驅(qū)動橋設(shè)計論文

1、摘 要驅(qū)動橋作為汽車四大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于客車顯得尤為重要。本設(shè)計在滿足各項設(shè)計參數(shù)要求的前提下，依據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，在零部件、材料、結(jié)構(gòu)工藝形式等方面，采用先進(jìn)的工藝處理手段，行星齒輪軸采用表面納米SiC復(fù)合化學(xué)鍍。借助CAXA、autoCAD、CATIA輔助設(shè)計。其設(shè)計部分包括：主減速器、差速器、半軸、行星齒輪以及零部件參數(shù)等。本文對驅(qū)動橋的設(shè)計過程進(jìn)行了論述，采用雙曲面齒輪主減速器，行星齒輪差速器，鋼板沖壓焊接整體式橋殼。本設(shè)計的參數(shù)計算部分借助EXCEL計算，方便后期優(yōu)化設(shè)計。關(guān)鍵詞：驅(qū)動橋；主減速器；差速器；行星齒輪Abstract Drive bridge

2、as one of the four assemblies for motor vehicles,and its performance has a direct impact on vehicle performance,and is particularly important for passenger cars. This design on the premise of meeting the demands of various design parameters, according to the relevant standards in the form of parts,

3、materials, technology and other areas, using advanced technology and processing means, planet gear shafts are made of surface nano-SiC composite electroless plating. Through CAXA, autoCAD, CATIA computer-aided design. Its design includes: final drive, differential, axle shaft, Planetary gears and co

4、mponents parameters and so on. This paper discusses the design process of the drive axle, hypoid gear reducer, planetary gear differentials, sheet metal welding integral rear axle housing.The design parameters calculation with EXCEL calculation and optimum design of late.Key words: axle; main reduce

5、r; diff; planetary gear目 錄摘 要IAbstractII第1章緒論11.1驅(qū)動橋概述1第2章主減速器設(shè)計22.1主減速器結(jié)構(gòu)方案分析22.2主減速比及計算載荷的確定3主減速器比i0的確定33主減速器齒輪計算載荷的確定42.3主減速器齒輪主要參數(shù)的確定6主、從動齒輪齒數(shù)的確定6齒面寬的確定7雙曲面齒輪的偏移距E、偏移方向和旋向的確定7螺旋角的確定7雙曲面齒輪的幾何尺寸設(shè)計82.4主減速器齒輪強(qiáng)度計算21單位齒上的圓周力21齒輪的彎曲強(qiáng)度計算22齒輪的接觸強(qiáng)度計算232.5主減速器錐齒輪軸承的載荷計算24主動錐齒輪的支撐形式24從動錐齒輪的支撐形式25軸承載荷計算校核25第

6、3章差速器設(shè)計323.1差速器機(jī)構(gòu)方案分析323.2差速器齒輪主要參數(shù)的計算33行星齒輪數(shù)目的選擇33行星齒輪球面半徑及節(jié)錐距的預(yù)選33行星齒輪齒數(shù)Z1和半軸齒輪齒數(shù)Z2的確定34行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角1、2及模數(shù)的確定34壓力角的確定34行星齒輪軸直徑d（mm）及支撐長度L的確定343.3差速器齒輪幾何尺寸的計算353.4差速器齒輪強(qiáng)度計算383.5行星齒輪軸工藝設(shè)計39第4章半軸設(shè)計414.1半軸的設(shè)計計算41半軸的型式41半軸桿部直徑的初選41半軸的強(qiáng)度計算42結(jié) 論43致 謝44參考文獻(xiàn)45第1章 緒論1.1 驅(qū)動橋概述驅(qū)動橋是傳動系統(tǒng)最后一個總成。其功用是將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機(jī)

7、動力經(jīng)降速增矩、改變傳動方向后，分配給左、右驅(qū)動輪以不同轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)。驅(qū)動橋一般分為非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋兩種。非斷開式驅(qū)動橋通常由主減速器、差速器、半軸和驅(qū)動橋殼組成。整個驅(qū)動橋通過彈性懸架與車架相連，驅(qū)動橋殼是剛性整體結(jié)構(gòu)，因而兩根半軸和驅(qū)動輪在橫向平面內(nèi)無相對運動。斷開式驅(qū)動橋，其左、右半軸的內(nèi)端通過萬向節(jié)與驅(qū)動輪相連，主減速器固定在車架或車身上，驅(qū)動橋殼制成分段并以鉸鏈方式相連，同時半軸也分段且各段之間用萬向節(jié)連接，這種驅(qū)動橋稱為斷開式驅(qū)動橋。斷開式驅(qū)動橋可以提高汽車行駛平順性和通過性，可采用獨立懸架（需要說明的是，采用獨立懸架的汽車，其左、右車輪之間不存在車橋，車橋和懸架已融合在一

