMo、20Mn2TiB等。 用滲碳合金鋼制造齒輪，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58～64HRC，而芯部硬度較低，當端面模數>8時為29～45 HRC。當<8時為32～45 HRC。 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的傳動副在熱處理及精加工后均予以厚度為 0.005～0.020mm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，為了滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。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。 本設計中主減速器主、從動齒輪材料均采用20CrMnTi。 第3章 差速器的設計 3.1 差速器的功用 當汽車轉彎行使時，內外兩側車輪中心在同一時間內移過的曲線距離顯然不同，即外側車輪移過的距離大于內側車輪，若兩側車輪都固定在同一剛性轉軸上，兩輪角速度相等，則此時外輪必然是邊滾動邊滑移，內輪必然是邊滾動邊滑轉。同樣，汽車在不平路面上直線行駛時，兩側車輪實際移過曲線距離也不相等。即使路面非常平直，但由于輪胎制造尺寸誤差，磨損程度不同或充氣壓力不等，各個輪胎的滾動半徑實際上不可能相等。因此，只要各車輪角速度相等，車輪對路面的滑動就必然存在。這樣會加速輪胎磨損、增加汽車動力消耗、轉向和制動性能的惡化。為了使兩側驅動輪以不同角速度旋轉，保證其純滾動狀態(tài)，所以必需安裝差速器裝置。 3.2 差速器結構形式的選擇 本設計中采用齒輪式差速器中的對稱式錐齒輪差速器，由于其結構簡單、工作平穩(wěn)可靠，所以被廣泛采用。如圖3-1。 1．對稱式錐齒輪差速器差速原理 圖3-1中，差速器殼3與行星齒輪5連成一體，形成行星架，因為它又與主減速器的從動齒輪6固定在一起，故為主動件，設其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度分別為和。、兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點。行星齒輪的中心點為，、、三點到差速器旋轉軸線的距離均為r。 圖3-1差速器差速原理圖 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑上的、、三點的圓周速度都相等，其值為。于是==，此時，差速器不起作用,而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。 當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時，嚙合點的圓周速度為=+，嚙合點的圓周速度為=-。 于是，+=2 ，或表示為。這表明：①當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；②當差速器殼體轉速為零時，左右半軸將等速反向轉動。 2．對稱式錐齒輪差速器中的轉矩分配如圖3-2 。 圖3-2差速器轉矩分配 由主減速器傳來的轉矩，經差速器殼，行星齒輪軸和行星齒輪傳給半軸齒輪。行星齒輪相當于一個等臂杠桿，而兩個半軸齒輪半徑也是相等的。因此，當行星齒輪沒有自轉時，總是將轉矩平均分配給左右兩半軸齒輪，即==/2。 當兩半軸齒輪以不同轉速朝相同方向轉動時，設左半軸轉速大于右半軸轉速，則行星齒輪將按圖實線箭頭的方向繞行星齒輪軸軸頸5自轉，此時行星齒輪孔與行星齒輪軸軸頸間以及齒輪背部與差速器殼之間都產生摩擦。行星齒輪所受的摩擦力矩方向與其轉速方向相反，如圖上虛線頭所示。此摩擦力矩使行星齒輪分別對左右半軸齒輪附加作用了大小相等而方向相反的兩個圓周力。使傳到轉得快的左半軸上的轉矩減小而卻使傳到轉得慢的右半軸上的轉矩增加。因此，當左右驅動車輪存在轉速差時，=（-）/2，=（+）/2。左右車輪上的轉矩之差等于差速器的內摩擦力矩。為了衡量 差速器內摩擦力矩的大小及轉矩分配特性，常以鎖緊系數K表征，即 =（-）/=/ 差速器內摩擦力矩和其輸入轉矩之比，定義為差速器鎖緊系數。而快慢半軸的轉矩之比/，定義為轉矩比，以表示， =/= 1+/1- 目前廣泛使用的對稱錐齒輪差速器的鎖緊系數一般為0.05～0.15，轉矩比為1～1.4?？梢哉J為無論左右驅動轉速是否相等，而轉矩基本上總是平均分配的。 3.3 差速器齒輪的基本參數選擇 1）行星齒輪數目的選擇 轎車常采用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。據此，本方案采用4個行星齒輪，=4。 2）行星齒輪球面半徑的確定 可根據經驗公式 =· 來確定 式中：——球面半徑系數，=2.52～2.99之間； ——計算轉矩,取和兩者較小值，N·m； ——球面半徑，mm。 所以：=2.6·=69mm 行星齒輪預選節(jié)錐距： =（0.98～0.99）=（0.98～0.99）×64=(62.72～63.36)mm,取=63mm。 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有較高的強度，應使行星齒輪的齒數應盡量小，但一般不小于10。半軸齒輪的齒數采用14～25。大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比在1.5～2的范圍內。