哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計i摘 要中型貨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(tǒng)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(shù)，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(shù)并確定其結構尺寸，并進行強度計算。在傳統(tǒng)的設計計算得出來的數(shù)據(jù)基礎上，用 AUTOCAD 軟件繪出驅動橋二維 CAD 圖。關鍵詞: 主減速器；差速器；AUTOCAD哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計iiABSTRACTTruck 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.Key words: drive axle；differential ；AUTOCAD哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計iii目 錄摘 要 IABSTRACTII第 1 章 緒論 1第 2 章 總體方案論證 32.1 非斷開式驅動橋 .32.2 斷開式驅動橋 .42.3 多橋驅動的布置 .5第 3 章 主減速器設計 73.1 主減速器結構方案分析 .73.1.1 螺旋錐齒輪傳動 73.1.2 結構形式 83.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 .93.2.1 主動錐齒輪的支承 93.2.2 從動錐齒輪的支承 103.3 主減速器錐齒輪設計 .103.3.1 主減速比的確定 103.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 123.4 主減速器錐齒輪的材料 .143.5 主減速器錐齒輪的強度計算 .153.5.1 單位齒長圓周力 153.5.2 齒輪彎曲強度 153.5.3 輪齒接觸強度 .163.6 主減速器錐齒輪軸承的設計計算 .173.6.1 錐齒輪齒面上的作用力 173.6.2 錐齒輪軸承的載荷 .183.7 主動錐齒輪軸花鍵強度 .20第 4 章 差速器設計 224.1 差速器結構形式選擇 .224.2 普通錐齒輪式差速器齒輪設計 .234.3 差速器齒輪的材料 .26哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計iv4.4 普通錐齒輪式差速器齒輪強度計算 .26第 5 章 驅動車輪的傳動裝置設計 .285.1 半軸的型式 285.2 半軸的設計與計算 .295.3 半軸的結構設計及材料與熱處理 .31第 6 章 驅動橋殼設計 336.1 橋殼的結構型式 336.2 橋殼的受力分析及強度計算 .34結 論 35 致 謝 36參考文獻 .37哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計1第 1 章 緒論汽車驅動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；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結構型式和設計參數(shù)除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經(jīng)濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。另外，汽車驅動橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅動橋包含主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器） 、橋殼和各種齒輪。由上述可見，汽車驅動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設計到所有的現(xiàn)代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。所設計的貨車驅動橋應滿足制造工藝性好、外形美觀，工作更穩(wěn)定、可靠。驅動橋結構符合中型貨車的整體結構要求。設計的產(chǎn)品要達到結構簡單，修理、保養(yǎng)方便；機件工藝性好，制造容易的要求。中型貨車通常采用后輪驅動，這樣汽車的平衡性和操作性都將會有很大的提高。后輪驅動的汽車加速時，牽引力將不會由前輪發(fā)出，所以在加速轉彎時，司機就會感到有更大的橫向握持力，操作性能變好。維修費用低也是后輪驅動的一個優(yōu)點，盡管由于構造和車型的不同，這種費用將會有很大的差別。如果你的變速器出了故障，對于后輪驅動的汽車就不需要對差速器進行維修，但是對于前輪驅動的汽車來說也許就有這個必要了，因為這兩個部件是做在一起的。所以后輪驅動必然會使得乘車更加安全、舒適，從而帶來可觀的經(jīng)濟效益。所以本次設計采用后輪驅動。本課題的設計思路可分為以下幾點：首先選擇初始方案，JX1090TPR23 屬于中型貨車，采用后橋驅動，所設計的驅動橋結構需要符合中型貨車的結構要求；接著選擇各部件的結構形式；最后選擇各部件的具體參數(shù)，設計出各主要尺寸。課題所設計的貨車最高車速 90km/h,發(fā)動機標定功率（2600r/min）115kW，最大扭矩（1300～1600r/min）450 Nm。哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計2本章小結本章對設計的大體結構方案進行選擇。驅動橋的背景及立題的意義和所設計驅動橋的一些主要參數(shù)。哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計3第 2 章 總體方案論證驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并將動力合理地分配給左、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力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、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基本要求：(a)所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(jīng)濟性。(b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。(c)齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。(d)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。(e)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質(zhì)量小，尤其是簧下質(zhì)量應盡量小，以改善汽車平順性。 (f)與懸架導向機構運動協(xié)調(diào)，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調(diào)。(g)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調(diào)整方便。驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構叫復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。2.1 非斷開式驅動橋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(shù)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(zhì)量，汽車簧下質(zhì)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(jīng)確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計4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(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(shù)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(zhì)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。