驅動器課程設計說明書

OS03卜誠報丿h車輛工程專業(yè)課程設計題目：清潔燃料城市客車驅動橋設計院機械工程學院專業(yè)車輛工程級車輛09級班級車輛0912名李旭學號2009715038指導老師賴祥生前言汽車驅動橋處于汽車傳動系的末端，主要由主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼組成。其基本功用是將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現(xiàn)降低轉速、增大轉矩；通過主減速器圓錐齒輪副改變轉矩的傳遞方向；通過差速器實現(xiàn)兩側車輪差速作用，保證內、外側車輪以不同轉速轉向。驅動橋的類型有斷開式驅動橋和非斷開式驅動橋兩種。驅動車輪采用獨立懸架時，應選用斷開式驅動橋；驅動車輪采用非獨立懸架時，則應選用非斷開式驅動橋。汽車傳動系的總任務是傳遞發(fā)動機的動力，使之適應于汽車行駛的需要。在一般汽車的機械式傳動中，有了變速器還不能完全解決發(fā)動機特性和行駛要求間的矛盾和結構布置上的問題。首先因為絕大多數(shù)的發(fā)動機在汽車上是縱向安置的，為使其轉矩能傳給左右驅動車輪，必須由驅動橋的主減速器來改變轉矩的傳遞方向，同時還得由驅動橋的差速器來解決左右驅動車輪間的轉矩分配問題和差速問題。其次是因為變速器的主要任務僅在于通過選擇適當?shù)臋n位數(shù)及各檔傳動比,以使內燃機的轉速一轉矩特性能適應汽車在各種行駛阻力下對動力性與經(jīng)濟性的要求，而驅動橋主減速器的功用則在于當變速器處于最高檔位時，使汽車有足夠的牽引力、適當?shù)淖罡哕囁俸土己玫娜加徒?jīng)濟性。為此，則要將經(jīng)過變速器、傳動軸傳來的動力，經(jīng)過驅動橋的主減速器進行進一步增大轉矩，降低轉速的變化。因此，要想使汽車傳動系設計的合理，首先必須恰當選擇好汽車的總傳動比，并恰當?shù)膶⑺峙浣o變速器和驅動橋。后者的減速比稱為主減速比。當變速器處于最高檔位時，汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性主要取決于主減速比。在汽車的總體布置設計時應根據(jù)該車的工作條件及發(fā)動機、傳動系、輪胎等有關參數(shù)，選擇合適的主減速比來保證汽車具有良好的動力性和燃油經(jīng)濟性。采用優(yōu)化設計方法可得到發(fā)動機與傳動系數(shù)的最佳匹配。由于發(fā)動機功率的提高，汽車整車質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。選擇主減速比時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降低發(fā)動機轉速、減小嫌料消耗量，提高發(fā)動機壽命并改善振動及嗓聲的特性等。目錄TOC\o"1-5"\h\z第一章驅動橋結構方案分析 1第二章主減速器設計 22.1單級主減速器 22.2雙級主減速器 22.3主減速器級數(shù)的選擇 22.4主減速器的齒輪類型 32.5主減速器主、從動錐齒輪的支承形式 32.5.1主動錐齒輪的支承:分懸臂式支承和跨置式支承兩種： 32.5.2從動錐齒輪的支承 42.6主減速器齒輪計算載荷的確定 42.6.1主減速器從動錐齒輪計算載荷的確定 42.6.2主動錐齒輪的計算轉矩為 62.7主減速器基本參數(shù)的選擇 62.7.1主、從動錐齒輪齒數(shù)Zi和Z2 6D m2.7.2從動錐齒輪大端分度圓直徑2和端面模數(shù)t 7bb2.7.3主、從動錐齒輪齒面寬bi和2 72.7.4中點螺旋角 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算 82.7.9主減速器弧齒錐齒輪的強度計算 102.8.0主減速器錐齒輪軸承的載荷計算 132.8.1主減速器錐齒輪軸承載荷的計算 15第三章差速器設計 173.1對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 173.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 183.3對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 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算 213.3.3差速器齒輪的強度計算 22第四章驅動半軸的設計 234.1全浮式半軸計算載荷的確定 244.2半軸的結構設計 24第五章驅動橋殼體的設計 265.2橋殼的受力分析與強度計算 27\o"CurrentDocument"總結 29\o"CurrentDocument"參考文獻 31第一章驅動橋結構方案分析驅動橋的結構型式按其總體布置來說共有三種，即普通的非斷開式驅動橋、帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。按其工作特性，它們又歸并為兩大類，非別是非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當汽車采用獨立懸架時，應選擇斷開式驅動橋；而采用非獨立懸架時，搭配非斷開式驅動橋。