8、起）;但斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造成本高。由于本設(shè)計中所設(shè)計的車型采用了EQD6102-1型底盤，由行駛條件及成本出發(fā)，采用非獨立懸架及非斷開式驅(qū)動橋。這種型式驅(qū)動橋在汽車，尤其是中型客車上應(yīng)用相當(dāng)廣泛。它主要優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單、制造工藝性好、成本低、可靠性高、維修調(diào)整容易等。本次設(shè)計由經(jīng)濟(jì)性及低成本等因素考慮，采用非斷開式驅(qū)動橋，單級主減速器，雙曲面齒輪傳動，普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，全浮式半軸，整體式橋殼。第2章 主減速器設(shè)計2.1 主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 主減速器的功用是將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低其轉(zhuǎn)速；根據(jù)需要，還可改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向。主減速器的種類繁多，有單級式和雙級式；有單速式和雙

9、速式；還有貫通式和輪邊式等。表2-1 基本參數(shù)項目名稱單位參數(shù)質(zhì)量參數(shù)整車整備質(zhì)量Kg2320前軸1392后軸928最大總質(zhì)量7800前軸2800后軸5000發(fā)動機(jī)型式水冷、直列六缸、直噴式、柴油發(fā)動機(jī)型號EQD6102-1標(biāo)稱功率KW88標(biāo)稱功率轉(zhuǎn)速r/min2800最大轉(zhuǎn)矩N/m343最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速r/min1600變速器形式三軸，5檔變速器速比一檔 5.731；二檔 3.368；三檔 2.192；四檔 1.466；五檔 1.0；倒檔 7.66輪胎輪輞規(guī)格5.50F-16等厚輻盤式車輪輪胎規(guī)格8.25-16 12層級輪胎，充氣壓力為530kpa輪胎滾動半徑m0.407878動力性最高車速Km

10、/h95原地起步換擋加速到90Km/h的時間s65直接檔由30Km/h加速到90Km/h的時間70爬坡度°202.2 主減速比及計算載荷的確定2.2.1 主減速器比i0的確定3主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。i0的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定。i0=0.377rrnpvamaxigh（2-1）式中：rr車輪的滾動半徑=0.407878m np最大功率時發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速=2800r/min vamax最高車速=95Km/h igh變速器最高檔傳動比=1帶入式2-1得i0=4.5

11、322.2.2 主減速器齒輪計算載荷的確定通常是將發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（Tce、Tcs）的較小者，作為載貨汽車在強(qiáng)度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。根據(jù)平均牽引力的值來確定主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩Tcm，作為主減速齒輪疲勞損壞的依據(jù)。 主減速器從動齒輪計算載荷的確定3(1) 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動齒輪計算轉(zhuǎn)矩TceTce=TemaxiTLK0TN（2-2）式中：Temax發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Temax=343 N·m N驅(qū)動橋數(shù)目，N=1 iTL由發(fā)動機(jī)至所計

12、算的主減速器從動齒輪之間的傳系最檔傳動比，iTL=i1·i0=25.97 T上述傳動部分傳動效率，取T=0.9 K0離合器產(chǎn)生沖擊載荷時超載系數(shù)，K0=1 帶入式2-2得Tce=8016.939 N·m(2) 按驅(qū)動輪打滑確定從動齒輪計算轉(zhuǎn)矩TcsTcs=G2rrLBiLB（2-3）式中：G2滿載時一個驅(qū)動輪上的靜載荷系數(shù)，G2=5000×9.8=49000N 輪胎與路面間的附著系數(shù)，取=0.85 rr車輪的滾動半徑，rr=0.407878m LB、iLB分別為所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，本設(shè)計無輪邊減速器取1B=0.95、i1B=1

