車輛專業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì)-設(shè)計(jì)某SUV后驅(qū)動(dòng)橋總成設(shè)計(jì),車輛,專業(yè),畢業(yè)設(shè)計(jì),設(shè)計(jì),SUV,驅(qū)動(dòng),總成 摘 要 隨著近年來(lái)油價(jià)的上漲，汽車的使用成本也越來(lái)越高，因此在保證汽車的動(dòng)力性的前提下，提高其燃油經(jīng)濟(jì)性也變得非常重要。為了降低油耗，就應(yīng)該尋找減少能量在傳遞過(guò)程中的損失。因此，在發(fā)動(dòng)機(jī)相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配性比較高的驅(qū)動(dòng)橋便成了有效節(jié)油的措施之一。 本文根據(jù)整車輸入?yún)?shù)首先用傳統(tǒng)的計(jì)算方法對(duì)驅(qū)動(dòng)橋中主要零件進(jìn)行詳細(xì)的尺寸計(jì)算及強(qiáng)度校核；其次利用CATIA軟件對(duì)各個(gè)零件進(jìn)行三維建模及DMU仿真，同時(shí)繪制主要零件二維圖及后橋總成裝置圖，為后期的整車布置及樣車試制打下基礎(chǔ)；最后利用ANSYS有限元分析軟件對(duì)橋殼進(jìn)行強(qiáng)度分析校核，經(jīng)校核橋殼強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。 關(guān)鍵詞：驅(qū)動(dòng)橋；CATIA；ANSYS；有限元分析 Abstract With?the?recent?rise?in?oil?prices,?the?cost?of?car?use?is?also?more?and?more?high,?so?in?the?premise?of?ensuring?the?power?car,?improve?the?fuel?economy?is?very?important.?In?order?to? reduce?the fuel?consumption,?they?should?be?looking?to?reduce?the?energy??in?the?process?of? transmission?loss.?Therefore,?in?the?case?of?the?same?engine,?with?excellent?performance?and?matching?of?drive?axle?is?relatively?high?and?the?car engine?has?become?one?of?the?effective? energy?saving?measures. In?this?paper,?the?traditional?method?is?firstly?used?to?input?parameters?according?to?the? vehicle?to?drive?axle in?the?main?parts?size?calculation?and?strength?check?detailed?secondly,? using?CATIA?software?for?3D?modeling?and?DMU?simulation?of?various?parts;?At?the?same ?time,?rendering?the?main?parts?of?two-dimensional?graph?and?the?rear?axle?assembly?diagram??and?laying?the?foundation?for?the??arrangement?and?prototype?trial?period;Finally?analyze?the? strength of?the?bridge?shell?by?using?the?ANSYS?finite?element?analysis?software,?checking the?bridge?shell?strength?to?meet?the?design?requirements. Key words: drive axle;CATIA;ANSYS;finite element analysis II 目 錄 1 緒論 1 1.1 課題研究背景及意義 1 1.2 驅(qū)動(dòng)橋總成概述 1 1.3 驅(qū)動(dòng)橋分類 2 1.4 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 3 1.5 課題研究?jī)?nèi)容 4 2 后橋總成初步選型設(shè)計(jì) 5 2.1 主減速器結(jié)構(gòu)方案確定 5 2.1.1 減速形式確定 6 2.1.2 齒輪類型確定 6 2.1.3 主動(dòng)齒輪支承方式和安裝方式確定 6 2.1.4 從動(dòng)齒輪支承方式和安裝方式確定 7 2.1.5 軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整 8 2.2 差速器結(jié)構(gòu)方案確定 8 2.3 半軸型式確定 9 2.4 橋殼型式確定 10 2.5 本章小結(jié) 11 3 主減速器設(shè)計(jì) 12 3.1 主減速比確定 12 3.2 齒輪計(jì)算載荷確定 12 3.3 齒輪參數(shù)確定 14 3.4 主減速器齒輪幾何尺寸計(jì)算 19 3.5 齒輪強(qiáng)度校核 20 3.5.1 單位齒長(zhǎng)圓周力校核 20 3.5.2 輪齒彎曲強(qiáng)度校核 22 3.5.3 輪齒接觸強(qiáng)度校核 23 3.6 齒輪材料及熱處理 24 3.7 主減速器潤(rùn)滑 25 3.8 主減速軸承校核 26 3.8.1 軸承載荷計(jì)算 26 3.8.2 軸承校核 29 3.9 本章小結(jié) 30 4 差速器設(shè)計(jì) 31 4.1 普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器 31 4.2 差速器齒輪主要參數(shù)確定 31 4.3 差速器齒輪幾何計(jì)算 34 4.4 差速器齒輪強(qiáng)度校核 36 4.5 本章小結(jié) 37 5 半軸設(shè)計(jì) 38 5.1 半軸設(shè)計(jì)與計(jì)算 38 5.1.1 半浮式半軸尺寸計(jì)算 38 5.1.2 半浮式半軸三種工況校核 39 5.1.3 半軸花鍵強(qiáng)度校核 42 5.2 半軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及材料與熱處理 43 5.3 半軸軸承確定 44 5.4 本章小結(jié) 44 6 橋殼設(shè)計(jì) 45 6.1 概述 45 6.2 橋殼強(qiáng)度計(jì)算 45 6.3 ANSYS橋殼強(qiáng)度分析 47 6.4 本章小結(jié) 51 結(jié) 論 52 致 謝 53 參考文獻(xiàn) 54 附錄A 55 附錄B 59 70 1 緒論 1.1 課題研究背景及意義 隨著汽車工業(yè)的發(fā)展及汽車技術(shù)的提高，驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)、制造工藝都在日益完善，驅(qū)動(dòng)橋也和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術(shù)外，在機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)中日益朝著“零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化、產(chǎn)品系列化”的方向發(fā)展及生產(chǎn)組織的專業(yè)化目標(biāo)前進(jìn)[1]。 近年來(lái)油價(jià)上漲迅速，汽車的使用成本也越來(lái)越高，因此在保證汽車的動(dòng)力性的前提下，提高其燃油經(jīng)濟(jì)性也變得非常重要。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動(dòng)機(jī)的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動(dòng)系中減少能量的損失。這就必須在發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力輸出之后，在從發(fā)動(dòng)機(jī)—傳動(dòng)軸—驅(qū)動(dòng)橋這一動(dòng)力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過(guò)程中的損失[2]。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動(dòng)機(jī)是動(dòng)力的輸出者，也是整個(gè)機(jī)器的心臟，而驅(qū)動(dòng)橋則是將動(dòng)力轉(zhuǎn)化為能量的最終執(zhí)行者[3]。因此，在發(fā)動(dòng)機(jī)相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配性比較高的驅(qū)動(dòng)橋便成了有效節(jié)油的措施之一。 同時(shí)，人們對(duì)于汽車的行駛平順性、操作穩(wěn)定性和平均行駛速度有了更高的要求，這都和汽車驅(qū)動(dòng)橋的選擇有著非常重要的關(guān)系。 