越野車驅動橋設計【畢業(yè)論文】【汽車專業(yè)】

哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) I 摘要 本設計首先確定各主要部件的結構 型 式和主要設計參數，然后參考同類的驅動橋結構，確定出設計方案并進行計算和設計，最后對主從動錐齒輪 、半軸齒輪、半軸、橋殼輪邊機構等部分進行校核，對支撐軸承進行了 壽命校核 。 本設計采用主減速器和輪邊減速器 雙級傳動副傳動，均勻分配單一傳動副上的高強度磨損，輪邊機構的應用，大大的提高了離地間隙，提高了汽車的通過性。本設計在我國尚處于起步階段，在我國仍有很大的發(fā)展?jié)摿桶l(fā)展空間，本設計也將是未來 越野 汽車和 重載汽車的發(fā)展方向。 本設計具有以下的優(yōu)點：由于采用輪邊雙級驅動橋，使得整個后 橋 的結構簡單，制造工藝簡單，從而大大的降低了制造成本。并且 ,提高了汽車的離地間隙。 關鍵字 ：越野汽車 ；后橋 ；輪邊雙級 ；圓 弧齒錐齒輪 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) II Abstract This design is to first identify major parts of the structure and main design parameters, then reference to similar axles structure, confirmed the design and calculation and design, final master-slave dynamic bevel gear and half axle gears, half axle, bridge housing wheel edges institutions, to test the part such as back-up bearing life respectively. This design USES the main reducer and wheel edges reducer doublestage transmission vice transmission, evenly distributed single transmission of high intensity vice wear, wheel edges institutions of applications, greatly improve the ground clearance is achieved, improved the car through sexual. This design in our country is still at the beginning, in our country still has great potential for growth and development space, this design also will be the future off-road vehicle and heavy-load automobiledevelopment direction. This design has the following advantages: due to the wheel edges doublestage axles, make the whole bridge structure is simple, make simple process, thus greatly reduce the production cost. And, improve the car from the ground clearance. Key word: off-road vehicle, Rear axle, Wheel edges doublestage； Arc tooth wimble gear 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) III 目 錄 摘要 . I Abstract .II 目 錄 . III 第 1 章 緒論 . 1 第 2 章 驅動橋總體結構方案分析 . 2 第 3 章 主減速器設計 . 4 3.1 主減速器的結構型式 . 4 3.1.1 主減速器齒輪的類型 . 4 3.1.2 主減速器主、從動錐齒的支承型式 . 4 3.2 主減速器的基本參數與設計計算 . 5 3.2.1 主減速比的確定 . 5 3.2.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 . 5 3.2.3 主減速器齒輪基本參數的選擇 . 6 3.2.4 主減速器圓孤齒輪的幾何參數計算 . 7 3.2.5 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 .10 3.3 主減速器的材料選擇及熱處理方法 .12 3.4 主減速器軸承的計算 .12 3.4.1 錐齒輪齒面上的作用力 .12 3.4.2 主減速器軸承載荷的計算 .15 小結 .18 第 4 章 差速器設計 . 19 4.1 差速器類型的選擇 .19 4.2 差速器的設計和計算 .19 4.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇 .19 4.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 .21 4.2.3 差速器齒輪的強度校核 .23 4.3 差速器齒輪的材料選擇 .24 4.4 差速器殼體的材料選擇 .24 小結 .24 第 5 章 驅動車輪的傳動裝置設計 . 25 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) IV 5.1 半軸的形式 .25 5.2 半軸的設計計算 .25 5.2.1 全浮式半軸的計算載荷確定 .25 5.2.2 全浮式半軸桿部直徑初選 .26 5.2.3 半軸的強度計算 .26 5.2.4 半軸花鍵的強度計算 .27 5.3 半軸材料與熱處理 .28 小結 .28 第 6 章 輪邊部分的設計 . 29 6.1 輪邊減速器的結構型式 .29 6.1.1 輪邊減速器的齒輪類型 .29 6.1.2 輪邊減速器主、從動錐齒輪的支撐方式 .29 6.2 輪邊減速器的基本參數與設計計算 .29 6.2.1 圓柱直齒輪主要參數的選擇 .29 6.2.2 輪邊減速器圓柱直齒輪的幾何參考數計算 .30 6.2.3 輪邊減速器圓柱齒輪的強度計算 .31 6.3 輪邊減速器齒輪材料的選擇及熱處理方法 .34 6.4 輪邊減速器殼的材料選擇 .34 6.5 輪邊減速器圓柱軸承的計算 .34 6.5.1 圓柱齒輪齒面上的作用力 .34 6.5.2 輪邊減速器軸承載荷的計算 .36 小結 .38 第 7 章 驅動橋殼設計 . 39 7.1 橋殼的結構型式 .39 7.2 橋殼的受力分析與強度計算 .39 7.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算 .39 7.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算 .40 7.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 .41 7.