驅(qū)動(dòng)器課程設(shè)計(jì)說明書

OS03卜誠(chéng)報(bào)丿h車輛工程專業(yè)課程設(shè)計(jì)題目：清潔燃料城市客車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)院機(jī)械工程學(xué)院專業(yè)車輛工程級(jí)車輛09級(jí)班級(jí)車輛0912名李旭學(xué)號(hào)2009715038指導(dǎo)老師賴祥生前言汽車驅(qū)動(dòng)橋處于汽車傳動(dòng)系的末端，主要由主減速器、差速器、半軸和驅(qū)動(dòng)橋殼組成。其基本功用是將萬向傳動(dòng)裝置傳來的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅(qū)動(dòng)車輪，實(shí)現(xiàn)降低轉(zhuǎn)速、增大轉(zhuǎn)矩；通過主減速器圓錐齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向；通過差速器實(shí)現(xiàn)兩側(cè)車輪差速作用，保證內(nèi)、外側(cè)車輪以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)向。驅(qū)動(dòng)橋的類型有斷開式驅(qū)動(dòng)橋和非斷開式驅(qū)動(dòng)橋兩種。驅(qū)動(dòng)車輪采用獨(dú)立懸架時(shí)，應(yīng)選用斷開式驅(qū)動(dòng)橋；驅(qū)動(dòng)車輪采用非獨(dú)立懸架時(shí)，則應(yīng)選用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋。汽車傳動(dòng)系的總?cè)蝿?wù)是傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力，使之適應(yīng)于汽車行駛的需要。在一般汽車的機(jī)械式傳動(dòng)中，有了變速器還不能完全解決發(fā)動(dòng)機(jī)特性和行駛要求間的矛盾和結(jié)構(gòu)布置上的問題。首先因?yàn)榻^大多數(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)在汽車上是縱向安置的，為使其轉(zhuǎn)矩能傳給左右驅(qū)動(dòng)車輪，必須由驅(qū)動(dòng)橋的主減速器來改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，同時(shí)還得由驅(qū)動(dòng)橋的差速器來解決左右驅(qū)動(dòng)車輪間的轉(zhuǎn)矩分配問題和差速問題。其次是因?yàn)樽兯倨鞯闹饕蝿?wù)僅在于通過選擇適當(dāng)?shù)臋n位數(shù)及各檔傳動(dòng)比,以使內(nèi)燃機(jī)的轉(zhuǎn)速一轉(zhuǎn)矩特性能適應(yīng)汽車在各種行駛阻力下對(duì)動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性的要求，而驅(qū)動(dòng)橋主減速器的功用則在于當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí)，使汽車有足夠的牽引力、適當(dāng)?shù)淖罡哕囁俸土己玫娜加徒?jīng)濟(jì)性。為此，則要將經(jīng)過變速器、傳動(dòng)軸傳來的動(dòng)力，經(jīng)過驅(qū)動(dòng)橋的主減速器進(jìn)行進(jìn)一步增大轉(zhuǎn)矩，降低轉(zhuǎn)速的變化。因此，要想使汽車傳動(dòng)系設(shè)計(jì)的合理，首先必須恰當(dāng)選擇好汽車的總傳動(dòng)比，并恰當(dāng)?shù)膶⑺峙浣o變速器和驅(qū)動(dòng)橋。后者的減速比稱為主減速比。當(dāng)變速器處于最高檔位時(shí)，汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性主要取決于主減速比。在汽車的總體布置設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)根據(jù)該車的工作條件及發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系、輪胎等有關(guān)參數(shù)，選擇合適的主減速比來保證汽車具有良好的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。采用優(yōu)化設(shè)計(jì)方法可得到發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系數(shù)的最佳匹配。由于發(fā)動(dòng)機(jī)功率的提高，汽車整車質(zhì)量的減小和路面狀況的改善，主減速比有往小發(fā)展的趨勢(shì)。選擇主減速比時(shí)要考慮到使汽車即能滿足高速行駛的要求，又能在常用車速范圍內(nèi)降低發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、減小嫌料消耗量，提高發(fā)動(dòng)機(jī)壽命并改善振動(dòng)及嗓聲的特性等。目錄TOC\o"1-5"\h\z第一章驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案分析 1第二章主減速器設(shè)計(jì) 22.1單級(jí)主減速器 22.2雙級(jí)主減速器 22.3主減速器級(jí)數(shù)的選擇 22.4主減速器的齒輪類型 32.5主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承形式 32.5.1主動(dòng)錐齒輪的支承:分懸臂式支承和跨置式支承兩種： 32.5.2從動(dòng)錐齒輪的支承 42.6主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定 42.6.1主減速器從動(dòng)錐齒輪計(jì)算載荷的確定 42.6.2主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 62.7主減速器基本參數(shù)的選擇 62.7.1主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)Zi和Z2 6D m2.7.2從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑2和端面模數(shù)t 7bb2.7.3主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬bi和2 72.7.4中點(diǎn)螺旋角 82.7.5螺旋方向 82.7.6法向壓力角 82.7.8主減速器弧齒錐齒輪的尺寸計(jì)算 82.7.9主減速器弧齒錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 102.8.0主減速器錐齒輪軸承的載荷計(jì)算 132.8.1主減速器錐齒輪軸承載荷的計(jì)算 15第三章差速器設(shè)計(jì) 173.1對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 173.2對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 183.3對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì) 183.3.1差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 183.3.2差速器齒輪的幾何計(jì)算 213.3.3差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 22第四章驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì) 234.1全浮式半軸計(jì)算載荷的確定 244.2半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 24第五章驅(qū)動(dòng)橋殼體的設(shè)計(jì) 265.2橋殼的受力分析與強(qiáng)度計(jì)算 27\o"CurrentDocument"總結(jié) 29\o"CurrentDocument"參考文獻(xiàn) 31第一章驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案分析驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式按其總體布置來說共有三種，即普通的非斷開式驅(qū)動(dòng)橋、帶有擺動(dòng)半軸的非斷開式驅(qū)動(dòng)橋和斷開式驅(qū)動(dòng)橋。按其工作特性，它們又歸并為兩大類，非別是非斷開式驅(qū)動(dòng)橋和斷開式驅(qū)動(dòng)橋。