解放CA1092貨車雙級主減速器驅動橋設計說明書

哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 1 目 錄 第 1 章 緒論 .4 1.1 課題研究的目的和意義 .4 1.2 課題研究現狀 .5 1.2.1 主減速器型式及其現狀 .5 1.2.差速器形式發(fā)展現狀 .4 1.2.半軸形式發(fā)展現狀 . . .5 1.2.橋殼形式發(fā)展現狀 . . .5 1.3 設計主要內容 .9 第 2 章 設計方案的確定 .7 2.1 基本參數的選擇 .7 2.2 主減速比的計算 .7 2.3 主減速器結構方案的確定 .8 2.4 差速器的選擇 .8 2.5 半軸型式的確定 .9 2.6 橋殼型式的確定 .9 2.7 本章小結 .9 第 3 章 主減速器的基本參數選擇與設計計算 . 13 3.1 主減速齒輪計算載荷的計算 . 13 3.2 主減速器齒輪參數的選擇 . 14 3.3 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 . 15 3.3.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 . 15 3.3.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 . 16 3.4 主減速器齒輪的材料及熱處理 . 19 3.5 第二級斜齒圓柱齒輪基本參數的選擇 . 19 3.6 第二級斜齒圓柱齒輪校核 . 21 3.7 主減速器軸承的計算 . 19 3.8 主減速器的潤滑 . 22 3.9 本章小結 . 26 第 4 章 差速器設計 . 27 4.1 差速器的作用 . 27 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器 . 27 摘要 . . .1 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 2 4.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇 . 28 4.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 . 29 4.4 本章小結 . 29 第 5 章 半軸設計 . 33 5.1 半軸的設計與計算 . 33 5.1.1 全浮式半軸的設計計算 . 33 5.1.2 半軸的結構設計及材料與熱處理 . 35 5.2 本章小結 . 36 第 6 章 驅動橋橋殼 設計 . 37 6.1 橋殼的受力分析及強度計算 . 37 6.1.1 橋殼的靜彎曲應力計算 . 37 6.1.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 . 38 6.1.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 . 38 6.1.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 . 39 6.1.5 汽車受最大側向力時橋殼的強度計算 . 41 6.2 本章小結 . 43 結論 . 44 參考文獻 . 45 致謝 . 46 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 3 摘 要 本次設計的題目是 中型 貨車驅動橋設計。驅動橋一般由主減速器、差速器、半軸及橋殼四部分組成，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右車輪，并使左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；此外，還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。 本文首先論述了驅動橋的總體結構，在分析驅動橋各部分結構型式、發(fā)展過程，及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎上，確定了總體設計方案： 采用整體式驅動橋，主減速器的減速型式采用雙級減速器，主減速器齒輪采用螺旋錐齒輪，差速器采用普 通對稱式圓錐行星齒輪差速器，半軸型式采用全浮式， 橋殼采用 鑄造整體式橋殼。 在本次設計中， 主要完成了 雙級減速器、圓錐行星齒輪差速器、全浮式半軸、 橋殼的設計工作。 關鍵詞 ： 驅動橋；主減速器；全浮式半軸；橋殼；差速器 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 4 第 1 章 緒 論 1.1 課題研究的目的和意義 汽車驅動橋是汽車傳動系統的重要組成，承載著汽車的滿載荷重及地面經車輪、車架給予的垂直力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩。汽車驅動橋的結構型式和設計參數對汽車動力性、經濟性、平順性、通過 性有直接影響。驅動橋的結構型式選擇、設計參數選取及設計計算對汽車的整車設計和性能極其重要 1。 對一些載重較大的載重汽車，要求較大的減速比，用單級主減速器傳動，則從動齒輪的直徑就必須增大，會影響驅動橋的離地間隙，所以采用兩次減速。通常稱為雙級減速器。雙級減速器有兩組減速齒輪，實現兩次減速增扭。為提高錐形齒輪副的嚙合平穩(wěn)性和強度，第一級減速齒輪副是螺旋錐齒輪。二級齒輪副是斜齒圓柱齒輪。主動圓錐齒輪旋轉，帶動從動圓錐齒輪旋轉，從而完成一級減速。第二級減速的主動圓柱齒輪與從動圓錐齒輪同軸而一起旋轉，并帶 動從動圓柱齒輪旋轉，進行第二級減速。因從動圓柱齒輪安裝于差速器外殼上，所以，當從動圓柱齒輪轉動時，通過差速器和半軸即驅動車輪轉動 2。 隨著中國公路建設水平的不斷提高，公路運輸車輛正向大噸位、多軸化、大馬力方向發(fā)展，使得重型車橋總成也向傳動效率高的單級減速方向發(fā)展。但目前我國卡車中，雙級減速橋的應用比例還在 60%左右。如我國重卡大量使用的斯太爾驅動橋屬于典型的雙級減速橋，其一級減速的結構，主減速器總成相對較小，橋包尺寸減小，因此離地間隙加大，通過性好，承載能力也較大，是廣泛用于公路運輸，以及石 油、工礦、林業(yè)、野外作業(yè)和部隊等多種領域的車輛 3。 本次的設計題目為汽車驅動橋的設計，通過本次的設計能讓我們更好的認識驅動橋，了解驅動橋的結構與工作原理，更鍛煉了我們的動手能力，同時也更好的掌握了查閱資料的方法，把我們大學所學的知識貫穿到了一起，是我們能夠更好的運用自己所學的理論知識，讓理論與實踐相結合，更好的讓自己掌握其中的精髓。設計與專業(yè)關系緊密，可綜合利用所學的專業(yè)課有汽車構造、汽車設計、機械設計、工程材料和CAD 繪圖等知識。更為我們以后工作打下了良好的基礎。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 5 1.2 課題研究現狀 1.2.1 主減速器型式及其現狀 主減速器的結構形式，主要是根據其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安裝 (1)主減速器齒輪的類型 在現代汽車驅動橋中，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。 螺旋錐齒輪如圖 1.2(a)所示主、從動齒輪軸線交于一點，交角都采用 90 度。螺旋錐齒輪的重合度大，嚙合過程是由點到線，因此，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的 4。 雙曲面齒輪如圖 1.2(b)所示主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。和螺旋錐齒輪相比，雙曲面齒輪的優(yōu)點有： 尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。 傳動比一定時，如果主動齒輪尺寸相同，雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 圖 1.2 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪 當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪的直徑較小，有較大的離地間隙。 工作過程中，雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側向滑動，又有沿齒長方向的縱向滑動，這可以改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。 雙曲面齒輪傳動有如下缺點： 長方向的縱向滑動使摩擦損失增加，降低了傳動效率。 齒面間有大的壓力 和摩擦功，使齒輪抗嚙合能力降低。 雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。 