(畢業(yè)設計)中型貨車驅動橋設計說明書

1、(畢業(yè)設計)中型貨車驅動橋設計說明書1）2）3）4）5）6） 性好。 第1章 驅動橋主減速器設計主減速器簡介主減速器的功用是將傳動軸輸入的轉矩增大并相應降低轉速，以及當發(fā)動機縱置時具有改變轉矩旋轉方向的作用。主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。主減速器一般根據所采用的齒輪型式、主動和從動齒輪的裝置方法以及減速型式的不同而互異。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

2、主減速器，它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、制造本錢低等優(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712。 雙級主減速器的布置方案。雙級主減速器有多種結構方案：a第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪；(b)第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪；(c)第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪。本次設計采用a方案。圖2.1 主減速器齒輪的支撐形式如圖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

3、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)錐外表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=/,那么=。由于大于，所以系數大于1，一般為1.251.50。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

4、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

5、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，那么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穿，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

6、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?，F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?？缰檬街蔚慕Y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

7、構復雜?？缰檬街尾鹧b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。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

8、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。 1 2圖2.3 主減速器錐齒輪的支承形式 1懸臂式 2跨置式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，以提高軸的支承剛度，保證錐齒輪的正常嚙合，裝配主減速器時，圓錐滾子軸承應有一定的裝配預緊度。但是過緊，那么傳動效率低，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

9、齒輪軸承的預緊力矩一般為13Nm。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)現預緊度過緊那么增加墊片的總厚度；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。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，于是在從動錐齒輪輪齒的兩工作面上便出現紅色印跡。假設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

10、的60%以上，那么為正確嚙合。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0.40mm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。假設間隙大于規(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，必須使用含有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

11、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外表的潤滑。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 主減速比確實定 式中：車輪滾動半徑；發(fā)動機最高轉速； 最高車速；最高檔傳動比；主減速器齒輪計算載荷確實定通常是將發(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

12、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 式中： 猛接合離合器所產生的動載系數，對于性能系數=0的汽車=1；發(fā)動機最大轉矩； k液力變矩器變矩系數；分動器傳動比；傳動系上述傳動局部的傳動效率；該汽車的驅動橋目數； 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷； 汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數；輪胎對地面的附著系數；車輪的滾動半徑； 主加速器從動齒輪到車輪之間的傳動比； 主減速器主動錐齒輪到車輪之間的傳動效率。T=380T=5200主減速器齒輪根本參數的選擇1. 選擇主、從動齒輪齒數時應考慮以下因素：

13、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，和之間應防止有公約數。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，那么盡量使取得小，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：=15，=32。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，按經驗公式選出：=式中：從動錐齒輪的節(jié)圓直徑； 直徑系數，=1316； 計算轉矩。=(1316)=(299.9369.1)mm,取=300mm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 =/=300

14、32= 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；模數系數，取=0.30.4,=0.4；從動齒輪計算轉矩。=, 符合要求。模數標準化取m=10mm3. 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,且10。對于汽車工業(yè)，主減速器圓弧齒錐齒輪推薦采用:式中：從動齒輪節(jié)圓直徑。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

15、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，那么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。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，那么不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動的特點。一般對于中、大型貨車0.100.12。另外，主傳動比越大，那么E也越大，但要保證齒輪不發(fā)生根切。 (0.100.12) =0.100.12300=(3036)mm；取=32mm。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

16、動齒輪中心線上方，那么為上偏移，在從動齒輪中心線下方那么為下偏移。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。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。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可得到很好的效果。但螺旋角過大

17、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=3540范圍內?！案窭锷仆扑]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：主動錐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； 雙曲面齒輪的偏移距。 =25+5+90=42確定從動齒輪的名義螺旋角：=-sin/(/2+/2)式中：雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值；雙曲面齒輪的偏移距；雙曲面從動齒輪的節(jié)圓直徑；雙曲面從動齒輪的齒面寬。sin=0.184,=11=42-11=31雙曲面齒輪傳動的平均螺旋角為 =+/2=42+31/2=37。6螺旋方向的選擇雙曲面的齒輪的螺旋方向指的

18、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那么稱為右旋，反時針那么稱為左旋。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。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