當(dāng)汽車采用獨(dú)立懸架時(shí)，應(yīng)選擇斷開式驅(qū)動(dòng)橋；而采用非獨(dú)立懸架時(shí)，搭配非斷開式驅(qū)動(dòng)橋。非斷開式驅(qū)動(dòng)橋也成為整體式驅(qū)動(dòng)橋，其半軸套管、主減速器殼均與軸殼剛性地相連成一個(gè)整體粱，因而兩側(cè)的半軸和驅(qū)動(dòng)輪相關(guān)地?cái)[動(dòng)，通過彈性元件與車架相連。非斷開式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉、工作可靠，被廣泛地用在載貨汽車、客車和公共汽車上。斷開式驅(qū)動(dòng)橋區(qū)別于非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的明顯特點(diǎn)在于前者沒有一個(gè)連接在左、右驅(qū)動(dòng)車輪的剛性整體外殼或粱。斷開式驅(qū)動(dòng)橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對(duì)運(yùn)動(dòng)，其總是與獨(dú)立懸架相匹配，故又稱為獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋。綜上所述，本設(shè)計(jì)選用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋。第二章主減速器設(shè)計(jì)主減速器的減速型式主要分為單級(jí)減速、雙級(jí)減速、雙速減速、單級(jí)貫通、雙級(jí)貫通、主減速及輪邊減速等。減速型式的選擇與汽車的類型及使用條件有關(guān),有時(shí)也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它主要取決于由動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性等整車性能所要求的主減速比i0的大小及驅(qū)動(dòng)橋的離地間隙、驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)目及布置型式等。通過綜合，此處只需比較單級(jí)主減速器與雙級(jí)主減速器。2.1單級(jí)主減速器單級(jí)主減速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，質(zhì)量小，尺寸緊湊，制造成本低等優(yōu)點(diǎn)，因而廣泛應(yīng)用于主傳動(dòng)比iOV7的汽車上。單級(jí)主減速器多采用一對(duì)弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪傳動(dòng)。單級(jí)主減速器的結(jié)構(gòu)形式，尤其是其齒輪的支承形式和拆裝方法，與橋殼的結(jié)構(gòu)形式密切相關(guān)。2.2雙級(jí)主減速器雙級(jí)主減速器的主要結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是由兩級(jí)齒輪減速組成的主減速器，單級(jí)主減速器相比，雙級(jí)主減速器在保證離質(zhì)量均較大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造成本也顯著曾加，因此主要應(yīng)用在傳動(dòng)比較大的商用車上，一般為7?12。2.3主減速器級(jí)數(shù)的選擇根據(jù)汽車的最高車速、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、輪胎參數(shù)來確定，其值可按下式計(jì)算：rni0 0.377―—vihmaxgh式中，np 最大功率點(diǎn)時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，單位為r/min，已知為2500r/min；igh——最高檔時(shí)的變速器傳動(dòng)比，此處取為1;v 最高車速，單位為km/h，已知為80km/h；maxr 車輪半徑，單位為m，，已知為1085/2mm；所以，i0=6.39；因?yàn)閕0〈7,所以本設(shè)計(jì)選用單級(jí)主減速器。2.4主減速器的齒輪類型主減速器的齒輪有螺旋錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用螺旋錐齒輪傳動(dòng)中的弧齒錐齒輪。其特點(diǎn)是主、從動(dòng)齒輪的軸線垂直交于一點(diǎn)，齒輪并不同時(shí)在全長(zhǎng)上嚙合，而是逐漸從一端連接平穩(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)嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負(fù)荷、制造也簡(jiǎn)單。但是，工作中噪聲大，對(duì)嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會(huì)使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。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。2.5主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承形式2.5.1主動(dòng)錐齒輪的支承:分懸臂式支承和跨置式支承兩種:圖2-1主動(dòng)錐齒輪懸臂式支承形式 圖2-2主動(dòng)錐齒輪跨置式支撐形式懸臂式：支承距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長(zhǎng)度a，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a。支承剛度除了與軸承開式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長(zhǎng)度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型貨車的單級(jí)主減速器及許多雙級(jí)主減速器中?？缰檬剑嚎缰檬街С械慕Y(jié)構(gòu)特點(diǎn)是在錐齒輪兩端的軸上均有軸承，這樣可大大提高支承剛度，又使軸承負(fù)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(cè)軸頸上的兩個(gè)相對(duì)安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動(dòng)齒輪軸的長(zhǎng)度，使布置更緊湊，并可以減小傳動(dòng)軸夾角，有利于整車布置。但是，跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導(dǎo)向軸承所需要的軸承座，使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工成本提高。另外，因主、從動(dòng)齒輪之間的空間很小，致使主動(dòng)齒輪的導(dǎo)向軸承尺寸受到限制，有時(shí)甚至布置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С兄械膶?dǎo)向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)、外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈，它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個(gè)軸承。在需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩的情況下，最好采用跨置式支承。因此，經(jīng)綜合考慮后，本設(shè)計(jì)采用選懸臂式支承。2.5.2從動(dòng)錐齒輪的支承圖2-3從動(dòng)錐齒輪支承方式齒輪的支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關(guān)。為了增加支承剛度，減小尺寸c+d；為了增強(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%；為了使載荷均勻分配，應(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸do2.6主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定2.6.1主減速器從動(dòng)錐齒輪計(jì)算載荷的確定1）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce。式中：Tce—計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Nm；9

