喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 17卡環(huán)265Mn16主動齒輪120CrMnTi弧齒錐齒輪15軸套14514圓錐滾子軸承24513螺栓7軸承鋼GB/T 5782M 812螺栓墊片708F11行星齒輪墊片208F10行星齒輪220CrMnTi9半軸齒輪220CrMnTi8花鍵軸2HT2007圓錐滾子軸承2軸承鋼6圓錐滾子軸承2軸承鋼5半軸齒輪墊片208F4一字軸120CrMo3定位銷1Q2352差速器殼1HT3501從動齒輪145弧齒錐齒輪序號名稱數(shù)量材料標準備注 學號 06181018 成績 主減速器及差速器設計說明書 課程名稱 《汽車設計綜合設計》 設計名稱 主減速器及差速器設計 設計時間 2021年9-10月 系 別 機械工程學院 專 業(yè) 班 級 車輛一班 姓 名 指導教師 2021年 10月 23日 23 目錄 1、設計任務及要求 1 1.1 任務題目 1 1.2 進度安排 2 2、驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案 4 2.1 驅(qū)動橋概述 4 2.2 驅(qū)動橋類型選擇 4 2.3 主減速器 6 2.4 普通圓錐齒輪差速器 6 2.5 主減速器、差速器位置設計 7 2.6 傳動方案的設計 7 3、零部件尺寸計算 8 3.1 主減速器設計 8 3.2差速器設計 12 3.3 半軸設計 15 4．三維建模及二維平面圖 16 4.1 三維建模 16 4.2 二維平面圖 20 參 考 文 獻 22 致 謝 23 1、設計任務及要求 1.1 任務題目 設計題目為面包車后橋差速器設計 表1-1 車型參數(shù) 車型 發(fā)動機Nmax 發(fā)動機Mmax I檔變比 主傳動比 驅(qū)動方案 發(fā)動機 5、E1 66kw/5600rpm 124N.m/2800rmp 3.45 3.2～3.8 FR 縱置 已知條件：（1）假設地面的附著系數(shù)足夠大； （2）發(fā)動機到主傳動主動齒輪的傳動效率； （3）車速度允許誤差為±3%； （4）工作情況：每天工作16小時，連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； （5）工作環(huán)境：濕度和粉塵含量設為正常狀態(tài)，環(huán)境最高溫度為30度； （6）要求齒輪使用壽命為17年（每年按300天計，每天平均10小時）； （7）生產(chǎn)批量：中等。 （8）半軸齒輪、行星齒輪齒數(shù)，可參考同類車型選定，也可自己設計。 （9）主傳動比、轉(zhuǎn)矩比參數(shù)選擇不得雷同。 1.2 進度安排 （1）課程設計的步驟（共五階段部分） 表1-2 課程設計進度安排 序號 階段內(nèi)容 第一階段 設計計算（第1-4周） 1-4周 布置任務、拆裝部件、講解工作原理、計算方法講解 答疑和進度檢查 階段檢查，給出階段成績 第二階段 三維建模（第5周～第8周） 5-8周 部件測繪、三維建模 答疑和進度檢查 階段檢查，給出階段成績 第三階段 二維平面圖（第9周～第11周） 9-11周 繪制部件裝配圖、零件工作圖（CATIA制圖） 答疑和進度檢查 階段檢查給出階段成績 第四階段 二維零件圖（第12-13周） 12-13周 由指導教師指定兩個零件。繪制主要零件工作圖（CATIA制圖） 階段檢查給出階段成績 第五階段 編寫說明書（第14-16周） 14-16周 編寫課程設計說明書、整理課程設計資料、裝檔案袋并上交 階段檢查給出階段成績；出圖（部件裝配圖、零件圖） 答辯 設計計算。可參考《車輛設計》教材。 （2） 三維建模所有零件的三維模型和裝配。（CATIA制圖） （3） 繪制A0二維裝配圖。（CATIA制圖） （4） 繪制零件圖。零件圖每人2張，由指導教師分配任務，紙張大小、比例自定或指導老師安排。 （5） 整理說明書。字數(shù)5000字以上。格式參考模板。說明書應包括下面內(nèi)容：①、設計任務及安排。②結(jié)構(gòu)原理和現(xiàn)狀比較。③參數(shù)選擇與計算、三維建模、二維制圖過程。④參考文獻。⑤致謝。⑥附錄（包括零件圖和裝配圖）。 2、驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案 2.1 驅(qū)動橋概述 汽車動力通常由發(fā)動機、變速器、傳動軸、主減速器、差速器、半軸等到傳到車輪。主減速器、差速器、半軸、萬向節(jié)、驅(qū)動車輪和橋殼等組成了汽車驅(qū)動橋。可見，驅(qū)動橋為汽車傳動系統(tǒng)中最末端總成。 驅(qū)動橋的功用是：1.將傳動裝置傳來的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅(qū)動車輪，實現(xiàn)降速增大轉(zhuǎn)矩；2.通過主減速器圓錐齒輪副或雙面齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向；3.通過差速器實現(xiàn)兩側(cè)車輪差速作用，保證內(nèi)外兩側(cè)車輪以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)向；4.通過橋殼和車輪實現(xiàn)承載及傳力作用。 2.2 驅(qū)動橋類型選擇 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式和驅(qū)動車輪的懸架結(jié)構(gòu)密切相關。當車輪釆用非獨立懸架時（絕大多數(shù)載貨汽車和少量轎車），釆用的為非斷開式驅(qū)動橋。