四驅(qū)越野車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的設(shè)計說明書

需要購買圖紙咨詢Q1459919609或Q1969043202四驅(qū)越野車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的設(shè)計Four-wheel drive off-road vehicle to the design of the drive axle摘 要本設(shè)計的主要目的是分析并設(shè)計出符合相關(guān)要求的四驅(qū)越野車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋作為越野車兼具傳遞動力和改變方向的總成，對于其結(jié)構(gòu)有以下要求，既能將越野車的轉(zhuǎn)向和驅(qū)動機構(gòu)作為一個整體，還能支撐越野車的重量，傳遞轉(zhuǎn)矩以產(chǎn)生牽引力；既能承受由于越野車惡劣的行駛環(huán)境而給車輪帶來的各向沖擊力，還能緩沖車體的震動，保證越野車的行駛平穩(wěn)性和駕駛舒適性；在動力傳遞方面，既要利用減速器使轉(zhuǎn)矩傳遞到半軸上，以驅(qū)動左右車輪，又要利用差速器解決轉(zhuǎn)彎時左右車輪由于速度不一所產(chǎn)生的干涉問題。如此一來，在設(shè)計四驅(qū)越野車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋時考慮到結(jié)構(gòu)的合理性，傳動系的總傳動比的確定非常重要，同時保證傳動機構(gòu)從減速器、差速器到半軸和輪轂以及轉(zhuǎn)向機構(gòu)的方向盤、轉(zhuǎn)向器到轉(zhuǎn)向拉桿之間的合理布置。關(guān)鍵詞：四驅(qū)越野車 轉(zhuǎn)向器 差速器 驅(qū)動橋Abstract The main purpose of this design is to analyze and design to meet the relevant requirements of the four-wheel drive off-road vehicle steering axle. Steering drive axle as a cross-country vehicles both transmission power and change the direction of the assembly, for its structure has the following requirements: Both the off-road vehicle steering and drive mechanism as a whole, but also support the weight of off-road vehicles, transmission torque to produce traction; Can withstand the off-road vehicles due to the harsh driving environment and the impact of the wheel to bring the impact, but also to cushion the vibration of the body to ensure off-road vehicles running smoothly and driving comfort; In this way, in the design of four-wheel drive off-road vehicle steering axle to take into account the rationality of the structure, the transmission line of the total transmission ratio is very important,but also to use the differential to solve the left and right wheels due to the speed of the interference caused by different problems. In this way, you want to rationally design four-wheel drive off-road vehicle steering axle, you must determine the total transmission of the transmission ratio, While ensuring a reasonable arrangement of the transmission mechanism from the reducer, the differential to the axle and the hub and the steering wheel of the steering mechanism, the steering gear to the steering rod.Key words: Four-wheel-drive suv Steering gear differential drive axle目 錄1.前言12. 