在過(guò)去的幾十年里我國(guó)的驅(qū)動(dòng)橋開(kāi)發(fā)主要是針對(duì)卡車、客車及一些重型工程車，針對(duì)乘用車開(kāi)發(fā)的驅(qū)動(dòng)橋卻少之又少。但是隨著時(shí)代的發(fā)展，汽車的作用日益明顯，特別是乘用車已成了我們?nèi)粘Ｉ畋夭蝗鄙俚慕煌üぞ撸囈舶l(fā)展程度也成為衡量一個(gè)國(guó)家工業(yè)發(fā)展程度的重要標(biāo)志[4]。 綜上所述，設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)一款適合大型乘用車（SUV）的后驅(qū)動(dòng)橋則顯得尤為重要。 1.2 驅(qū)動(dòng)橋總成概述 驅(qū)動(dòng)橋作為汽車四大部件之一，其性能的好壞直接影響整車性能，而對(duì)于載重汽車和大型乘用車(SUV)顯得尤為重要。 汽車驅(qū)動(dòng)橋位于傳動(dòng)系的末端，一般由主減速器、差速器、車輪傳動(dòng)裝置和橋殼組成，如圖1.1。其基本功用是減速增扭和改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由萬(wàn)向傳動(dòng)裝置或直接從變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動(dòng)車輪，使汽車行駛，并允許左右驅(qū)動(dòng)輪以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)；其次，驅(qū)動(dòng)橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動(dòng)力矩和反作用力矩等[1,2]。 1—輪轂 2—橋殼 3—半軸 4—差速器 5—主減速器 圖1.1 驅(qū)動(dòng)橋的組成 1.3 驅(qū)動(dòng)橋分類 按懸架結(jié)構(gòu)不同，驅(qū)動(dòng)橋可分為非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋和斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋兩種。 （1）非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋 非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋又稱整體式驅(qū)動(dòng)橋，它采用非獨(dú)立懸架，如圖1.2。整個(gè)驅(qū)動(dòng)橋通過(guò)彈性懸架與車架連接，由于半軸套與主減速器殼是剛性連成一體的，因此，左右半軸始終在一條直線上，即左、右驅(qū)動(dòng)輪不能相互獨(dú)立地跳動(dòng)，整個(gè)車橋和車身會(huì)隨著路面的凹凸變化而發(fā)生傾斜。這種驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉、工作可靠，被廣泛地用于汽車的后橋上。 1—主減速器 2—主減速器殼 3—差速器 4—半軸 5—橋殼 6—輪邊減速器 圖1.2 非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋 （2）斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋 有些汽車為了提高行駛平順性和通過(guò)性，全部或部分驅(qū)動(dòng)輪采用獨(dú)立懸架，如圖1.3。其主減速器固定在車架上，驅(qū)動(dòng)橋殼制成分段并用鉸鏈連接，半軸也分段并用萬(wàn)向節(jié)連接，驅(qū)動(dòng)橋兩端分別用懸架與車架連接。這樣，兩側(cè)的驅(qū)動(dòng)輪及橋殼可以彼此獨(dú)立地相對(duì)于車架上下跳動(dòng)。 1—主減速器 2—半軸 3—彈性元件 4—減振器 5—驅(qū)動(dòng)車輪 6—擺臂 7—擺臂軸 圖1.3 斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋 現(xiàn)代汽車的斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋更多的是省去了橋管，主減速器與驅(qū)動(dòng)輪之間通過(guò)擺臂鉸鏈連接，半軸分段并用萬(wàn)向節(jié)相連接[1]。 一般大型乘用車(SUV)多以前橋?yàn)檗D(zhuǎn)向橋，而后橋?yàn)轵?qū)動(dòng)橋。其中后橋常用非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋配合多連桿懸架機(jī)構(gòu)，這樣既提高了汽車的通過(guò)性和越野性又不犧牲其作為乘用車的舒適性，同時(shí)也達(dá)到了結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉、工作可靠的效果[5]。 1.4 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 隨著國(guó)際上卡拉羅、ZF公司、德納公司、AVL等知名企業(yè)對(duì)驅(qū)動(dòng)橋技術(shù)研發(fā)的日益深入，時(shí)至今日，在國(guó)際上驅(qū)動(dòng)橋的開(kāi)發(fā)技術(shù)也呈現(xiàn)了許多新特點(diǎn)。 一是利用三維設(shè)計(jì)、有限元分析等手段，不斷優(yōu)化相關(guān)殼體設(shè)計(jì)，使其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單且承載能力強(qiáng)。二是制動(dòng)形式由鉗盤式制動(dòng)向濕式制動(dòng)發(fā)展，使制動(dòng)系統(tǒng)逐步具有免維護(hù)、噪音小、壽命長(zhǎng)、防爆等特點(diǎn)，大大降低主機(jī)的使用維護(hù)費(fèi)用。三是逐步集行車制動(dòng)與駐車制動(dòng)與一體，既提高了整機(jī)安全性，又使結(jié)構(gòu)更緊湊。四是防滑差速器及液壓差速鎖技術(shù)的應(yīng)用，提高了整機(jī)在特殊環(huán)境下工作的能力。五是中置式轉(zhuǎn)向油缸在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中的運(yùn)用越來(lái)越普遍，使轉(zhuǎn)向更靈活可靠、結(jié)構(gòu)更緊湊。六是機(jī)電液一體化程度越來(lái)越高，通過(guò)傳感技術(shù)來(lái)控制轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和承載等使得操作更簡(jiǎn)單，效率更高。七是產(chǎn)品系列化、模塊化程度越來(lái)越高，既適應(yīng)了多變的市場(chǎng)需求，又提高了生產(chǎn)效率[4]。 目前國(guó)內(nèi)重型車橋生產(chǎn)企業(yè)也主要集中在中信車橋廠、東風(fēng)襄樊車橋公司、濟(jì)南橋箱廠、漢德車橋公司、重慶紅巖橋廠和安凱車橋廠幾家企業(yè)。這些企業(yè)幾乎占到國(guó)內(nèi)卡車橋90%以上的市場(chǎng)。其中乘用車車橋廠主要有四川建安、上海匯眾、柳汽五菱、天津曙光、陜西東風(fēng)常和車橋公司，這些車橋廠一般都是專門服務(wù)于某一整車廠或者隸屬于整車廠，這些生產(chǎn)廠中具有研發(fā)能力的廠家還不多,大多數(shù)廠家還停留在組裝階段,另外設(shè)備較國(guó)外也有不小的差距,所以導(dǎo)致國(guó)內(nèi)車橋廠生產(chǎn)規(guī)模不大，工藝水平、生產(chǎn)效益相對(duì)國(guó)外也是比較落后。 1.5 課題研究?jī)?nèi)容 本課題根據(jù)整車輸入?yún)?shù)首先用傳統(tǒng)的計(jì)算方法對(duì)驅(qū)動(dòng)橋（后橋）中主要零件進(jìn)行詳細(xì)的尺寸計(jì)算及強(qiáng)度校核；其次利用CATIA軟件對(duì)各個(gè)零件進(jìn)行三維建模及DMU仿真，同時(shí)重要零件出了二維圖及總成裝配圖；最后利用ANSYS有限元分析軟件對(duì)橋殼進(jìn)行強(qiáng)度分析校核，經(jīng)校核橋殼強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。 2 后橋總成初步選型設(shè)計(jì) 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式與驅(qū)動(dòng)車輪的懸掛型式密切相關(guān)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用非獨(dú)立懸掛時(shí)，例如在絕大多數(shù)的載貨汽車和部分乘用車上，都是采用非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋；當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用獨(dú)立懸掛時(shí)，則配以斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋。 