19、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。有關雙曲面錐齒輪設計計算方法及公式表2-1中的第65項求得的齒線曲率半徑與第7項選定的刀盤半徑之差不應超過值的1。否那么需要重新試算。表2-1 圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表 序 號計 算 公 式數 值注 釋115小齒輪齒數232大齒輪齒數3/4F47大齒輪齒面寬5E32偏心距6320大齒輪分度圓直徑7刀盤名義直徑842小齒輪螺旋角的預選值9tan10ctg(3)11sin12=(6)-(4)*(11)/2140大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑13sin=(5)*(11)/(12)14cos15(14)+(9)*(13)

20、16(3)*(12)17=15*1676小齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑18齒輪收縮系數19(17)+(12)/(10)20tan=(5)/(19)21(1.0+(20)22sin=(20)/(21)2324=(5)-(17)*(22)/(12)25tg26tg=(22)/(25)27cos28sin=(24)/(27)29cos30tg=(15)-(29)/(28)31(28)*(9)-(30)32(3)*(31)33sin=(24)-(22)*(32)34tan35tan=(22)/(34)362882小齒輪節(jié)錐角37cos38sin=(33)/(37)3940cos41tg=(15)+(

21、31)-(40)/(38)42小齒輪中點螺旋角43cos44=42-39大齒輪中點螺旋角45cos46tg47ctg=48大齒輪節(jié)錐角49sin50cos51(17)+(12)*(32)/(37)52(12)/(50)53(51)+(52)54(12)*(45)/(49)55(43)*(51)/(35)56-tg=(41)(55)-(46)(54)/(53)57- 58cos59(41)*(56)/(51)60(46)*(56)/(52)61(54)*(55)62(54)-(55)/(61)63(59)+(60)+(62)64(41)-(46)/(63)65=(64)/(58)66(7)/(6

22、5)67(3)*(50)上欄用上邊公式，下欄用下邊公式1.0-(3)68(5)/(34)-(17)*(35); (35)*(37)上欄用上邊公式，下欄用下邊公式6937+40*6770=49*5171Z=(12)*(47)-(70)大齒輪節(jié)錐頂點到小齒輪軸線的距離。72A=12/4973A=0.56/49大齒輪節(jié)錐距7473-7275h=k*(12)(45)/(2)大齒輪在齒面寬中點處的齒工作高。7612*46/77749/45-7678=45齒輪兩側壓力角的總和。一般采用4579sin80/2=(78)/222581cos(80)82tg(80)83(77)/(82)84=10560*(83

23、)/(2)雙重收縮齒根角的總和8501700大齒輪齒頂高系數86 =1.150-8587=(75)*(85)大齒輪在齒面寬中點處齒頂高88大齒輪在齒面寬中點處齒根高89=3438*87/7254.98 大齒輪齒頂角單位為分90sin91=84*85大齒輪齒根角單位為分92sin93=(87)+(74)*(90)大齒輪的齒頂高94=88+74*92大齒輪的齒根高95C=0.15*(75)+(0.05)徑向間隙為大齒輪在齒面寬中點處的96h=(93)+(94)大齒輪的齒全高97h=(96)-(95)大齒輪的齒工作高98=48+89大齒輪的面錐角99sin100cos101=(48)-(91)大齒輪

24、的根錐角102sin(103)cos(104)cot(105)=(93)*(50)/0.5+(6)大齒輪外圓直徑10670+74*50107X=(106)-(93)*(49)大齒輪外緣到小齒輪軸線的距離10872*90-87/9910972*92-88/102110Z=(71)-(108)大齒輪面錐頂點到小齒輪軸線的距離。111Z=(71)+(109)大齒輪根錐頂點到小齒輪軸線的距離。11212+70*104113sin=(5)/(12)114cos115tg116sin=(103)*(114)117小齒輪面錐角118cos119tg120(102)*(111)+(95)/(103)121G=

25、(5)*(113)-(120)/(114)小齒輪面錐頂點到大齒輪軸線的距離。122tg=(38)*(67)/(69)123; cos124=39-123；cos125=117-36；cos126(113)*(67)-(68)127(123)/(124)128(68)+(87)*(68)129(118)/(125)130(74)*(127)131B=(128)+(130)*(129)+(75)*(126)小齒輪外緣到大齒輪軸線的距離1324*127-130133B=128-132*129+75*126大齒輪外緣到小齒輪軸線的距離134121+131135小齒輪外圓直徑13670*100/99+1