總體方法論證22.1 轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋分析22.2 結(jié)構(gòu)方案的確定22.2.1 驅(qū)動橋的分析22.2.2 轉(zhuǎn)向器的分析32.2.3 轉(zhuǎn)向節(jié)的分析32.3 本車橋的結(jié)構(gòu)33. 主減速器的設(shè)計計算43.1 主減速器傳動比的計算43.2 主減速器的選擇43.3 主減速器齒輪的類型63.4 主減速齒輪計算載荷的確定73.5 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇83.5.1 齒數(shù)的選擇83.5.2 節(jié)圓直徑的選擇93.5.3 齒面寬的選擇103.5.4 雙曲面齒輪的偏移距E113.5.5 雙曲面齒輪的偏移方向113.5.6 齒輪法向壓力角的選擇113.5.7 齒輪幾何尺寸的計算113.6 主減速器雙曲面齒輪的強度計算133.6.1 單位齒長上的圓周力133.6.2 輪齒的彎曲強度計算143.6.3 輪齒的接觸強度計算153.7 主減速器齒輪的材料及熱處理163.8 主減速器的潤滑164. 差速器的設(shè)計164.1 差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇164.2 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇174.2.1 行星齒輪數(shù)目的選擇174.2.2 行星齒輪球面半徑RB(mm)的確定174.2.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇184.2.4 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184.2.5 差速器幾何尺寸的計算194.2.6 行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定194.3 差速器齒輪與強度計算205 半軸的設(shè)計205.1 半軸的設(shè)計分析215.2 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及材料與熱處理226. 橋殼的設(shè)計226.1 橋殼的結(jié)構(gòu)型式大致分為可分式橋殼和整體式橋殼兩種227. 轉(zhuǎn)向器237.1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的角傳動比237.2 螺桿、鋼球、螺母傳動副247.3 齒條、齒扇傳動副277.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件的強度計算328. 轉(zhuǎn)向節(jié)的設(shè)計368.1 萬向節(jié)的選擇368.2 萬向節(jié)的設(shè)計計算379. 結(jié)論38參考文獻391. 前言四驅(qū)越野車轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋是一種兼具轉(zhuǎn)向能力和驅(qū)動能力的車橋，它的作用之一是把發(fā)動機傳遞給分動器的轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩經(jīng)過主減速器傳遞給越野車輪轂，驅(qū)動車輪轉(zhuǎn)動；作用之二是在駕駛員轉(zhuǎn)動方向盤時，方向盤把所受的轉(zhuǎn)矩，經(jīng)過轉(zhuǎn)向器傳遞給轉(zhuǎn)向直拉桿，再由轉(zhuǎn)向橫拉桿拉動輪轂使車輪轉(zhuǎn)向。隨著我國各個行業(yè)的不斷發(fā)展，人民生活質(zhì)量不斷改善走向小康，汽車工業(yè)快速發(fā)展，交通環(huán)境越來越好，因此越野車慢慢普及到每個家庭，成為人們生活中最常用的交通工具。一大批世界一流汽車生產(chǎn)商先后進入我國，包括通用、奧迪、大眾、日產(chǎn)、福特等，加入世貿(mào)以來，市場競爭越來越激烈，核心技術(shù)缺乏是我國越野車行業(yè)最大的短板。 四驅(qū)越野車的普及和人們對其的了解越來越深，從而要求也越來越高。為了使越野車在城市以及野外有更好的適應(yīng)性以及舒適性，并考慮到人們駕駛汽車的習(xí)慣性，在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的設(shè)計時應(yīng)考慮到以下幾點：a.車輪偏轉(zhuǎn)幅度為45 b.方向盤轉(zhuǎn)動圈數(shù)為各邊2.5圈c.采用麥弗遜式獨立懸架在XX老師的指導(dǎo)下，對本設(shè)計的要求進行仔細(xì)分析，以確定機械結(jié)構(gòu)的選用。在仔細(xì)了解和討論之后，四驅(qū)越野車的橋殼部分我們采用整體式結(jié)構(gòu)來承載主減速器，并且輸出端分別采用球面滾輪式萬向節(jié)。半軸與輪轂的連接處使用球籠式萬向節(jié)。以循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器為轉(zhuǎn)向機構(gòu)。本設(shè)計的過程由于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋與汽車其他部分的關(guān)系，設(shè)計計算時要注意最終組裝。