2.2 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(lián)。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(zhì)量均為簧上質(zhì)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(zhì)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(zhì)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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計5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。2.3 多橋驅動的布置為了提高裝載量和通過性，有些重型汽車及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅動，常采用的有 4×4、6×6、8×8 等驅動型式。在多橋驅動的情況下，動力經(jīng)分動器傳給各驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經(jīng)分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器經(jīng)各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數(shù)量增多，且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對 8×8 汽車來說，這種非貫通式驅動橋就更不適宜，也難于布置了。為了解決上述問題，現(xiàn)代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置型式。在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內(nèi)，并且各驅動橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯(lián)接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯(lián)布置的。汽車前后兩端的驅動橋的動力，是經(jīng)分動器并貫通中間橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數(shù)量，而且提高了各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質(zhì)量。這對于汽車的設計(如汽車的變型)、制造和維修，都帶來方便。由于非斷開式驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠，查閱資料，參照國內(nèi)相關貨車的設計,最后本課題選用非斷開式驅動橋。哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計6其結構如圖 2-1 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(diào)整螺母 圖 2-1 驅動橋本章小結本章主要對驅動橋的總體方案進行論證通過比較結構的優(yōu)缺點從而選擇最適合方案。哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計7第 3 章 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(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)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(zhì)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：（a）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(jīng)濟性。（b）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。（c）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(xié)調(diào)。（d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。（e）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。3.1 主減速器結構方案分析主減速器的結構形式主要是根據(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 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計8圖 3-1 螺旋錐齒輪傳動按齒輪副結構型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。在發(fā)動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳動。為了減少驅動橋的外輪廓尺寸，主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪而采用螺旋錐齒輪。因為螺旋錐齒輪不發(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比下主減速器結構較緊湊。此外，螺旋錐齒輪還具有運轉平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點，汽車上獲得廣泛應用。近年來，有些汽車的主減速器采用準雙曲面錐齒輪（車輛行業(yè)中簡稱雙曲面?zhèn)鲃樱﹤鲃?。準雙曲面錐齒輪傳動與圓錐齒輪相比，準雙曲面齒輪傳動不僅工作平穩(wěn)性更好，彎曲強度和接觸強度更高，同時還可使主動齒輪的軸線相對于從動齒輪軸線偏移。當主動準雙曲面齒輪軸線向下偏移時，可降低主動錐齒輪和傳動軸位置，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 EQ1090E 型汽車即采用下偏移準雙曲面齒輪。但是，準雙曲面齒輪傳遞轉矩時，齒面間有較大的相對滑動，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，否則將時齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。經(jīng)方案論證，主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式（如圖 3-1 示）。螺旋錐齒輪傳動的主、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，由于輪齒端哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計9面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時捏合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 [1] [2]3.1.2 結構形式為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。按參加減速傳動的齒輪副數(shù)目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器、雙速主減速器、雙級減速配以輪邊減速器等。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。