Tema—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；Jmax=650N-m；n—計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，n=l；‘1—變速器一檔傳動(dòng)比，兒=5.65；if 分動(dòng)器傳動(dòng)比，此處取if=1；‘0—主減速器傳動(dòng)比，i0=6.39；n—變速器傳動(dòng)效率，取n=0.81；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)，對(duì)于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動(dòng)及自動(dòng)變速器的各類汽車取Kd=1.0，當(dāng)性能系數(shù)fP>016-0.195巴1'IT丿emax/16-0.195巴1'IT丿emax/當(dāng)0.195巴色<16

Temax >當(dāng)0.195mag>16T Jemax本設(shè)計(jì)中ma=14675kg，所以fP=0,所以Kd=1。所以Tce=19008.49N-m。2）按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcs2E~~ ;式中 G2—滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷（N）,后橋承載G2=13000X9.8X2/3=84933.3N；申一輪胎對(duì)地面的附著系數(shù)，本設(shè)計(jì)取0.85；rr—車輪的滾動(dòng)半徑，rr=r=0.5425m；m'2一汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，在此取1.2；im—主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比，在此取4.5；“m—主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)效率，在此取1。代入已知參數(shù)，得Tcs=10443.9648N-m由上面兩式計(jì)算的最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩，應(yīng)該取它們之中較小的數(shù)值作為從動(dòng)錐齒輪最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩。設(shè)TC為從錐齒輪最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩，則Tc=min[Tce，Tcs]=10443.9648N-m2.6.2主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為T=Tc

zing式中，Tc——從動(dòng)錐齒輪最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Tc=10443.9648N-m；io——為主減速器傳動(dòng)比，‘0=6.39；ng——為主、從動(dòng)錐齒輪間的傳動(dòng)效率，本設(shè)計(jì)采用弧齒錐齒輪，所以ng=95%。所以Tz=1720.4456N-m。2.7主減速器基本參數(shù)的選擇主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)Z1和Z2，從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2、端面模數(shù)mt、主從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和匕、中點(diǎn)螺旋角0、法向壓力角a等。2.7.1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：1） 為了磨合均勻，z1，z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)。2） 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40。3） 為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對(duì)于商用車Z1一般不小于6。4） 主傳動(dòng)比i0較大時(shí)，z1盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。5） 對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，z1和z2應(yīng)有適宜的搭配。