13、 帶入式2-3得Tcs=17882.23 N·m由上述計算得主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷取 TC=Tce=8017.865 N·m。當(dāng)計算主減速器主動齒輪時，只需將式（2-2）和（2-3）分別除以該對齒輪的減速比及傳動效率。 按正常持續(xù)使用計算，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩TcmTcm=Ga+GTrriLBLB(fR+fH+fp)（2-4）式中：Ga汽車滿載總質(zhì)量，Ga=76440 N GT所牽引的掛車滿載總重量，N，GT=0 fR道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取fR=0.0100.015；載貨汽車取0.0150.020；越野汽車取0.0200.035

14、；該車取0.01 fH汽車正常使用時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0.050.09；長途公共汽車取0.060.10；越野汽車取0.090.30；該車取0.06 fP汽車或汽車列車的性能系數(shù)：fp=110016-0.195Ga+GTTemax（2-5） 當(dāng)0.195(Ga+GT)Temax16時，取fP=0 經(jīng)計算，本設(shè)計取fP=0帶入式（2-5）得Tcm=2297.34N·m 主動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩計算23Tz=Tci0t=8016.9390.95×4.532=1862.066 N·m（2-6）Tzm=Tcmi0t=22

15、97.340.95×4.532=533.316 N·m(2-7) 式中：TZ主減速器主動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩 Tzm主減速器主動齒輪平均計算轉(zhuǎn)矩 Tc主減速器從動齒輪計算轉(zhuǎn)矩 Tcm主減速器從動齒輪平均計算轉(zhuǎn)矩 i0主減速比 t主減速器機(jī)械傳動效率2.3 主減速器齒輪主要參數(shù)的確定2.3.1 主、從動齒輪齒數(shù)的確定34對于單級主減速器，當(dāng)i0較大時，則應(yīng)盡量使主動齒輪的齒數(shù)Z1取得小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙。一般Z1可取7-12，為了磨合均勻主、從動齒輪的齒數(shù)Z1、Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)，為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和應(yīng)不少于40。本身的主減速比為4.532，查表3

16、-10、3-113后，選用Z1=9 Z2=41，實際傳動比為4.555，Z1+Z2=5040符合要求。從動齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的確定根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，按經(jīng)驗公式d2=Kd23Tc(2-8)式中：d2從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm。 直徑系數(shù)，=1316。 Tc計算轉(zhuǎn)矩，Tc=8016.939 N·m。根據(jù)該式可知從動錐齒輪大端分度圓直徑的取值范圍為260.183mm320.225mm。本設(shè)計取d2=280mm。從動錐齒輪大端模數(shù)m=6.8，取m=72.3.2 齒面寬的確定 汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F（mm）推薦為3：F=0.155×d2=43.4mm（2

17、-9）式中：d2從動齒輪節(jié)圓直徑，280mm。并且F要小于10m=70，考慮到齒輪強(qiáng)度要求取F=44mm。2.3.3 雙曲面齒輪的偏移距E、偏移方向和旋向的確定 轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的E值，不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距A0的40%（接近于從動齒輪節(jié)圓直徑d2的20%）；而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負(fù)荷傳動，E則不應(yīng)超過從動齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為d：的10%12%,且一般不超過12%）。傳動比越大則正也越大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達(dá)從動齒輪節(jié)圓直徑d2的20%30%。但當(dāng)E大于d2的20%時，應(yīng)檢查是否存在根切3。本設(shè)計取E為33mm，下偏移，主動齒輪左

18、旋，從動齒輪右旋。圖2-1 雙曲面錐齒輪傳動示意圖2.3.4 螺旋角的確定3汽車主減速器錐齒輪的螺旋角多在35°40°范圍內(nèi)。轎車應(yīng)用較大的值的，保證有較大的mF使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲低；載貨汽車選用較小值，以防止軸向力過大，通常選用35°。2.3.5 雙曲面齒輪的幾何尺寸設(shè)計35表2-2雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表5 mm序號名稱計算說明計算結(jié)果（1）*小齒輪齒數(shù)Z19（2）*大齒輪齒數(shù)Z241（3）齒輪比的倒數(shù)Z1/Z20.219512（4）*大齒輪齒面寬度F44（5）*小齒輪軸線偏移距E33（6）*大齒輪分度圓直徑d2280（7）*刀盤名義半徑參考3表9-495.