整個驅(qū)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，兩側(cè)半軸和驅(qū)動輪不可能在橫向平面內(nèi)作相對運。故非斷開式驅(qū)動橋亦廊為整體式驅(qū)動橋。 驅(qū)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(qū)動橋下的最小離地間隙已經(jīng)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，可采用雙極結(jié)構(gòu)。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(nèi)，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(gòu)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(zhì)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，在釆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(qū)動車輪的旁邊。 圖2-1 整體式驅(qū)動橋 圖2-2 驅(qū)動橋組成 為了提高汽車行駛平順性和通過性，大部分轎車和越野車全部或部分驅(qū)動橋采用獨立懸架，即兩側(cè)的驅(qū)動輪分別用彈性懸架與車架相連接，兩輪可彼此獨立地相對于車架跳動。與此相應，主減速器殼固定在車架上。驅(qū)動橋殼應制成分段，并通過鉸接連接，這種驅(qū)動橋稱為斷開式驅(qū)動橋。 圖2-3 斷開式驅(qū)動橋 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減震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(zhì)量的大小，對其平舒寧也有顯著 的影響。斷開時驅(qū)動橋的簧下質(zhì)量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅(qū)動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減少汽車在不平路面上行駛時的震動和車廂傾斜，提高汽車的形式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循壞，提高其可靠性及使用壽命。 2.3 主減速器 1.主減速器的功用 1）降低轉(zhuǎn)速，增大轉(zhuǎn)矩； 2）改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向； 2.結(jié)構(gòu)形式 1）按參加減速器傳動的齒輪副數(shù)目分，有主減速器和雙極減速器； 2）按主減速器傳動比檔數(shù)分，有單速式和雙速式； 3）按齒輪副結(jié)構(gòu)分，有圓柱齒輪式、圓錐齒輪式和準雙面齒輪式； 3.結(jié)構(gòu)特點 1）斜齒圓柱齒輪特點是主從動輪軸線平行； 2）曲線齒錐齒輪特點是主從動錐齒輪垂直且相交； 3） 準雙曲面錐齒輪特點是主從動錐齒輪軸線垂直但不相交，有軸線偏移。 圖2-4 主動和從動齒輪軸線位置 2.4 普通圓錐齒輪差速器 差速器的功用是既能向兩側(cè)驅(qū)動輪傳遞轉(zhuǎn)矩，又能使兩側(cè)驅(qū)動輪以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動，以滿足轉(zhuǎn)向燈情況下內(nèi)外驅(qū)動輪要以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動的需要。轉(zhuǎn)向時外側(cè)車輪滾過的路程長，內(nèi)側(cè)車輪滾過的路程短，要求外側(cè)車輪轉(zhuǎn)速快于內(nèi)側(cè)車輪，即希望內(nèi)外側(cè)車輪轉(zhuǎn)速不同。 通過運動學分析可以掌握差速器的差速原理；通過動力學分析可以掌握其轉(zhuǎn)矩分配特性。內(nèi)摩擦力矩很小的對稱式錐齒輪差速器的運動學和動力學特性可以概括為‘差速但不差轉(zhuǎn)矩’，即可使兩側(cè)驅(qū)動輪以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動，但不能改變傳給兩側(cè)驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)矩。 2.5 主減速器、差速器位置設計 我們設計的是發(fā)動機前置后驅(qū)家用轎車的主減速器及差速器。主減速器及差速器的位置布置如下圖 。 圖2-5 主減速器和差速器位置示意圖 主動輪齒輪：Z1=11,從動輪齒輪：Z2=40 橋殼形式：斷開式 半軸形式：全浮式 差速器形式：直齒圓錐齒輪式 2.6 傳動方案的設計 圖2-6 圓錐行星齒輪差速器 3、零部件尺寸計算 3.1 主減速器設計 （一）主減速器齒輪計算載荷 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce； 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩——Temax=124N?m； 驅(qū)動橋數(shù)——n=1； 發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率——η=0.96； 變速器一檔傳動比——i1=3.45； 主減速器傳動比——i0=3.6； 分動器傳動比——if=1； 猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)——kd=1； 液力變矩器變矩系數(shù)——k=1； 則從動錐輪計算轉(zhuǎn)矩 Tce=kdTemaxki1ifi0ηn=1×124×1×3.45×1×3.6×0.961≈1478.48N?m； 主、從動錐齒輪間的傳動效率——ηG=0.95； 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tz=Tcei0ηG=1478.483.6×0.95≈432.3N?m； （二）錐齒輪主要參數(shù)的選擇 (1) 主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2； 對于乘用車，z1一般不少于9。