哈佛H6轎車非斷開式驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)含2張CAD圖,哈佛,H6,轎車,斷開,驅(qū)動(dòng),設(shè)計(jì),CAD 哈佛H6驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 目錄 1前言 1 2 總體方案論證 2 3 主減速器設(shè)計(jì) 3 3.1 主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 3 3.1.1 螺旋錐齒輪傳動(dòng) 3 3.1.2 結(jié)構(gòu)形式 4 3.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案 4 3.2.1 主動(dòng)錐齒輪的支承 4 3.2.2 從動(dòng)錐齒輪的支承 5 3.3 主減速器錐齒輪設(shè)計(jì) 5 3.3.1 主減速比i的確定 5 3.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 6 3.4 主減速器錐齒輪的材料 7 3.5 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 8 3.5.1 單位齒長圓周力 8 3.5.2 齒輪彎曲強(qiáng)度 8 3.5.3 輪齒接觸強(qiáng)度 8 3.6 主減速器錐齒輪軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算 9 3.6.1 錐齒輪齒面上的作用力 9 3.6.2 錐齒輪軸承的載荷 10 3.6.3 錐齒輪軸承型號(hào)的確定 12 結(jié)論 14 參 考 文 獻(xiàn) 15 I 1前言 本課題是對(duì)哈佛H6驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。故本說明書將以“驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)”內(nèi)容對(duì)驅(qū)動(dòng)橋及其主要零部件的結(jié)構(gòu)型式與設(shè)計(jì)計(jì)算作一一介紹。 驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)，由驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)組成、功用、工作特點(diǎn)及設(shè)計(jì)要求講起，詳細(xì)地分析了驅(qū)動(dòng)橋總成的結(jié)構(gòu)型式及布置方法；全面介紹了驅(qū)動(dòng)橋車輪的傳動(dòng)裝置和橋殼的各種結(jié)構(gòu)型式與設(shè)計(jì)計(jì)算方法。 汽車驅(qū)動(dòng)橋是汽車的重大總成，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經(jīng)車輪、車架及承載式車身經(jīng)懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅(qū)動(dòng)橋還傳遞著傳動(dòng)系中的最大轉(zhuǎn)矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)型式和設(shè)計(jì)參數(shù)除對(duì)汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對(duì)汽車的行駛性能如動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、平順性、通過性、機(jī)動(dòng)性和操動(dòng)穩(wěn)定性等有直接影響。另外，汽車驅(qū)動(dòng)橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機(jī)械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅(qū)動(dòng)橋包含主減速器、差速器、驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置（半軸及輪邊減速器）、橋殼和各種齒輪。由上述可見，汽車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)涉及的機(jī)械零部件及元件的品種極為廣泛，對(duì)這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設(shè)計(jì)到所有的現(xiàn)代機(jī)械制造工藝。因此，通過對(duì)汽車驅(qū)動(dòng)橋的學(xué)習(xí)和設(shè)計(jì)實(shí)踐，可以更好的學(xué)習(xí)并掌握現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)與機(jī)械設(shè)計(jì)的全面知識(shí)和技能。 2 總體方案論證 驅(qū)動(dòng)橋處于動(dòng)力傳動(dòng)系的末端，其基本功能是增大由傳動(dòng)軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩,并將動(dòng)力合理地分配給左、右驅(qū)動(dòng)輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅(qū)動(dòng)橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動(dòng)裝置和驅(qū)動(dòng)橋殼等組成。 驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求： a)所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車具有最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 c)齒輪及其它傳動(dòng)件工作平穩(wěn)，噪聲小。 d)在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動(dòng)效率。 e)在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，尤其是簧下質(zhì)量應(yīng)盡量小，以改善汽車平順性。 