本次設計的行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇：取行星齒輪齒數為11，半軸齒輪齒數為22，所以半軸齒輪與行星齒輪的齒數比為22/13=1.69，在1.5～2的范圍內，并且要滿足安裝條件：=I==11式中：——左邊半軸齒輪齒數； ——右邊半軸齒輪齒數； n——行星齒輪數目； I——任意整數。 4）差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪的節(jié)圓直徑的初步確定 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角、； =arctan(/)=arctan(11/22)=26.565° =arctan(/ ) =arctan(22/11)=63.43° 式中：，——分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數。 大端端面模數： =2/·sin=2×63/11×sin26.565°=6.0mm 節(jié)圓直徑為： ==6.0×11=66mm ==6.0×22=132mm 5)壓力角 目前大多選用22°30′的壓力角，齒高系數為0.8的齒型，在某些中型與中型以下貨車上采用20°的壓力角。所以，本次設計中壓力角選取為20°，齒高系數為0.8。 6）行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L 行星齒輪安裝孔的直徑中與行星齒輪軸的名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度。通常取 =1.1 =1.1=×10/[] = mm （3-1） 式中：——差速器傳遞的轉矩，N·m； ——行星齒輪目數； ——行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm；≈0.5,為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而≈0.8； []——支承面的許用擠壓應力，取為69MPa。 =0.5×0.8×245=78.4 ==32.70mm =1.1×32,70=35.97mm 3.4 差速器強度計算 汽車差速器齒輪的彎曲應力為： =2×/() MPa （3-2） 式中：——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩，N·m；其計算式為 =×0.6/ N 式中：——計算轉矩，按、(見式（2-1）式（2-2）)兩者中的較小者計算 ——差速器行星齒輪數，=4； ——半軸齒輪齒數，=22； ，，，，，—見式（2-3）下的說明； ——尺寸系數 =（m/25.4）=（5/25.4）=0.67； ——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數，=0.35。 =18600×0.6/4=2790N·m =2××2790×1×0.79×1.05/(1×20×22×5×0.35)=979.8 MPa＜980MPa符合要求。 3.5 差速器直齒圓錐齒輪參數 表3.5 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表 序號 項 目 計 算 公 式 及 結 果 1 行星齒輪齒數 2 半軸齒輪齒數 3 模數 4 齒面寬 =22.2mm，取F=22m 5 齒工作高 =1.6m=9.6mm 6 齒全高 h=1.788m+0.051=10.779mm 7 壓力角 8 軸交角 9 節(jié)圓直徑 10 節(jié)錐角 11 節(jié)錐距 A===73.79mm 12 周節(jié) t=3.1416m=18.85mm 13 齒頂高 14 齒根高 15 徑向間隙 16 齒根角 17 面錐角 18 根錐角 19 外圓直徑 20 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 21 理論弧齒厚 22 齒側間隙 （高精度） 第4章 車輪傳動裝置的設計 4.1 車輪傳動裝置的功用 驅動車輪的傳動裝置置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中．驅動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向接傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半鈾齒輪和輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。 4.2 半軸支承型式 半軸根據其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3/4浮式和全浮式?，F在汽車基本上采用全浮式和半浮式兩種支承形式。全浮式半軸主要用于總質量較大的商用車上。本次設計為重型貨車驅動橋設計，考慮到承載能力與結構、成本，所以采用全浮式半軸支承。 4.3 全浮式半軸計算載荷的確定 全浮式半軸只承受轉矩，按發(fā)動機最大轉矩、傳動系最低擋傳動比計算半軸轉矩： = N·m （4-1） 式中： ——差速器的轉矩分配系數，對圓錐行星齒輪差速器，可取=0.6； ——變速器I擋傳動比，=7.64； ——主減速比，=6.5。 =0.6×390×7.64×6.5=11620.44 N·m 4.4 半軸的強度計算 半軸扭轉應力： =××16//≤[] （4-2） 式中： ——半軸的扭轉應力，MPa； ——半軸計算轉矩，N·m； ——半軸桿部直徑，mm； []——半軸扭轉的許用應力，可取為[]=490～588MPa。 =11620.44××16/3.14/52=421.1MPa =421滿足≤[]=490～588MPa 半軸花鍵的剪切應力為 = MPa （4-3） 半軸花鍵的擠壓應力為 = MPa （4-4） 式中： ——半軸承受的最大轉矩, =11620.44N·m； ——半軸花鍵外徑，=57mm； ——相配的花鍵孔內徑，=49.5mm； ——花鍵齒輪，=18； ——花鍵工作長度，=70mm； ——花鍵齒寬，=4.7mm； ——載荷分布的不均勻系數，計算時可取為0.75。 ===101.7MPa〈157MPa ===277.2<280MPa 4.5 全浮式半軸桿部直徑的初選 半軸桿部直徑：=(2.05～2.18) （4-5） =2.1×≈55mm 式中：d——半軸桿部直徑，mm； T——半軸的計算轉矩，N·m； 靜扭安全系數：== 滿足在1.3～1.6范圍內。 4.6 半軸的結構設計及材料與熱處理 為了使花鍵的內徑不致過多地小于半軸的桿部直徑，常常將半軸加工花鍵的端部設計得粗一些，并且適當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應增多，一般為10～18齒。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞。因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑，這對減小應力集中很有效。 關于半軸的材料，過去大都采用含鉻的中碳合金鋼，如40Cr、40CrMnMo、35CrMnTi、38CrMnSi、42CrMo等，后來推廣我國制出的的新鋼種如40MnB等作為半軸材料，效果很好。從節(jié)約較稀有的金屬、降低制造成的目標出發(fā)，采用中碳鋼（40鋼、45鋼）制造 半軸是發(fā)展趨勢，國外已多有采用。本次設計半軸的材料選用40MnB。 半軸的熱處理過去都采用調質處理的方法，調質后要求桿部硬度為388～444HB（凸緣部分的硬度允許降至248HB）。近些年來采用高頻、中頻等感應淬火的日益增多。這種處理方法能保證半軸表面有適當的硬化層。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力，因此使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高得更為顯著。 第5章 驅動橋殼設計 5.1 驅動橋殼的功用和設計要求 驅動橋殼的功用是支承并保護主減速器、差速器和半軸等，使左右驅動車輪的軸向相對位置固定；并和從動橋一起支承車架及汽車的各總成質量；汽車行駛時，承受由車輪傳來的路面反作用力和力矩，并經懸架傳給車架。 驅動橋的設計應滿足如下要求： 1） 減小汽車的非簧載質量以利于降低動載荷和提高汽車的行駛平順性； 2） 保證足夠的離地間隙； 3）結構簡單，制造方便，以利于降低成本； 4) 保證主減速器的拆裝、調整、維修和保養(yǎng)方便。 5）在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件和材料供應等。 5.2 驅動橋殼結構方案分析 驅動橋殼從結構上可分為整體式橋殼和分段橋殼兩類。 1. 整體式橋殼的結構特點是一個剛性整體外殼或空心梁。按制造工藝的不同又可分為多種形式，常見的為整體鑄造、鋼板沖壓焊接式、中段鑄造兩端壓入鋼管和鋼管擴張成形等形式。整體鑄造式橋殼的強度和剛度較大，但質量大，加工面多，制造工藝復雜，主要用于中、重型貨車上。但其簧下質量較大，對汽車的行駛平順性有不利的影響。鋼板沖壓焊接式和擴張成形式橋殼質量小，材料利用率高，制造成本低，適用用于大量生產，結構簡單，制造工藝性好，主減速器支承剛度好，拆裝、調整、維修方便，廣泛用于轎車和中、小型貨車上。 2.分段式橋殼一般分為兩段，由螺栓連成一體。分段式橋殼比整體式易于鑄造，加工簡便，但維修不方便 。拆檢主減速器時，必須把整個驅動橋從汽車上拆卸下來，目前已很少采用。 本次設計為中型貨車驅動橋設計?？紤]其要有足夠的強度和剛度，具有一定的承載能力和離地間隙等方面，所以采用鑄造整體式橋殼。 5.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 作用在左右驅動車輪上的轉矩所引起的地面對左、右驅動車輪的最大切向反作用力共為 = （5-1） 式中：——發(fā)動機最大轉矩，N·m； ——變速器一比； ———驅動橋的主減速比； ——傳動系的傳動效率； ——驅動車輪的滾動半徑，。 ==32996.3N 驅動橋殼承受著水平方向的彎矩為 = N·m （5-2） = 7424.17N·m 橋殼還承受因驅動橋傳遞驅動轉矩而引起的反作用力矩，這時在兩鋼板彈簧座間橋殼承受的轉矩為 = N·m （5-3） 式中：——發(fā)動機最大轉矩，N·m ——傳動系的最低擋傳動比； —傳動系的傳動效率。 =N·m 危險斷面處為圓管形 則 從而危險斷面處靜彎曲應力為 通過以上計算說明本方案設計的橋殼滿足強度要求。 第6章　軸承的壽命計算 6.1主減速器軸承的計算 1. 主動齒輪軸的強度計算 對只承受轉矩或主要承受轉矩作用的傳動軸，其強度條件為 ≤［］　　　　　　　　　　?。?-1） 式中：——軸的扭剪應力，