本課題是針對(duì)某大型乘用車(SUV)開(kāi)發(fā)一款后驅(qū)動(dòng)橋，對(duì)乘坐舒適性方面有較高的要求，多連桿懸在穩(wěn)定性以及可調(diào)校空間方面都要明顯優(yōu)于麥弗遜、縱臂扭連桿等懸掛，特別是在舒適性方面有突出表現(xiàn)，所以該后橋初步選擇非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋配合多連桿懸架結(jié)構(gòu)。設(shè)計(jì)初期輸入的具體參數(shù)如表2.1所示[5]。 表2.1設(shè)計(jì)輸入基本參數(shù)表 名稱 參數(shù)值 名稱 參數(shù)值 發(fā)動(dòng)機(jī)排量 1.8T 變速器型式 6檔 手動(dòng) 驅(qū)動(dòng)型式 適時(shí)四驅(qū) 滿載質(zhì)量 2000kg 最高車速 240KM/h 長(zhǎng)/寬/高 4640/1825/1690 軸距 2680 最小離地間隙 220 最大功率 110KW 最大功率—轉(zhuǎn)速 5700r/min(rpm) 最大扭矩 210N·m 最大扭矩—轉(zhuǎn)速 2200-4500r/min(rpm) 前輪胎規(guī)格 225/60 R17 后輪胎規(guī)格 225/60 R17 前橋載荷 8820N 后橋載荷 10780N 變速器速比： 一檔：3.583 二檔：1.947 三檔：1.379 四檔：1.0 五檔：0.820 倒檔：3.363 2.1 主減速器結(jié)構(gòu)方案確定 主減速器的功用是減速增扭，以及當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱向布置時(shí)將傳遞方向改變90°后傳給差速器。 為滿足不同的使用要求，主減速器的結(jié)構(gòu)形式也有所不同。 按參加減速傳動(dòng)的齒輪副數(shù)目分有單級(jí)式主減速器和雙極式主減速器。有些重型汽車又將雙級(jí)式主減速器的第二級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)置在兩側(cè)驅(qū)動(dòng)輪處，稱為輪邊減速器[6]。 按主減速器傳動(dòng)比個(gè)數(shù)分有單速式和雙速式主減速器。單速式主減速器的傳動(dòng)比是固定的，而雙速式主減速器有兩個(gè)傳動(dòng)比供駕駛員選擇。 按齒輪副結(jié)構(gòu)形式分有圓柱齒輪式（又可分為定軸輪系式和行星輪系式）主減速器和錐齒輪式（又可分為曲線齒錐齒輪式和準(zhǔn)雙曲面錐齒輪式）主減速器。 2.1.1 減速形式確定 減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關(guān)，有時(shí)也與制造廠的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它主要取決于動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性等整車性能所要求的主減速比的大小及驅(qū)動(dòng)橋下的離地間隙、驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)目及布置形式等[1]。 本課題針對(duì)一款大型乘用車后橋，選用單級(jí)主減速器即可滿足汽車動(dòng)力性的要求。同時(shí)單級(jí)主減速器還具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、質(zhì)量小和傳動(dòng)效率高等優(yōu)點(diǎn)，這樣又提高了汽車通過(guò)性和燃油經(jīng)濟(jì)性，另外也降低了制造成本和維修成本。 2.1.2 齒輪類型確定 現(xiàn)代汽車單級(jí)主減速器中多采用螺旋錐齒輪和準(zhǔn)雙曲面齒輪兩種，如圖2.1所示。 (a)螺旋錐齒輪 (b)準(zhǔn)雙曲面齒輪 圖2.1 主減速器齒輪類型 準(zhǔn)雙曲面齒輪較螺旋錐齒輪有以下優(yōu)點(diǎn): 1）準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動(dòng)的重疊系數(shù)更大，傳動(dòng)更加平穩(wěn)，而且齒面所受的正壓力小。 2）由于軸線位置的偏置，使傳動(dòng)在空間的布置具有了更大的自由度。如下偏可以用于降低汽車的重心增加平穩(wěn)性；也可以用來(lái)增加車身的高度，增加汽車的越野性。綜合上述特點(diǎn)該課題主減速器齒輪選用準(zhǔn)雙曲面齒輪類型[7]。 2.1.3 主動(dòng)齒輪支承方式和安裝方式確定 主動(dòng)齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種，如圖2.2所示。 1）懸臂式支承如圖2.2(a)所示，其特點(diǎn)是主動(dòng)齒輪軸上兩圓錐滾子軸承的大端向外，以減少懸臂長(zhǎng)度，增加支承距，提高支承剛度；為了盡可能地增加支承剛度，支承距應(yīng)大于2.5倍的懸臂長(zhǎng)度，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸?？拷X輪的支承軸承有時(shí)也采用圓柱滾子軸承，這時(shí)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。懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型貨車的主減速器。 (a)懸臂式支承 (b)跨置式支承 圖2.2 主動(dòng)齒輪的支承方式 2）跨置式支承如圖2.2(b)所示，支承強(qiáng)大高,但加工和安裝不便。通常裝載質(zhì)量2噸以上的貨車才采用此支承方式[8]。 本課題針對(duì)的是乘用車，所以選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量較小、成本較低的由一對(duì)圓錐滾子軸承組成的懸臂式支承即可。 2.1.4 從動(dòng)齒輪支承方式和安裝方式確定 從動(dòng)齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時(shí)應(yīng)使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相向朝外。為了防止從動(dòng)錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應(yīng)用兩端的調(diào)整螺母調(diào)整。主減速器從動(dòng)齒輪采用無(wú)輻式結(jié)構(gòu)并用細(xì)牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上，如圖2.3所示[8]。 圖2.3 從動(dòng)錐齒輪的支承方式 2.1.5 軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需要預(yù)緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強(qiáng)支承剛度。分析可知，當(dāng)軸向力于彈簧變形呈線性關(guān)系時(shí)，預(yù)緊使軸向位移減小至原來(lái)的1/2。預(yù)緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當(dāng)預(yù)緊力超過(guò)某一理想值時(shí)，軸承壽命會(huì)急劇下降。主減速器軸承的預(yù)緊值可取為以發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩時(shí)換算所得軸向力的30％。 齒輪嚙合間隙的調(diào)整方法是擰動(dòng)軸承調(diào)整螺母，以改變從動(dòng)錐齒輪的位置。輪齒嚙合間隙應(yīng)在0.15~0.40mm范圍內(nèi)。若間隙大于規(guī)定值，應(yīng)使從動(dòng)錐齒輪靠近主動(dòng)錐齒輪，反之則離開(kāi)。為保持已調(diào)整好的差速器圓錐滾子軸承預(yù)緊度不變，一端調(diào)整螺母擰入的圈數(shù)應(yīng)等于另一端調(diào)整螺母擰入的圈數(shù)[6]。 2.2 差速器結(jié)構(gòu)方案確定 汽車在行駛過(guò)程中，左、右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過(guò)的路程往往是不相等的，如轉(zhuǎn)彎時(shí)內(nèi)側(cè)車輪行程比外側(cè)車輪短；左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負(fù)荷不均勻而引起車輪滾動(dòng)半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行駛阻力不等等。這樣，如果驅(qū)動(dòng)橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行駛或直線行駛，均會(huì)引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會(huì)加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會(huì)使轉(zhuǎn)向沉重，通過(guò)性和操縱穩(wěn)定性變壞[1]。為此，在驅(qū)動(dòng)橋的左、右車輪間都裝有輪間差速器。