根據(jù)本四驅(qū)越野車的設(shè)計所給任務(wù)書的要求，首先分析驅(qū)動部分的機械結(jié)構(gòu)以及技術(shù)參數(shù)，根據(jù)多方面的數(shù)據(jù)和因素，再計算每個軸包括半軸、行星齒輪軸等的傳動比以及軸向力的大小，功率和扭矩等等。然后進行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)計算。本設(shè)計的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋考慮到半軸-輪轂一體式橋殼和半軸-輪轂斷開式橋殼的優(yōu)缺點之后選用半軸-輪轂斷開式橋殼，這樣一來，提高了駕駛員在操作時的穩(wěn)定性和舒適性。該設(shè)計課題實用性強，結(jié)構(gòu)上有很大提高，增強了競爭優(yōu)勢，是一個實用前景很大的轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。2. 總體方法論證2.1 轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋分析已知條件：發(fā)動機最大功率76kw最大功率轉(zhuǎn)速3800rpm發(fā)動機最大扭矩225N.m最大扭矩轉(zhuǎn)速2000rpm驅(qū)動方式前置四驅(qū)中央差速器結(jié)構(gòu)麥弗遜式獨立懸架助力類型電動助力車體結(jié)構(gòu)承載式前、后制動類型通風(fēng)盤式、鼓式駐車制動腳剎整車質(zhì)量2100kg2.2 結(jié)構(gòu)方案的確定2.2.1 驅(qū)動橋的分析越野車驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)形式，按照結(jié)構(gòu)特點可普遍分為半軸-輪轂一體式和半軸-輪轂斷開式驅(qū)動橋兩大類。 a. 半軸-輪轂一體式驅(qū)動橋一般的半軸-輪轂一體式驅(qū)動橋，由于其機械結(jié)構(gòu)簡單且生產(chǎn)費用和工時不是很高，以及工作性能穩(wěn)定可靠等優(yōu)點，因此被多種越野車廣泛采用，這種結(jié)構(gòu)也被許多四驅(qū)越野車以及部分轎車所采用。它的機械結(jié)構(gòu)，尤其是半軸和橋殼盡管不盡相同，但是其相同之處在于橋殼為一根強度很大的空心梁，并支撐在左右兩個驅(qū)動車輪上。傳動部件安裝在橋殼內(nèi)，包括齒輪和半軸等。但它的簧下質(zhì)量比較大。b. 半軸-輪轂斷開式驅(qū)動橋半軸-輪轂斷開式驅(qū)動橋的橋殼不是一體的，而是由半軸和橋殼通過萬向節(jié)連接而成的，并且半軸和橋殼之間不是固定的，因此被稱作半軸-輪轂斷開式驅(qū)動橋。此外，它通常與獨立懸掛配合使用，因此又叫做獨立懸架驅(qū)動橋。這種橋中間部分的差速器和主減速器等傳動結(jié)構(gòu)直接鑲嵌在車架橫粱內(nèi)。由于采用獨立懸架系統(tǒng)，車橋左右兩側(cè)的驅(qū)動車輪即使在道路不平整的情況下，由于其連接結(jié)構(gòu)的特點，輪轂等零件也可以彼此獨立地圍繞車廂或車架上下擺動，但同時，連帶驅(qū)動車輪的傳動機構(gòu)，外殼和半軸及其套管也會跟著上下擺動。2.2.2 轉(zhuǎn)向器的分析四驅(qū)越野車轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式，按照其轉(zhuǎn)向時的接觸狀況不同，可分為螺桿螺母式轉(zhuǎn)向器、齒輪傳動式轉(zhuǎn)向器等。四驅(qū)越野車轉(zhuǎn)向器在選擇能滿足其轉(zhuǎn)向要求的結(jié)構(gòu)形式時，首先是依據(jù)越野車的類型，前軸載荷等方面來決定的。然后再考慮角傳動比傳動特點，傳動效率等方面，以及轉(zhuǎn)向的穩(wěn)定性，轉(zhuǎn)向器的制造工藝過程，壽命等。山地越野車，城市越野車以及礦山工地越野車由于路面環(huán)境通常不好，因此本設(shè)計結(jié)合上述情況將使用極限可逆式轉(zhuǎn)向器。有的越野車配置有轉(zhuǎn)向橫拉桿減震器或者液力式動力轉(zhuǎn)向器，這樣一來減震器就可以克服極限可逆式轉(zhuǎn)向器逆效率較高的缺點。由于減震器可吸收路面的沖擊力，這樣方向盤就不會出現(xiàn)“打手”情況。2.2.3 轉(zhuǎn)向節(jié)的分析根據(jù)其連接元件在受到扭矩時彈性的大小，萬向節(jié)可分成撓性可扭轉(zhuǎn)萬向節(jié)和剛性不可扭轉(zhuǎn)萬向節(jié)兩種。撓性萬向節(jié)扭矩和轉(zhuǎn)速的傳遞是通過它的彈性元件傳遞的，所以它具有緩沖減震的能力。而剛性萬向節(jié)扭矩和轉(zhuǎn)速的傳遞只能是依靠鉸鏈?zhǔn)竭B接零件剛性傳遞。剛性萬向節(jié)可進一步分為等速萬向節(jié)，轉(zhuǎn)速不等萬向節(jié)以及可速萬向節(jié)三種類型。因為彈性元件的彈性形變量是有一定范圍的，所以撓性萬向節(jié)所連接的兩軸（即差速齒輪軸和半軸）之間的夾角一般不大于35，并且一般只用在軸向位移很小的場合。2.3 本車橋的結(jié)構(gòu)本越野車懸架系統(tǒng)根據(jù)任務(wù)書的要求使用麥弗遜式獨立懸架，因此本設(shè)計為使設(shè)計合理驅(qū)動橋相應(yīng)地選擇斷開式驅(qū)動橋。