26、2137sin=(5)/(136)138139cos140(99)*(110)+(95)/(100)141G=(5)*(137)-(140)/(139)142sin=(100)*(139)143小齒輪根錐角144cos 145tg146B最小齒側間隙允許值147B最大齒側間隙允許值148(90)+(92)149(96)-(4)*(148)150A=(73)-(4)主減速器雙曲面齒輪的強度計算 主減速器齒輪的外表耐磨性，常常用在其輪齒上單位齒長上的圓周力來估算，即=/式中：作用在齒輪上的圓周力； 從動齒輪齒面寬。 按發(fā)動機最大轉矩計算：=210/式中：變速器一擋傳動比；發(fā)動機最大轉矩；主動齒輪節(jié)

27、圓直徑； 從動齒輪齒面寬。 = 238010/15047=N/mm1429N/mm，符合要求。 =210/() N/mm 式中：該齒輪的計算轉矩；超載系數；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，當端面模數時，=0.79；載荷分配系數,當兩個齒輪均用跨置式支承形式時， = 1.001.10，取=1.05；計算齒輪的齒面寬； 計算齒輪的齒數；端面模數；計算彎曲應力用的綜合系數。 =2101701500.27=686.28 N/mm=700N/mm=210473200.252=646.8 N/mm=700N/mm上述主、從動齒輪彎曲應力中的計算轉矩按、兩者中較小者方法計算，均符

28、合要求。雙曲面齒輪的齒面接觸強度為： =C/210/ N/mm式中：C/mm； 小齒輪分度圓直徑；主動齒輪計算轉矩； ，見上說明； 尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對其淬透性的影響，可取=1； 外表質量系數，取=1.0； 從動齒輪齒面寬； 齒面接觸強度。 2239410/1470.125 =1399.8 N/mm=2800N/mm，符合要求。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外表接觸疲勞強度,以及較好的齒面耐磨性；故輪齒外表應有高的硬度；2） 齒輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，防止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，

29、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、減小生產本錢并降低廢品率；4） 選擇齒輪材料合金元素時，為了節(jié)約鎳、鉻等元素，我國開展了以錳、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，根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，輪齒外表硬度應到達5864HRC，而芯部硬度較低，當端面模數8時為2945 HRC。當8時為3245 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，

30、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0.0050.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種外表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，假設兩側車輪

31、都固定在同一剛性轉軸上，兩輪角速度相等，那么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。本設計中采用的是普通錐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

32、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。這說明

33、：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；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，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

34、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0.050.15，轉矩比為11.4?？梢哉J為無論左右驅動轉速是否相等，而轉矩根本上總是平均分配的。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行星齒輪球面半徑確實定可根據經驗公式 = 來確定式中：球面半徑系數，=2.522.99之間； 計算轉矩,取和兩者較小值； 球面半徑。行星齒輪預選節(jié)錐距 =0.

35、980.99=0.980.9965=58.32mm。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1425。大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比在1.52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12，半軸齒輪齒數為20，所以半軸齒輪與行星齒輪的齒數比為20/12=1.67，在1.52的范圍內，并且要滿足安裝條件：=I=8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、：=

36、arctan(/=arctan(/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=,標準化取=5節(jié)圓直徑為：=12=60mm=20=100mm5)壓力角目前大多項選擇用2230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行星齒輪軸直徑及及支撐長度L通常取 = 式中：差速器傳遞的轉矩； 行星齒輪目數； 行星齒輪支承面中點至錐頂的距離；, 為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而； 支承面的許用擠壓應力，取為98MPa。320=128=20=22mm 3.4 差速器強度計算汽車差速器齒輪的彎曲應力為

37、：=2/() MPa 式中：差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩，其計算式為 =； 計算轉矩，按、兩者中的較小者計算；差速器行星齒輪數；半軸齒輪齒數；、見上說明；尺寸系數，=m/25.4；計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數。=2/(42050.35)=800.11 MPa980MPa符合要求。1行星齒輪齒數： =122半軸齒輪齒數： =203模數： =5mm4齒面寬： =0.250.3063.3=5齒工作高： 5=8mm6齒全高： 5+0.051=7壓力角： =22308軸交角： =909節(jié)圓直徑： =512=60mm=520=100mm10節(jié)錐角： =arctan(/=arctan(