f)與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)，對(duì)于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋，還應(yīng)與轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)。 g)結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調(diào)整方便。 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅(qū)動(dòng)橋和斷開式驅(qū)動(dòng)橋。當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用非獨(dú)立懸架時(shí)，應(yīng)該選用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋；當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用獨(dú)立懸架時(shí)，則應(yīng)該選用斷開式驅(qū)動(dòng)橋。因此，前者又稱為非獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋；后者稱為獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋。獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)叫復(fù)雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。 3 主減速器設(shè)計(jì) 主減速器是汽車傳動(dòng)系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動(dòng)齒數(shù)多的錐齒輪。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動(dòng)以改變動(dòng)力方向。由于汽車在各種道路上行使時(shí)，其驅(qū)動(dòng)輪上要求必須具有一定的驅(qū)動(dòng)力矩和轉(zhuǎn)速，在動(dòng)力向左右驅(qū)動(dòng)輪分流的差速器之前設(shè)置一個(gè)主減速器后，便可使主減速器前面的傳動(dòng)部件如變速器、萬向傳動(dòng)裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質(zhì)量減小、操縱省力。 驅(qū)動(dòng)橋中主減速器、差速器設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求： a）所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車既有最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動(dòng)件工作平穩(wěn)，噪音小。 c）在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動(dòng)效率；與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與動(dòng)協(xié)調(diào)。 d）在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。 e）結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。 3.1 主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。 3.1.1 螺旋錐齒輪傳動(dòng) 圖3-1螺旋錐齒輪傳動(dòng) 按齒輪副結(jié)構(gòu)型式分，主減速器的齒輪傳動(dòng)主要有螺旋錐齒輪式傳動(dòng)、雙曲面齒輪式傳動(dòng)、圓柱齒輪式傳動(dòng)（又可分為軸線固定式齒輪傳動(dòng)和軸線旋轉(zhuǎn)式齒輪傳動(dòng)即行星齒輪式傳動(dòng)）和蝸桿蝸輪式傳動(dòng)等形式。 在發(fā)動(dòng)機(jī)橫置的汽車驅(qū)動(dòng)橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的汽車驅(qū)動(dòng)橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動(dòng)或準(zhǔn)雙曲面齒輪式傳動(dòng)。 為了減少驅(qū)動(dòng)橋的外輪廓尺寸，主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪而采用螺旋錐齒輪。因?yàn)槁菪F齒輪不發(fā)生根切（齒輪加工中產(chǎn)生輪齒根部切薄現(xiàn)象，致使齒輪強(qiáng)度大大降低）的最小齒數(shù)比直齒輪的最小齒數(shù)少，使得螺旋錐齒輪在同樣的傳動(dòng)比下主減速器結(jié)構(gòu)較緊湊。此外，螺旋錐齒輪還具有運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點(diǎn)，汽車上獲得廣泛應(yīng)用。 近年來，有些汽車的主減速器采用準(zhǔn)雙曲面錐齒輪（車輛行業(yè)中簡稱雙曲面?zhèn)鲃?dòng)）傳動(dòng)。準(zhǔn)雙曲面錐齒輪傳動(dòng)與圓錐齒輪相比，準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動(dòng)不僅工作平穩(wěn)性更好，彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度更高，同時(shí)還可使主動(dòng)齒輪的軸線相對(duì)于從動(dòng)齒輪軸線偏移。當(dāng)主動(dòng)準(zhǔn)雙曲面齒輪軸線向下偏移時(shí)，可降低主動(dòng)錐齒輪和傳動(dòng)軸位置，從而有利于降低車身及整車重心高度，提高汽車行使的穩(wěn)定性。東風(fēng)EQ1090E型汽車即采用下偏移準(zhǔn)雙曲面齒輪。但是，準(zhǔn)雙曲面齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，齒面間有較大的相對(duì)滑動(dòng)，且齒面間壓力很大，齒面油膜很容易被破壞。