山地越野車，城市越野車以及礦山工地越野車由于路面環(huán)境通常不好，因此本設(shè)計結(jié)合工作環(huán)境將使用極限可逆式轉(zhuǎn)向器，從而采用螺桿螺母式轉(zhuǎn)向器。轉(zhuǎn)向器正效率高，所以能讓駕駛員輕易地操縱方向盤；而逆效率高，能使駕駛員很好地感受路面狀況。但同時為了緩解駕駛員在不平路面上的駕駛疲勞和工作強度，路面給車輪的沖擊反作用到方向盤上的力要越小越好，這樣能很好地防止打手。因此需要在越野車上配置有轉(zhuǎn)向橫拉桿減震器以吸收來自路面的沖擊力。由于轉(zhuǎn)向節(jié)的轉(zhuǎn)向角度要求較高，本設(shè)計為滿足要求而采用球籠式萬向節(jié)。而主減速器兩側(cè)采用球面滾輪式萬向節(jié)。3. 主減速器的設(shè)計計算3.1 主減速器傳動比的計算四驅(qū)越野車中主減速器的總體質(zhì)量大小，零件輪廓尺寸，結(jié)構(gòu)形式；還有越野車的變速器在最高檔時的燃油經(jīng)濟性和驅(qū)動動力性。這些都取決于主減速器的主減速比i0。而主減速比i0的確定，應(yīng)該在越野車整車設(shè)計時，根據(jù)越野車總動力和傳動系總傳動比iT來計算。在發(fā)動機最大功率Pemax和轉(zhuǎn)速np已知的條件下，越野車的功率雖大，但主減速比i0在確定時必須保證這類越野車的最高車速vamax也要是最大的，即功率和最高車速都要盡可能大。這時i0值應(yīng)按下式來確定： (3-1) 式中rr越野車行駛時車輪的半徑，m； igh變速器掛最高檔即V檔時的傳動比。越野車類型比較多，但由于功率越大最高車速越小，二者成反比，導(dǎo)致實際中最大車速要比計算出的小一點，所以主減速比i0的實際值要比計算出的大1025，即根據(jù)下列式子再計算： (3-2) 3.2 主減速器的選擇主減速器根據(jù)傳動比的大小，速度改變程度以及機械結(jié)構(gòu)其減速形式可分為單級蝸桿式、單級齒輪減速式、雙級蝸桿式、雙級齒輪減速式、雙速齒輪減速式、輪邊減速及主減速等等。a.單級齒輪減速器由于單級減速器的質(zhì)量偏小，零件尺寸緊湊，機械結(jié)構(gòu)簡單及生產(chǎn)制造成本耗費較低等許多優(yōu)點，但同時又存在傳動比范圍不大的特點。所以在主減速比i07.6的小、中型越野車上應(yīng)用非常普遍。單級主減速器減速嚙合時的傳動副類型多為雙曲面齒輪或螺旋錐齒輪，甚至還有部分是使用蝸輪傳動的。b.雙級主減速器雙級主減速器與單級減速器相比較零件質(zhì)量更大，機構(gòu)傳動更為復(fù)雜，生產(chǎn)制造時所耗費時間和費用也明顯增加，如此一來雙級主減速器應(yīng)用范圍不廣，本著基本上盡量不使用的原則一般只用在主減速比i0比較大(7.65.0的重、中型越野車的驅(qū)動橋上。由于研究的不斷深入，工程師們又進一步設(shè)計出圓柱錐齒輪式和錐齒輪圓柱式兩種類形。錐齒輪圓柱齒輪雙級貫通式主減速器由于其結(jié)構(gòu)采用兩級減速的方式，因此總主減速比的范圍比較大。但同時也不可避免的帶來了不少缺點：總體結(jié)構(gòu)尺寸大，并且其主動錐齒輪的形狀復(fù)雜制造困難且制造工藝性能較差，而從動錐齒輪不得不采用懸臂式裝配，導(dǎo)致支撐部件剛度降低，使用壽命降低。圓柱齒輪錐齒輪式雙級貫通式主減速器的特點是雖然結(jié)構(gòu)尺寸緊湊較小，但同時一級減速比范圍小。f.單級(或雙級)主減速器附輪邊減速器許多重型，大型越野車驅(qū)動橋需要很大范圍的主減速比i0。而當(dāng)主減速比i0的值大于12時，就必須附加輪邊減速器，以分配驅(qū)動橋輸出的減速比。只有這樣才能有效減小主減速器的輪廓尺寸，從而使離地間隙變大，驅(qū)動橋減速比提高。同時也減小了其他的零部件所需尺寸，包括差速器，半軸等。但同樣，由于增加了附加輪邊減速器，導(dǎo)致機械結(jié)構(gòu)變得更加復(fù)雜，生產(chǎn)制造難度和成本也就變高了，所以一般只應(yīng)用于減速比12的場合。根據(jù)計算的結(jié)果，傳動比i0=2.612.96，所以按照上述分析選用單級減速器。3.3 主減速器齒輪的類型 查閱了許多類型和不同品牌的越野車之后，發(fā)現(xiàn)如今一般越野車驅(qū)動橋上的主減速器通常采用雙曲面齒輪傳動和螺旋錐齒輪傳動。 螺旋錐齒輪的主從動齒輪的軸線是相交，并且軸線交角能隨設(shè)計要求而定。但是主減速器齒輪副在幾乎所有越野車的驅(qū)動橋上都是呈90布置的。螺旋錐齒輪有很多優(yōu)點，其齒輪端面具有較高重疊系數(shù)，同時參與嚙合的齒輪有兩對甚至更多，所以嚙合齒輪分解了集中載荷從而能夠承受較大的載荷。此外，該齒輪在嚙合傳動時，其嚙合點是由一個齒的一端移動到另一端，這樣的特點能使其工作平穩(wěn)，噪聲和振動很小，適用于高速運轉(zhuǎn)。雙曲面齒輪的主從動齒輪的兩根齒輪軸軸線不共面且它們的投影線是相交的，并且空間投影角通常為90。主動齒輪軸線和從動齒輪軸線存在偏移距，且不為零，向上或向下。如此一來，其齒輪的支撐結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，從而提高了結(jié)構(gòu)剛度，確保齒輪嚙合時噪音小，工作穩(wěn)定可靠，齒輪壽命也相對延長。雙曲面主動齒輪能保證大傳動比穩(wěn)定傳動，同時不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，因此選較小的齒數(shù)。有時設(shè)計的結(jié)構(gòu)輪廓尺寸較小，同時所需傳動比大，這時采用雙曲面齒輪傳動就能很好地滿足要求。