38、/11節(jié)錐距： 12周節(jié)： 13齒頂高： =-=0.71mm =0.430+=7.29mm 14齒根高： -5-0.71=8.23mm -15徑向間隙： =-=8.991-8=16齒根角： =arctan(/ =arctan(/17面錐角： =+=+18根錐角: =-=- 19外圓直徑： =+2cos=60+2 =+2cos=100+220節(jié)錐頂點 =/2- sin至齒輪外 =49.63 mm 緣距離： =/2-sin21理論弧齒厚： =- =/2-(-) tan-(0.71-7.29) tan22305)= 22齒側間隙： B=0.12 (選取)23弦齒厚： ,24弦齒高： = +cos/4

39、60cos30.24弦齒高： = +cos/460 =+ cos/4100第4章 車輪傳動裝置的設計接受從差速器傳來的轉矩并傳給驅動車輪。對于非斷開式車橋，車輪傳動裝置的主要零件是半軸。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在汽車根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。本次設計為中型貨車驅動橋設計，考慮到承載能力與結構、本錢，所以采用全浮式半軸支承。定全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩計算= 式中：、 見2-22-3。 5200半軸扭轉應力： =16/ 式中：半軸的扭轉應力； 半軸計算轉矩； 半軸桿部直徑； 半軸扭轉的許用應

40、力，可取為=490588MPa。=490588MPa 半軸桿部直徑：=(2.052.18) =49mm式中： d半軸桿部直徑； 半軸的計算轉矩。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1018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局部的圓角半徑，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)

41、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 半軸是開展趨勢，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388444HB凸緣局部的硬度允許降至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外表有適當的硬化層。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸外表形成大的剩余壓應力，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

42、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，以利于降低本錢。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。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

43、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，制造本錢低，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,采用鑄造整體式橋殼。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 = 式中：發(fā)動機最大轉矩；

44、 變速器一擋傳動比； 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。=驅動橋殼承受著水平方向的彎矩：= =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：= 式中：發(fā)動機最大轉矩； 傳動系的最低擋傳動比； 傳動系的傳動效率。=Nm危險斷面處為圓管形那么 從而危險斷面處靜彎曲應力為，滿足要求。 第6章 軸承的壽命計算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，其強度條件為式中：軸的扭剪應力；軸傳遞的轉矩；軸的抗扭載面模量，mm；主動齒輪軸的初選值。50=25000mm軸傳遞的功率，132KW；軸的轉速，1600r/min；

45、軸材料的許用扭剪應力，軸選用45鋼，3040MPa。3040MPa2.作用在主減速器主、從動齒輪上的力軸向力： =( =(徑向力： ()() = 式中：主動齒輪齒面寬中點處的圓周力； 從動齒輪齒面寬中點處的圓周力； 作用在主動齒輪上的轉矩；該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑；主動齒輪輪齒兩側法向壓力角；從動齒輪輪齒兩側平均壓力角；主動齒輪的中點螺旋角；從動齒輪的中點螺旋角；主動齒輪的根錐角；從動齒輪的根錐角；主動齒輪的節(jié)錐角；從動齒輪的節(jié)錐角。=(=()=29.47N N= 圖6.1 軸承載荷分析如上圖所示主動齒輪那么主動齒輪軸承的徑向載荷為 那么第二級軸承得徑向載荷為當量動載荷計算：Q=XR+YA式中：X是徑向系數； Y是軸向系數；軸承壽命計算：式中：C額定動載荷N； 溫度系數； 載荷系數； 壽命指數。主動齒輪的軸承壽命計算：=1925871km第二級的軸承壽命計算：=1255922km=2595978km通過以上計算說明本方案所設計的軸承的壽命均到達了汽車行業(yè)所規(guī)定的載貨汽車的軸承壽命不低于250000Km的要求。結論本次設計是對中型貨車驅動橋為研究對象，對驅動橋、主減速器、差