19、25（8）小齒輪螺旋角的預(yù)選值35°（9）正切值tan0.700208（10）初選大齒輪分錐角余切值cot r2i=1.2（Z1Z2）0.263414（11）r2i的正弦值sin r2i0.967014（12）初定大齒輪中點分度圓半徑Rm2=d2-Fsin2i2.0118.7257（13）大小齒輪螺旋角差值之正弦值sin=Esin2iRm20.268783（14）的余弦值cos 0.963201（15）初定小齒輪的擴(kuò)大系數(shù)cosi+tan1sini1.151405（16）小齒輪中點分度圓半徑換算值（3）（12）26.06172（17）初定小齒輪在齒寬中點處的分度圓半徑Rm1=（15）

20、（16）32.35651（18）齒輪收縮系數(shù)TR=0.02（1）+1.061.24（19）近似計算公法線在大齒輪軸線上的投影483.0755（20）大齒輪軸線在小齒輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正切第一次試算第二次試算第三次試算0.0683120.0751430.078896（21）角余弦值1.0023311.0028191.003107（22）角正弦值sin=0.0681530.0749680.078652（23）大齒輪軸線在小齒輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)的偏置角3.90778°4.29938°4.51109°(24)初算大齒輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)偏置角正弦值sin2=5-17（22）（12）0.

21、2593770.2575200.256516（25）2角正切值tan20.2685680.2665090.265396（26）初算小輪分錐角正切tan1=0.2537640.2812960.296357（27）1角余弦值cos10.9692780.9626390.958782（28）第一次校正螺旋角差角的正弦sin0.2675980.2675150.267544（29）角余弦值cos0.9635310.9635540.963546（30）第一次校正后小齒輪螺旋角的正切值tan1=0.7003070.7004070.700507（31）擴(kuò)大系數(shù)修正量（28）（9）-（30）-0.000897-0

22、.000960-0.000938（32）大輪擴(kuò)大系數(shù)修正量的換算值（3）（31）-0.000197-0.000211-0.000206（33）校正后大輪分偏置角正弦sin1=（24）-（22）（32）0.2593900.2575360.256532（34）1角正切tan10.2685830.26665260.265414（35）校正后小齒輪分錐角正切tan1=0.2537500.2812780.296337（36）*小齒輪分錐角114.2383°15.7101°16.5065°（37）1角余弦cos10.9692810.9626440.958788（38）第二次校

23、正螺旋角差值的正弦sin=0.2676110.2675300.267559（39）值15.5222°15.5173°15.5191°（40）角的余弦cos0.9635270.9635500.963541（41）第二次校正后螺旋角差值的正切值tan1=1.0354961.0354881.035491（42）*1的值應(yīng)接近（8）134.9991°34.9988°34.9989°（43）1的余弦cos10.8191500.8191510.819152（44）*確定大齒輪螺旋角22=（42）-（39）30.4768°30.4815&

24、#176;30.4789°（45）2的余弦cos20.8618350.8617930.861816（46）2的正切tan20.5885000.5886100.588549（47）大齒輪分錐角的余切cot2=0.2627430.2910970.306597（48）*2的值275.2787°73.7699°72.9546°（49）2的正弦sin20.9671730.9601470.956073（50）2的余弦cos20.2541180.2794960.293129（51）1 c17+12（32）（37）33.3578433.5861033.72180（52）

25、Bc（12）（50）467.2070424.7850405.0288（53）兩背錐之和（51）+（52）500.5648458.3711438.7506（54）大齒輪分錐距在螺旋線上中點切線方向投影105.7949106.5639107.0208（55）小齒輪分錐距在螺旋線上中點切線方向投影91.3209582.9476879.05051（56）極限齒形角正切負(fù)值-tan01=0.0645310.0505410.042995（57）極限齒形角負(fù)值-013.69224°2.89332°2.46192°（58）01的余弦cos010.9979240.9987250.9

26、99077（59）BG041(56)(51)0.0020010.0015580.001320（60）BG141(56)(52)0.0000810.0000700.000062（61）BG2（54）（55）9661.2918839.2288460.049（62）BG354-(55)(61)0.0014980.0026720.003306（63）BG4（59）+（60）+（62）0.0035800.0043000.004688（64）BG541-(46)(63)124.8592103.925195.33746（65）齒線中點曲率半徑rd=（64）（58）125.1189104.057895.425