當(dāng)傳動時的主動齒輪直徑要求固定時，螺旋錐齒輪的從動齒輪直徑相比于雙曲面的要大。而傳動比2時，螺旋錐齒輪主動齒輪就比雙曲面主動齒輪小得多，所以本設(shè)計更好的選擇是螺旋錐齒輪。雙曲面主動齒輪螺旋角變大后，同時進入嚙合的平均齒數(shù)增加，所以能夠承受較大的載荷這樣能使其工作平穩(wěn)，噪聲和振動很小，適用于高速運轉(zhuǎn)。雙曲面齒輪的主從動齒輪由于存在偏移距，在越野車總體設(shè)計更靈活，給其他部件的布置帶來了方便。根據(jù)上述分析，當(dāng)主減速比i0=2.612.96時，應(yīng)選擇用雙曲面主動齒輪。3.4 主減速齒輪計算載荷的確定在進行四驅(qū)越野車強度計算時，應(yīng)分為兩種情況來考慮：一是在發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩傳動時且傳動系掛最低檔即I檔時的狀況；二是驅(qū)動車輪打滑，阻力極小時狀況。計算這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩，并取兩者中的較小者來驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。即 (3-3) Nm (3-4) Nm 式中Temax發(fā)動機量大轉(zhuǎn)矩，Nm；iTL掛最低檔時，發(fā)動機到主減速器從動齒輪之間的各傳動比之積； 機械傳動效率，取=0.9； K0超載系數(shù)，取K0=1； n驅(qū)動橋數(shù)目；G2越野車滿載時其中一個驅(qū)動橋?qū)Φ孛娴淖畲髩毫?，N；越野車行駛時輪胎附著系數(shù)，四驅(qū)越野車取=1.0； rr一越野車行駛時車輪的半徑，m；一一主減速器從動齒輪到四驅(qū)車輪之間的傳動效率；一一主減速器從動齒輪到四驅(qū)車輪之間的減速比。上述所算得的計算載荷只是越野車工作的最大轉(zhuǎn)矩，而不是正常工作狀況下的持續(xù)轉(zhuǎn)矩，所以不能以它來計算疲勞損壞時的數(shù)據(jù)。因此，四驅(qū)越野車的正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩要用主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩Tjm (Nm)來計算，其計算結(jié)果為 (3-5) Nm式中Ga越野車滿載時的總重量即最大重量17，N； GT所牽引的汽車滿載總重量17，N，； fR道路滾動阻力系數(shù)，越野越野車取0.0200.035； fH四驅(qū)越野車的平均爬坡能力系數(shù)。越野越野車取0.080.31。fP越野車的性能系數(shù)： (3-6)若式中fP計算結(jié)果小于0，則取0。在計算主減速器主動齒輪的相關(guān)數(shù)據(jù)時，由于存在工作效率應(yīng)該把式（3-3）和（3-4）的結(jié)果分別除以其齒輪的減速比及傳動效率，這樣設(shè)計計算更準(zhǔn)確。3.5 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇3.5.1 齒數(shù)的選擇表3-1 越野車驅(qū)動橋主減速器主動錐齒輪齒數(shù)（用于半展成法*加工時）傳動比(z/ z)推薦的主動齒輪最小齒數(shù)(z)主動齒輪齒數(shù)允許范圍（z） 2.01715192.51512163.01110143.5108104.09794.58695.0 758表3-2 越野車主減速器主、從動錐齒數(shù)的選擇89101112131415162.8802.9194144472.9202.95935382.9602.9994245483.0003.0393639493.0403.0793343463.0803.11940 按照表3-1中的數(shù)據(jù)，由于本設(shè)計主減速比i0=2.612.96，所以主減速器主動齒輪的齒數(shù)取13。再根據(jù)表3-2的數(shù)據(jù)，主動齒輪的齒數(shù)取41。3.5.2 節(jié)圓直徑的選擇當(dāng)變速器掛擋時，作用在輪齒上的彎曲應(yīng)力與比值P/F成正比關(guān)系，同時滿足以下條件： (3-7) (3-8)式中：d2及F的單位均cm。在擋的傳動比ig13的情況下，同時其比值P/F應(yīng)不超過3920，即 (3-9)雙曲面齒輪齒面寬選取F0.155d2,且，將其代入上述公式能夠計算得到：當(dāng)掛最低檔擋傳遞Temax時，齒輪的節(jié)圓直徑d2不應(yīng)該小于(3-10)與(3-11)中算得數(shù)值中的較小值，即 (3-10) (3-11) 因此節(jié)圓直徑要大于18.87cm。式中Temax發(fā)動機量大轉(zhuǎn)矩，Nm；ig1變速器掛最低檔即擋時的傳動比；i變速器主傳動比； 圓整后取d2=190mmd2選定后，就可以計算從動錐齒輪大端端面模數(shù)，m=d2/z2190/41=4.63，并用下式校核： (3-12) 式中Km模數(shù)系數(shù)，且其取值范圍Km=0.30.4。經(jīng)校核成立。3.5.3 齒面寬的選擇根據(jù)上述推薦，越野車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F(mm)用下式計算，計算結(jié)果如下： (3-13) 3.5.4 雙曲面齒輪的偏移距E四驅(qū)越野車雙曲面齒輪的偏移距E應(yīng)該小于其從動齒輪節(jié)錐距A0的0.2（或者取偏移距E的值為齒輪直徑d的0.10.12，且一般不超過其0.12）。