雙曲面齒輪必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油 5。 (2)主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 現在汽車主減速器主動哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 6 錐齒輪的支承形式有如下兩種： 懸臂式 懸臂式支承結構如圖 1.3 所示，其特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸徑，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度 a 和增加兩端的距離 b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子向外。懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，多用于傳遞轉鉅較小的轎車、 輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 圖 1.3 錐齒輪懸臂式支承 騎馬式 騎馬式支承結構如圖 1.4 所示，其特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，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，在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用騎馬式支承。 圖 1.4 主動錐齒輪騎馬式支承 (3)從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母 調整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上 6。 (4)主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的 1/2。預緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的 30。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 7 主動錐齒輪軸承預緊度的調整采用 套筒與墊片，從動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母。 (5)主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速 (如圖2.5)、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比 io的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數目及布置形式等。通常單極減速器用于主減速比 io 7.6 的各種中小型汽車上。 1.2.2 差速器型式發(fā)展現狀 根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪 、道路以及它們之間的相互聯系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別的。例如，拐彎時外側車輪行駛總要比內側長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求 (a) 單級主減速器 (b) 雙級主減速器 圖 1.5 主減速器 車輪行程不等。 在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右車輪的轉速雖然相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。這不僅會是輪胎過早磨、無益地消耗功率和燃料及使驅動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協調而產生哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 8 的這些弊病，汽車左右驅動輪間都有差速器，后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具 有以下不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。 差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。 差速器的結構型式有多種，大多數汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動車輪與路面的附著系數變化很小，因此幾乎都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅動車輪間的所謂輪間差速器使用；對于經常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了 防止因某一側驅動車輪滑轉而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的 7。 1.2.3 半軸型式發(fā)展現狀 驅動車輪的傳動裝置置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中驅動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向接傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半鈾齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減 速器的主動齒輪連接起來。 半浮式半軸具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。主要用于質量較小，使用條件好，承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。 3/4 浮式半軸，因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，故未得到推廣。 全浮式半軸廣泛應用于輕型以上的各類汽車上 ,本設計采用此種半軸 8。 1.2.4 橋殼型式發(fā)展現狀 驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅動車輪上的牽引力、制動力、側向力和垂向力也是經過橋殼傳到懸掛及車 架或車廂上。因此橋完既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置 (如半軸 )的外殼 9。 在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質量。橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調整、維修和保養(yǎng)方便。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、材料供應等 10。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 9 結構形式分類：可分式、整體 式、組合式。 按制造工藝不同分類： 鑄造式 強度、剛度較大，但質量大，加工面多，制造工藝復雜，用于中重型貨車，本設計采用鑄造橋殼。 鋼板焊接沖壓式 質量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產，轎車和中小型貨車，部分重型貨車 11。 1.3 設計主要內容 (1) 完成驅動橋 的 主減速器、差速器、半軸、驅動橋橋殼的結構形式選擇 (2) 完成主減速器的基本參數選擇與設計計算 (3) 完成差速器的設計與計算 (4) 完成半軸的設計與計算 (5) 完成驅動橋橋殼的受力分析及強度計算 (6) 繪制裝配圖及零件圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 10 第 2 章 設計方案的確定 2.1 基本參數的選擇 技術參數： 發(fā)動機最大功率 Pemax kW/np (r/min) 99/3000 發(fā)動機最大轉矩 Temax N m/nr (r/min) 373/1300 最大裝載質量 kg 5000 汽車總質量 kg 9250 最高車速 km/h 90 后輪輪距 mm 1740 最小離地間隙 mm 265 輪胎 (輪輞寬度 -輪輞直徑 ) 英寸 9.00 20 2.2 主減速比的計算 主減速比對主減速器的結構形 式 、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。