27、54（66）rd與比值（7）（65）0.7612760.9153570.998160（67）（3）（50）；1.0-（3）左0.064345右0.780488（68）（5）（34）-17（35）；（35）（37）左114.7456右0.284124（69）（37）+（40）（67）1020787（70）R圓心至軸線交叉點的距離zm=(49)(51)32.23929(71)*大齒輪分錐頂點至軸線交叉點的距離z=（12）（47）-（70）4.161653（72）大齒輪分錐上中點錐距Am=124.1806 （73）*大齒輪節(jié)錐距A0=146.4323（74）大齒輪分錐上齒半寬（73）-（72）22.

28、25170（75）大齒輪在齒面寬中點處的工作齒高h(yuǎn)m=9.483290（76）0.733605（77）0.375765（78）輪齒兩側(cè)壓力角的總和1=2倍平均壓力角342.5°（79）1角正弦sin10.675590（80）平均壓力角12=（78）221.15°（81）平均壓力角余弦值cos0.932639（82）平均壓力角正弦值tan120.386871（83）0.971293（84）雙重收縮齒齒根角總和D10560（83）（2）250.1672（85）大齒輪齒頂高系數(shù)Ka0.170（86）大齒輪齒根高系數(shù)Kb=1.150-（85）0.98（87）大齒輪齒面寬中點處的齒頂

29、高h(yuǎn)m2=（75）（85）1.612159（88）大齒輪齒面寬中點處的齒根高h(yuǎn)m2=（75）（86）+0.059.343624（89）*大齒輪齒頂角2=（84）（85）42.5286（90）sin20.012371（91）*大齒輪齒根角2=（84）-（89）207.639（92）sin20.060363（93）*大齒輪大端齒頂高h(yuǎn)2=（87）+（74）（90）1.887435（94）*大齒輪齒根高h(yuǎn)2=（88）+（74）（92）10.68680（95）*徑向間隙C=0.150（75）+0.051.472494（96）*大齒輪全高h(yuǎn)=（93）+（94）12.57424（97）*大齒輪齒工作高h(yuǎn)g

30、=（96）-（95）11.10175（98）*大齒輪的面錐角02=（48）+（89）73.6634°（99）sin020.959626（100）Cos020.281280（101）*大齒輪的根錐角R2=（48）-（91）69.4940°（102）sinR20.936636（103）CosR20.350305（104）cotR20.374004（105）*大齒輪外圓直徑d02=281.1065（106）大齒輪大端分度圓中心線至軸線交叉點的距離（70）+（74）（50）38.76191（107）*大齒輪外圓至小齒輪軸線的距離X02=（106）-（93）（49）36.95738（

31、108）大圓頂圓齒頂高與分度圓處齒高之差-0.079115（109）大端分度圓處與齒根處高度差-1.972709（110）*大齒輪面錐頂點至小齒輪軸線的距離Z0=（71）-（108）4.240768（111）*大齒輪齒根錐頂點至小齒輪軸線的距離ZR=（71）+（109）2.188944（112）（12）+（70）（104）130.7833（113）修正后小齒輪軸線在大齒輪回轉(zhuǎn)平面內(nèi)的偏置角正弦sin=（5）（112）0.252325（114）角的余弦cos0.967643（115）角的正切tan0.260762（116）小齒輪面錐角正弦sin=（103）（114）0.338970（117）*小

32、齒輪面錐角19.8141°（118）cos0.940797（119）tan0.360300（120）102111+（95）（103）9.927742（121）*小齒輪面錐頂點至大齒輪軸線的距離G0=5113-（120）（114）-1.654553（122）tan38（67）（69）0.016866（123）；cos0.96626°0.999858（124）=（39）-（123）；cos14.5528°0.967916（125）1=（117）-（36）；cos13.3076°0.998334（126）（113）（67）右-（68）右-（113）（67）右-

33、（68）右-0.087187-0.481061（127）（123）右/（124）右1.033001（128）（68）左+（87）（68）右115.2037（129）（118）/（125）右0.942367（130）（74）（127）22.98603（131）*小齒輪外圓至大齒輪軸線的距離BR=（128）+（130）（129）+（75）（126）左136.0382（132）（4）（127）-（130）22.46601（133）*小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離B1=（128）-（132）（129）+（75）（126）右89.47043（134）（121）+（131）134.3836（135）*小