當(dāng)偏移距E大于d2的0.2時，應(yīng)考慮在生產(chǎn)時是否存在根切現(xiàn)象。 (3-14) 上式結(jié)果為最大值，本設(shè)計取偏移距為20mm3.5.5 雙曲面齒輪的偏移方向雙曲面齒輪的偏移方向應(yīng)采用下偏移。根據(jù)雙曲面齒輪的偏移方向與螺旋方向之間的關(guān)系：下偏移則主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。3.5.6 齒輪法向壓力角的選擇根據(jù)雙曲面齒輪的嚙合特點，由于其主動齒輪輪齒兩側(cè)直徑不相等，一端大一端小，所以其法向壓力角也不同，因此在設(shè)計時應(yīng)該按照平均壓力角來計算，載貨車所選平均壓力角為2230，普通轎車所選平均壓力角為19。當(dāng)主動齒輪齒數(shù)zl8時，所選平均壓力角為2115。本設(shè)計齒輪的平均壓力角選為2115。3.5.7 齒輪幾何尺寸的計算按表3-3對幾何尺寸進行計算得表3-3圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表序號 計算公式結(jié)果 注釋1z1 13小齒輪齒速應(yīng)不少于62z2 41大齒輪齒速由z1及速比定，但z1與z2間應(yīng)避免有公約數(shù) 3F 29大齒輪齒面寬F=0.155d24E 20小齒輪軸線偏移距E=（0.1 0.12）d25d2=175 190大齒輪分度圓直徑d26rd=63.576.2刀盤名義直徑rd7=arctan() 20.3小齒輪節(jié)錐角9=69.17大齒輪節(jié)錐角102=31.70大齒輪終點螺旋角211z= 0.0032小齒輪軸線到大齒輪節(jié)錐頂點的距離，正則表示該節(jié)錐頂點超過了小齒輪軸線，負(fù)則表示該節(jié)錐頂點在大齒輪體與小齒輪軸線之間212A0=101.637大齒輪節(jié)錐距13=0.779大齒輪頂角14=3.80大齒輪的齒根角15 h=1.403大齒輪齒頂高16h= 7.962 大齒輪齒根高17C=1.109徑向間隙C為大齒輪在齒面寬中點處的工作齒高的15%再加上0.0518 h=9.366大齒輪齒全高19hg=8.257大齒輪齒工作高20 =69.9大齒輪的面錐角21=65.37大齒輪的根錐角22 =34.811大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離24 z0= 0.026小齒輪軸線到大齒輪面錐頂點的距離2，正負(fù)含義同序號1125zR= 2.1499 小齒輪軸線到大齒輪根錐頂點的距離2，正負(fù)含義同序號1126 = 24.038小齒輪面錐角27G0= 4.566大齒輪軸線到小齒輪面錐頂點的距離2，正負(fù)含義同序號1128B0= 92.071 小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離29Bi= 68.925小齒輪前緣至大齒輪軸線的距離30 d01= 86.208小齒輪的齒頂圓直徑31GR= 1.055大齒輪軸線到小齒輪根錐頂點的距離2，正負(fù)含義同序號11 32 = 19.545小齒輪根錐角33Bmin0.1524最小側(cè)間隙允許值34Bmax0.2032最大側(cè)間隙允許值3.6 主減速器雙曲面齒輪的強度計算3.6.1 單位齒長上的圓周力按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時： (3-15) (3-16)式中Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，Nm；ig變速器傳動比，通常按1檔計算。按最大附著力矩計算時： (3-17)式中輪胎與地面的附著系數(shù)；許用的單位齒長度方向上的圓周力如下表3-4所示。表3-4 許用單位齒長上的圓周力按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算按最大附著力矩計算附著系數(shù)1檔2檔直接檔轎車8935363218930.85貨車142925014290.85四驅(qū)越野車137421410320.85牽引越野車5362509840.65 對照上表，根據(jù)上述分析兩種情況下均滿足要求。3.6.2 輪齒的彎曲強度計算越野車主減速器雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)力 (Nmm2)為 (3-18) 式中K0超載系數(shù)；Ks尺寸系數(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= (3-19)Km載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，Km1.001.10；當(dāng)一個齒輪用騎馬式支承時，Km1.101.25。支承剛度大時取小值；Kv質(zhì)量系數(shù)，一般取Kv1；Z計算齒輪的齒數(shù)； m端面模數(shù)，mm；J綜合系數(shù),為0.27。四驅(qū)越野車主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力為700 Nmm2，滿足彎曲強度要求。