在多橋驅(qū)動(dòng)的汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過(guò)性，同時(shí)避免在驅(qū)動(dòng)橋間產(chǎn)生功率循環(huán)及由此引起的附加載荷、傳動(dòng)系零件損壞、輪胎磨損和燃料消耗等。 差速器按其結(jié)構(gòu)特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式[5]。 對(duì)于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來(lái)說(shuō)，由于路面較好，各驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此本課題選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器，如圖2.4所示。 1—軸承 2、8—差速器殼 3、5—調(diào)整墊片 6—行星齒輪 7—從動(dòng)錐齒輪 4—半軸齒輪 9—行星齒輪軸 圖2.4 圓錐行星齒輪差速器 2.3 半軸型式確定 半軸是在差速器與驅(qū)動(dòng)輪之間傳遞力的實(shí)心軸，如圖2.5所示半軸可分為全浮式、半浮式、3/4浮式?，F(xiàn)代汽車基本上采用全浮式半軸支承和半浮式支承兩種支承形式。半浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是半軸外端的支承軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔中，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，其外端還承受由路面對(duì)車輪的反力所引起的全部力和力矩[6]。由于半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單而廣泛應(yīng)用于承受反力和彎矩較小的各類轎車上。本課題是針對(duì)乘用車開(kāi)發(fā)的后驅(qū)動(dòng)橋，所以也選用這種半浮式半軸支承方式。 a)全浮式半軸 b)半浮式半軸 c)3/4浮式半軸 圖2.5 半軸的三種型式 2.4 橋殼型式確定 驅(qū)動(dòng)橋殼既是傳動(dòng)系的組成部分，同時(shí)也是行駛系的組成部門，作為傳動(dòng)系的組成部分，其功能是用來(lái)安裝并保護(hù)主減速器、差速器和半軸。作為行駛系的組成部分，其功能是用來(lái)安裝懸架或輪轂，與從動(dòng)橋一起支承汽車懸架以上各部分質(zhì)量，承受驅(qū)動(dòng)輪傳來(lái)的反力和力矩，并在驅(qū)動(dòng)輪與懸架之間傳力。由于驅(qū)動(dòng)橋殼承受較復(fù)雜的載荷，因此，要求橋殼應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度，質(zhì)量小，便于制造，便于主減速器的拆裝和調(diào)整[8]。 驅(qū)動(dòng)橋殼可分為整體式橋殼和分段式橋殼兩種類型。 a)鑄造式 b)鋼板沖壓焊接式 圖2.6整體式橋殼 整體式橋殼（圖2. 6）的特點(diǎn)是將整個(gè)橋殼制成一個(gè)整體，橋殼猶如一個(gè)整體的空心梁，其強(qiáng)度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨(dú)立的主減速殼里，構(gòu)成單獨(dú)的總成，調(diào)整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內(nèi)，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調(diào)整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。 分段式橋殼（圖2.7）的特點(diǎn)是由一個(gè)垂直接合面分為左右兩部分，兩部分通過(guò)螺栓聯(lián)接成一體。每一部分均由一鑄造殼體和一個(gè)壓入其外端的半軸套管組成，軸管與殼體用鉚釘連接。這種橋殼結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造工藝性好，主減速器支承剛度好。但拆裝、調(diào)整、維修很不方便，橋殼的強(qiáng)度和剛度受結(jié)構(gòu)的限制，曾用于輕型汽車上，現(xiàn)已較少使用。 綜上所述本課題選用整體式橋殼。 圖2.7 分段式橋殼 2.5 本章小結(jié) 本章主要內(nèi)容是根據(jù)給定的整車參數(shù)對(duì)主減速器、差速器、半軸和橋殼這四大部分進(jìn)行了初步的結(jié)構(gòu)型式的確定，另外也選定了主減速器的支承方式和安裝方式。同時(shí)對(duì)主減速和差速器的齒輪類型也進(jìn)行了初步選型。 3 主減速器設(shè)計(jì) 3.1 主減速比確定 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。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)比一起由整車動(dòng)力計(jì)算來(lái)確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶馓飦?lái)研究對(duì)汽車動(dòng)力性的影響。通過(guò)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(lái)選擇值，可使汽車獲得最佳的動(dòng)力性和燃料經(jīng)濟(jì)性[8]。 對(duì)于具有很大功率儲(chǔ)備的轎車、長(zhǎng)途公共汽車尤其是競(jìng)賽車來(lái)說(shuō)，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時(shí)值應(yīng)按下式來(lái)確定： (3.1) 式中—車輪的滾動(dòng)半徑，m； —變速器量高檔傳動(dòng)比。 對(duì)于其他汽車來(lái)說(shuō)，為了得到足夠的功率儲(chǔ)備而使最高車速稍有下降，一般選擇比上式求得的大10％~25％，即按下式選擇： (3.2) 式中—分動(dòng)器或加力器的高檔傳動(dòng)比； —輪邊減速器的傳動(dòng)比。 本課題開(kāi)發(fā)的后驅(qū)動(dòng)橋服務(wù)于大型乘用車,需要很大的功率儲(chǔ)備，所以在計(jì)算過(guò)程中應(yīng)選用公式(3.1)。根據(jù)第2章給出的輸入?yún)?shù)可知最大功率對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速=5700r/min；最高車速=240km/h；最高檔傳動(dòng)比=0.820；輪胎規(guī)格為225/60 R17，查閱相關(guān)資料可查出=341mm; 將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.1)可求得=3.723。 3.2 齒輪計(jì)算載荷確定 通常是將發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比時(shí)和驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)這兩種情況下作用于主減速器從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩(、)的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強(qiáng)度計(jì)算中用以驗(yàn)算主減速器從動(dòng)齒輪最大應(yīng)力的計(jì)算載荷[8]。即 (3.3) (3.4) 式中—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=210N·m; —變速器1檔速比，=3.583； —主減速器傳動(dòng)比，=3.723； —液力變矩器變矩系數(shù)，=1.7； —分動(dòng)器傳動(dòng)比，=1; —上述傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率，取=0.9; —超載系數(shù)，對(duì)于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動(dòng)的各類汽車取=1； —汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，N；對(duì)后橋來(lái)說(shuō)還應(yīng)考慮到汽車加速時(shí)的負(fù)荷增大量，取=10780N； —輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85；對(duì)越野汽車取=1.0；對(duì)于安裝專門的防滑寬輪胎的高級(jí)轎車取=1.25； —最大加速時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，一般乘用車為1.2～1.4，貨車為1.1～1.2，本課題取=1.2； —車輪的滾動(dòng)半徑，=0.341m； —驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目，=2； ,—分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和減速比，取=0.96，=1； 將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.3)、(3.4)可求得：=2142.992N·m；=3905.729N·m。 