為減少摩擦，提高效率，必須采用含防刮傷添加劑的雙曲面齒輪油，絕不允許用普通齒輪油代替，否則將時(shí)齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。 查閱文獻(xiàn)[1]、[2]，經(jīng)方案論證，主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動(dòng)形式（如圖3-1示）。螺旋錐齒輪傳動(dòng)的主、從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn)，齒輪并不同時(shí)在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對(duì)以上的輪齒同時(shí)捏合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負(fù)荷、制造也簡單。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 3.1.2 結(jié)構(gòu)形式 為了滿足不同的使用要求，主減速器的結(jié)構(gòu)形式也是不同的。 按參加減速傳動(dòng)的齒輪副數(shù)目分，有單級(jí)式主減速器和雙級(jí)式主減速器、雙速主減速器、雙級(jí)減速配以輪邊減速器等。雙級(jí)式主減速器應(yīng)用于大傳動(dòng)比的中、重型汽車上，若其第二級(jí)減速器齒輪有兩副，并分置于兩側(cè)車輪附近，實(shí)際上成為獨(dú)立部件，則稱輪邊減速器。單級(jí)式主減速器應(yīng)用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。單級(jí)主減速器由一對(duì)圓錐齒輪組成，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點(diǎn)。 查閱文獻(xiàn)[1]、[2]，經(jīng)方案論證，本設(shè)計(jì)主減速器采用單級(jí)主減速器。其傳動(dòng)比i0一般小于等于7。 3.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案 主減速器中心必須保證主從動(dòng)齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質(zhì)量裝配調(diào)整及軸承主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。 3.2.1 主動(dòng)錐齒輪的支承 圖3-2主動(dòng)錐齒輪跨置式 主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻(xiàn)，經(jīng)方案論證，采用跨置式支承結(jié)構(gòu)（如圖3-2示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式。跨置式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動(dòng)錐齒輪后軸承的徑向負(fù)荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。 裝載質(zhì)量為2t以上的汽車主減速器主動(dòng)齒輪都是采用跨置式支承。本課題所設(shè)計(jì)的哈佛H6裝載質(zhì)量為5t，所以選用跨置式。 圖3-3從動(dòng)錐齒輪支撐形式 3.2.2 從動(dòng)錐齒輪的支承 從動(dòng)錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖3-3示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動(dòng)錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)不小于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應(yīng)是c等于或大于d。 3.3 主減速器錐齒輪設(shè)計(jì) 主減速比i、驅(qū)動(dòng)橋的離地間隙和計(jì)算載荷，是主減速器設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)，應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)就確定。 3.3.1 主減速比i的確定 主減速比對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí)汽車的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。i的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)和傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比i一起由整車動(dòng)力計(jì)算來確定。可利用在不同i下的功率平衡田來研究i對(duì)汽車動(dòng)力性的影響。通過優(yōu)化設(shè)計(jì)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇i值，可使汽車獲得最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 對(duì)于具有很大功率儲(chǔ)備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的i值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時(shí)i值應(yīng)按下式來確定： （3-1） 式中——車輪的滾動(dòng)半徑， =0.5m igh——變速器量高檔傳動(dòng)比。igh =1 對(duì)于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲(chǔ)備而使最高車速稍有下降，i一般選擇比上式求得的大10％～25％，即按下式選擇： （3-2） 式中i——分動(dòng)器或加力器的高檔傳動(dòng)比 iLB——輪邊減速器的傳動(dòng)比。 根據(jù)所選定的主減速比i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級(jí)、雙級(jí)等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應(yīng)。 