0i的選擇應在汽車總體設計時和傳動系統的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇 0i 值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。 為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大 10% 25%，即按下式選擇： 0i =0.377ghapr iv nrmax=0.3770.4933000/(901)=6.25 (2.1) 式中： r 車輪的滾動半徑 r =0.02542d +(1- )b=0.493(m) 輪輞直徑 d=20 英寸輪輞寬度 b=9 英寸， =0.05； ghi 變速器最高檔傳動比 1.0(為直接檔 )。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 11 2.3 主減速器結構方案的確定 (1)主減速器齒輪的類型 螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。本次設計采用螺旋錐齒輪 4。 (2)主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 本次設計選用： 主動錐齒輪：懸臂式支撐 (圓錐滾子軸承 ) 從動錐齒輪：騎馬式支撐 (圓錐滾子軸承 ) (3)從動錐齒輪的支承方式 和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上 5。 (4)主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的 1/2。預緊力雖然可以增大支承剛 度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的 30。 主動錐齒輪軸承預緊度的調整采用波形套筒，從動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母。 (5)主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比的大小及驅動橋下的離地間隙、驅 動橋的數目及布置形式等。 本次設計采用雙級減速，主要從傳動比及它是載重量超過 6t 的重型貨車和保證離地間隙上考慮。 2.4 差速器的選擇 差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。 差速器的結構型式有多種，大多數汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動車輪與路面的附著系數變化很小，因此幾乎都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅動車輪間的所 謂輪間差速器使用；對于經常哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 12 行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側驅動車輪滑轉而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。但對于本設計的車型來說只選用普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器即可。 本次設計選用：普通錐齒輪式差速器，因為它結構簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設計的汽車驅動橋。 2.5 半軸型式的確定 3/4 浮式半軸，因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，故未得到推廣。全浮 式半軸廣泛應用于輕型以上的各類汽車上。本次設計選擇全浮式半軸。 2.6 橋殼型式的確定 整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一個整體的空心梁，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構成單獨的總成，調整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。其主要缺點是橋殼不能做成復雜而理想的斷面，壁厚一定，故難于調整應力分布。 鑄造式橋殼 強度、剛度較大 多 用于重型貨車。 本次設計驅動 橋殼就選用 鑄 造 式 整體式橋殼。 2.7 本章小結 本章 首先確定了主減速比，以方便確定其它參數。對主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類型 、 主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 、 從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 、 主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 及 主減速器的減速形式 上得以確定從而逐步給出 驅動橋 各個總成 的基本 結構 ， 分析了驅動橋各總成結構組成 。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 13 第 3 章 主減速器的基本參數選擇與設計計算 3.1 主減速齒輪計算載荷的計算 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅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矩 (jje TT ,)的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即 TTLeje KiTT 0m a x/n=5335 ( mN ) (3.1) LBLBrj i rGT 2=9925( mN ) (3.2) 式中：maxeT 發(fā)動機最大轉矩 373 mN ； TLi 由發(fā)動機到所計算的主 減 速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比； TLi = 0i 1i =27.64=15.28 m a x m a x1m a x 0( c o s s i n )rt g TG f riTi 根 據同類型車型的變速器傳動比選取 1i =7.64 T 上述傳動部分的效率，取 T =0.9； 0K 超載系數，取 0K =1.0； n 驅動橋數目 1； 2G 汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大負荷， N；但后橋來說還應考慮 到汽車加速時負荷增大量，可初取： 2G = 滿G 9.860%=68208N； LBLB i, 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比 ,分別取 0.96 和 3.125； 由式 (3.1)，式 (3.2)求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞依據。對于公路車輛來說，使用條件較非公路用車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據所謂平均牽引力的值來確定的，即 主加速器的平均計算轉矩為 jmT= )()(PHRLBLB rTa fffnirGG =1009( mN ) (3.3) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 14 式中：aG 汽車滿載總重 9450 9.8 N； TG 所牽引的掛車滿載總重 ,N, 僅用于牽引車取 TG =0； Rf 道路滾動阻力系數，貨車通常取 0.015 0.020，可初取 Rf =0.015； Hf 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數。貨車通常取 0.05 0.09，可初取Hf =0.05； Pf 汽車性能系數 )(1 9 5.0161 0 01m a xeTaP T GGf (3.4) 當 m ax)(195.0eTaT GG =46.8616 時，取 Pf =0 3.2 主減速器齒輪參數的選擇 (1)齒數的選擇 對于普通雙級主減速器，由于第一級的減速比 i01 比第二級的 i02小些 (通常 i01/ i021.4 2.0)，這時，第一級主動錐齒輪的齒數 z1 可選的較大，約在 915 范圍內。第二級圓柱齒輪傳動的齒數和，可選在 6810 的范圍內。 (2)節(jié)圓直徑地選擇 根據從動錐齒輪的計算轉矩 (見式 3.2， 式 3.3 并取兩者中較小的一個為計算依據 )按經驗公式選出： 32 2 jd TKd (3.5) 式中：2dK 直徑系數，取2dK=13 16； jT 計算轉矩， mN ，取jT，jeT較小的。 