上面求得的計(jì)算載荷，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。對(duì)于公路車輛來(lái)說(shuō)，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來(lái)確定的，即主減速器從動(dòng)齒輪的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 (3.5) 式中—汽車滿載總重，=19600N； —所牽引的掛車滿載總重，N，但僅用于牽引車，本課題中=0； —道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，計(jì)算時(shí)轎車?。?.010~0.015；載貨汽車取0.015~0.020；越野汽車取0.020~0.035，本課題初選=0.025； —汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)。通常，轎車取0.08；載貨汽車和城市公共汽車取0.05~0.09；長(zhǎng)途公共汽車取0.06~0.10，越野汽車取0.09~0.30，本課題初選=0.1。 —汽車或汽車列車的性能系數(shù)： 式中計(jì)算為負(fù)時(shí)，取0值。 =0.01×[16－0.195×19600/210]=‐0.022<0 所以本課題取=0; 將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.5)得=435.130N·m。 對(duì)于主減速器主動(dòng)齒輪，應(yīng)將（3.3）、（3.4）和（3.5）式分別除以主減速比和傳動(dòng)效率（對(duì)于螺旋錐齒輪=0.95；對(duì)于雙曲面齒輪，當(dāng)＞6時(shí)，=0.85，當(dāng)＜6時(shí)，=0.90）。本課題采用雙曲面齒輪且主減速比＜6，所以取=0.90。 1） 計(jì)算主動(dòng)齒輪最大應(yīng)力 從動(dòng)齒輪：=2142.992N·m；= 3905.729N·m；取=2142.992N·m作為計(jì)算載荷。主動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷: (3.6) 將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.6)可求得=639.565N·m。 2） 計(jì)算主動(dòng)齒輪疲勞壽命齒輪 計(jì)算載荷=435.130N·m，將數(shù)據(jù)代入公式(3.6)可求得=129.862N·m。 3.3 齒輪參數(shù)確定 （1）齒數(shù)的確定 對(duì)于單級(jí)主減速器，當(dāng)較大時(shí)，則應(yīng)盡量使主動(dòng)齒輪的齒數(shù)取值小些，以得到滿意的驅(qū)動(dòng)橋離地間隙。當(dāng)≥6時(shí)，的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強(qiáng)度，最好大于5。當(dāng)較小(如=3.5~5)時(shí)，引可取為7~12，但這時(shí)常常會(huì)因主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙[2]。為了磨合均勻，主、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)、之間應(yīng)避免有公約數(shù)[9]；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對(duì)于載貨汽車應(yīng)不少于40，對(duì)于轎車應(yīng)不少于50。對(duì)于雙曲面齒輪單級(jí)貫通式主減速器來(lái)說(shuō)，通常主動(dòng)齒輪的最小齒數(shù)為8。 表3.2 格里森推薦的小輪的最小齒輪 傳動(dòng)比(/) 2 2.5 3 4 5 6 ~8 小輪最小齒輪 17 15 13 8 7 6 本課題主減速器傳動(dòng)比為3.723，介于3 ~4之間，結(jié)合上邊的要求初步選定為11，為41。 （2）齒輪節(jié)圓直徑的確定 根據(jù)從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（見(jiàn)式3.3，式3.4并取兩者中較小的一個(gè)為計(jì)算依據(jù)）按經(jīng)驗(yàn)公式選出： (3.7) 式中—從動(dòng)錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； —直徑系數(shù)，取=13~16； —計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m。 將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.7)求得=167.604~206.281mm，初取=200mm。 （3）齒輪端面模數(shù)的選擇 選定后，可按式=/=200/41≈5算出從動(dòng)錐齒輪大端端面模數(shù)，并用下式校核： (3.8) 式中—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m； —模數(shù)系數(shù)，取=0.3~0.4。 將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.8)可求得=3.868~5.157，取為5，則反推=205mm。 （4）齒面寬的確定 汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的從動(dòng)齒輪齒面寬：=0.155=31.775mm，滿足≤10的條件,圓整后初取=35mm。 （5）雙曲面齒輪偏距E的確定 E值過(guò)大將使齒面縱向滑動(dòng)過(guò)大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過(guò)小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)。一般對(duì)于乘用車和總質(zhì)量不大的商用車，E≤0.2，且E≤40%；對(duì)于總質(zhì)量較大的商用車，E≤(0.10~0.12)，且E≤20%。另外，主動(dòng)比越大，則E也越大，但應(yīng)保證齒輪不發(fā)生根切[7]。 本課題針對(duì)的乘用車，且，初選E=0.152=31.2mm＜0.2，由于未知，所以在后續(xù)的工作中做出E≤40%的驗(yàn)證，所以初步選定偏置距E=31.2mm。 （6）雙曲面齒輪螺旋方向及偏移方向的確定 雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種。由從動(dòng)齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動(dòng)齒輪處于右側(cè)，如果主動(dòng)齒輪在從動(dòng)齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動(dòng)齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動(dòng)齒輪處于左側(cè)，則情況相反。圖3.1a)、b)為下偏移，圖3.1c)、d)為上偏移[7]。 a)、b)主動(dòng)齒輪下偏置 c)、d)主動(dòng)齒輪上偏置 圖3.1 雙曲面齒輪的偏移方向和螺栓方向 本課題選主動(dòng)齒輪為左旋，從動(dòng)齒輪為右旋的下偏置，如圖3.1a)所示。 （7）螺旋角的確定 雙曲面齒輪傳動(dòng)，由于有了偏移距而使主、從動(dòng)齒輪的名義螺旋角不等，且主動(dòng)齒輪的大，而從動(dòng)齒輪的小。選擇齒乾的螺旋角時(shí)，應(yīng)考慮到它對(duì)齒面(或縱向)重疊系數(shù)、輪齒強(qiáng)度和軸向力的大小有影響。螺旋角應(yīng)足夠大以使重疊系數(shù)不小于1.25。因重疊系數(shù)愈大傳動(dòng)就愈平穩(wěn)噪聲就愈低。但是螺旋角過(guò)大時(shí)會(huì)引起軸向力亦過(guò)大，因此應(yīng)有一個(gè)適當(dāng)?shù)姆秶?。弧齒錐齒輪多采用35°螺旋角，準(zhǔn)雙曲面齒輪小輪多選用50°螺旋角。按以下經(jīng)驗(yàn)公式可得到合理的小輪螺旋角b1 (3.9) 計(jì)算出的角度可以圓整,一般選取的小輪螺旋角與上式計(jì)算得到的值之差不要超過(guò)50，否則將難于達(dá)到等強(qiáng)度齒設(shè)計(jì)要求。此外，計(jì)算完后大輪的螺旋角不能超過(guò)35°,否則要重新選取小輪的螺旋角。 將上述數(shù)據(jù)代入公式(3.9)的=48.4°, 準(zhǔn)雙曲面齒輪小輪多選用50°螺旋角，所以初選為50°。根據(jù)公式 (3.10) k—準(zhǔn)雙曲面齒輪加大系數(shù)，將k控制在1.3~1.5之間。 所以可求得=15.4°~33.3°，符合雙曲面齒輪大輪的螺旋角要求。 （8）平均壓力角的確定 格里森制規(guī)定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用14°30′，或16°的法向壓力角；載貨汽車和重型汽車則應(yīng)分別選用20°、22°30′的法向壓力角。對(duì)于雙曲面齒輪，由于其主動(dòng)齒輪輪齒兩側(cè)的法向壓力角不等，因此應(yīng)按平均壓力角考慮，載貨汽車選用22°30′的平均壓力角，轎車選用19°的平均壓力角。 本課題開(kāi)發(fā)的后橋是針對(duì)乘用車，所以初選平均壓力角為19°。 （9）齒高系數(shù)和齒頂高系數(shù)的確定 格里森推薦標(biāo)準(zhǔn)齒高系數(shù)，如表3.3所示。表中的值是在確保不發(fā)生齒頂變尖、根切，相對(duì)安全、可靠的情況下給出的，因此表中的值并非不能突破。在進(jìn)行高齒的設(shè)計(jì)中，經(jīng)過(guò)齒頂不變尖、不根切的檢驗(yàn)，可以取較大的值，表中的值有一定更改余量的。 表3.3 格里森推薦的齒高系數(shù) 小齒輪齒數(shù) 齒高系數(shù) 汽車 一般工業(yè) 5 3.4 3.4 6 3.5 3.5 7 3.6 3.6 8 3.8 3.7 9 3.9 3.8 10 4.0 3.9 11 4.1 4.0 ＞12 4.2 4.0 本課題小齒輪齒數(shù)為11，所以初選齒高系數(shù)為4.1。 當(dāng)齒數(shù)比大于2:1，小輪齒數(shù)Z1≤20時(shí)，無(wú)論大輪用何種方法加工，齒頂高系數(shù)均按表3.4選取。 表3.4 Z1≤20的齒頂高系數(shù) 小齒輪齒數(shù) 齒頂高系數(shù) 5 0.090 6 0.110 7 0.130 8 0.150 9 ~20 0.170 本課題小齒輪齒數(shù)為11，所以初選齒頂高系數(shù)為0.170。 從表中的標(biāo)準(zhǔn)齒頂高系數(shù)來(lái)看，為避免齒輪發(fā)生根切，同時(shí)滿足大輪、小輪輪齒等強(qiáng)度要求，準(zhǔn)雙曲面齒輪高度方向進(jìn)行了一定的修正，有意增加了小輪的強(qiáng)度。設(shè)計(jì)中若發(fā)現(xiàn)小輪的強(qiáng)度仍然不夠，可取更小的齒頂高系數(shù)。少數(shù)情況也會(huì)出現(xiàn)大輪的強(qiáng)度不夠，為增加大輪彎曲強(qiáng)度，可選取較大的齒頂高系數(shù)。當(dāng)然如果通過(guò)調(diào)整大輪的刀頂距，平衡兩輪的強(qiáng)度也是可以的。如果要使兩輪的強(qiáng)度同時(shí)增加，則要采用“非零變位”方法。 （10）刀盤半徑的確定 表3.5格里森公司推薦刀盤半徑 大輪直徑（mm） 刀盤半徑（mm） 127~165 76.2 165~216 92.25 217~279 114.3 279~381 152.4 381~482 203.2 ＞482 228.6 刀盤半徑根據(jù)大輪節(jié)圓直徑d2選取，刀盤半徑已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，表3.5格里森公司為準(zhǔn)雙曲面齒輪加工推薦的標(biāo)準(zhǔn)刀盤半徑[9]。從調(diào)整靈活性及強(qiáng)度觀點(diǎn)，選小的刀盤半徑比較有利。對(duì)于大量生產(chǎn)，為增加刀盤使用壽命，選大的刀盤半徑更有利。 本課題d2=205mm，配合加工的通用性選擇刀盤半徑選擇為92.25mm。 3.4 主減速器齒輪幾何尺寸計(jì)算 由于準(zhǔn)雙曲面齒輪的參數(shù)較多，所以論文中只列出重要的一些參數(shù)如表3.6所示[9]。 表3.6 準(zhǔn)雙曲面齒輪輪坯尺寸 項(xiàng)目 計(jì)算公式 結(jié)果 主動(dòng)齒輪齒數(shù) 11 從動(dòng)齒輪齒數(shù) 41 從動(dòng)齒輪端面模數(shù) 5mm 從動(dòng)齒輪齒面寬 35mm 主動(dòng)齒輪偏置距 31.2mm 主動(dòng)齒輪壓力角-凸面 -25.29° 主動(dòng)齒輪壓力角-凹面 12.71° 極限壓力角 -6.29° 軸交角 90° 從動(dòng)齒輪外錐距 108.15mm 從動(dòng)齒輪中點(diǎn)錐距 90.58mm 主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑 55mm 從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑 205mm 中點(diǎn)齒頂高 1.26mm 中點(diǎn)齒根高 7.33mm 工作齒高 9.10mm 全齒高 10.26mm 主動(dòng)齒輪外圓直徑 89.00mm 從動(dòng)齒輪外圓直徑 205.96mm 從動(dòng)齒輪節(jié)錐點(diǎn)到交叉點(diǎn)距離 -1.91mm 主動(dòng)齒輪頂錐頂點(diǎn)到交叉點(diǎn)距離 11.96mm 從動(dòng)齒輪頂錐頂點(diǎn)到交叉點(diǎn)距離 -1.94m 主動(dòng)齒輪根錐頂點(diǎn)到交叉點(diǎn)距離 13.11mm 從動(dòng)齒輪根錐頂點(diǎn)到交叉點(diǎn)距離 -1.92mm 主動(dòng)齒輪輪冠到交叉點(diǎn)距離 98.23mm 從動(dòng)齒輪輪冠到交叉點(diǎn)距離 34.98mm 主動(dòng)齒輪前錐到交叉點(diǎn)距離 60.54mm 主動(dòng)齒輪節(jié)錐角 17.56° 從動(dòng)齒輪節(jié)錐角 71.40° 主動(dòng)齒輪頂錐角 21.99° 從動(dòng)齒輪頂錐角 72.21° 主動(dòng)齒輪根錐角 16.79° 從動(dòng)齒輪根錐角 66.76° 主動(dòng)齒輪螺旋角 49.99° 從動(dòng)齒輪螺旋角 30.11° 允許的最小法向側(cè)隙 0.15mm 允許的最大法向側(cè)隙 0.20mm 3.5 齒輪強(qiáng)度校核 在選好齒輪的主要參數(shù)后，為了保證齒輪有足夠的強(qiáng)度和壽命要對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。齒輪損壞的主要形式有彎曲疲勞折斷、過(guò)載折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損。 3.5.1 單位齒長(zhǎng)圓周力校核 主減速器齒輪的表面耐磨性常用輪齒上的單位齒長(zhǎng)圓周力來(lái)估算，即 (3.11) 式中p—單位齒長(zhǎng)上的圓周力(N/mm); F—作用在輪齒上的圓周力(N)，按發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算； —從動(dòng)齒輪的齒面寬=35mm。 按發(fā)動(dòng)機(jī)計(jì)算轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： (3.12) 式中—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=210N·m —變速器傳動(dòng)比，常取1檔及直接檔進(jìn)行計(jì)算； —超載系數(shù)，取=1； —液力變矩器變矩系數(shù)，=1.7； —分動(dòng)器傳動(dòng)比, =1; —上述傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率，取=0.9; —驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目，=2; —從動(dòng)齒輪的齒面寬，=35mm; —主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，=55mm。 許用的單位齒長(zhǎng)圓周力[p]見(jiàn)表3.7。在現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，[p]有時(shí)高出表中數(shù)據(jù)的20%~25%[8]。 表3.7 單位齒長(zhǎng)圓周力許用值[p] 參數(shù) 汽車類別 [p]/(N/mm)（按發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩計(jì)算時(shí)） [p]/(N/mm)（按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)） 輪胎與地面的附著系數(shù) 一檔 二檔 直接檔 乘用車 893 536 321 893 0.85 商用車 貨車 1429 — 250 1429 客車 982 — 214 — 當(dāng)取1檔進(jìn)行計(jì)算，=3.583，將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.12）可求得p=598.04N/mm＜[p]=893N/mm。 當(dāng)取直接檔進(jìn)行計(jì)算，，將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.12）可求得p=166.91N/mm＜[p]=321N/mm。 