四驅(qū)越野車主減速器齒輪在正常工作的情況下，其破壞形式主要是疲勞損壞，而疲勞壽命的長短主要與平時行駛時的持續(xù)轉(zhuǎn)矩有關(guān)即平均計算轉(zhuǎn)矩，因此Tj或升Tjh只是用來計算并檢驗最大應(yīng)力的大小，疲勞壽命的計算不能以此為依據(jù)。3.6.3 輪齒的接觸強度計算雙曲面齒輪齒面的計算接觸應(yīng)力 (MPa)為 (3-20)=式中T1主動齒輪的工作轉(zhuǎn)矩，Nm；Cp材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6N1/2mm；Kf表面質(zhì)量系數(shù)，一般精確齒輪取Kf=1；3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理大部分的四驅(qū)越野車其主減速器的雙曲面齒輪的材料普遍采用滲碳合金鋼，其材料代號包括20CrNiMo，20CrMnTi，20MnVB，20Mn2TiB和22CrMnMo。使用滲碳合金鋼制造的減速器齒輪，經(jīng)過一系列的熱處理工藝：先滲碳，再淬火，然后回火之后，齒輪的表層硬度能夠達到HRC5963，但內(nèi)部硬度比較低，只有HRC3343.熱處理后，其滲碳層深度為0.91.3mm。3.8 主減速器的潤滑驅(qū)動橋中的主減速器是主要的傳動機構(gòu)，因此機構(gòu)的潤滑尤為重要，軸承，齒輪等摩擦表面都需要很好地潤滑，以保證零件的工作壽命。支撐主減速器主動錐齒輪的前端軸承，由于潤滑油的流動性不強，因此其潤滑比較困難。所以，為了解決該問題，我們在主減速器殼的內(nèi)壁上，靠近主動齒輪的從動齒輪前端處，設(shè)計一個集油槽，把由于回轉(zhuǎn)力濺到減速器殼體上的潤滑油進行收集，并引回到前滾子軸承的端口。潤滑油再利用回轉(zhuǎn)力流至大端，然后通過回油孔流回到橋殼中，這樣，潤滑油能夠不斷循環(huán)，完成持續(xù)潤滑，同時能夠達到散熱除塵的效果。4. 差速器的設(shè)計4.1 差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇 驅(qū)動橋中的差速器類型很多，其中有防滑差速器，對稱式圓錐行星齒輪差速器。防滑差速器進一步分為自動鎖止式差速器以及強制鎖止式差速器，自動鎖止式差速器包括高摩擦式差速器，自由輪式差速器和變傳動比式差速器三種。a對稱式圓錐行星齒輪差速器對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)相對于其它差速器來說，其機械結(jié)構(gòu)比較簡單。其結(jié)構(gòu)包括差速器左殼和右殼；連接半軸的半軸齒輪兩個；與半軸齒輪相嚙合的行星齒輪，多數(shù)為四個，少數(shù)有三個，而小輕型四驅(qū)越野車一般是兩個；保證行星齒輪穩(wěn)定嚙合的齒輪軸等等。該結(jié)構(gòu)工作性能好，傳動平穩(wěn)，制造工藝簡單，所以被各種越野車廣泛使用。b強制鎖止式防滑差速器該差速器分為兩種工作狀態(tài)，一種是路面狀態(tài)不好，且容易打滑的情況下，在普通差速器上配置差速鎖，為防止打滑，將加速器鎖住，這樣就能保證車輪得到由減速器傳遞的全部轉(zhuǎn)矩。另一種是路面狀況比較好，這是應(yīng)該將鎖止器松開，否則會造成車輪轉(zhuǎn)速干涉，嚴(yán)重時會損壞車輪軸。 c自鎖式差速器 普通四驅(qū)越野車的輪胎在氣壓較低時，與干燥的柏油路或者混凝土路面的附著系數(shù)一般為0.60.8。而與冰面的附著系數(shù)大約是0.10.3。由此，為保證越野車足夠的牽引力，差速器的鎖止系數(shù)取最大為K=8。根據(jù)任務(wù)書的要求，以及上述分析本設(shè)計考慮選用對稱式圓錐行星齒輪差速器。4.2 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇4.2.1 行星齒輪數(shù)目的選擇普通家用轎車的差速器通常采用兩個行星齒輪，載重汽車包括重型越野車一般采用四個行星齒輪，個別越野車是用三個行星齒輪。本設(shè)計為輕型四驅(qū)越野車，故采用兩個行星齒輪。4.2.2 行星齒輪球面半徑RB(mm)的確定 行星齒輪在尺寸設(shè)計時，背面的球面半徑RB就決定了圓錐行星齒輪差速器的尺寸大小，即行星齒輪安裝時的尺寸。 球面半徑的計算，本設(shè)計根據(jù)下列經(jīng)驗公式來確定： (4-1) 式中KB表示行星齒輪的球面半徑的系數(shù)，KB=2.502.98，對于有2個行星齒輪的四驅(qū)越野車取最大值；Tj計算轉(zhuǎn)矩，Nm。在RB計算完成后，根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距： (4-2)4.2.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇由于齒輪持續(xù)嚙合的工作特點，齒輪的強度要高，不易損壞，根據(jù)公式應(yīng)該有較大的模數(shù)，進而行星齒輪的齒數(shù)應(yīng)盡可能少，同時保證不發(fā)生根切現(xiàn)象齒數(shù)應(yīng)不小于10。所以半軸齒輪一般取1524，且傳動比為1.52。由于行星齒輪與半軸齒輪的嚙合特點，左右兩半軸齒輪的齒數(shù)和必須是行星齒輪的倍數(shù)，否則存在齒數(shù)干涉，導(dǎo)致不能安裝。