非斷開式驅動橋也成為整體式驅動橋，其半軸套管、主減速器殼均與軸殼剛性地相連成一個整體粱，因而兩側的半軸和驅動輪相關地擺動，通過彈性元件與車架相連。非斷開式驅動橋結構簡單、造價低廉、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在左、右驅動車輪的剛性整體外殼或粱。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，其總是與獨立懸架相匹配，故又稱為獨立懸架驅動橋。綜上所述，本設計選用非斷開式驅動橋。第二章主減速器設計主減速器的減速型式主要分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、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,有時也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比i0的大小及驅動橋的離地間隙、驅動橋的數(shù)目及布置型式等。通過綜合，此處只需比較單級主減速器與雙級主減速器。2.1單級主減速器單級主減速器具有結構簡單，質量小，尺寸緊湊，制造成本低等優(yōu)點，因而廣泛應用于主傳動比iOV7的汽車上。單級主減速器多采用一對弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪傳動。單級主減速器的結構形式，尤其是其齒輪的支承形式和拆裝方法，與橋殼的結構形式密切相關。2.2雙級主減速器雙級主減速器的主要結構特點是由兩級齒輪減速組成的主減速器，單級主減速器相比，雙級主減速器在保證離質量均較大，結構復雜，制造成本也顯著曾加，因此主要應用在傳動比較大的商用車上，一般為7?12。2.3主減速器級數(shù)的選擇根據(jù)汽車的最高車速、發(fā)動機參數(shù)、輪胎參數(shù)來確定，其值可按下式計算：rni0 0.377―—vihmaxgh式中，np 最大功率點時發(fā)動機轉速，單位為r/min，已知為2500r/min；igh——最高檔時的變速器傳動比，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；因為i0〈7,所以本設計選用單級主減速器。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中的弧齒錐齒輪。其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連接平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是，工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會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，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。2.5主減速器主、從動錐齒輪的支承形式2.5.1主動錐齒輪的支承:分懸臂式支承和跨置式支承兩種:圖2-1主動錐齒輪懸臂式支承形式 圖2-2主動錐齒輪跨置式支撐形式懸臂式：支承距離b應大于2.5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸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度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。結構簡單，支承剛度較差，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。跨置式：跨置式支承的結構特點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，使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С兄械膶蜉S承都為圓柱滾子軸承，并且內、外圈可以分離或根本不帶內圈，它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個軸承。在需要傳遞較大轉矩的情況下，最好采用跨置式支承。因此，經(jīng)綜合考慮后，本設計采用選懸臂式支承。2.5.2從動錐齒輪的支承圖2-3從動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。為了增加支承剛度，減小尺寸c+d；為了增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%；為了使載荷均勻分配，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸do2.6主減速器齒輪計算載荷的確定2.6.1主減速器從動錐齒輪計算載荷的確定1）按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Tce。式中：Tce—計算轉矩，Nm；9