所以取zi=7,z2=45o2.7.2從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)mt對(duì)于單級(jí)主減速器，增加尺寸D2會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D2又影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支撐座得安裝空間和差速器的安裝?？筛鶕?jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即式中，D2 從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑(mm)；kd——直徑系數(shù)，一般取13.0?15.3；Tc從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,TTc從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,T=minT,T]c cecso故，D2=(13.0?15.3)310443.9648=(284.16?334.44)mm。初選D2=300mm， 則mt=D2/z2=300/45=6.7。參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》選取mt=7,則D2=315mm。根據(jù)mt=Km’來校核ms=7選取的是否合適，其中Km=(0.3?0.4)。得，mt=(0.3?0.4)V10443-9648=(6.56?8.74),因此滿足校核。2.7.3主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會(huì)導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會(huì)減小了齒根圓角半徑，加大了集中應(yīng)力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時(shí)有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端，會(huì)引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會(huì)引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強(qiáng)度會(huì)降低。對(duì)于從動(dòng)錐齒輪齒面寬b2，推薦不大于節(jié)錐A2的0.3倍，即b2J°.3A2，而且b2應(yīng)滿足b2<10ms，對(duì)于汽車主減速器弧齒錐齒輪推薦采用：b2=0.1550=0.155X315=48.83mm，在此取b2=49mm。一般習(xí)慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適，在此取b1=53mm.2.7.4中點(diǎn)螺旋角0汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°?40°,而商用車選用較小的卩值以防止軸向力過大，通常取卩=35°。2.7.5螺旋方向主、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)方向影響其所受的軸向力的方向，當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離的趨勢(shì)，防止輪齒因卡死而損壞。所以本設(shè)計(jì)主動(dòng)錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時(shí)針運(yùn)動(dòng)，這樣從動(dòng)錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時(shí)針，驅(qū)動(dòng)汽車前進(jìn)。2.7.6法向壓力角法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度，減小齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)。對(duì)于雙曲面錐齒輪，大齒輪輪齒兩側(cè)壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的，選取平均壓力角時(shí)，轎車為19°或20°，貨車為20°或22°30'；對(duì)于弧齒錐齒輪，乘用車的a—般選用14°30'或16°，商用車的a為20°或22.5°，這里取a=20°。2.7.8主減速器弧齒錐齒輪的尺寸計(jì)算表2-1主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表項(xiàng)目計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果主動(dòng)齒輪齒數(shù)z17從動(dòng)齒輪齒數(shù)Z245端面模數(shù)mt7齒面寬bb=53mm，b=49mm12工作齒高h(yuǎn)=2h*mg athg=14mm齒全高h(yuǎn)=9h*+c*尿tah=15.75mm法向壓力角aa=20°軸交角工=90°工=90°節(jié)圓直徑d二mtzd1二49mmd2=315mm節(jié)錐角Y1節(jié)錐角Y1=arctanY1=8.84°Y2Y2=90°-Y1Y2=81.16。節(jié)錐距A02siny節(jié)錐距A02siny12siny2取A°=159.40mm周節(jié)t=3.1416mtt=21.99mma a t齒根高h(yuǎn)f=n*+c*f ahf=8.75mm徑向間隙c=c*mc=1.75mm齒根角hU=arctanff aA0Uf=3.14°面錐角Y=Y+Ua1 1 f2Ya1=11.98°齒頂高h(yuǎn)=h*mha=7mmYa2二Y2+5Ya2=84.30°根錐角齒頂圓直徑