本次設計取z1=11，則z2=z1?i0=11×3.6≈40。 (2) 從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms 直徑系數(shù)——KD2=15；直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3；（取15） 從動錐齒輪大端分度圓直徑D2=KD23Tce=15×31478.48≈170.9mm； 齒輪端面模數(shù)ms=D2z2=170.940≈4.3∈km3Tce，模數(shù)系數(shù)km=0.3~0.4； 取齒輪端面模數(shù)ms=4； (3) 主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2 從動錐齒輪齒面寬b2=0.155D2=0.155×160.6≈26mm； 主動錐齒輪齒面寬b1=1.1b2=1.1×25≈29mm h=2ha*+c*mt=2×1+0.25×4mm=9mm 寬高比b2/h，bh=269≈2.89。b1/h，bh=299≈3.22。 (4) 中點螺旋角β 汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為35°~40°； 本次設計選用中點螺旋角β=37°； (5) 法向壓力角α 對于弧齒錐齒輪，乘用車的α一般選用14°30'或16°。 本次設計選用法向壓力角α=16°。 （三）強度校核計算 (1) 單位齒長圓周力 主動錐齒輪中點分度圓直徑——D1=ms?z1=4×11=44mm； 單位齒長圓周力 p=2kdTemaxkigifηnD1b2×103=2×1×124×1×3.45×1×0.9644×26×103≈653.3N<893N； (2) 輪齒彎曲強度 過載系數(shù)k0=1； 尺寸系數(shù)ks≈0.62； 齒面載荷分配系數(shù)km=1.05； 質(zhì)量系數(shù)kv=1； 主動錐齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)Jw=0.23； 從動錐齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)Jw=0.22； 則主動錐齒輪的齒根彎曲應力為： 2Tzk0kskmkvmsb1D1Jw×103=2×432×1×0.62×1.051×4×27×40×0.23×103≈562MPa<700MPa 從動錐齒輪的齒根彎曲應力為： 2Tcek0kskmkvmsb2D2Jw×103=2×1478.48×1×0.62×1.051×4×25×161×0.22×103≈618MPa<700MPa (3) 輪齒接觸強度 尺寸系數(shù)ks=1； 齒面品質(zhì)系數(shù)kf=1； 綜合彈性系數(shù)cp=232.6N1/2/mm； 齒面接觸強度的綜合系數(shù)JJ=0.15； b取b1和b2中的較小值； 則錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為： σJ=cpD12Tzk0kskmkvbJJ×103=232.6452×432.3×1×1×1.051×25×0.15×103≈2342.39MPa 項目 計算公式 計算結(jié)果 模數(shù) m 4 主動錐齒輪齒數(shù) Z1>9 11 從動錐齒輪齒數(shù) Z2=i0*Z1 40 齒頂高 ha=m 4 齒根高 hf=1.2m 4.8 齒高 h=2.2m 8.8 主動錐齒輪分度圓直徑d1 d=mz d1=44 從動錐齒輪分度圓直徑d2 d2=160 主動錐齒輪分度圓錐角δ1 δ1=arctan(Z1/Z2) δ1=15。 從動錐齒輪分度圓錐角δ2 δ2=90。-δ1 δ2=75。 主動錐齒輪外錐距R1 R=d/2sinδ R1=85 從動錐齒輪外錐距R2 R2=83 齒寬b1，b2 b=（0.25-0.35）R b1=25.5 b2=24.9 主動錐齒輪齒頂圓直徑da1 da=m*(z+2cosδ) da1=52 從動錐齒輪齒頂圓直徑da2 da2=162 主動錐齒輪齒根圓直徑df1 df=m(z-2.4cosδ) df1=35 從動錐齒輪齒根圓直徑df2 df2=158 主動錐齒輪齒頂角θa1 θa=arctan(2sinδ/z) θa1=2.5。 從動錐齒輪齒頂角θa2 θa2=2.5。 主動錐齒輪齒根角θf1 θf=arctan(2.4sinδ/z) θf1=3。 從動錐齒輪齒根角θf2 θf2=3。 主動錐齒輪頂錐角δa1 δa=δ+θa δa1=17.5。 從動錐齒輪頂錐角δa2 δa2=77.5。 主動錐齒輪根錐角δf1 δf=δ-θf δf1=12。 從動錐齒輪根錐角δf2 δf2=72。 傳動比i i=Z2/Z1=40/11=3.6 i=3.6 齒寬系數(shù)φR φR=0.25~0.30 φR=0.28 中點螺旋角β β =40° β =37° 壓力角 α =16° α =16° （四）主減速器錐齒輪材料 驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點，是傳動系中最薄弱環(huán)節(jié)。 汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WmoV等。 3.2差速器設計 在這里我們選用普通錐齒輪式差速器，普通錐齒輪式差速器由于結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)可靠，一直廣泛用于一般使用條件下的汽車驅(qū)動橋中。ω0為差速器殼的角速度；ω1、ω2分別為左、右兩半軸的角速度；T0為差速器殼接受的轉(zhuǎn)矩；Tr為差速器內(nèi)摩擦力矩；T1、T2分別為左、右兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩。 根據(jù)運動分析可得 ω1+ω2=2ω0 顯然，當一側(cè)半軸不轉(zhuǎn)時，另一側(cè)半軸將以兩倍的差速器殼體角速度旋轉(zhuǎn)；當差速器殼體不轉(zhuǎn)時，左右半軸將等速、反向旋轉(zhuǎn)。 根據(jù)力矩平衡可得5 T1+T2=T0 T2-T1=Tr 差速器性能常以鎖緊系數(shù)k來表征，定義為差速器的內(nèi)摩擦力矩與差速器殼接受的轉(zhuǎn)矩之比，由下式確定 k=Tr/T0 結(jié)合力矩平衡式得 T1=0.5T0(1-k) T2=0.5T0(1+k) 定義半軸的轉(zhuǎn)矩比為kb=T2/T1,則kb與k之間有 kb=1+k1-k;k=kb-1kb+1 普通錐齒輪差速器的鎖緊系數(shù)k一般為0.05~0.15，兩半軸的轉(zhuǎn)矩比kb為1.11~1.35，這說明左、右半軸的轉(zhuǎn)矩差別不大，故可以認為分配給兩半軸的轉(zhuǎn)矩大致相等，這樣的分配比例對于良好路面上行駛的汽車來說是合適的。 我們?nèi)℃i緊系數(shù)k為0.1，得到軸的轉(zhuǎn)矩比kb為1.22。 T1分別為左兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩為T1=665.316N?m， T2分別為右兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩為T2=813.164N?m。 Tr差速器內(nèi)摩擦力矩為Tr=147.848N?m。 （一）差速器齒輪主要參數(shù)選擇 1. 行星齒輪數(shù)n 行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇，本次設計選用n=2。 2. 行星齒輪球面半徑Rb 行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力。 行星齒輪球面半徑系數(shù)——Kb=3； 差速器計算轉(zhuǎn)矩Td=Tce=1478.48N?m； 則行星齒輪球面半徑Rb=Kb3Td=3×31478.48≈34.2mm； 行星齒輪節(jié)錐距A0=0.99Rb=0.99×34.2≈33.9mm； 3. 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)z1、z2 本次設計選用行星齒輪齒數(shù)z1=13，半軸齒輪齒數(shù)z2=23；z2z1=2313≈1.8∈(1.5~2)。 4. 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數(shù)m 行星齒輪節(jié)錐角γ1=arctanz1z2=arctan1524≈30°； 半軸齒輪節(jié)錐角γ2=arctanz2z1=arctan2415≈60°； 錐齒輪大端的端面模數(shù)為m=2A0z1sinγ1=2×33.911×sin30°≈2.6，取m=3。 5. 壓力角α 本次設計選用壓力角α=22°30'。 6. 行星齒輪軸直徑d及支承長度L 差速器殼傳遞的轉(zhuǎn)矩——T0=1478.48N?m； 行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x——rd=0.5×0.8×mz2=0.5×0.8×3×23=27.6mm； 支承面允許擠壓應力——σc=98MPa； 則行星齒輪軸直徑d=T0×1031.1σcnrd=1478.48×1031.1×98×2×27.6≈16mm； 行星齒輪在軸上的支承長度L=1.1d=1.1×18.31≈17mm； （二）差速器齒輪強度計算 差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當汽車轉(zhuǎn)彎或左、右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪，主要應進行彎曲強度計算。 Tc——半軸齒輪計算轉(zhuǎn)矩。T0 =min[Tce，Tcs]， 當T0=Tce 時,Tc＝0.6×T0=0.6*1478.48=887Nm； 當 T0=Tcf時，Tc＝0.6×T0=0.6*432.3=259 Nm Ks——尺寸系數(shù)，ks=4m25.4=4325.4≈0.511 Km——齒面載荷分配系數(shù)?？缰檬街谓Y(jié)構(gòu)Km=1~1.1，取Km=1.1 Kv——質(zhì)量系數(shù) ，Kv＝1 m——端面模數(shù)，m=3 b2——半軸齒輪齒寬，b2=0.3×d2=0.3×69=20.7mm d2——半軸齒輪大端分度圓直徑，d2=mz2=3×23=69mm J——綜合系數(shù)，查圖得J=0.23 n——行星齒輪數(shù)，n=2 當T0=Tce 時,則輪齒彎曲應力 σw=2Tckskmkvmb2d2Jn×103=2×887×0.59×1.051×3×20.7×69×0.23×2×103≈557.6MPa。 