計算得， 2d =227.15 279.57mm ，初取 2d =230mm。 (3)齒輪端面模數的選擇 2d 選定后，可按式 22 / zdm 算出從動齒輪大端模數，并用下式校核 3t mjm K T =8.39.6 22 / zdm =8.84 m取 9 (4) 齒面寬的選擇 汽 車 主 減 速 器 螺 旋 錐 齒 輪 齒 面 寬 度 推 薦 為 ：F=0.155 2d =35.65mm，可初取 F2 =36mm。 (5)螺旋錐齒輪螺旋方向 一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢。 (6)螺旋角的選擇 螺旋角應足夠大以使 Fm 1.25。因 Fm 愈大傳動就愈平穩(wěn)噪聲就愈 低。螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此應有一個適當的范圍。在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用 35。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 15 3.3 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 3.3.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 雙重收縮齒的優(yōu)點在于能提高小齒輪粗切工序。雙重收縮齒的齒輪參數，其大、小齒輪根錐角的選定是考慮到用一把實用上最大的刀頂距的粗切刀，切出沿齒面寬方向正確的齒厚收縮來。當大齒輪直徑大于刀盤半徑時采用這種方法是最好的。 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算見表 3.1。 表 3.1 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數 1z 13 2 從動齒輪齒數 2z 26 3 模數 m 9 4 齒面寬 b b 36 5 工作齒高 mHhg 1 gh 15.3 6 全齒高 mHh 2 h =20 7 法向壓力角 =22.5 8 軸交角 =90 9 節(jié)圓直徑 d =m z 1d 117 2d = 234 10 節(jié)錐角 1arctan21zz 2 =90- 1 1 =26.57 2 =63.43 11 節(jié)錐距 A0 =11sin2 d =22sin2 d A0 =119.4 12 周節(jié) t=3.1416 m t=28.27 13 齒頂高 21 aga hhh mkh aa 2 1ah =11.97mm 2ah =3.33mm 14 齒根高 fh = ahh 1fh=5.022mm 2fh =13.662mm 15 徑向間隙 c= ghh c=1.16 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 16 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 16 齒根角 0ar c tan Ah ff 1f =2.2 2f =5.96 17 面錐角 211 fa ； 122 fa 1a=32.53 2a =65.63 18 根錐角 1f= 11 f 2f = 22 f 1f =24.37 2f =57.47 19 齒頂圓直徑 1111 c o s2 aa hdd 2ad = 221 cos2 ahd 1ad =138 2ad =241 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 1121 s in2 ak hdA 212 dAk 22 sin ah 1kA =119.766 2kA =59.978 21 理論弧齒厚 21 sts mSs k2 1s =53.15mm 2s =164.02mm 22 齒側間隙 B=0.305 0.406 0.300mm 23 螺旋角 =35 3.3.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 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。 螺旋錐齒輪的強度計算： (1)主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 單位齒長上的圓周力 FPp (3.6) 式中： p 單位齒長上的圓周力， N/mm； P 作用在齒輪上的圓周力， N，按發(fā)動機最大轉矩 maxeT 和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算； 按發(fā)動機最大轉矩計算時： FdiTp ge21013m a x=1353.141429N/mm (3.7) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 17 按最大附著力矩計算時 : FdrGp r210232 =4754.25 /N mm (3.8) 雖然附著力矩產生的 p 很大，但由于發(fā)動機最大轉矩的限制 p 最大只有 1353.13 N/mm 可知，校核成功。 輪齒的彎曲強度計算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力)/( 2mmNw 為 JmzFKKKKTvmSjw 203102 (3.9) 式中：0K 超載系數 1.0； sK 尺寸系數sK=4 4.25m=0.772； mK 載荷分配系數 1.11.25； vK 質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取 1； J 計算彎曲應力用的綜合系數，見圖 3.1，210 .3 , 0 .3 5JJ 圖 3.1 彎曲計算用綜合系數 J jeT作用下： 從動齒輪上的應力 2w =310.34MPa700MPa； jmT作用下： 從動齒輪上的應力 2w =120.17MPa210.9MPa； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 18 當計算主動齒輪時，jT/Z 與從動相當，而12 JJ ，故1w2w, 1w 2w 綜上所述，故所計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。 汽車主減速器齒輪的損壞形式主要時疲勞損壞，而疲勞壽命主要與日常行駛轉矩即平均計算轉矩jmT有關，jmje TT 或只能用來檢驗最大應力，不能作為疲勞壽命的計算依據。 (2)輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計 算接觸應力j(MPa)為： JFKKKKKTdCvfmsjpj 3011102 (3.10) 注： 0K=1, sK=1, mK=1.11, vK =1 pC 材料的彈性 系數，對于鋼制齒輪副取 232.6 mmN /21 ； fK 表面質量系數，對于制造精確的齒輪可取 1； J 計算應力的綜合系數， 2J =0.12，見圖 3.2 所示； jm=211.2MPajm=2800MPa je=1313.68MPaje=1750MPa，故符合要求、校核合理。 圖 3.2 接觸強度計算綜合系數 J 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 19 3.4 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、工作時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕 (剝落 )、磨損和擦傷等。據此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求： (1)具有高的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度； (2)輪齒芯部應有適當的韌性以 適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； (3)鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律性易控制，以提高產品質量、減少制造成本并降低廢品率； (4)選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況。例如 :為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統。 汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號 C rM nM oC rM nT i 22,20 ， M nV BCrNiM o 20,20 ，及 TiBMn220 ，在本設計中采用了CrMnTi20 。 