因此取半軸齒輪齒數(shù)z2=18，同時行星齒輪的齒數(shù)取為z1 =10 。4.2.4 差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定先初算差速器行星齒輪和半軸齒輪各自的的節(jié)錐角、： (4-3) (4-4)式中z1行星齒輪的齒數(shù)。z2半軸齒輪齒數(shù)。 然后按照下列式子，初算出圓錐齒輪的大端模數(shù)： (4-5) 圓整后取m=4 由下式 (4-6)得： 4.2.5 差速器幾何尺寸的計算按表4-1計算差速器幾何尺寸4.2.6 行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定表4-1越野車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表序號項目計算公式1行星齒輪齒數(shù)z1=102半軸齒輪齒數(shù)z2=18 3模數(shù)m=44齒面寬F=(0.250.30)A0=10.28512.345齒工作高h(yuǎn)g=1.6m=6.46齒全高h(yuǎn)=1.788m0.051=7.203 7壓力角=22.58軸交角=909節(jié)圓直徑d1=mz1=40 d2=mz2=7210節(jié)錐角 =arctan(z1/z2)=29.05 =arctan(z2/z1)=60.9511節(jié)錐距A0=d1/(2sin)=d2/(2sin)=41.1412周節(jié)t=3.1416m=12.566413齒頂高=hgh=4.224 14齒根高h(yuǎn) =1.788mh =2.928 h=1.788h=4.976 15徑向間隙c=hhg=0.1788mh=0.803 16齒根角=arctan=4.07 =arctan=3.0317面錐角=32.08 =65 18根錐角=24.98 =57.92 19外圓直徑D01=d12 hcos=47.39 D02=d22 hcos=74.11 20節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離=d2/2hsin=33.945 =d1/2 h sin =18.09 差速器行星齒輪安裝時在直徑上，孔直徑就相當(dāng)于行星齒輪軸的直徑，所以長度上，行星齒輪安裝時孔的長度L相當(dāng)于行星齒輪安裝在軸上的配合長度，通常取 =1.18=8.8 (4-7) (4-8)=1.164=70.4 =8 (4-9)式中T0經(jīng)過差速器所傳遞行星齒輪的轉(zhuǎn)矩，Nm； n行星齒輪數(shù)； l行星齒輪的幾何中點到其齒輪錐頂之間的距高，mm； 行星齒輪支承面所承受的許用擠壓應(yīng)力，其值取為69MPa。 4.3 差速器齒輪與強度計算 四驅(qū)越野車的差速器齒輪彎曲應(yīng)力計算公式為 (4-10)式中T差速器單個半軸齒輪所受到的轉(zhuǎn)矩大小，Nm；Tj計算轉(zhuǎn)矩，Nm；n差速器行星齒輪數(shù)目；z2半軸齒輪齒數(shù)；J差速器齒輪彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，為0.225。根據(jù)上述公式中的計算轉(zhuǎn)矩進行計算時，則彎曲應(yīng)力應(yīng)小于974MPa。而798.32Mpa974Mpa，所以校核成立，滿足要求。5 半軸的設(shè)計5.1 半軸的設(shè)計分析在進行半軸的設(shè)計計算時，最重要的是確定最小直徑，此時應(yīng)合理計算其計算載荷。同時應(yīng)該考慮不同工作狀態(tài)下的載荷：a當(dāng)車輪受到的縱向力最大的時候，附著系數(shù)定為0.8，側(cè)向力為0。b當(dāng)越野車發(fā)生側(cè)滑的時候，側(cè)向力是最大的,且附著系數(shù)取最大為1.0，縱向力為0。c當(dāng)越野車以較高速度經(jīng)過高低不平的路面時，會給汽車車輪造成沖擊，產(chǎn)生垂向力。地面最大附著力與越野車車輪所受縱向力以及側(cè)向力的關(guān)系為： （5-1）由此公式可知，當(dāng)側(cè)向力最大值時，縱向力大小為0；相反當(dāng)縱向力最大值時，側(cè)向力大小為0。半軸的左右兩端都采用不同型號的萬向節(jié)，所用半軸為3/4浮式半軸。3/4浮式半軸的強度校核首先需要確定3/4浮式半軸的計算載荷，其具體計算公式如下： （5-2）式中差速器轉(zhuǎn)矩傳遞給半軸的分配系數(shù)，取值為0.6； Temax發(fā)動機量大轉(zhuǎn)矩，Nm；ig1變速器掛最低檔即擋時的傳動比；i變速器主傳動比。然后3/4浮式半軸的強度計算可根據(jù)下面的式子計算扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： （5-3）式中半軸扭轉(zhuǎn)時收到的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，MPa；d直徑，mm； 許用應(yīng)力，490588 MPa。由上式可知184.52MPa490MPa，校核成立。5.2 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及材料與熱處理在加工半軸的花鍵時，通常將其端部直徑設(shè)計得大些，因為花鍵的內(nèi)徑要大于中部的直徑，同時適當(dāng)?shù)臏p小槽深度，