當 T0=Tcf時,則輪齒彎曲應力 σw=2Tckskmkvmb2d2Jn×103=2×259×0.59×1.051×3×20.7×69×0.23×2×103≈163MPa 當T0=Tce 時，[σw]=980 MPa，σw=557MPa<[σw]。，符合設計要求。 當 T0=Tcf時，[σw]=210 MPa，σw=163MPa<[σw]。，符合設計要求。 項目 計算公式 計算結(jié)果 模數(shù)m m 3 行星齒數(shù)z1 Z1>=10 13 半軸齒數(shù)z2 Z2=14-25 23 齒頂高ha ha=m 3 齒根高hf hf=1.2m 3.6 齒高h h=2.2m 6.6 行星齒輪分度圓直徑d1 d=mz d1=39 半軸齒輪分度圓直徑d2 d2=69 行星齒輪分度圓錐角δ1 δ1=arctan(Z1/Z2) δ1=30 半軸齒輪分度圓錐角δ2 δ2=90。-δ1 δ2=60 行星齒輪外錐距R1 R=d/2sinδ R1=39 半軸齒輪外錐距R2 R2=40 齒寬b1，b2 b=（0.25-0.35）R b1=11.7 b2=12 行星齒輪齒頂圓直徑da1 da=m*(z+2cosδ) da1=44 半軸齒輪齒頂圓直徑da2 da2=72 行星齒輪齒根圓直徑df1 df=m(z-2.4cosδ) df1=32.8 半軸齒輪齒根圓直徑df2 df2=65.4 行星齒輪齒頂角θa1度 θa=arctan(2sinδ/z) θa1=4.3 半軸齒輪齒頂角θa2度 θa2=4.3 行星齒輪齒根角θf1度 θf=arctan(2.4sinδ/z) θf1=5 半軸齒輪齒根角θf2度 θf2=5 行星齒輪頂錐角δa1度 δa=δ+θa δa1=34.3 半軸齒輪頂錐角δa2度 δa2=73.3 行星齒輪根錐角δf1度 δf=δ-θf δf1=25 半軸齒輪根錐角δf2度 δf2=55 傳動比i i=Z2/Z1=23/13=1.6 i=1.6 壓力角 α=22°30′ α=22°30′ 齒寬系數(shù)φR φR=0.25~0.30 φR=0.28 行星齒輪軸直徑 d=T0×1031.1[σc]nrd d=16mm 3.3 半軸設計 1.全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩M?計算，即 M?＝ξMmaxi0iη＝0.6×124×3.45×3.6×0.96＝887.09N.m＝887090N?mm（式4-11） 其中，ξ—差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對于普通圓錐行星齒輪差速器取0.6 Mmax—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，題目所給為124 N·M i0—主減速器傳動比，題目所取為3.6 i—變速器I檔傳動比，i＝i1＝3.45 η—汽車傳動效率，題目所給為0.96 全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選?。? d＝K3M?＝0.210×3887090＝20.18mm（式4-12） 式中，d為半軸桿部直徑（mm）；M?為半軸計算轉(zhuǎn)矩（N·mm），K為直徑系數(shù)，取0.205~0.218，最終取K＝0.210 半軸的扭轉(zhuǎn)切應力 τ＝16M?πd3＝16×8870903.14×20.183＝550.04MPa（式4-13） 式中，τ為半軸扭轉(zhuǎn)切應力；d為半軸直徑。 半軸的扭轉(zhuǎn)切應力宜為500~700MPa，故符合要求。 4．三維建模及二維平面圖 4.1 三維建模 主要說明建模中關鍵參數(shù)和復雜部件的建模過程. 半軸齒輪（圖4-1）建模：先在草圖里建立新的平面，在新的平面里根據(jù)半軸齒輪的參數(shù)建立單個齒，通過使用圓形陣列命令建立完整凸臺，生成齒輪后，再進行打孔，在孔中建立花鍵凸臺，然后進行陣列。半軸齒輪墊片（圖4-2），在草圖畫圓環(huán)，拉伸得到。 圖4-1半軸齒輪圖 圖4-2半軸齒輪墊片 差速器殼體（圖4-3），是一個鑄造件，尺寸根據(jù)半軸齒輪與行星齒輪的裝配關系進行設計。建凸臺拔模，中心使用旋轉(zhuǎn)槽命令進行加工，在內(nèi)部加工出軸承定位的軸肩，銑殼體外平面平面在多建幾個凸臺，用于外部軸承的軸肩定位，打行星齒輪軸孔，并打銷孔與螺栓安裝孔。以下的其他建模，以此類推。 圖4-3 差速器殼體 圖4-4 行星齒輪 圖4-5 卡環(huán) 行星齒輪（圖4-4）建模與半軸齒輪建模步驟類似，卡環(huán)（圖4-5）起固定半軸位置作用，在草圖上畫圓環(huán)拔模，然后在圓環(huán)缺口處建立新的草圖畫矩形草圖進行拔模，最后使用鏡像命令完成卡環(huán)建模。 圖4-6 主動齒輪 圖4-7 從動齒輪 圖4-8 總裝配 4.2 二維平面圖 二維平面圖介紹能幫助讀懂圖紙的說明。 零件二維圖要有足夠的尺寸，讓工程師看到就能很明白，有技術要求，零件表面粗糙度，尺寸公差等，提升零件的精度。裝配圖則要表達好各個零件間的裝配關系，裝配操作技術要求等。 圖4-9 差速器殼體二維圖 圖4-10 行星齒輪軸二維圖 圖4.11 主減速器及差速器總成裝配二維圖 參 考 文 獻 ［1］. 趙汝嘉.計算機輔助工藝設計［M］.北京：機械工業(yè)出版社，1995 ［2］. 陳家瑞.汽車構(gòu)造［M］.人民交通出版社.2006 ［3］. 陳錦昌.機械制圖［M］.高等教育出版社.2010 ［4］. 王望予.汽車設計［M］.機械工業(yè)出版社2004 ［5］. 甘永立.幾何量公差與檢測［M］.上?？茖W技術出版社.2012 ［6］. 譚慶昌.趙洪志.機械設計［M］.