34、齒輪的外圓直徑d01=119（134）0.596.83682（136）70（100）（99）+（12）128.1755（137）sin0=（5）（136）0.257459（138）014.9193°（139）cos00.966289（140）99110+95（100）19.70295（141）*小齒輪根錐頂點至大齒輪軸線的距離GR=5137-（140）（139）-11.59778（142）sinR1=100（139）0.271798（143）*小齒輪根錐角R115.7713°（144）cosR10.962354（145）tanR10.282431（146）*最小齒側(cè)間隙允許

35、值Bmin0.168（147）*最大齒側(cè)間隙允許值Bmax0.232（148）（90）+（92）0.072734（149）（96）-（4）（148）9.373944（150）在節(jié)平面內(nèi)大齒輪內(nèi)錐距Ai=（73）-（4）102.4323 注：1、 計算說明中（1）、（2）、（3）表示第（1）、（2）、（3）計算的結(jié)果。2、 序號上帶*的是生產(chǎn)圖紙上需要的參數(shù)。3、 第（65）項求得的齒線曲率半徑rd與第（7）項選頂?shù)牡侗P半徑rd之差不應(yīng)超過rd的1%，否則要重新試算第（20）項至第（65）項。圖2-2 雙曲面齒輪副的安裝尺寸（括號內(nèi)的數(shù)字為表2-2中計算步驟序號，即應(yīng)將該序號下的計算結(jié)果標(biāo)在圖上

36、）2.4 主減速器齒輪強(qiáng)度計算232.4.1 單位齒上的圓周力p=Fb2（2-11）式中：p單位齒長上的圓角力，N/mm。 F作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩兩種載荷工況進(jìn)行計算。 b2從動齒輪的齒面寬，mm。按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時：p=2kdTemaxkigifnD1b2（2-12）式中：Temax發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，343 N·m ig變速器傳動比，常取1檔及直接檔進(jìn)行計算 kd由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，kd=1 k液力變矩器變矩系數(shù)，k=1 if分動器傳動比，if=1 變速器傳動效率，=0.97 n計算驅(qū)動橋數(shù)，1 D1主動齒輪節(jié)圓直徑，61

37、.463mm b2從動齒輪的齒面寬，44mm 1檔：ig=5.731 帶入式（2-12）得p=1410.1322MPa 直接檔：ig=1.0 帶入式（2-12）得p=246.0534MPa表2-3 單位齒長上的圓周力許用值p 參數(shù)汽車類別按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算按最大著力矩計算附著系數(shù)1檔2檔直接檔乘用車8935363218930.85商用車貨車982214目前，由于技術(shù)的進(jìn)步，可在上述許用值得基礎(chǔ)上增加10%25%，從上可知設(shè)計的齒輪符合要求。2.4.2 齒輪的彎曲強(qiáng)度計算（2-13） 式中：Tj齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 N·m; K0超載系數(shù)，取K0=1; Ks尺寸系

38、數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關(guān)。當(dāng)端面模數(shù)m1.6mm時，Ks=4m25.4 Ka載荷分配系數(shù)，取Ka=1.10 Kv質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv=1 F計算齒輪的齒面寬度 Z計算齒輪的齒數(shù) m端面模數(shù) J計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)。圖2-3 彎曲計算用綜合系數(shù)J主動齒輪的彎曲強(qiáng)度校核： Tj=1862.741 N·m；Z=9；Ks=0.7245；J=0.305；F=45；m=7 帶入式（2-13）得w=517.65MPa=780MPa 從動齒輪的彎曲強(qiáng)度校核： Tj=8016.939 N·m；Z=41；

39、Ks=0.7245；J=0.266；F=44 帶入式（2-13）得w=543.44MPa=700MPa 經(jīng)計算主減速器齒輪彎曲強(qiáng)度滿足要求。2.4.3 齒輪的接觸強(qiáng)度計算j=cpd12T1maxK0KsKmKfKvFJ×1033T1T1max（2-14） 式中：T1、T1max分別為主動齒輪的平均轉(zhuǎn)矩和計算轉(zhuǎn)矩 N·m Cp材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6 N1/2/mm d1主動齒輪的節(jié)圓直徑 K0、Kv、Km見式（2-13）說明 Ks尺寸系數(shù)，可取Ks=1 Kf表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精密的齒輪可取Kf=1 F齒面寬，取齒輪副中較小的 J計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)