單級主減速器由一對圓錐齒輪組成，具有結構簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。本設計主減速器采用單級主減速器。其傳動比 i0一般小于等于 7。 【1】3.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中心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以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。3.2.1 主動錐齒輪的支承圖 3-2 主動錐齒輪跨置式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。查閱資料、文獻，經(jīng)方案論證，采用跨置式支承結構（如圖 3-2 示） 。齒輪前、哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計10后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，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．而主動錐齒輪后軸承的徑向負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齒輪都是采用跨置式支承。本課題所設計的 JX1090TPR23 貨車裝載質(zhì)量為 4.44t，所以選用跨置式。圖 3-3 從動錐齒輪支撐形式3.2.2 從動錐齒輪的支承從動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向內(nèi)，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%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是 c 等于或大于 d。3.3 主減速器錐齒輪設計主減速比 、驅動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始0i數(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。3.3.1 主減速比的確定哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計11主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。 的選擇應在0i汽車總體設計時和傳動系的總傳動比 i 一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌?下的功率平衡田來研究 對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，0i 0對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇 值，可使汽車獲得最佳0i的動力性和燃料經(jīng)濟性。對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率 及其轉速 的情況下，所選擇的 值應能保證這maxPpn0i些汽車有盡可能高的最高車速 。這時 值應按下式來確定：axv0i（3-0max.37rpghii?1）式中 ——車輪的滾動半徑， r .415r——變速器量高檔傳動比。ghi ghi079?對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲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：0i（3-0max(.37~.42)rpghFLBnivi?2）式中 ——分動器或加力器的高檔傳動比i——輪邊減速器的傳動比。LB根據(jù)所選定的主減速比 值，就可基本上確定主減速器的減速型式0i（單級、雙級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。把 , , , 代入（3-260/nr?amxv9kh??r0.415m?ghi0.79?1）計算出 05.7i從動錐齒輪計算轉矩 jeTmax0fjkin??（3-3）哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計12式中：—主減速器從動齒輪最大應力載荷，Nm；jeT—發(fā)動機最大轉矩；max emaxT450N?—變速器傳動比， ；fi fi.6—主減速器傳動比， ；0 072—傳動系上述傳動部分的傳動效率， ；?.9?代入式（3-3） ，有： jeT186.N?主動錐齒輪計算轉矩 當計算主減速齒輪時，應將以上25.7m各式分別除以該對齒輪的減速比及傳動效率。3.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇a)主、從動錐齒輪齒數(shù) 和1z2選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素；為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，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)不大于 9。查閱資料，經(jīng)方案論證，主減速器的傳動比為 5.72，初定主動齒輪齒數(shù) ，從動齒輪齒數(shù) 。17z?240z?b）主、從動錐齒輪齒形參數(shù)計算按照文獻 中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表 。[3] 31?從動錐齒輪分度圓直徑 取321698.76dm?240dm?齒輪端面模數(shù) /40/mz?表 3-1 主 減 速 器 螺 旋 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(shù) 1z72 從 動 齒 輪 齒 數(shù) 2 403 端 面 模 數(shù) m1m4 齒 面 寬 20.5Fd?62F?5 齒 工 作 高 1ghH5.gh哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計136 全 齒 高 2hHm?17.3hm?7 法 向 壓 力 角 ?2??8 軸 交 角 ?90?9 節(jié) 圓 直 徑 dz?17d?2410 節(jié) 錐 角 112arctn?19.6??11 節(jié) 錐 距 01siA03.Am?12 周 節(jié) 3.46tm?46t13 齒 頂 高' '12gh?'2ak? '12.90h?14 齒 根 高'11h???''22'14.3hm?15 徑 向 間 隙 gch??.7c16 齒 根 角'110artnfA?'22ctfh?1.250f???2=4.f17 面 錐 角11a????2 1.06a???28318 根 錐 角11??????221.67????25.93哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計1419 齒 頂 圓 直 徑112cosdh??????22? 95.413adm?20c）中點螺旋角 ?弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為 。貨車選用較小的 值以保證較大的3540???，使運轉平穩(wěn)，噪音低。取 。F??d）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(shù)，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。對于貨車弧齒錐齒輪， 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、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。3.4 主減速器錐齒輪的材料驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應滿足如下的要求：（a）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。