用滲碳合金鋼制造齒輪，經滲碳、淬火、回火后，齒輪表面硬度可高達 HRC5864，而芯部硬度較低，當 m 8 時為 HRC32 45。 對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當端面模數 m 5 時，為 0.9 1.3mm。 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，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副草熱處理及精加工后均予以厚度為 0.005 0.0100.020mm 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面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，為了提高其耐磨性進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，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。 3.5 第二級斜齒圓柱齒輪基本參數的選擇 雙級主減速器的圓柱齒輪副中心距 A及齒寬 b可按如下經驗公式預選： 392.1151.10 jzTA =183.65208.28 mm 初取 200mm jzT = 5335 mN Ab 41.038.0 =7682mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 20 螺旋角 取 20 壓力角取 20 nM?。?3.504.50），取 4 mm 由c os2)( 43034ZZmAZZin 得 3Z =23 4Z =72 對 A 進行修正得 202mm 表 3.2 主減速器 第二級斜 齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數 1z 23 2 從動齒輪齒數 2z 72 3 法向 模數 nm 4 4 齒寬 b b 28 5 螺旋角 20 6 標準中心距 0A 0A =202 7 法向壓力角 =20 8 分度圓直徑 d 1d =98mm 2d =306mm 9 齒頂高 ah = amh nm 1ah 4 2ah = 4 10 齒根高 fh 1fh=5mm 2fh =5mm 11 全齒高 h h=9 12 齒頂圓直徑 ad 1ad=106mm 2ad =314mm 13 齒根圓直徑 fd 1fd=88mm 2fd =297mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 21 3.6 第二級斜齒圓柱齒輪校核 （ 1）齒輪彎曲強度校核 btyKKFw 1 式中： 1F 圓周力（ N）， dTF g21 ； gT 計算載荷（ Nmm ）； d 節(jié)圓直徑（ mm），c oszmd n ， nm 為法向模數（ mm）； 斜齒輪螺旋角 )( ； K 應力集中系數，K=1.50； b 齒面寬（ mm）； y 齒形系數，可按當量齒數 3coszzn 在齒形系數圖 3.2 中查得； K 重合度影響系數，K=2.0。 圖 3.3 齒形系數圖 將上述有關參數據代入 公式（ 3.15） ，整理得到 KyKzm KTcngw3c o s2 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 22 KyKzm KTcngw 3c os23 =190.97MPa KyKzm KTcngw 3c os24 =222.74MPa 對于 貨車 當計算載荷取變速器輸入軸最大轉距時，其許用應力不超過 100250MPa， 所以 均合適。 （ 2）齒輪接觸應力校核 )11(418.0bzj bFE （ 3.11） 式中： j 輪齒接觸應力（ MPa）； F 齒面上的法向力（ N）， coscos 1FF ； 1F 圓周力（ N）， dTF g21 ； gT 計算載荷（ Nmm ）； d 為節(jié)圓直徑（ mm）； 節(jié)點處壓力角， 為齒輪螺旋角； E 齒輪材料的彈性模量 5101.2 （ MPa）； b 齒輪接觸的實際寬度（ mm）； z ， b 主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm），直齒輪 sinzz r ， sinbb r斜齒輪2cossinzzr ，2cossinbbr ； zr 、 br 主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 )11(4 1 8.0bzj bFE =0418 )36.59196.181(301 0 0 0 0 006.26 1 7 1 3 =227.6MPa 符合要求。 3.7 主減速器軸承的計算 設計時，通常是先根據主減速器的結構尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽 命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。 (1)作用在主減速器主動齒輪上的力 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 23 齒面寬中點的圓周力 P 為 mdTP 2 (3.12) 式中： T 作用在該齒輪上的轉矩。主動齒輪的當量轉矩dT1； md 該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 注：汽車在行駛過程中，由于變速器檔位的改變 ，且發(fā)動機也不盡處于最大轉矩狀態(tài)，因此主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式是疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩dT1可按下式求得： 3543223113m a x )100)100()100(1001 TggTggTggefiffiffifTT （ (3.13) 式中：421 , ggg fff 變速器 ， ， , 檔使用率為 1， 3， 5， 16， 75； ， ggg iii , 變速器的傳動比為 7.64， 4.27， 2.61， 1.59， 1.00； 421 , TTT fff 變速器處于 ， ， , 檔時的發(fā)動機轉矩利用率 50，60， 70， 70， 60。 對于螺旋錐齒輪 222 s inFdd m =202(mm) (3.14) 2121 ZZdd mm =101(mm) (3.15) 式中： mm dd 21 , 主、從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； F 從動齒輪齒面寬 2 從動齒輪的節(jié)錐角 63.43 ； 計算得 1P = 2P =52820N 螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力 主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉方向為順時針： )c oss i ns i n( t a nc os 111 PA =22600(N) (3.16) )s i ns i nc os( t a nc os 111 PR =37530(N) (3.17) 從動齒輪的螺旋方向為右： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 24 )c oss i ns i n( t a nc os 222 PA =43610(N) (3.18) )s i ns i nc os( t a nc os 222 PR =4439(N) (3.19) 式中： 齒廓表面的法向壓力角 22.5 ； 21, 主、從動齒輪的節(jié)錐角 26.57 ， 63.43 。 (2)主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷，就是上述的齒輪軸向力。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力、圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸、支承型試和軸承位置已確定，并算出齒輪的徑向力、軸向力及圓周力以后，則可計算出軸承的徑向載荷。 