高等教育出版社.2004 設計題目為轎車后橋差速器設計 表1-1 車型 發(fā)動機Nmax 發(fā)動機Mmax I檔變比 主傳動比 驅(qū)動方案 發(fā)動機 5、E1 66kw/5600rpm 124N.m/2800rmp 3.45 3.2～3.8 FR 縱置 已知條件：（1）假設地面的附著系數(shù)足夠大； （2）發(fā)動機到主傳動主動齒輪的傳動效率 ； （3）車速度允許誤差為±3%； （4）工作情況：每天工作16小時，連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； （5）工作環(huán)境：濕度和粉塵含量設為正常狀態(tài)，環(huán)境最高溫度為30度； （6）要求齒輪使用壽命為17年（每年按300天計，每天平均10小時）； （7）生產(chǎn)批量：中等。 （8）半軸齒輪、行星齒輪齒數(shù)，可參考同類車型選定，也可自己設計。 （11）主傳動比、轉(zhuǎn)矩比參數(shù)選擇不得雷同。 設計的是發(fā)動機前置后驅(qū)轎車的主減速器及差速器， 主動輪齒輪：Z1=10 從動輪齒輪：Z2=36 主傳動比：i0=3.6 齒輪比：u=36/10=3.6 橋殼形式：斷開式 半軸形式：全浮式 差速器形式：直齒圓錐齒輪式 減速器設計 主減速器錐齒輪強度計算 1. 主減速器齒輪計算載荷 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce； 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩——Temax=124N?m； 驅(qū)動橋數(shù)——n=1； 發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率——η=0.96； 變速器一檔傳動比——i1=3.45； 主減速器傳動比——i0=3.6； 分動器傳動比——if=1； 猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)——kd=1； 液力變矩器變矩系數(shù)——k=1； 則從動錐輪計算轉(zhuǎn)矩 Tce=kdTemaxki1ifi0ηn=1×124×1×3.45×1×3.6×0.961≈1478.48N?m； 主、從動錐齒輪間的傳動效率——ηG=0.95； 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tz=Tcei0ηG=1478.483.6×0.95≈432.3N?m； 2. 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 (1) 主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2； 對于乘用車，z1一般不少于9。本次設計取z1=11，則z2=z1?i0=11×3.6≈40。 (2) 從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms 直徑系數(shù)——KD2=15；直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3；（取15） 從動錐齒輪大端分度圓直徑D2=KD23Tce=15×31478.48≈170.9mm； 齒輪端面模數(shù)ms=D2z2=170.940≈4.3∈km3Tce，模數(shù)系數(shù)km=0.3~0.4； 取齒輪端面模數(shù)ms=4； (3) 主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2 從動錐齒輪齒面寬b2=0.155D2=0.155×160.6≈26mm； 主動錐齒輪齒面寬b1=1.1b2=1.1×25≈29mm h=2ha*+c*mt=2×1+0.25×4mm=9mm 寬高比b2/h，bh=269≈2.89。b1/h，bh=299≈3.22。 (4) 中點螺旋角β 汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為35°~40°； 本次設計選用中點螺旋角β=37°； (5) 法向壓力角α 對于弧齒錐齒輪，乘用車的α一般選用14°30'或16°。 本次設計選用法向壓力角α=16°。 (1) 單位齒長圓周力 主動錐齒輪中點分度圓直徑——D1=ms?z1=4×11=44mm； 單位齒長圓周力 p=2kdTemaxkigifηnD1b2×103=2×1×124×1×3.45×1×0.9644×26×103≈653.3N<893N； (2) 輪齒彎曲強度 過載系數(shù)k0=1； 尺寸系數(shù)ks≈0.62； 齒面載荷分配系數(shù)km=1.05； 質(zhì)量系數(shù)kv=1； 主動錐齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)Jw=0.23； 從動錐齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)Jw=0.22； 則主動錐齒輪的齒根彎曲應力為： 2Tzk0kskmkvmsb1D1Jw×103=2×432×1×0.62×1.051×4×27×40×0.23×103≈562MPa<700MPa 從動錐齒輪的齒根彎曲應力為： 2Tcek0kskmkvmsb2D2Jw×103=2×1478.48×1×0.62×1.051×4×25×161×0.22×103≈618MPa<700MPa (3) 輪齒接觸強度 尺寸系數(shù)ks=1； 齒面品質(zhì)系數(shù)kf=1； 綜合彈性系數(shù)cp=232.6N1/2/mm； 齒面接觸強度的綜合系數(shù)JJ=0.15； b取b1和b2中的較小值； 則錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為： σJ=cpD12Tzk0kskmkvbJJ×103=232.6452×432.3×1×1×1.051×25×0.15×103≈2342.39MPa 項目 計算公式 計算結(jié)果 模數(shù) m 4 主動錐齒輪齒數(shù) Z1>9 11 從動錐齒輪齒數(shù) Z2=i0*Z1 40 齒頂高 ha=m 4 齒根高 hf=1.2m 4.8 齒高 h=2.2m 8.8 主動錐齒輪分度圓直徑d1 d=mz d1=44 從動錐齒輪分度圓直徑d2 d2=160 主動錐齒輪分度圓錐角δ1 δ1=arctan(Z1/Z2) δ1=15。 