按驅(qū)動(dòng)輪打滑的轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) (3.13) 式中—汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，=10780N； —最大加速時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取=1.2； —輪胎對(duì)路面的附著系數(shù)，取=0.85； —車輪的滾動(dòng)半徑，=0.341m； —從動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，=205mm; —從動(dòng)齒輪的齒面寬，=35mm; ,—分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)輪之間的傳動(dòng)效率和減速比，取=0.96，=1； 將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.13）可求得p=1088.70N/mm＜1.25[p]=1116.25 N/mm。 經(jīng)過(guò)上述驗(yàn)算可知雙曲面齒輪的單位齒長(zhǎng)圓周力滿足設(shè)計(jì)需求。 3.5.2 輪齒彎曲強(qiáng)度校核 雙曲面齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為 (3.14) 式中—雙曲面齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力（MPa）； —計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，min[,]計(jì)算的最大接觸應(yīng)力計(jì)算轉(zhuǎn)矩==2142.992N·m，疲勞接觸應(yīng)力計(jì)算轉(zhuǎn)矩==435.130N·m； —過(guò)載系數(shù)，一般取1； —尺寸系數(shù)，當(dāng)≥1.6mm時(shí)，，當(dāng)＜1.6mm時(shí)，；該課題=5mm，所以取=0.666； —齒面載荷分布系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)：=1.0~1.1，懸臂式結(jié)構(gòu)：=1.00~1.25；本課題為懸臂式結(jié)構(gòu)，取=1.0； —質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)齒輪接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，=1.0； —斷面模數(shù)，=5mm； —計(jì)算齒輪的齒面寬，=42mm，=35mm； —齒輪的大端分度圓直徑，=55mm，=205mm； —計(jì)算齒輪彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，從圖3.2中查出主動(dòng)齒輪=0.33，從動(dòng)齒輪=0.27。 圖3.2齒輪彎曲應(yīng)力綜合系數(shù) 將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.14）可得按計(jì)算的疲勞彎曲應(yīng)力=157.84MPa＜210MPa；按min[,]計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力=294.68MPa＜700MPa，符合設(shè)計(jì)要求。 3.5.3 輪齒接觸強(qiáng)度校核 雙曲面齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 (3.15) 式中—雙曲面齒輪齒面接觸應(yīng)力（MPa）； —綜合彈性系數(shù)，鋼對(duì)鋼齒輪：取232.6N1/2/mm; —主動(dòng)齒輪大端分度圓直徑，=55mm； —計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，min[,]計(jì)算的最大接觸應(yīng)力計(jì)算轉(zhuǎn)矩==2142.992N·m，疲勞接觸應(yīng)力計(jì)算轉(zhuǎn)矩==435.130N·m； —過(guò)載系數(shù)，一般取1； —尺寸系數(shù)，取=1.0； —齒面載荷分布系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)：=1.0~1.1，懸臂式結(jié)構(gòu)：=1.00~1.25；本課題為懸臂式結(jié)構(gòu)，取=1.0； —齒面品質(zhì)系數(shù)，取=1.0； —質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)齒輪接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，=1.0； —和中的較小值，去==35mm； —齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，從圖3.3中查出齒輪=0.26。 圖3.3 齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算用綜合系數(shù) 將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.15）可求得按計(jì)算的疲勞彎曲應(yīng)力=1395.10MPa＜1750MPa；按min[,]計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力=2315.28MPa＜2800MPa，計(jì)算可知輪齒接觸強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求[8]。 3.6 齒輪材料及熱處理 汽車驅(qū)動(dòng)橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動(dòng)系其他齒輪比較，它具有載荷大、作用時(shí)間長(zhǎng)、載荷變化多、帶沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有齒板彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、磨損和擦傷等。據(jù)此對(duì)驅(qū)動(dòng)橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求： （1）具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度； （2）輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； （3）鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產(chǎn)品質(zhì)量、減少制造成本并降低廢品率； （4）選擇齒輪材料的合金元素時(shí)要適應(yīng)我國(guó)的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等我國(guó)發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結(jié)構(gòu)鋼。 汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號(hào)有20CrMnTi、22CrMnMo、16SiMn2WMoV、20MnVB和20Mn2TiB。 用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達(dá)HRC58～64，而芯部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)m>8時(shí)為HRC29~45，當(dāng)m<8時(shí)為HRC32~45。其主要缺點(diǎn)是熱處理費(fèi)用高；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；如果滲透層與芯部的碳含量相差過(guò)多便會(huì)引起表面硬化層的剝落[1]。 對(duì)于滲碳層深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù)m≤5時(shí)，為0.9~1.3mm；m>5～8時(shí)，為1.0~1.4mm；m>8時(shí)，為1.2~1.6mm。 由于新齒輪潤(rùn)滑不良，為了防止齒輪在運(yùn)行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副(或僅大齒輪)在熱處理及精加工(如磨齒或配對(duì)研磨)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(yīng)用于補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能代替潤(rùn)滑。 對(duì)齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá)25%。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪，為了提高其耐磨性可進(jìn)行滲硫處理。滲硫處理時(shí)的溫度低，故不會(huì)引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會(huì)防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生[2]。 