懸臂式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷 如圖 3.3(a) 所示軸承 A、 B 的徑向載荷為 212 )5.0()(1 mA dAbRbPaR =12022(N) (3.20) 212 )5.0()(1 mB dAcRcPaR =13368.21(N) (3.21) (a) (b) 圖 3.3 主減速器軸承的布置尺寸 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 25 其尺寸為： 懸臂式支撐的主動齒輪 a=65,b=30,c=95； 式中： P 齒面寬中點處的圓周力； A 主動齒輪的軸向力； R 主動齒輪的徑向力； md1 主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 雙級減速器的從動齒輪的軸承徑向載荷 軸承 C、 D 的徑向載荷分別為 222 Re)(5.01 fPPefRdAAdgR mC =5305.9(N) (3.22) 222 )(5.01 kPPckRRcdAAdgR mD =24561.4(N) (3.23) 式中： P 齒面寬中點處的圓周力； A 從動齒輪的軸向力； R 從動齒輪的徑向力； , RAP 第二級減速斜齒圓柱齒輪的圓周力、軸向力和徑向力； d 第二級減速主 動齒輪的節(jié)圓直徑； md2 從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 2 dTP (3.24) tan PA (3.25) c os/t a n PR (3.26) 式中： T 計算轉矩； 斜齒圓柱齒輪的螺旋角； 法向壓力角。 3.8 主減速器的潤滑 主加速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現。為此，通常是在從動齒 輪的前端近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經過近油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的下端通向大端，并經前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 26 得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油流進差速器，有的采用專門的倒油匙。 為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的漏油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者 應避開油濺所及之處。 加油孔應設置在加油方便之處，油孔位置也決定了油面位置。放油孔應設在橋殼最低處，但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。 3.9 本章小結 本章根據所給參數確定了主減速器的參數， 對主減速器齒輪計算載荷的計算、齒輪參數的選擇，螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 并對主減速器 齒輪的材料及熱處理， 軸承的預緊， 主減速器的 潤滑 等 做了必要的交待。 選擇了機械設計、機械制造的標準參數。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 27 第 4 章 差速器設計 4.1 差速器的作用 差速器作用：分配兩輸出軸轉矩，保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動 。 本次設計選用的普通錐齒輪式差速器結構簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設計的汽車驅動橋。 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器 由于本車為中型汽車，則普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 (如圖 4.1)由差速器左 圖 4.1 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 殼為整體式， 2 個半軸齒輪， 4 個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪以及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，所以本設計采用采用該結構。 由于差速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故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從動齒及主動齒輪導向軸承支座的限制。普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖，如圖 4.2 所示： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 28 圖 4.2 普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖 4.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇 (1)行星齒輪數目的選擇 4 個行星齒輪。 (2)行星齒輪球面半徑 BR (mm)的確定 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑 BR ，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，在一定程度上表征了差速器的強度。 球面半徑可根據經驗公式來確定： 3jBB TKR =63.51(mm) (4.1) 圓整取 BR =75mm 式中 ： BK 行星齒輪球面半徑系數， 2.52 2.99，取 2.52； BR 確定后，即根據下式預選其節(jié) 錐距： 0A =(0.98 0.99) BR =62.23 62.87mm 取 64mm (4.2) (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齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少，但一般不應少于 10。半軸齒輪的齒數采用 14 25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數比多在 1.5 2 范圍內。取 1z =12， 2z =20。 在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數 RL zz 22 , 之和，必須能被行星齒輪的數目 n所整除，否則將不能安裝，即應滿足： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 29 nzz rL 22= 42020=11 (4.3) (4)差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪和半 軸齒輪的節(jié)錐角 21, ： ；03.59a r c t a n；96.30a r c t a n1221 21 zzzz (4.4) 式中 ： 21,zz 行星齒輪和半軸齒輪齒數。 再根據下式初步求出圓錐齒輪的大端模數： 22 011 0 s i n2s i n2 zAzAm =5.49 (4.5) 取標準模數 6； 式中 ：210 , zzA在前面已初步確定。 算出模數后，節(jié)圓直徑 d 即可由下式求得： mmmzdmmmzd 120；7221 21 (4.6) (5)壓力角 目前汽車差速器齒輪大都選用 3022 的壓力角，齒高系數為 0.8，最少齒數可減至 10，并且再小齒輪 (行星齒輪 )齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪 與半軸齒輪趨 于等強度。 (6)行星齒輪安裝孔直徑 及其深度 L 的確定 行星齒輪安裝孔 與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度 L 就是行星齒輪在其軸上的支承長度。 1.1L =37.21(mm) nlTLc 101.1 302 nlTC 1.110 30 =33.82 mm (4.7) 式中 ： 0T 差速器傳遞的轉矩 16672 mN ； n 行星齒輪數 4； l 行星齒輪支承面中點到錐頂的距離， mm. 25.0 dl ， 2d 是半軸齒輪齒面寬中點處的直 徑 22 8.0 dd ,l=48mm； c 支承面的許用擠壓應力，取為 69MPa。 4.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 表 4.1 為汽車差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸計算步驟，表中計算用的弧齒厚系數 見圖 4.3。