從動錐齒輪分度圓錐角δ2 δ2=90。-δ1 δ2=75。 主動錐齒輪外錐距R1 R=d/2sinδ R1=85 從動錐齒輪外錐距R2 R2=83 齒寬b1，b2 b=（0.25-0.35）R b1=25.5 b2=24.9 主動錐齒輪齒頂圓直徑da1 da=m*(z+2cosδ) da1=52 從動錐齒輪齒頂圓直徑da2 da2=162 主動錐齒輪齒根圓直徑df1 df=m(z-2.4cosδ) df1=35 從動錐齒輪齒根圓直徑df2 df2=158 主動錐齒輪齒頂角θa1 θa=arctan(2sinδ/z) θa1=2.5。 從動錐齒輪齒頂角θa2 θa2=2.5。 主動錐齒輪齒根角θf1 θf=arctan(2.4sinδ/z) θf1=3。 從動錐齒輪齒根角θf2 θf2=3。 主動錐齒輪頂錐角δa1 δa=δ+θa δa1=17.5。 從動錐齒輪頂錐角δa2 δa2=77.5。 主動錐齒輪根錐角δf1 δf=δ-θf δf1=12。 從動錐齒輪根錐角δf2 δf2=72。 傳動比i i=Z2/Z1=40/11=3.6 i=3.6 齒寬系數(shù)φR φR=0.25~0.30 φR=0.28 中點螺旋角β β =40° β =37° 壓力角 α =16° α =16° 主減速器錐齒輪材料 驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點，是傳動系中最薄弱環(huán)節(jié)。 汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WmoV等。 差速器設計 普通錐齒輪式差速器 普通錐齒輪式差速器由于結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)可靠，一直廣泛用于一般使用條件下的汽車驅(qū)動橋中。ω0為差速器殼的角速度；ω1、ω2分別為左、右兩半軸的角速度；T0為差速器殼接受的轉(zhuǎn)矩；Tr為差速器內(nèi)摩擦力矩；T1、T2分別為左、右兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩。 根據(jù)運動分析可得 ω1+ω2=2ω0 顯然，當一側(cè)半軸不轉(zhuǎn)時，另一側(cè)半軸將以兩倍的差速器殼體角速度旋轉(zhuǎn)；當差速器殼體不轉(zhuǎn)時，左右半軸將等速、反向旋轉(zhuǎn)。 根據(jù)力矩平衡可得5 T1+T2=T0 T2-T1=Tr 差速器性能常以鎖緊系數(shù)k來表征，定義為差速器的內(nèi)摩擦力矩與差速器殼接受的轉(zhuǎn)矩之比，由下式確定 k=Tr/T0 結(jié)合力矩平衡式得 T1=0.5T0(1-k) T2=0.5T0(1+k) 定義半軸的轉(zhuǎn)矩比為kb=T2/T1,則kb與k之間有 kb=1+k1-k;k=kb-1kb+1 普通錐齒輪差速器的鎖緊系數(shù)k一般為0.05~0.15，兩半軸的轉(zhuǎn)矩比kb為1.11~1.35，這說明左、右半軸的轉(zhuǎn)矩差別不大，故可以認為分配給兩半軸的轉(zhuǎn)矩大致相等，這樣的分配比例對于良好路面上行駛的汽車來說是合適的。 我們?nèi)℃i緊系數(shù)k為0.1，得到軸的轉(zhuǎn)矩比kb為1.22。 T1分別為左兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩為T1=665.316N?m， T2分別為右兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩為T2=813.164N?m。 Tr差速器內(nèi)摩擦力矩為Tr=147.848N?m。 差速器齒輪主要參數(shù)選擇 1. 行星齒輪數(shù)n 行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇，本次設計選用n=2。 2. 行星齒輪球面半徑Rb 行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力。 行星齒輪球面半徑系數(shù)——Kb=3； 差速器計算轉(zhuǎn)矩Td=Tce=1478.48N?m； 則行星齒輪球面半徑Rb=Kb3Td=3×31478.48≈34.2mm； 行星齒輪節(jié)錐距A0=0.99Rb=0.99×34.2≈33.9mm； 3. 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)z1、z2 本次設計選用行星齒輪齒數(shù)z1=13，半軸齒輪齒數(shù)z2=23；z2z1=2313≈1.8∈(1.5~2)。 4. 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數(shù)m 行星齒輪節(jié)錐角γ1=arctanz1z2=arctan1524≈30°； 半軸齒輪節(jié)錐角γ2=arctanz2z1=arctan2415≈60°； 錐齒輪大端的端面模數(shù)為m=2A0z1sinγ1=2×33.911×sin30°≈2.6，取m=3。 