把nn=3000r/n , =85km/h , r=0.5m , igh=1代入（3-1） 計(jì)算出 i=6.33 從動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce Tce= （3-3） 式中： Tce—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Nm； Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；Temax =430 Nm n—計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，1； if—變速器傳動(dòng)比，if=7.48； i0—主減速器傳動(dòng)比，i0=6.33； η—變速器傳動(dòng)效率，η=0.96； k—液力變矩器變矩系數(shù)，K=1； Kd—由于猛接離合器而產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，Kd=1； i1—變速器最低擋傳動(dòng)比，i1=1； 代入式（3-3），有： Tce=10190 Nm 主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩T=1516.4 Nm 3.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 a)主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z1和z2 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素； 為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強(qiáng)度，大小齒輪的齒數(shù)和不少于40在轎車主減速器中，小齒輪齒數(shù)不小于9。 查閱資料，經(jīng)方案論證，主減速器的傳動(dòng)比為6.33，初定主動(dòng)齒輪齒數(shù)z1=6，從動(dòng)齒輪齒數(shù)z2=38。 b）主、從動(dòng)錐齒輪齒形參數(shù)計(jì)算 按照文獻(xiàn)[3]中的設(shè)計(jì)計(jì)算方法進(jìn)行設(shè)計(jì)和計(jì)算，結(jié)果見表3-1。 從動(dòng)錐齒輪分度圓直徑dm2=14=303.51mm 取dm2=304mm 齒輪端面模數(shù) c）中點(diǎn)螺旋角β 弧齒錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的。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°。汽車選用較小的β值以保證較大的εF，使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪音低。取β=35°。 d）法向壓力角α 法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)，也可以使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪音低。對(duì)于汽車弧齒錐齒輪，α一般選用20°。 e) 螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可以使主、從動(dòng)齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。 3.4 主減速器錐齒輪的材料 驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時(shí)間長、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。因此，傳動(dòng)系中的主減速器齒輪是個(gè)薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應(yīng)滿足如下的要求： a） 具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。 b） 齒輪芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 c） 鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 d） 選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻呀的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪與差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。滲碳合金鋼的優(yōu)點(diǎn)是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為0.8%～1.2%），具有相當(dāng)高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強(qiáng)度、表面接觸強(qiáng)度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點(diǎn)是熱處理費(fèi)用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時(shí)可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會(huì)引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對(duì)齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪，可進(jìn)行滲硫處理以提高耐磨性。 3.5 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 3.5.1 單位齒長圓周力 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) P= （3-4） 式中： ig—變速器傳動(dòng)比，常取一擋傳動(dòng)比，ig=7.48 ； D1—主動(dòng)錐齒輪中點(diǎn)分度圓直徑mm；D=64mm 其它符號(hào)同前； 將各參數(shù)代入式（3-4），有： P=856 N/mm 按照文獻(xiàn)[1],P≤[P]=1429 N/mm，錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。 