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 30 表 4.1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表 序號 項 目 計 算 公 式 及 結 果 1 行星齒輪齒數 121z 2 半軸齒輪齒數 202 z 3 模數 6m 4 齒面寬 030.0 AF =19.2mm,取 F=22m 5 齒工作高 gh=1.6m=9.6mm 6 齒全高 h=1.788m+0.051=10.779mm 7 壓力角 3022 8 軸交角 90 9 節(jié)圓直徑 mmmzdmmmzd 120；7221 21 10 節(jié)錐角 ；03.59a r c t a n；96.30a r c t a n 1221 11 zzzz 11 節(jié)錐距 A0 = 11sin2 d = 22sin2 d =69.98mm 12 周節(jié) t=3.1416m=18.85mm 13 齒頂高 1 2 22210 . 3 76 . 2 2 ； 0 . 4 3 3 . 3 8()gh h h m m h mZZ 14 齒根高 1 1 2 21 . 7 8 8 4 . 5 0 8 ； 1 . 7 8 8 7 . 3 4 8h m h m m h m h m m 15 徑向間隙 0 . 1 8 8 0 . 0 5 1 1 . 1 7 9gc h h m m m 16 齒根角 121200a r c t a n 3 . 6 8 6 ； a r c t a n 5 . 9 9 4ohhAA 17 面錐角 0 1 1 2 0 2 2 13 6 . 9 5 ； 6 2 . 7 2 18 根錐角 1 1 1 2 2 22 7 . 2 7 ； 5 3 . 0 5RR 19 外圓直徑 0 1 1 1 1 0 2 2 2 22 c o s 8 3 ； 2 c o s 1 2 3d d h m m d d h m m 20 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 210 1 1 1 0 2 2 2s i n 5 6 . 8 0 ； s i n 2 7 . 1 022ddh m m h m m 21 理論弧齒厚 1 2 2 1 21 1 . 7 4 ； ( ) t a n 7 . 1 12tS t S m m S h h m m m 22 齒側間隙 0.189B mm (高精度 ) 注 :實際齒根高比上表計算值大 0.051mm。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 31 圖 4.3 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數 (弧齒系數 ) 差速器齒輪主要進行彎曲強度 計算，而對于疲勞壽命則不予考慮 ,這是由于行星齒輪在差速器的工作中經常只起等臂推力桿的作用，僅在左 /右驅動車輪有轉速差時行星齒輪和半軸齒輪之間有相對滾動的緣故。 汽車差速器齒輪的彎曲應力為 JmFzKKKTKvmsw 2203102 (4.8) 式中： T 差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩， mN ； nTT j 6.0 (4.9) 0 . 6 0 . 62 5 0 0 . 8 ；44j e j memTTT N m T m m 472.5 n 差速器行星齒輪數目 4； 2z 半軸齒輪齒數 20； 0K 超載系數 1.0； vK 質量系數 1.0； sK 尺寸系數4 0 . 6 9 72 5 . 4s mK ； mK 載荷分配系數 1.1； F 齒面寬 22mm； m 模數 6； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 32 J 計算汽車差速器齒輪彎曲應力的總和系數 0.226，見圖 4.4。 圖 4.4 彎曲計算用綜合系數 J 以jeT計算得：w=847.02 MPaw980 MPa 以jmT計算得：w=200.6MPaw210.9Mpa 綜上所述，差速器齒輪強度滿足要求。 4.3 本章小結 本章 首先說明了 差速器 作用及工作原理，對對稱式圓錐行星齒輪差速器的基本參數進行了必要的設計計算，對差速器齒輪的幾何尺寸及強度進行了必要的計算 ， 最終確定了所設計 差速器 的各個參數，取得機械設計、機械制造的標準值并滿足了強度計算 和 校核。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 33 第 5 章 半軸設計 5.1 半軸的設計與計算 半軸的主要尺寸是它的直徑，設計計算時首先應合理地確定其計算載荷。 半軸計算應考慮到以下三種可能的載荷工況： (1)縱向力 2X (驅動力或制動力 )最大時 ( 2X = 2Z ),附著系數 取 0.8，沒有側向力作用； (2)側向力 Y2 最大時，其最大值發(fā)生于側滑時，為 Z21，側滑時輪胎與地面的側向附著系數 1 在計算中取 1.0，沒有縱向力作 用； (3)垂向力最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為 (Z2-gw)kd，kd 是動載荷系數，這時沒有縱向力和側向力的作用。 5.1.1 全浮式半軸的設計計算 (1)全浮式半軸在上述第一種工況下 縱向力應按最大附著力計算，即 2 222GmXXRL =35468.16N (5.1) 式中： 2G 滿載靜止汽車的驅動橋對水平地面的載荷，取 68208N； m 汽車加速和減速時的質量轉移系數，對于后驅動橋可取 1.3； 輪胎與的地面的附著系數 0.8； 對于驅動車輪來說，當按發(fā)動機最大轉矩及傳動系最低檔傳動比計算所得的縱向力小于按最大附著力所決定的縱向力時，則按下式計算，即 LX2 或 rTTLeR riTX /m a x2 =19508.7N (5.2) 式中： 差速器的轉矩分配系數 0.6； maxeT 發(fā)動機最大轉矩 373 mN ； TLi 傳動系最低檔傳動比 47.75； T 汽車傳動效率 0.9； r 輪胎滾動半 徑 0.493m。 取兩者的較小值，所以 RL XX 22 19508.7N 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 34 轉矩為： rRrL rXrXT 229167.8 mN (5.3) 注：第二種和第三種工況未計算 ，圖 5.1 為全浮式半軸支承示意圖 。 圖 5.1 全浮式半軸支承示意圖 (2)半軸的設計 桿部直徑的選擇 設計時，半浮式半軸桿部直徑的初步選擇可按下式進行： 333 )18.205.2(196.010 TTd 取 d=45 (5.4) 式中： d 半軸桿部直徑 ， mm； T 半軸的計算轉矩， 9167.8 mN ； 半軸轉矩許用應力， MPa。因半軸材料取 40MnB， 為 926.1MPa 左右，考慮安全系數在 1.3 1.6 之間，可取 =692MPa； 半軸的扭轉應力可由下式計算： 331610dT =537.8 mmN 692MPa (5.5) 式中： 半軸扭轉應力， MPa； T 半軸的計算轉矩 9167.8 mN ； d 半軸桿部直徑 45mm。 半軸花鍵的剪切應力為： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 35 3107 1 . 0 5 5 0 0()4ssBA PTDd z L b MPa (5.6) 半軸花鍵的擠壓應力為： 3101 5 8 . 6 1 5 1 2( ) ( )42ccB A B A PTD d D d zL MPa (5.7) 式中： T 半軸承受的最大轉矩 ， 14965.2 mN ； BD 半軸花鍵外徑 ， 52mm； Ad 相配的花鍵孔內徑 ， 49.5mm； z 花鍵齒數 ， 16； pL 花鍵的工作長度 ,65mm； b 花鍵齒寬 ， mm， m21=4.71mm； 載荷分布的不均勻系數，可取為 0.75。 注：花鍵的選擇 (30 漸開線 ) 初選分度圓直徑 D=45mm,則模數 m= 3Dz ，取標準模數 m=3 半軸的最大扭轉角為 13.7101 8 0 3 GJTl (5.8) 式中： T 半軸承受的最大轉矩， 9617.8 mN ； l 半軸長度 870mm； G 材料的剪切彈性模量 8.4104 N/mm2 ； J 半軸橫截面的極慣性矩， 432 dJ =402373.83mm4 。 5.1.2 半軸的結構設計及材料與熱處理 為了使半軸和花鍵內徑不小于其干部直徑，常常將加工花鍵的端部都做得粗些，并使當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應地增加。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部分的圓角半徑以減小應力集中。為了使半軸桿部和突緣間的過渡圓角都有較大的半徑而不致引起其他零件的干涉，常常將 半軸突緣用平鍛機鍛造。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 36 本設計半軸采用 40 Cr ，半軸的熱處理采用高頻、中頻感應淬火。這種處理方法使半軸表面淬硬達 6352HRC ,硬化層深約為其半徑的 1/3，心部硬度可定為3530HRC ；不淬火區(qū) (突緣等 )的硬度可定在 277248HRC 范圍內。