理論弧齒厚

齒側(cè)間隙螺旋角Yf1=Y1_°f1Yf2=Y2 2da1=d1+2ha1COSY1da2=d2+2ha2COSY2查表取低精度Yf1=5.7°Yf2=78.02°da1=82.83mmda2=319.30mms=15.887mm1s=6.103mm20.203mm取B=35°2.7.9主減速器弧齒錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算在完成主減速器齒輪的幾何計(jì)算之后，應(yīng)對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。1）齒輪的損壞形式及壽命齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點(diǎn)及影響因素分述如下：（1） 輪齒折斷主要分為疲勞折斷及由于彎曲強(qiáng)度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，因?yàn)辇X根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。為了防止輪齒折斷，應(yīng)使其具有足夠的彎曲強(qiáng)度，并選擇適當(dāng)?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。（2） 齒面的點(diǎn)蝕及剝落齒面的疲勞點(diǎn)蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報(bào)廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強(qiáng)度不足而引起的。（3） 齒面膠合在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤(rùn)滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦?xí)r，因高溫、高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強(qiáng)度是按齒面接觸點(diǎn)的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤(rùn)滑條件等。（4） 齒面磨損這是輪齒齒面間相互滑動(dòng)、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動(dòng)中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應(yīng)予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長(zhǎng)期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤(rùn)滑油并進(jìn)行清洗是防止不正常磨損的有效方法。汽車驅(qū)動(dòng)橋的齒輪，承受的是交變負(fù)荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點(diǎn)蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時(shí)，其循環(huán)次數(shù)均超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過210.9N/mm2。實(shí)踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩）有關(guān)，而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動(dòng)橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tec和最大附著轉(zhuǎn)矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)只能用它來驗(yàn)算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。2）主減速器弧齒錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算（1）單位齒長(zhǎng)上的圓周力在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長(zhǎng)圓周力來估算，即FP-~b2 N/mm式中：P—輪齒上的單位齒長(zhǎng)圓周力（N/mm）；F—作用在齒輪上的圓周力，b2—從動(dòng)齒輪的齒面寬，b2=49mm。①按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：2kTkiinP二demaxgf%103nDb12 N/mm式中：Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取650N-叫ig—變速器的傳動(dòng)比，在此處取6.39；kd—猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，本設(shè)計(jì)中kd=1；k—液力變矩器變矩系數(shù)，k在此取1；if—分動(dòng)器傳動(dòng)比，在此取if=1；“一發(fā)動(dòng)機(jī)到萬向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率，在此取0.85；n—該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目在此取1;D一主動(dòng)錐齒輪節(jié)圓直徑，此處D1=49mm；

按上式得，P=2940.84N/mm。②按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩計(jì)算:2G2G2m>rX103D2b2im^mN/mm式中：G2—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，對(duì)于后驅(qū)動(dòng)橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時(shí)的負(fù)荷增加量，在此取84933.3N申一輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85：°—輪胎的滾動(dòng)半徑，在此取0.5425mmm'2—汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，在此取1.2；im—主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比，在此取4.5；“m—主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)效率，在此取1。按上式計(jì)算得，P=1353.3N/mmV[P]=1429N/mm。所以，齒輪表面耐磨性合格。齒輪彎曲強(qiáng)度錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為：2Tkkk“MP c——0——s——X103kmbDJMPvt “式中Tc—齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Tc2=10443.9648N-m，0=1720.4456N-mk0—過載系數(shù)，一般取1;ks—尺寸系數(shù)，ks=(mt/25.4)0.25=0.7245；km—齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結(jié)構(gòu)，k取=1.0；kv—質(zhì)量系數(shù)，取1；b—所計(jì)算的齒輪齒面寬；bj=53mmb2=49mmD—所討論齒輪大端分度圓直徑；D1=49mmD2=315mm

J?—齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，選取小齒輪的J1=0.27，大齒輪J2=0.25；計(jì)算得：％=507.90Mpa<700MPa,%2=560.26MPa<700MPa。所以主減速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。輪齒接觸強(qiáng)度錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為：江：江：2Tzk0gx103式中：&j—錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力，Mpa；D1一主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑，mm；D1=49mmb—主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬較小值；b=49mmkf—齒面品質(zhì)系數(shù)，取1.0；c—綜合彈性系數(shù)，取232.6Nl/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)，查表取0.229；T—主動(dòng)錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩；Tz=1720.4456N-m，k0、km、kv選擇同上式。計(jì)算得，&二2237.45MPW[q]=2800MP。J a J a所以，輪齒接觸強(qiáng)度滿足要求。2.8.0主減速器錐齒輪軸承的載荷計(jì)算錐齒輪在工作過程中，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)錐齒輪齒面上的作用力齒寬中點(diǎn)處的圓周力Fi為IT1=~D~m2式中：T——作用在主減速器從動(dòng)錐齒輪上的轉(zhuǎn)矩，T=10443.9648N-m； 從動(dòng)齒輪齒寬中點(diǎn)處的分度圓直徑D=D—bsiny=266.58mm。m2 22 2按上式主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力，F(xiàn)i=7835.5N，因?yàn)楸驹O(shè)計(jì)采用的是弧齒錐齒輪，所以從動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)的圓周力F2=Fi=7835.5N。2）錐齒輪的軸向力和徑向力圖2-4主動(dòng)錐齒輪齒面的受力圖如圖2-4，主動(dòng)錐齒輪螺旋方向?yàn)樽笮瑥腻F頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針，F(xiàn)t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),Ft分解成兩個(gè)相互垂直的力Fn和Ff，F(xiàn)n垂直于0A且位于ZOOZA所在的平面，F(xiàn)f位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。Ff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Fs。F與Ff之間的夾角為螺旋角0，F(xiàn)t與Ff之間的夾角為法向壓力角a，這樣就有：F=Ftco&co0Fn=Ftsi&=Fta&/coSF=Fco&si葷=Fta血S T于是，作用在主動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為Faz=Faz=FNSini+FSC0S=F