(b)齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，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。哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計15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)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質(zhì)量分數(shù)為0.8%～1.2%） ，具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強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。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(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。對齒面進行應力噴丸處理，可提高 25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。3.5 主減速器錐齒輪的強度計算3.5.1 單位齒長圓周力按發(fā)動機最大轉矩計算時（3-emaxg312Ti×0PdF?4） 式中：—變速器傳動比，常取一擋傳動比， ；gi 5.60gi?—主動錐齒輪中點分度圓直徑 mm；1d 17dm其它符號同前；將各參數(shù)代入式（3-4） ，有： 62/PN?按照文獻[1], ，錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。??149/p?哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計163.5.2 齒輪彎曲強度錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為：30sm2vTk×1FzJw??（3-5）式中：—汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力，MPa；w?—該齒輪的計算轉矩，Nm；對于主動齒輪還需將上述計算轉矩換算T到主動齒輪上—過載系數(shù)，一般取 1；0k—尺寸系數(shù)，0.792；s—載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均均用騎馬式支承型時懸臂式結構，m；當一個齒輪用騎馬式支承時， 。支承剛度1.?? 1.025mk??大時取小值；—質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好，周節(jié)及徑向vk跳動精度高時，可取 1；—所計算的齒輪齒面寬；F47b?—斷面模數(shù)， ；mm—計算彎曲應力用的綜合系數(shù)，取 0.195；J對于主動錐齒輪， ；從動錐齒輪， ；25.TN12986.TNm?將各參數(shù)代入式（3-5） ，有：主動錐齒輪， ；467.9waMP??從動錐齒輪， ；2主從動錐齒輪的 ，輪齒彎曲強度滿足要求。 [1]??70wa??3.5.3 輪齒接觸強度錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為：（3-6）p31max0sfvjc2Tk×1αFJj??哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計17式中：—錐齒輪輪齒的齒面接觸應力， ；j?aMP=主動齒輪最大轉矩，1maxeTmN—齒面寬， ；取齒輪副中的較小值（一般為從動齒輪輪齒面寬）F47b?—齒面品質(zhì)系數(shù)，取 ；fk1.0—綜合彈性系數(shù)，取 ；pc/23—尺寸系數(shù)，取 ；s .—齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取 ；jJ .1—主動錐齒輪計算轉矩；1maxeT56.zTNm?、 、 選擇同式（3-5）0ky將各參數(shù)代入式 （3-6） ，有：27.9jMPa?，輪齒接觸強度滿足要求。 [1]280jjPa???????3.6 主減速器錐齒輪軸承的設計計算3.6.1 錐齒輪齒面上的作用力齒輪在工作過程中，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(jīng)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。dT 3133231max 01000 ???????? ?????? ??????????????????????????? TRgiTgiTgiTgie ffff ?式中： ——發(fā)動機最大轉矩，在此取 372N·m；axeT， … ——變速器在各擋的使用率，1if2iiRf哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計18， … ——變速器各擋的傳動比；1gi2gRi， … ——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率；TfTf經(jīng)計算 為 。d463.7Nm(a)齒寬中點處的圓周力 p(3-m2TdP?7)式中：—作用在從動齒輪上的轉矩；T—從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，由式（3-8）確定，即2mD(3-22sinmdF???8)式中：—從動齒輪大端分度圓直徑；2d240d—從動齒輪齒面寬；F6F?—從動齒輪節(jié)錐角； ?28.7??將各參數(shù)代入式(3-8)，有：3.9md159.32md?將各參數(shù)代入式(3-7)，有：15.64PKN?對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的。(b)錐齒輪的軸向力 和徑向力 （主動錐齒輪）azFrz作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力 和徑向力分別為a(3-tnαsiγ+Ptβcoscoaz?9)(3-tsγ-tanicβrzP10)將各參數(shù)分別代入式(3-9) 與式(3-10)中，有：哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計19，1250.6azPN?5902.4rzp?3.6.2 錐齒輪軸承的載荷當錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，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 為單級主減速器的跨置式支承的尺寸布置圖:圖 3-4 單級主減速器軸承布置尺寸圖 3—4 中各參數(shù)尺寸：， ， ， 。16am?92b54cm?238.9dm?由主動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。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計20圖 3-5 主動錐齒輪齒面受力簡圖軸承 A，B 的徑向載荷分別為（3-???2 210.5RZaZmARPbPda??????11）（3-???22.maZRZBc???12） 根據(jù)上式已知 ，1250.6azPN?， ， ，5902.4rzpN?m9b54cm?所以軸承 A 的徑向力：= =3497.137NR????22 9.316120.4.509164 ?????其軸向力為 0。軸承 B 的徑向力：= =8171.64NR??? ?22 31.596120.54.9054164 ????哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計21(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(nèi)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 。1349713AQXRN???(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(shù) X 和軸向動載荷系數(shù) 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(nèi)徑 80，外徑 140)，其額定動載荷 Cr 為 150.8KN。