3.5.2 齒輪彎曲強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為： = （3-5） 式中： —錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力，MPa； T—齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Nm； k0—過載系數(shù)，一般取1； ks—尺寸系數(shù)，0.682； km—齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結(jié)構(gòu)，km=1.25； kv—質(zhì)量系數(shù)，取1； b—所計(jì)算的齒輪齒面寬；b=47mm D—所討論齒輪大端分度圓直徑；D=304mm Jw—齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，取0.03； 對(duì)于主動(dòng)錐齒輪， T=1516.4 Nm；從動(dòng)錐齒輪，T=10190Nm； 將各參數(shù)代入式（3-5），有： 主動(dòng)錐齒輪， =478MPa； 從動(dòng)錐齒輪， =466MPa； 按照文獻(xiàn)[1], 主從動(dòng)錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強(qiáng)度滿足要求。 3.5.3 輪齒接觸強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為： σj= （3-6） 式中： σj—錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力，MPa； D1—主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑，mm；D1=64mm b—主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬較小值；b=47mm kf—齒面品質(zhì)系數(shù)，取1.0； cp—綜合彈性系數(shù)，取232N1/2/mm； ks—尺寸系數(shù)，取1.0； Jj—齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，取0.01； Tz—主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩；Tz=1516.4N.m k0、km、kv選擇同式（3-5） 將各參數(shù)代入式 （3-6），有： σj=2722MPa 按照文獻(xiàn)[1]，σj≤[σj]=2800MPa，輪齒接觸強(qiáng)度滿足要求。 3.6 主減速器錐齒輪軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.6.1 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線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力以及垂直于齒輪軸線的徑向力。 a） 齒寬中點(diǎn)處的圓周力F F= (3-7) 式中： T—作用在從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩； Dm2—從動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的分度圓直徑，由式（3-8）確定，即 Dm2=D2-b2sinγ2 (3-8) 式中： D2—從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑；D2=304mm b2—從動(dòng)齒輪齒面寬；b2=47mm γ2—從動(dòng)齒輪節(jié)錐角；γ2=76° 將各參數(shù)代入式(3-8)，有： Dm2=258mm 將各參數(shù)代入式(3-7)，有： F=3000N 對(duì)于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動(dòng)齒輪上的圓周力是相等的。 b） 錐齒輪的軸向力Faz和徑向力Frz（主動(dòng)錐齒輪） 作用在主動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力Faz和徑向力分別為 Faz= (3-9) Frz= (3-10) 將各參數(shù)分別代入式(3-9) 與式(3-10)中，有： Faz= 2752N，F(xiàn)rz=142N 3.6.2 錐齒輪軸承的載荷 當(dāng)錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計(jì)算確定后，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。圖3-4為單級(jí)主減速器的跨置式支承的尺寸布置圖: 圖3-4單級(jí)主減速器軸承布置尺寸 圖3—4中各參數(shù)尺寸： a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=40,Dm2=304mm。 由主動(dòng)錐齒輪齒面受力簡圖（圖3-5所示），得出各軸承所受的徑向力與軸向力。 圖3-5主動(dòng)錐齒輪齒面受力簡圖 軸承A：徑向力 Fr= （3-11） 軸向力 Fa= Faz （3-12） 將各參數(shù)代入式（3-11）與（3-12），有： Fr=3997N，F(xiàn)a=2752N 軸承B：徑向力 Fr= （3-13） 軸向力 Fa= 0 （3-14） 將各參數(shù)代入式（3-13）與（3-14），有： Fr=1493N，F(xiàn)a=0N 軸承C：徑向力 Fr= （3-15） 軸向力 Fa= Faz （3-16） 將各參數(shù)代入式（3-15）與（3-16），有： Fr=2283N，F(xiàn)a=2752N 軸承D：徑向力 Fr= （3-17） 軸向力 Fa= 0 （3-18） 將各參數(shù)代入式（3-17）與（3-18），有： Fr=1745N，F(xiàn)a=0N 軸承E：徑向力 Fr= （3-19） 軸向力 Fa= 0 （3-20） 將各參數(shù)代入式（3-19）與（3-20），有： Fr=1245N，F(xiàn)a=0N 3.6.3 錐齒輪軸承型號(hào)的確定 軸承A 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P =0.69 查閱文獻(xiàn)[2]，錐齒輪圓錐滾子軸承e值為0.36，故 >e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數(shù)fp=1.2。 