co|S(taasitx+sin1FRz=FNC0乍廠FSSini=所以，F(xiàn)az=5956.33N,FRz=2597.02N。2.8.1主減速器錐齒輪軸承載荷的計(jì)算圖2-5圖2-5單級(jí)主減速器軸承布置位置軸承A，B的徑向載荷分別為-V,(F-b)2+(F^-b-0.5F-D\RZ aZmlRA=aRb=丄乙F(a+麗+[Frz(a+b)-0.5役?DJ式中，F(xiàn)aZ=-5956.33N，frz=2597.02N,a=67mm,b=41mm,c=63mm,d=125mm；軸承A的徑向力R=- (7835.5x41》+(2597.02x41—0.5x5956.33x40.86》A67'=4800.23N其軸向力為5956.33N；軸承B的徑向力，RB=吉｛[7835.5(67+41)]2+[2597.02(67+41)—0.5x5956.33x40.86]=12850.79N

其軸向力為0。2）軸承A、B的選擇軸承A與B是成對(duì)存在的，因?yàn)檩S承B的徑向力大于軸承A的徑向力，所以把軸承B所受徑向力作為軸承選取的依據(jù)，本設(shè)計(jì)采用圓錐滾子軸承，初選型號(hào)30206,此軸承的額定動(dòng)載荷Cr為43.2KN,所承受的當(dāng)量動(dòng)載荷Q二X°Ra，取X=1,貝UQ=1XRA=12850.97NfCL—（―t—》x160fQp式中，ft—溫度系數(shù)，取1.0p載荷系數(shù)，取1.1L』L』1X43?2X10312850.97x106=4.14X108對(duì)于無輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來說，主減速器從動(dòng)齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)矩"2為2.6? 2.66x38 i"“r/minn—am= =186.32r/min2r0.5425r則，主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為n—6.39x186.32—1190.58r/min1所以軸承能工作的額定軸承壽命為—5795.49h4.14x—5795.49hL—h60x1190.58若大修里程S定為100000公里，可計(jì)算出預(yù)期壽命即,10000038—即,10000038—2631.58hamLh>Lh'，故軸承符合使用要求2）對(duì)于從動(dòng)齒輪的軸承C，D選用圓錐滾子軸承，選用30214，軸承的額定動(dòng)載荷Cr為138KN，經(jīng)過校核，符合要求。

第三章差速器設(shè)計(jì)汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的路程往往不等。如果驅(qū)動(dòng)橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時(shí)不可避免地會(huì)產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)。這不僅會(huì)加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導(dǎo)致轉(zhuǎn)向和操縱性能惡化。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅(qū)動(dòng)輪間都裝有輪間差速器,從而保證了驅(qū)動(dòng)橋兩側(cè)車輪在行程不等時(shí)具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足了汽車行駛運(yùn)動(dòng)學(xué)要求。差速器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動(dòng)。差速器有多種形式，在此設(shè)計(jì)普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器。3.1對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理圖3-1差速器差速原理圖如圖3-1所示，對(duì)稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機(jī)構(gòu)。差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因?yàn)樗峙c主減速器從動(dòng)齒輪6固連在一起，固為主動(dòng)件，設(shè)其角速度為叫；半軸齒輪1和2為從動(dòng)件，其角速度為°1和。A、B兩點(diǎn)分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點(diǎn)。行星齒輪的中心點(diǎn)為C，A、B、C三點(diǎn)到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為r。當(dāng)行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時(shí)，顯然，處在同一半徑r上的A、B、C三點(diǎn)的圓周速度都相等（圖3-1）,其值為r。于是巴=①?=即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。當(dāng)行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸5以角速度①4自轉(zhuǎn)時(shí)（圖），嚙合點(diǎn)A的圓周速度為°1r=叫r+巴r，嚙合點(diǎn)B的圓周速度為篤廠=叫r-巴r。