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，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十分顯著。 5.2 本章小結 本章對半軸做了設計計算 。在全浮式半軸的設計計算中首先考慮到 三種可能的載荷工況 ，對 縱向力 (驅動力或制動力 )最大時 ， 沒有側向力作用 這一工況進行了計算。做了必要的半軸設計計算并進行了 校核 選取了機械設計、機械制造標準值 ，對材料和熱處理做了 必要的 說明。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 37 第 6 章 驅動橋橋殼 設計 6.1 橋殼的受力分析及強度計算 6.1.1 橋殼的靜彎曲應力計算 橋殼 猶如一空心橫梁，兩端經輪轂軸承支承于車輪上，在鋼板彈簧座處橋殼支承簧上載荷， 而沿兩側輪胎中心線，地面給輪胎以反力 2/2G (雙胎時則沿雙胎中心線 )，橋殼則承受此力與車輪重力wg之差值，計算簡圖如圖 6.1 所示。 橋殼按靜載荷計算時，在其兩鋼板彈簧座之間的彎矩為 2( ) 2 1 1 4 4 . 522wG BsM g N m (6.1) 由彎矩圖 (圖 6.1)可見，橋 殼的危險斷面通常在鋼板彈簧座附近。由于wg大大地小于 2G /2，且設計時不易準確預計，當無數據時可忽略去。 而靜彎曲應力為： vwj WM310 =133.1MPa (6.2) 式中： VW 危險斷面處橋殼的垂向彎曲截面 34 34( 1 ) 1 5 8 8 9 6 . 732vhDdW W m mD ； tW 扭轉截面系數 34 34( 1 ) 3 1 7 7 9 3 . 416tDdW m mD 。 圖 6.1 橋殼靜彎曲應力的計算簡圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 38 6.1.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 當汽車高速行駛于不平路面上時，橋殼除承受在靜載狀態(tài)下的那部分載荷外，還承受附加的沖擊載荷。這時橋殼載動載荷下的彎曲應力為： wjdwd k =332.75MPa (6.3) 式中：dk 動載荷系數，對載貨汽車取 2.5； wj 橋殼載靜載荷下的彎曲應力， 133.1MPa； 6.1.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 這時不考慮側向力。圖 6.2 為汽車以最大牽引力行駛時橋殼的受力分析簡圖。此時作用在左右驅動車輪上除有垂向反力外，尚有切向反力。地面對左右驅動車輪的最大切向反力共為 rTTLe riTP /m a xm a x =32514N (6.4) 式中：maxeT 發(fā)動機的最大轉矩 373 mN ； TLi 傳動系最低檔傳動比 47.75； T 傳動系的傳動效率 0.9； r 輪胎的滾動半徑 0.493m。 圖 6.2 汽車以最大牽引行駛時橋殼的受力分析簡 圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 39 后驅動橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎曲矩為： 22 22 sBmGM v =25373 mN (6.5) 式中： 2m 汽車加速行駛時的質量轉移系數 1.2； 由于驅動車輪的最大切向反力使橋殼也承受水平方向的彎矩，對于裝用普通圓錐齒輪差速器的驅動橋，在兩彈簧之間橋殼所受的水平方向的彎矩為： m a x 1 0 0 7 9 . 322h P BsM N m (6.6) 橋殼還承受 因驅動橋傳遞驅動轉矩而引起的反作用力矩。這時在兩板簧座間橋殼承受的轉矩為： mNiTT TTLe 80152m a x (6.7) 式中： TTLe iT ,max 見式 (6.4)下的說明。 當橋殼在鋼板彈簧座附近的危險斷面 處 為圓管斷面時，則在該斷面處的合成彎矩為： 2 2 2 2 8 4 5 3 . 8 5vhM M M T N m (6.8) 該危險斷面處的合成應力為： 2 2 2 1 7 9 . 0 7 5 0 0vhM M M T M P aWW (6.9) 式中： W 危險斷面處的彎曲截面系數 158896.7 3mm 。 圖 6.2 給出了汽車以最大牽引力行駛時后驅動橋橋殼的受力分析簡圖。 6.1.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 這時不考慮側向力。圖 6.3 為汽車緊急制動時橋殼的手力分析簡圖 .此時在作用在左右驅動車輪上除有垂向反力 2/22mG 外，尚有切向反力，即地面對驅動車輪的制動力 2/22 mG 。因此可求得： 緊急制動時橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎矩 vM 及水平方向彎矩 hM 分別為 2 1797322v G BsM m N m (6.11) 2 1437822h G BsM m N m (6.12) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 40 圖 6.3 汽車緊急制動時橋殼的受力分析簡圖 式中： sBG ,2 見式 (6.1)說明； m 汽車制動時的質量轉移系數，對于載貨汽車的后橋， m 0.85； 驅動車輪與路面的附著系數 0.8。 橋殼在兩鋼板彈簧的外側部分同時還承受制動力所引起的轉矩 2 114332 rGT m r N m (6.13) 緊急制動時橋殼在兩板簧座附近的危險斷面處的合成應力： M P aWTMMWM hv 50073.161222 (6.14) 扭轉應力 MPaWT t 4 0 097.35 (6.15) 綜上所述 ,滿足強度校核要求。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 41 6.1.5 汽車受最大側向力時橋殼的強度計算 當汽車滿載、高速急轉 彎時，則會產生一想當大的且作用于汽車質心處離心力。汽車也會由于其他原因而承受側向力。當汽車所承受的側向力達到地面給輪胎的側向反作用力的最大值即側向附著力時，則汽車處于側滑的臨界狀態(tài)，此時沒有縱向力作用。側向力一旦超過側向附著力，汽車則側滑。因此汽車驅動橋的側滑條件是： NGYYPRL 6 8 2 0 812222 (6.16) 式中： 2P 驅動橋所受的側向力； RLYY 22, 地面給左、右驅動車輪的側向反作用力； 2G 汽車滿載靜止于水平面時驅動橋給地面的載荷 68208N； 1 輪胎與地面的側向附著系數 1.0。 由于汽車產生純粹的側滑，因此計算時可以認為地面給輪胎的切向反作用力 (如驅動力、制動力 )為零。 汽車向右側滑時，驅動橋側滑時左、右驅動車輪的支承反力為： NBhGZ gL 12544)21( 122 NBhGZ gR 55664)21( 122 (6.17) 式中： RL ZZ 22 , 左、右驅動車輪的支承反力， N； gh 汽車滿載時的質心高度， 0.55m； 12,G 見式 (6.16)下的說明； B 驅動車輪的輪距 1.74m。 鋼板彈簧對驅動橋殼的垂向作用力為： NsrhGGTrgL 2 6 9 0 9/)(5.0 1222 NsrhGGTrgR 34847/)(5.0 1222 (6.18) 式中： 2G 汽車滿載時車廂通過鋼板彈簧作用在驅動橋上的垂向總載荷 14509.874 N； r 彈簧座上表面離地面高度 ， 0.472 0.060+0.020=0.372m； ghG , 12 見式 (6.17)下的說明； s 兩板簧座中心間的距離 1.19m。 對于半軸為為全浮式的驅動橋，在橋殼兩端的半軸套管上，各裝著一對輪轂軸承，它們布置在車輪垂向反作用力 2Z 的作用線的兩側，通常比外軸承離車輪中心線更近。哈爾濱工業(yè)大學華德應用技 術學院本科生畢業(yè)設計（論文） 42 側滑時內、外輪轂軸承對輪轂的徑向支承力 21,SS 如圖 6.4 所示，可根據一個車輪的受力平衡求出。 圖 6.4 汽車向右側滑時輪轂軸承對輪轂的徑向支承力 S1、 S2 分析用圖 (a)輪轂軸承的受力分析用圖； (b)橋殼的受力分析用圖 汽車向右側滑時左、右車輪輪轂內外軸承的徑向支承力分別為 : NZba bYba rS LLrL 8 9 0 2221 (6.19) NZba aYba rS LLrL 11154222 (6.20) NZba bYba rS RRrR 6.383448221 (6.21) NZba aYba rS RRrR 6.3 6 6 0 6 0222 (6.22) 式中： r 輪胎的滾動半徑 292mm； RLRL ZZYYba 2222 , 見圖 6.4，其中地面給左右驅動車輪的側向反作用 Y2L、 Y2R可由下式求得： NZZZY LLLL 2 4 8 60.1 22122 NZZZY RRRR 6 7 3 8 30.1 22122 (6.23) 輪轂內、外軸承支承中心之間的距離 )( ba 愈大，則由側滑引起的軸承徑向力愈小。另外， )( ba 足夠大，也會增加車輪的支承剛度。否則，如果將兩軸承的距離縮至使兩軸承相碰，則車輪的支承剛度會變差