P=fp（XFr+YFa） （3-21） 將各參數(shù)代入式（3-21）中，有： P=7533N 軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)負(fù)荷C′r C′r= （3-22） 式中： ft—溫度系數(shù)，查文獻(xiàn)[4]，得ft=1； ε—滾子軸承的壽命系數(shù)，查文獻(xiàn)[4]，得ε=10/3； n—軸承轉(zhuǎn)速，r/min； L′h—軸承的預(yù)期壽命，5000h； 將各參數(shù)代入式（3-22）中，有； C′r=24061N 初選軸承型號(hào) 查文獻(xiàn)[3]，初步選擇Cr =24330N> C′r的圓錐滾子軸承7206E。 驗(yàn)算7206E圓錐滾子軸承的壽命 Lh = （3-23） 將各參數(shù)代入式（3-21）中，有： Lh =4151h<5000h 所選擇7206E圓錐滾子軸承的壽命低于預(yù)期壽命，故選7207E軸承,經(jīng)檢驗(yàn)?zāi)軡M足。軸承B、軸承C、軸承D、軸承E強(qiáng)度都可按此方法得出，其強(qiáng)度均能夠滿足要求。 1－半軸 2－圓錐滾子軸承 3－支承螺栓 4－主減速器從動(dòng)錐齒輪 5－油封 6－主減速器主動(dòng)錐齒輪 7－彈簧座 8－墊圈 9－輪轂 10－調(diào)整螺母 圖2-1 驅(qū)動(dòng)橋 結(jié)論 本課題設(shè)計(jì)的哈佛H6驅(qū)動(dòng)橋，采用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，由于結(jié)構(gòu)簡單、主減速器造價(jià)低廉、工作可靠，可以被廣泛用在各種中型載貨汽車。 設(shè)計(jì)介紹了后橋驅(qū)動(dòng)的結(jié)構(gòu)形式和工作原理，計(jì)算了差速器、主減速器以及半軸的結(jié)構(gòu)尺寸，進(jìn)行了強(qiáng)度校核，并繪制了有關(guān)零件圖和裝配圖。 本驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)合理，符合實(shí)際應(yīng)用，具有很好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性，驅(qū)動(dòng)橋總成及零部件的設(shè)計(jì)能盡量滿足零件的標(biāo)準(zhǔn)化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化及汽車變型的要求，修理、保養(yǎng)方便，機(jī)件工藝性好，制造容易。 但此設(shè)計(jì)過程仍有許多不足，在設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)尺寸時(shí)，有些設(shè)計(jì)參數(shù)是按照以往經(jīng)驗(yàn)值得出，這樣就帶來了一定的誤差。另外，在一些小的方面，由于時(shí)間問題，做得還不夠仔細(xì)，懇請(qǐng)各位老師同學(xué)給予批評(píng)指正。 參 考 文 獻(xiàn) [1] 劉惟信.汽車設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001. [2] 陳家瑞. 汽車構(gòu)造[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003. [3] 汽車工程手冊(cè)編輯委員會(huì).汽車工程手冊(cè)[M]：設(shè)計(jì)篇.北京：人民交通出版社，2001. [4] 汽車工程手冊(cè)編輯委員會(huì).汽車工程手冊(cè)[M]：基礎(chǔ)篇.北京：人民交通出版社，2001. [5] 余志生. 汽車?yán)碚揫M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社, 1990. [6] 楊朝會(huì)，王豐元，馬浩.基于有限元方法的載貨汽車驅(qū)動(dòng)橋殼分析[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程.2006，（10）：19-21 [7] 胡迪青，易建軍，胡于進(jìn)，李成剛.基于模塊化的越野汽車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)及性能綜合評(píng)價(jià)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造工程，2000，（3）：8-11. [8] 唐善政.汽車驅(qū)動(dòng)橋噪聲的試驗(yàn)研究與控制[J].汽車科技，2000，（3）：14-24 [9] 石琴，陳朝陽，錢鋒，溫千紅．汽車驅(qū)動(dòng)橋殼模態(tài)分析[J].上海汽車，1999，(4):1-3，8. [10] 林軍，周曉軍，陳子辰，陳慶春.汽車驅(qū)動(dòng)橋總成在線自動(dòng)檢測系統(tǒng)[J].機(jī)械與電子，2000，（4）：20-21. [11] 王聰興,馮茂林. 現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法在驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)中的應(yīng)用[J].公路與汽運(yùn)，2004，(4):6-8. [12] 楊鎖望，韓愈琪，楊鈺.礦用自卸驅(qū)動(dòng)橋殼結(jié)構(gòu)分析與改進(jìn)設(shè)計(jì)[J].專用汽車，2005，（1）：21-23. [13] 王鐵，張國忠，周淑文.路面不平度影響下的汽車驅(qū)動(dòng)橋動(dòng)載荷[J].東北大學(xué)學(xué)報(bào),2003,(1):50-53. [14] 常曙光.重載汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪用鋼的成分設(shè)計(jì)[J].現(xiàn)代零部件，2006，（1）：90-95. [15] 徐灦. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991. 16