3.7 主動錐齒輪軸花鍵強度 主動錐齒輪軸材料屬性材料為 20CrMnTi；許用扭轉剪應力 ；??15Mpa??許用彎曲應力 ；0?按扭轉強度初選軸頸轉矩 (3-13)0cTi?式中：——計算載荷， ;cT12986.m=1325.94kgcN???——主減速器傳動比 ；0i 057i計得 .23.67aMP??扭轉剪應力： ??316Td????將各參數(shù)代入上式得軸徑取 ;?經(jīng)驗算得軸的強度合格。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。?01、花鍵的剪切應力(3-??341[()]BApTDdZLb?????????14)式中： ——齒輪軸傳遞的轉矩T231.67MPa——花鍵模數(shù) ;m1.5m?哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計22——花鍵齒數(shù) ;Z3Z?——花鍵外徑 ;BD????1.531Bmzm???——相配合花鍵孔內(nèi)徑 ;Ad .51.7AdZ???——花鍵工作長度 ;pLpL——花鍵齒寬 ;b0.52.6b???——載荷分布不均勻系數(shù) ；?75?——許用剪應力 ?????3MPa?各參數(shù)代入上式得： ,取 。pLm?pL?2、花鍵的擠壓應力(3-15)310()()[ ]4pBABApTDdZ?????????代入各參數(shù)計算得： 920pMPaa???????所以花鍵強度合格。本章小結本章對主減速器中的齒輪型式，主減速器的主從動錐齒輪的支承方案，齒輪的材料以及強度的計算等進行設計確定主減速器的設計方案。第 4 章 差速器設計汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不等等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。差速器是個差速傳動機構，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，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計23動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。4.1 差速器結構形式選擇汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點，應用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。普通齒輪式差速器的傳動機構為齒輪式。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設置差速鎖。當一側驅動輪滑轉時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速鎖在軍用汽車上應用較廣。經(jīng)方案論證，差速器結構形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器 【5】 。普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2 個半軸齒輪，4 個行星齒輪(少數(shù)汽車采用 3 個行星齒輪，小型、微型汽車多采用 2 個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝 4 個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上．有些越野汽車也采用了這種結構，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內(nèi)摩擦，提高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置——差速鎖等。4.2 普通錐齒輪式差速器齒輪設計（a) 行星齒輪數(shù) n通常情況下，貨車的行星齒輪數(shù) 。4n?（b) 行星齒輪球面半徑 bR行星齒輪球面半徑 反映了差速器錐齒輪節(jié)錐矩的大小和承載能力。3bdkT?（4-1）式中：哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計24—行星齒輪球面半徑系數(shù)， ，對于有四個行星齒輪bk 2.519bk??的轎車或公路載貨汽車取小值；—差速器計算轉矩， ；dTNm?將各參數(shù)代入式（4-1） ，有： 62bR?（c）行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù) 和1z為了使輪齒有較高的強度， 一般不少于 10。半軸齒輪齒數(shù) 在2z14～25 選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 在 1.5～2.01的范圍內(nèi)，且半軸齒輪齒數(shù)和必須能被行星齒輪齒數(shù)整除。查閱資料，經(jīng)方案論證，初定半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 ，2.8z?半軸齒輪齒數(shù) ，行星齒輪的齒數(shù) 。218z?10z?d） 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 、 及模數(shù)r2m行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 、 分別為1（4-2zr=actn??????2）（4-221zr=actn??????3）將各參數(shù)分別代入式（4—2）與式（4—3） ，有：， °129.05r??260.945r??錐齒輪大端模數(shù) 為m（4-01Asinγz4）將各參數(shù)代入式（4-4） ，有： 6.021m?哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計25取模數(shù) 【3】6.0m?（e）半軸齒輪與行星齒輪齒形參數(shù)按照文獻[3]中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表 4-1。（f）壓力角 ?汽車差速齒輪大都采用壓力角 ，齒高系數(shù)為 0.8 的齒形,最??????少齒數(shù)為 10。行 星 齒 輪 安 裝 孔 的 直 徑 及 其 深 度?L行 星 齒 輪 的 安 裝 孔 的 直 徑 與 行 星 齒 輪 軸 的 名 義 尺 寸 相 同 ， 而 行 星齒 輪 的 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.?L??nlTc??302lc?1.30?（ 4-5）28m??3.8L表 4-1 差 速 器 齒 輪 參 數(shù)序 號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果1 行 星 齒 輪 齒 數(shù) ， 應 盡 量 取 最 小 值10z?10z?2 半 軸 齒 輪 齒 數(shù)， 且 需 滿 足 式 （ 3-245??4）283 模 數(shù) m6.0m?4 齒 面 寬 ; ??00.25.3FA??1b?45 齒 工 作 高 hg6. 9.gh6 齒 全 高 51781?1077 壓 力 角 ?2.5?哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計268 軸 交 角 90???90?9 節(jié) 圓 直 徑 ； 1mzd2z16d?=10820810 節(jié) 錐 角 ，211arctnz??190????19.5?，260.4?11 節(jié) 錐 距 210sii?dA9Am12 周 節(jié) 3.46tm?18.46t13 齒 頂 高 ;' '12gh??' 210.7.43z?????????????'1.39h?'2.65m14 齒 根 高 ;'11.78hmh???'22.78h???'14.39?;'7.62m15 徑 向 間 隙 0.18.5gch???1.9c?16 齒 根 角 ;1 ?'10artnA'220arctnhA??4537??; 26.817 外 圓 直 徑 011osd???01dm?