于是于是r+°2(叫r+巴r)+(叫r-?r+°21十 2=20若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)n表示，則n+n=2n1 2 03.2對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)普通的對(duì)稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個(gè)半軸齒輪，四個(gè)行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖3-2所示。由于其具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點(diǎn)，故廣泛用于各類車輛上。圖3-2圖3-2普通的對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器圖中1,12-軸承；2-螺母；3,14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片；7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼3.3對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)由于在差速器殼上裝著主減速器從動(dòng)齒輪，所以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主減速器從動(dòng)齒輪軸承支承座及主動(dòng)齒輪導(dǎo)向軸承座的限制。3.3.1差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇1）行星齒輪數(shù)目的選擇根據(jù)承載情況來選擇。通常情況下，轎車：n=2；貨車或越野車：n=4。此處取n=4。2） 行星齒輪球面半徑RB的確定圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑Rb，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實(shí)際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強(qiáng)度。球面半徑RB可按如下的經(jīng)驗(yàn)公式確定：rb-kb3tmm式中：kb——行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.52?2.99，此處取2.7；T——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，取Tce和Tcs的較小值，N?m.根據(jù)上式得RB=2.7310443-9648=59.02mm,所以預(yù)選其節(jié)錐距Ao=58mm。3） 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇zi、z2為了使齒輪有較高的強(qiáng)度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會(huì)曾大，于是又要求行星齒輪的齒數(shù)盡量少。但一般不少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14?25，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比zi/z2在1.5?2.0的范圍內(nèi)。在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數(shù)Z2L，Z2R之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應(yīng)滿足的安裝條件為：hL+3R二整數(shù)n式中：Z2L，Z2R—左右半軸齒輪的齒數(shù)，對(duì)于對(duì)稱式圓錐齒輪差速器來說，z=z2L2Rn—行星齒輪數(shù)目；在此取z1=10，z2=18滿足以上要求。

4）差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定（1）先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角丫1，丫2Z 1018Y=arctan=arctan=29.055°, 71=90°-72=60.945°18（2）按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m：m=——0sin7]= 0sin72=sin29.055°=4.94mmZ Zr 11由于強(qiáng)度的要求在此取m=5mm得d1=mz1=5x10=50mm,d2=mz2=5X18=90mm5） 壓力角汽車差速器的齒輪大都采用22.5。的壓力角，齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些總質(zhì)量較大的商用車采用25°壓力角，以提高齒輪強(qiáng)度。在此選22.5。的壓力角。6） 行星齒輪安裝孔的直徑e及其深度l行星齒輪的安裝孔的直徑e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(zhǎng)度，通常?。篖=1.1e式中：T0—差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm；在此取10443.9648N-m；n—行星齒輪的數(shù)目；在此為41—行星齒輪支承面中點(diǎn)至錐頂?shù)木嚯x，1~0.5d2，d2為半軸齒輪齒面寬中點(diǎn)處的直徑，而d2~0.8d2;匚丿一支承面的許用擠壓應(yīng)力，在此取98MPa。根據(jù)上式， d2=0.8x90=72mm1=0.5X72=36mm°冷I0443%48XI03l.lx98X4X36~21.41mmL-1-1X21?41a23.55mm3.3.2差速器齒輪的幾何計(jì)算表3.1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表項(xiàng)目行星齒輪齒數(shù)半軸齒輪齒數(shù)模數(shù)齒面寬工作齒高全齒高壓力角軸交角節(jié)圓直徑計(jì)算公式z1^10，應(yīng)盡量取最小值z(mì)2=14?25b=(0.25?O.3O)Aoh=1.6mgh=1.788m+0.051工=90°d1=mz1；d2=mz2計(jì)算結(jié)果z1=10z2=18m=515mmhg=8.0mm8.991mm22.5°工=90°d1=50mmd2=90mm節(jié)錐角節(jié)錐距周節(jié)齒頂高齒根高h(yuǎn)a2=arctan三Y2=90?！綴=29.055。1Y=60.945。2A0a12sin丫2sin丫A=51.48mm0t=15.71mm=hg-ha20.43+0.37kz1丿ha1=5.28mmha2=2.72mmhf1=1.788m-ha1；hf2=1.788m- hf1=3?66mm；hf2=6.22mm徑向間隙c=h-hg=0.188m+0.051c=0.991mm齒根角arctan1==arctanAo面錐角Yo產(chǎn)丫1+52;Vo2二丫2+51根錐角;YR2二丫2-5251 =4.07752=6.889°丫。1=39.954°o2=65.022°yr1=24.978°r2=54.056°外圓直徑d02do1二d1+2ha1C0SY1二d2+2ha2C0SYd01=59.231mmd02=92.642mm節(jié)圓頂點(diǎn)至齒輪外緣距離理論弧齒厚齒側(cè)間隙d, 7 .咒02=2 h2sinY2s1二t-s2s2=2_Ca1_ha2)tanB=0.102?0.152mm咒01=33.95mm=18.094mms1=9.06mms2=3.51mm弦齒厚S3 B i——一—