Tema—發(fā)動機最大轉矩；Jmax=650N-m；n—計算驅動橋數(shù)，n=l；‘1—變速器一檔傳動比，兒=5.65；if 分動器傳動比，此處取if=1；‘0—主減速器傳動比，i0=6.39；n—變速器傳動效率，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)生的動載系數(shù)，對于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取Kd=1.0，當性能系數(shù)fP>016-0.195巴1'IT丿emax/16-0.195巴1'IT丿emax/當0.195巴色<16

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

zing式中，Tc——從動錐齒輪最大計算轉矩，Tc=10443.9648N-m；io——為主減速器傳動比，‘0=6.39；ng——為主、從動錐齒輪間的傳動效率，本設計采用弧齒錐齒輪，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、從動齒輪的齒數(shù)Z1和Z2，從動錐齒輪大端分度圓直徑D2、端面模數(shù)mt、主從動錐齒輪齒面寬b1和匕、中點螺旋角0、法向壓力角a等。2.7.1主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：1） 為了磨合均勻，z1，z2之間應避免有公約數(shù)。2） 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于40。3） 為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車Z1一般不小于6。4） 主傳動比i0較大時，z1盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。5） 對于不同的主傳動比，z1和z2應有適宜的搭配。

所以取zi=7,z2=45o2.7.2從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)mt對于單級主減速器，增加尺寸D2會影響驅動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D2又影響跨置式主動齒輪的前支撐座得安裝空間和差速器的安裝?？筛鶕?jù)經(jīng)驗公式初選，即式中，D2 從動齒輪大端分度圓直徑(mm)；kd——直徑系數(shù)，一般取13.0?15.3；Tc從動錐齒輪的計算轉矩,TTc從動錐齒輪的計算轉矩,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《機械設計手冊》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度和壽命，反而會導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，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，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載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。對于從動錐齒輪齒面寬b2，推薦不大于節(jié)錐A2的0.3倍，即b2J°.3A2，而且b2應滿足b2<10ms，對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的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以本設計主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。2.7.6法向壓力角法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減小齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)。對于雙曲面錐齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側的壓力角是不等的，選取平均壓力角時，轎車為19°或20°，貨車為20°或22°30'；對于弧齒錐齒輪，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算表2-1主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算用表項目計算公式計算結果主動齒輪齒數(shù)z17從動齒輪齒數(shù)Z245端面模數(shù)mt7齒面寬bb=53mm，b=49mm12工作齒高h=2h*mg athg=14mm齒全高h=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hf=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=h*mha=7mmYa2二Y2+5Ya2=84.30°根錐角齒頂圓直徑

理論弧齒厚

齒側間隙螺旋角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度計算在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應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、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點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度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當?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量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。（2） 齒面的點蝕及剝落齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。（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，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結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。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。（4） 齒面磨損這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、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，應予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，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蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9N/mm2。實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩Tec和最大附著轉矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。2）主減速器弧齒錐齒輪的強度計算（1）單位齒長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圓周力來估算，即FP-~b2 N/mm式中：P—輪齒上的單位齒長圓周力（N/mm）；F—作用在齒輪上的圓周力，b2—從動齒輪的齒面寬，b2=49mm。①按發(fā)動機最大轉矩計算時：2kTkiinP二demaxgf%103nDb12 N/mm式中：Temax—發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取650N-叫ig—變速器的傳動比，在此處取6.39；kd—猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，本設計中kd=1；k—液力變矩器變矩系數(shù)，k在此取1；if—分動器傳動比，在此取if=1；“一發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，在此取0.85；n—該汽車的驅動橋數(shù)目在此取1;D一主動錐齒輪節(jié)圓直徑，此處D1=49mm；

按上式得，P=2940.84N/mm。②按驅動輪打滑轉矩計算:2G2G2m>rX103D2b2im^mN/mm式中：G2—汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取84933.3N申一輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85：°—輪胎的滾動半徑，在此取0.5425mmm'2—汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，在此取1.2；im—主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，在此取4.5；“m—主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率，在此取1。按上式計算得，P=1353.3N/mmV[P]=1429N/mm。所以，齒輪表面耐磨性合格。齒輪彎曲強度錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為：2Tkkk“MP c——0——s——X103kmbDJMPvt “式中Tc—齒輪的計算轉矩，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)，懸臂式結構，k取=1.0；kv—質量系數(shù)，取1；b—所計算的齒輪齒面寬；bj=53mmb2=49mmD—所討論齒輪大端分度圓直徑；D1=49mmD2=315mm

J?—齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，選取小齒輪的J1=0.27，大齒輪J2=0.25；計算得：％=507.90Mpa<700MPa,%2=560.26MPa<700MPa。所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。輪齒接觸強度錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為：江：江：2Tzk0gx103式中：&j—錐齒輪輪齒的齒面接觸應力，Mpa；D1一主動錐齒輪大端分度圓直徑，mm；D1=49mmb—主、從動錐齒輪齒面寬較小值；b=49mmkf—齒面品質系數(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—齒面接觸強度的綜合系數(shù)，查表取0.229；T—主動錐齒輪計算轉矩；Tz=1720.4456N-m，k0、km、kv選擇同上式。計算得，&二2237.45MPW[q]=2800MP。J a J a所以，輪齒接觸強度滿足要求。2.8.0主減速器錐齒輪軸承的載荷計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處的圓周力Fi為IT1=~D~m2式中：T——作用在主減速器從動錐齒輪上的轉矩，T=10443.9648N-m； 從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑D=D—bsiny=266.58mm。m2 22 2按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力，F(xiàn)i=7835.5N，因為本設計采用的是弧齒錐齒輪，所以從動錐齒輪齒寬中點的圓周力F2=Fi=7835.5N。2）錐齒輪的軸向力和徑向力圖2-4主動錐齒輪齒面的受力圖如圖2-4，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，F(xiàn)t為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內,Ft分解成兩個相互垂直的力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OA為切線的節(jié)錐切平面內。Ff在此平面內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算圖2-5圖2-5單級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是成對存在的，因為軸承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)，本設計采用圓錐滾子軸承，初選型號30206,此軸承的額定動載荷Cr為43.2KN,所承受的當量動載荷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對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器從動齒輪軸承的計算轉矩"2為2.6? 2.66x38 i"“r/minn—am= =186.32r/min2r0.5425r則，主動齒輪的計算轉速為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，可計算出預期壽命即,10000038—即,10000038—2631.58hamLh>Lh'，故軸承符合使用要求2）對于從動齒輪的軸承C，D選用圓錐滾子軸承，選用30214，軸承的額定動載荷Cr為138KN，經(jīng)過校核，符合要求。