3.7 主減速器潤(rùn)滑 主減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤(rùn)滑，其中尤其應(yīng)注意主減速器主動(dòng)齒輪的前軸承的潤(rùn)滑，因?yàn)槠錆?rùn)堵不能靠潤(rùn)滑油的飛濺來(lái)實(shí)現(xiàn)。為此，通常是在從動(dòng)齒輪的前端近主動(dòng)齒輪處的主減速殼的內(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤(rùn)滑油收集起來(lái)再經(jīng)過(guò)進(jìn)油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉(zhuǎn)時(shí)的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的小端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅(qū)動(dòng)橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤(rùn)滑、散熱和清洗，而且可以保護(hù)前端的油封不被損壞。 為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內(nèi)部壓力增高所引起的滲油，應(yīng)在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應(yīng)避開(kāi)油濺所及之處。加油孔應(yīng)設(shè)置在加油方便之處，開(kāi)孔位置也決定了油面位置低處，但也應(yīng)考慮到汽車在通過(guò)障礙時(shí)放油塞不易被撞掉。 3.8 主減速軸承校核 3.8.1 軸承載荷計(jì)算 1、齒輪齒面上作用力計(jì)算 齒輪在工作過(guò)程中，相互嚙合的齒面上租用有一法向力。該法向力可以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及垂直于齒輪軸線的徑向力。 (1) 齒寬中點(diǎn)處的圓周力 齒寬中點(diǎn)處的圓周力為 (3.16) 式中—作用在從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩，=66.9 N·m； —從動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。 (3.17) 式中—從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑，=205mm； —從動(dòng)齒輪齒面寬，=35mm； —從動(dòng)齒輪節(jié)錐角，=71.40°。 綜合上述公式（3.16）、（3.17）可得從動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力=778.7N。 (3.18) 根據(jù)公式（3.18）可得主動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力=1569.6N。 (2) 主動(dòng)齒輪的軸向力和徑向力 本課題主動(dòng)齒輪為左旋，其受力如圖3.4所示。 從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針。為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點(diǎn)A處的法向力，在A點(diǎn)處的螺旋方向的法平面內(nèi)，分解成兩個(gè)相互垂直的力和，垂直于A且位于∠OO′A所在的平面，位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)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，與之間的夾角為法向壓力角，這樣有 (3.19) (3.20) (3.21) 圖3.4 主動(dòng)齒輪齒面受力圖 于是，作用在主動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為: (3.22) (3.23) 整理上述公式可得出主動(dòng)齒輪的軸向力和徑向力分別為 (3.24) 將表3.6中的數(shù)據(jù)代入公式（3.24）可得主動(dòng)齒輪齒面上的軸向力=-1419.11N，徑向力=1479. 65N。 從動(dòng)齒輪的軸向力和徑向力分別為 (3.25) 將表3.6中的數(shù)據(jù)代入公式（3.25）可得從動(dòng)齒輪齒面上的軸向力=-140.59N，徑向力=2457.81N。 2、齒輪軸承載荷計(jì)算 本課題主減速器軸承布置如圖3.5所示，圖中=67mm、=45mm、=65mm、=80mm。根據(jù)主減速器軸的尺寸及布置要求初選軸承A、B的型號(hào)分別為33207、32308，軸承C、D的型號(hào)為33110。 圖3.5 主減速器軸承布置尺寸 軸承A的徑向力為 (3.26) 軸向力=-1419.11N。 軸承B的徑向力為 (3.27) 軸向力=0。 軸承C的徑向力為 (3.28) 軸向力=-140.59N 軸承D的徑向力為 (3.29) 軸向力=0。 將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.26）、（3.27）、（3.28）、（3.29）可求得軸承A、B、C、D的徑向力分別為3198.59N、1534.0N、1343.30N、1076.65N。 3.8.2 軸承校核 （1）對(duì)于軸承A 軸承A選用33207型圓錐滾子軸承，此類軸承的額定動(dòng)載荷為82.5KN，=1419.11/3198.59=0.44＞0.35，取徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=1，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=0。 軸承A的當(dāng)量動(dòng)載荷為 (3.30) 式中—載荷系數(shù)，取=1.2. 將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.30）得當(dāng)量動(dòng)載荷=3838.31N。 以小時(shí)數(shù)表示的軸承基本額定壽命為 (3.31) 式中—軸承轉(zhuǎn)速； —軸承額定動(dòng)載荷，=82.5KN； —指數(shù)，本課題=10/3。 從動(dòng)齒輪軸承的轉(zhuǎn)速為 (3.32) 式中—汽車平均車速，本課題取=55km/h; 將上述數(shù)據(jù)代入公式（3.32）可得=429r/min，則主動(dòng)齒輪軸承轉(zhuǎn)速=1599r/min。 將求得的數(shù)據(jù)代入公式（3.31）得軸承基本額定壽命=287770.7h。 若大修里程S定為200000公里，軸承預(yù)期壽命為 (3.33) 將數(shù)據(jù)代入公式（3.33）得軸承預(yù)期壽命=3636.36h。 比較得，故軸承符合設(shè)計(jì)要求[10]。 （2）對(duì)于軸承B、C、D 軸承B選用32308型圓錐滾子軸承、軸承C、D選用33110型圓錐滾子軸承。軸承B的額定動(dòng)載荷為115KN，軸承C、D的額定動(dòng)載荷為89.2KN，校核過(guò)程與軸承A完全相同，經(jīng)校核軸承B、C、D的額定壽命，滿足設(shè)計(jì)要求，詳細(xì)校核過(guò)程不予逐一敘述。 3.9 本章小結(jié) 本章首先選定了主減速齒輪的幾個(gè)基本參數(shù)，然后經(jīng)過(guò)大量的計(jì)算過(guò)程得出了主減速器齒輪輪坯尺寸計(jì)算卡。接下來(lái)對(duì)計(jì)算所得的齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核，經(jīng)校核滿足設(shè)計(jì)要求。本章第二部分內(nèi)容是主減速器軸承的選擇及校核，經(jīng)過(guò)一系列的校核得出選配的軸承滿足設(shè)計(jì)要求。 4 差速器設(shè)計(jì) 4.1 普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器 本課題采用的普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器由1個(gè)整體式的左殼、1個(gè)右殼、2個(gè)半軸齒輪、4個(gè)行星齒輪、1個(gè)十字行星齒輪軸及行星齒輪墊片等組成，具體如圖4.1所示。這種差速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上可靠的優(yōu)點(diǎn)。 圖4.1普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器 由于差速器殼是裝在主減速器從動(dòng)齒輪上，故在確定主減速器從動(dòng)齒輪尺寸時(shí)，應(yīng)考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到從動(dòng)齒及主動(dòng)齒輪導(dǎo)向軸承支座的限制。普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖如圖4.2所示[1]。 圖4.2 普通錐齒輪式差速器示意圖 4.2