40、圖2-4 接觸強(qiáng)度計算用綜合系數(shù)JT1=533.316；T1max=1862.066；d1=61.463；F=44；J=0.13 帶入式（2-14）得jmax=2522.08 MPa=2800 MPa 帶入式（2-14）得j=1713.96 MPa=1750 MPa 從動齒輪的接觸應(yīng)力是相同的，許用接觸應(yīng)力為2800MPa，滿足條件要求。2.5 主減速器錐齒輪軸承的載荷計算62.5.1 主動錐齒輪的支撐形式主動錐齒輪的支撐形式可分為懸臂式和跨置式支撐兩種，本設(shè)計采用跨置式支撐。（a）懸臂式支撐（b）跨置式支撐圖2-4 主減速器主動齒輪的支撐形式2.5.2 從動錐齒輪的支撐形式從動錐齒輪固結(jié)于差

41、速器總成，通過一對圓錐滾子軸承支撐，兩軸承大端相對，以減少c+d增加支撐剛度，但是c+d70%d2（d2為主減速器從動齒輪分度圓直徑），一邊給布置支撐留有足夠的空間。2.5.3 軸承載荷計算校核56本設(shè)計先根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計選定軸承型號，然后驗算軸承壽命。在計算軸承之前要求出作用在軸上的力和軸承上的反力，這樣就要先求出作用在齒輪上的力。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及垂直于齒輪軸線的徑向力。 齒寬中點處的圓周力FF=2Tdm（2-15）式中：T作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見式（2-16） dm該

42、齒輪齒寬中點分度圓直徑 T1d=Temax31100fg1ig1fT11003+fg2ig2fT21003+fg3ig3fT31003+（2-16）式中：Temax發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m fg1、fg2、fg3、，fgR變速器1、2、3、，倒檔利用率 ig1、ig2、ig3、，igR變速器1、2、3、，倒檔傳動比 fT1、fT2、fT3、，fTR變速器處于1、2、3、，倒檔發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)矩利用率經(jīng)計算，T1d=513.188N·m，查表2-2得dm=64.71262mm，帶入式（2-15）得F1=15.86KN對于雙曲面齒輪傳動有P1=P2·cos1/cos2，查表2

43、-2得cos1=0.694672，cos2=0.861816所以F2=19.68KN 錐齒輪的軸向力和徑向力計算本次計算選用的主動齒輪為左旋，被動齒輪為右旋。當(dāng)汽車前進(jìn)時，主動齒輪順時針方向旋轉(zhuǎn)（從小輪軸大端看），從動小齒輪頂看為逆時針方向。以下計算以小輪左旋，逆時針方向旋轉(zhuǎn)作為計算依據(jù)，公式中計算結(jié)果正負(fù)含義見圖2-7所示。：齒輪表面法向壓力角：齒寬中點處螺旋角：節(jié)錐角P：齒寬終點處圓周力圖2-4 主減速器主動齒輪受力簡圖表2-4齒面上軸向力和徑向力計算公式表主動小齒輪軸向力徑向力螺旋方向旋轉(zhuǎn)方向右順時針主動齒輪Fap=Fcos（tansin-sincos）主動齒輪FRp=Fc

44、os（tancos+sinsin）左逆時針從動齒輪FaG=Fcos（tansin+sincos）從動齒輪FRG=Fcos（tancos-sinsin）右逆時針主動齒輪Fap=Fcos（tansin+sincos）主動齒輪FRp=Fcos（tancos-sinsin）左順時針從動齒輪FaG=Fcos（tansin-sincos）從動齒輪FRG=Fcos（tancos+sinsin）注：公式中的節(jié)錐角7，在計算主動齒輪受力時用面錐角代之，計算從動齒輪受力時用根錐。計算結(jié)果如軸向力為正，表明力的方向離開錐頂，負(fù)值表示指向錐頂，徑向力是正值，表明力使該齒輪離開相嚙合齒輪，負(fù)值表明力使該齒輪靠近嚙合齒輪