5. 壓力角α 本次設計選用壓力角α=22°30'。 6. 行星齒輪軸直徑d及支承長度L 差速器殼傳遞的轉(zhuǎn)矩——T0=1478.48N?m； 行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x——rd=0.5×0.8×mz2=0.5×0.8×3×23=27.6mm； 支承面允許擠壓應力——σc=98MPa； 則行星齒輪軸直徑d=T0×1031.1σcnrd=1478.48×1031.1×98×2×27.6≈16mm； 行星齒輪在軸上的支承長度L=1.1d=1.1×18.31≈17mm； 差速器齒輪強度計算 差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當汽車轉(zhuǎn)彎或左、右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪，主要應進行彎曲強度計算。 Tc——半軸齒輪計算轉(zhuǎn)矩。T0 =min[Tce，Tcs]， 當T0=Tce 時,Tc＝0.6×T0=0.6*1478.48=887Nm； 當 T0=Tcf時，Tc＝0.6×T0=0.6*432.3=259 Nm Ks——尺寸系數(shù)，ks=4m25.4=4325.4≈0.511 Km——齒面載荷分配系數(shù)。跨置式支撐結(jié)構(gòu)Km=1~1.1，取Km=1.1 Kv——質(zhì)量系數(shù) ，Kv＝1 m——端面模數(shù)，m=3 b2——半軸齒輪齒寬，b2=0.3×d2=0.3×69=20.7mm d2——半軸齒輪大端分度圓直徑，d2=mz2=3×23=69mm J——綜合系數(shù)，查圖得J=0.23 n——行星齒輪數(shù)，n=2 當T0=Tce 時,則輪齒彎曲應力 σw=2Tckskmkvmb2d2Jn×103=2×887×0.59×1.051×3×20.7×69×0.23×2×103≈557.6MPa。 當 T0=Tcf時,則輪齒彎曲應力 σw=2Tckskmkvmb2d2Jn×103=2×259×0.59×1.051×3×20.7×69×0.23×2×103≈163MPa 當T0=Tce 時，[σw]=980 MPa，σw=557MPa<[σw]。，符合設計要求。 當 T0=Tcf時，[σw]=210 MPa，σw=163MPa<[σw]。，符合設計要求。 項目 計算公式 計算結(jié)果 模數(shù)m m 3 行星齒數(shù)z1 Z1>=10 13 半軸齒數(shù)z2 Z2=14-25 23 齒頂高ha ha=m 3 齒根高hf hf=1.2m 3.6 齒高h h=2.2m 6.6 行星齒輪分度圓直徑d1 d=mz d1=39 半軸齒輪分度圓直徑d2 d2=69 行星齒輪分度圓錐角δ1 δ1=arctan(Z1/Z2) δ1=30 半軸齒輪分度圓錐角δ2 δ2=90。-δ1 δ2=60 行星齒輪外錐距R1 R=d/2sinδ R1=39 半軸齒輪外錐距R2 R2=40 齒寬b1，b2 b=（0.25-0.35）R b1=11.7 b2=12 行星齒輪齒頂圓直徑da1 da=m*(z+2cosδ) da1=44 半軸齒輪齒頂圓直徑da2 da2=72 行星齒輪齒根圓直徑df1 df=m(z-2.4cosδ) df1=32.8 半軸齒輪齒根圓直徑df2 df2=65.4 行星齒輪齒頂角θa1度 θa=arctan(2sinδ/z) θa1=4.3 半軸齒輪齒頂角θa2度 θa2=4.3 行星齒輪齒根角θf1度 θf=arctan(2.4sinδ/z) θf1=5 半軸齒輪齒根角θf2度 θf2=5 行星齒輪頂錐角δa1度 δa=δ+θa δa1=34.3 半軸齒輪頂錐角δa2度 δa2=73.3 行星齒輪根錐角δf1度 δf=δ-θf δf1=25 半軸齒輪根錐角δf2度 δf2=55 傳動比i i=Z2/Z1=23/13=1.6 i=1.6 壓力角 α=22°30′ α=22°30′ 齒寬系數(shù)φR φR=0.25~0.30 φR=0.28 行星齒輪軸直徑 d=T0×1031.1[σc]nrd d=16mm 半軸設計 1.全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩M?計算，即 M?＝ξMmaxi0iη＝0.6×124×3.45×3.6×0.96＝887.09N.m＝887090N?mm（式4-11） 其中，ξ—差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對于普通圓錐行星齒輪差速器取0.6 Mmax—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，題目所給為124 N·M i0—主減速器傳動比，題目所取為3.6 i—變速器I檔傳動比，i＝i1＝3.45 η—汽車傳動效率，題目所給為0.96 全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選?。? d＝K3M?＝0.210×3887090＝20.18mm（式4-12） 式中，d為半軸桿部直徑（mm）；M?為半軸計算轉(zhuǎn)矩（N·mm），K為直徑系數(shù)，取0.205~0.218，最終取K＝0.210 半軸的扭轉(zhuǎn)切應力 τ＝16M?πd3＝16×8870903.14×20.183＝550.04MPa（式4-13） 式中，τ為半軸扭轉(zhuǎn)切應力；d為半軸直徑。 半軸的扭轉(zhuǎn)切應力宜為500~700MPa，故符合要求。