6d2 2i1弦齒咼TTS2cosYh=h'+-i i兀i 4d.iB=0.250mmS1=4.86mmS2=2.9mmh1=1.92mmh2=1.78mm3.3.3差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時(shí)，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時(shí)，差速器齒輪才能有嚙合傳動(dòng)的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。因此，對(duì)于差速器齒輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核。輪齒彎曲強(qiáng)度w為

式中：n差速器的行星齒輪數(shù)，n=4式中：n差速器的行星齒輪數(shù)，n=4；2xTKKcsmKmbdJnv2 2x103b2、d2分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑;J—計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，此處J=0.225；Tc—半軸齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Tc=°-6T0=0.6X10443.9648=6266.38N-m；Kv、Ks、Km按主減速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算的有關(guān)參數(shù)選取。根據(jù)上式％=953.33MPa〈980MPa所以，差速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi。由于差速器齒輪輪齒要求的精度低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應(yīng)用。第四章驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置位于汽車傳動(dòng)系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器的半軸齒輪傳給驅(qū)動(dòng)車輪。在一般的非斷開式驅(qū)動(dòng)橋上，驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置就是半軸，半軸將差速器的半軸齒輪與車輪的輪轂聯(lián)接起來，半軸的形式主要取決半軸的支承形式：普通非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的半軸，根據(jù)其外端支承的形式或受力狀況不同可分為半浮式，3/4浮式和全浮式，本次設(shè)計(jì)的是中大型城市客車，采用全浮式結(jié)構(gòu)。設(shè)計(jì)半軸的主要尺寸是其直徑，在設(shè)計(jì)時(shí)首先可根據(jù)對(duì)使用條件和載荷工況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個(gè)驅(qū)動(dòng)橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對(duì)它進(jìn)行強(qiáng)度校核。4.1全浮式半軸計(jì)算載荷的確定全浮式半軸的計(jì)算載荷可按車輪附著力矩計(jì)算，即式中：申一輪胎與地面的附著系數(shù)取0.8；m2—負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，在此取1.2；G2—驅(qū)動(dòng)橋的最大靜載荷，G2=84933.3N；rr—車輪驅(qū)動(dòng)半徑，在此取0.5425m；所以，M申=22116.63N-m。半軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為嗎103兀d3式中，d 半軸直徑，在此初取58mm；T=16x22116.63=577.6MPa，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力宜為500?700MPa。3.14x583

所以，強(qiáng)度條件滿足。4.2半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選取d二K3%

式中，M申為半軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N-mm）,K為直徑系數(shù)，取2.05?2.18。所以，d=58mm。2）半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算在計(jì)算半軸在承受最大轉(zhuǎn)矩時(shí)還應(yīng)該校核其花鍵的剪切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力。半軸花鍵的剪切應(yīng)力Ts為Tx103zLJb^半軸花鍵的擠壓應(yīng)力CC為Tx103-B-B-B式中：T—半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩，N?m，在此取6266.39N-m；DB一半軸花鍵的外徑，mm,在此取58mm；dA—相配花鍵孔內(nèi)徑，mm,在此取50mm；z—花鍵齒數(shù)；在此取22Lp—花鍵工作長(zhǎng)度，mm,在此取60mm；b—花鍵齒寬，mm,在此取3.2mm；°—載荷分布的不均勻系數(shù)，計(jì)算時(shí)取0.75o根據(jù)上式可計(jì)算得6266.39x103吊聲 =70.24 。 x22x60x3.2x0.75I4丿6266.39x1036266.39x103(58+52Y58-52\=75.35MP。x22x60x0.75根據(jù)要求，當(dāng)傳遞的轉(zhuǎn)矩最大時(shí)，半軸花鍵的切應(yīng)力［Ts］不應(yīng)超過71.05MPa，擠壓應(yīng)力［c］不應(yīng)超過196MPa，以上計(jì)算均滿足要求。第五章驅(qū)動(dòng)橋殼體的設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)橋殼的主要功用是支承汽車質(zhì)量，并承受有車輪傳來的路面反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車身，它同時(shí)又是主減速器，差速器和半軸的裝配體。驅(qū)動(dòng)橋殼應(yīng)滿足如下設(shè)計(jì)要求：應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常，并不使半軸