45、。當(dāng)計算雙曲面齒輪受力時，為輪齒驅(qū)動齒廓的法向壓力角。本設(shè)計選擇的是左旋，逆時針方向旋轉(zhuǎn)的主動錐齒輪，把1=2=21°15、1=45.9989°、2=30.4789°、1=01=19.8141°、2=02=73.6634°、F1=15.86KN、F2=19.68KN，把這些數(shù)據(jù)代入上表中的合適的公式中，得：主動錐齒輪上的軸向力：Fap=-12.44KN，徑向力：FRp=13.92KN從動錐齒輪上的軸向力：Fac=11.78KN，徑向力：FRG=-8.62KN 錐齒輪軸承的載荷當(dāng)錐齒輪齒面上所承受的圓周力、軸向力和徑向力計算后確定，

46、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。本設(shè)計采用圓錐滾子軸承，根據(jù)草圖選擇軸承A、B為圓錐滾子軸承，其代號均為32012X2.由機(jī)械設(shè)計手冊【7】查的代號為32012的軸承主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=60，外徑D=95，軸承寬度B=22，基本額定動載荷Cr=64.8KN。軸承C、D代號為33013。主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=65mm，外徑D=100mm，軸承寬度B=27mm，基本額定動載荷Cr=98KN。軸承E代號為UN306E。主要參數(shù)為：內(nèi)徑d=30mm，外徑D=72mm，軸承寬度B=19mm，基本額定動載荷Cr=49.2KN。圖2-5 軸承布置形式表2-5 軸承載荷計算公式及計算結(jié)果

47、項目公式計算結(jié)果/KN軸承A徑向力F1（a+b）a2+（FRpa+ba-FapDm12a）258.82135162軸向力Fap-12.44142506軸承B徑向力（F1ba）2+(FRpba-FapDm22a)238.20291407軸向力00軸承C徑向力（F2da）2+(FRGdc+d+FaGDm22(c+d)210.01192481軸向力FaG11.77763796軸承D徑向力(F2cc+d)2+(FRGcc+d-FaGDm22c+d)214.6021288軸向力00 注：由設(shè)計草圖可得，a=39.8mm、b=30mm、c=111.39mm、d=109.08mm、e=42.73mm2.5.

48、3.4 軸承型號確定1 滾子軸承基本額定動載荷計算：C=fhfmfdfnfTPCr（2-16）式中：C為軸承的基本額定動載荷 P為當(dāng)量動載荷 fh壽命因數(shù)，本設(shè)計預(yù)計壽命為5000小時。 fm力矩載荷因數(shù) fn速度因數(shù)，本設(shè)計按平均車速計算得從動齒輪轉(zhuǎn)速為260r/min，主動齒輪轉(zhuǎn)速為1182.2r/min fd沖擊載荷因數(shù)。 fT溫度因數(shù) Cr軸承徑向基本額定動載荷 Ca軸承軸向基本額定動載荷 查機(jī)械設(shè)計手冊第5版第2篇P7232-P7235得（見表2-6）表2-6fhfmfdfmfT41/0.541 軸承A：預(yù)選型號32012，按式（2-16）計算得C=80.6377

49、KNCr=81.8KN滿足設(shè)計要求。 軸承B：同軸承A 軸承C：預(yù)選33213，按式（2-16）計算得C=180.536KNCr=202KN滿足設(shè)計要求 軸承D：同軸承C 軸承E：預(yù)選型號NU306E2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理汽車驅(qū)動橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動系其它齒輪相比較，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多等特點。其損壞形式主要有：齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：1、 有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度及較好的齒面耐磨性。2、 輪芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免輪齒根部折斷。3、 鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能好，熱處理變形小，以提高產(chǎn)品質(zhì)量，減少成本并降低廢品。本次設(shè)計主減速器主動齒輪材料選用20CrMnTi，齒輪滲碳1.2-1.5，齒面淬火使其硬度達(dá)到58-64。第3章 差速器設(shè)計3.1 差速器機(jī)構(gòu)方案分析6根據(jù)汽車行駛運動學(xué)的要求和實際的車輪、道路以及他們之間的相互關(guān)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別的。例如轉(zhuǎn)彎時外側(cè)車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長。另外，即