第三章差速器設計汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產(chǎn)生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器,從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。差速器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。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。3.1對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，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構。差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪6固連在一起，固為主動件，設其角速度為叫；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為°1和。A、B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C，A、B、C三點到差速器旋轉軸線的距離均為r。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r上的A、B、C三點的圓周速度都相等（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。當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度①4自轉時（圖），嚙合點A的圓周速度為°1r=叫r+巴r，嚙合點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數(shù)n表示，則n+n=2n1 2 03.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，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。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。圖3-2圖3-2普通的對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對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。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構尺寸，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度。球面半徑RB可按如下的經(jīng)驗公式確定：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——計算轉矩，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度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會曾大，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。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)，對于對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。某些總質量較大的商用車采用25°壓力角，以提高齒輪強度。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度，通常?。篖=1.1e式中：T0—差速器傳遞的轉矩，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至錐頂?shù)木嚯x，1~0.5d2，d2為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d2~0.8d2;匚丿一支承面的許用擠壓應力，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算表3.1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表項目行星齒輪齒數(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)圓直徑計算公式z1^10，應盡量取最小值z2=14?25b=(0.25?O.3O)Aoh=1.6mgh=1.788m+0.051工=90°d1=mz1；d2=mz2計算結果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ha2=arctan三Y2=90。—丫Y=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)圓頂點至齒輪外緣距離理論弧齒厚齒側間隙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差速器齒輪的強度計算差速器齒輪的尺寸受結構限制，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)，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度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—計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，此處J=0.225；Tc—半軸齒輪計算轉矩，Tc=°-6T0=0.6X10443.9648=6266.38N-m；Kv、Ks、Km按主減速器齒輪強度計算的有關參數(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用。第四章驅動半軸的設計驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器的半軸齒輪傳給驅動車輪。在一般的非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，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：普通非斷開式驅動橋的半軸，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，本次設計的是中大型城市客車，采用全浮式結構。設計半軸的主要尺寸是其直徑，在設計時首先可根據(jù)對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，大致選定從整個驅動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度校核。4.1全浮式半軸計算載荷的確定全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩計算，即式中：申一輪胎與地面的附著系數(shù)取0.8；m2—負荷轉移系數(shù)，在此取1.2；G2—驅動橋的最大靜載荷，G2=84933.3N；rr—車輪驅動半徑，在此取0.5425m；所以，M申=22116.63N-m。半軸的扭轉切應力為嗎103兀d3式中，d 半軸直徑，在此初取58mm；T=16x22116.63=577.6MPa，扭轉切應力宜為500?700MPa。3.14x583

所以，強度條件滿足。4.2半軸的結構設計1）全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選取d二K3%

式中，M申為半軸計算轉矩（N-mm）,K為直徑系數(shù)，取2.05?2.18。所以，d=58mm。2）半軸花鍵的強度計算在計算半軸在承受最大轉矩時還應該校核其花鍵的剪切應力和擠壓應力。半軸花鍵的剪切應力Ts為Tx103zLJb^半軸花鍵的擠壓應力CC為Tx103-B-B-B式中：T—半軸承受的最大轉矩，N?m，在此取6266.39N-m；DB一半軸花鍵的外徑，mm,在此取58mm；dA—相配花鍵孔內徑，mm,在此取50mm；z—花鍵齒數(shù)；在此取22Lp—花鍵工作長度，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)，計算時取0.75o根據(jù)上式可計算得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，當傳遞的轉矩最大時，半軸花鍵的切應力［Ts］不應超過71.05MPa，擠壓應力［c］不應超過196MPa，以上計算均滿足要求。第五章驅動橋殼體的設計驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量，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，它同時又是主減速器，差速器和半軸的裝配體。驅動橋殼應滿足如下設計要求：應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常，并不使半軸