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 .43 7.2.5 汽車受最大側向力時的橋殼強度計算 .43 7.3 橋殼的材料選擇 .44 小結 .44 結論 . 45 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) V 致謝 . 46 參考文獻 . 47 附錄 . 48 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 1 第 1 章 緒論 汽車 驅動橋 位于傳動系的未端。其基本功用首先是增扭、 降速，改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸直 接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩合理的分配給左右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路在或車身之間的重直力，縱向力和橫向力，以及制動力和反作用力等。驅動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。 汽車的使用性能 對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅動橋在傳統(tǒng)中起著舉足輕的作用。 汽車的特點和優(yōu)越性對于 生產商來 說 提高其產品市場競爭力的一個法寶 。 對于越野汽車驅動橋的離地間隙來說，絕大多數汽車企業(yè)只是單純的提高懸架和鋼板彈簧的高度，這樣做很大程度上降低了汽車的可靠性和安全性，然而輪邊減速器驅動橋就可以解決這些問題，而且其優(yōu)越性是無可比擬得， 所以設計新型的驅動橋成為新的課題。 目前國外掌握輪邊減速器技術核心的企業(yè)屈指可數 ， 在國內更是聊聊無幾，所以輪邊減速器驅動橋的研究對于我們來說有舉足 輕重的意義 。 設計后橋時應當滿足如下基本要求： 1.選擇適當的主減速比，以保證汽車具有最佳的動力性和燃油經濟性。 2.外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。 3.齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4.在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。 5.具有足夠的強度和剛度，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 6.制造容易，維修，調整方便。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 2 第 2 章 驅動橋總體結構方案分析 本設計的課題是 BJ4500 后驅動橋，要設計這樣的 越野車 驅動橋，一般選用非斷開式結構 ,該種 型 式的 驅動橋的橋殼是一根支 承 在左右驅動車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，外接輪邊部分。此時驅動橋，驅動車輪都屬于簧下質量 驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種： 1.中央單級減速驅動橋。 2.中央雙級驅動橋。 3.中央單級、輪邊減速驅動橋。輪邊減速驅動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當前輪邊減速橋可分為 3類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅動橋 ；另一類是普通圓柱齒輪式輪邊減速器 。 （ 1） 圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動構成的輪邊減速器，輪邊減速比為固定值 2，它一般均與中央單級橋組成為一系列。在該系列中，中央單級橋仍具有獨立性，可單獨使用，需要增大橋的輸出轉矩，使牽引力增大或速比增大時，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星齒輪式減速器即可變成雙級橋。這類橋與中央雙級減速橋的區(qū)別在于：降低半軸傳遞的轉矩，把增大的轉矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上 ，其“三化”程度較高。但這類橋因輪邊減速比為固定值 2，因此，中央主減速器的尺寸仍較大，一般用于公路、非公路軍用車。 （ 2） 圓 柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋，一般減速比在 3 至 4.2 之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于 3，這樣大錐齒輪就可取較小的直徑，以保證重型卡車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質量大，價格也要貴些，而且輪穀內具有齒輪傳動，長時間在公路上行駛會產生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅動橋，它不如中央單級減速橋。 （ 3） 普通圓柱齒輪式輪邊減速器。在雙級主減速器中，通常把兩級減速齒輪放在一個主減速器殼內，也可將第二級減速齒輪移向驅動車輪并靠近輪轂，作為輪邊減 速器 。對于越野汽車來說，為了提高汽車驅動橋的離地間隙，可將普通的由一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方，這種布置方式的優(yōu)點是結構緊湊、強度高、成本低，故廣泛用于越野汽車上 。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 3 綜上所述， 普通圓柱齒輪式輪邊減速器 驅動橋還有以下幾點優(yōu)點： 1. 普通圓柱齒輪式輪邊減速器 驅動橋，制造工藝簡單，成本較低， 是驅動橋的基本類型，在 越野 汽車上占有重要地位； 2. 與 其它型式輪邊減速器 驅動橋相比，由于產品結構簡化，機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。 因此， 圓柱齒輪式輪邊減速器驅 動橋在 BJ4500 車型上的應用非常成功，很容易達到提高越野性的目的 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 4 第 3 章 主減速器設計 3.1 主減速器的結構型式 3.1.1 主減速器齒輪的類型 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪 、 雙曲面齒輪 、圓 柱齒輪和蝸輪蝸桿等 型式。在此選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主， 從 驅動齒輪的軸線垂直等于一點，由于輪齒端面垂疊的影響，至少有兩個以上的齒輪同時咬合，固此可以承受較大的負荷，而且其齒輪不是在齒的全長上同時齒合，而是逐漸 由 齒的一端連續(xù)平穩(wěn)地傳向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小，另外 弧齒錐 齒輪與雙曲面齒輪相比，具有較高的傳動效率，可達 99%。 3.1.2 主減速器主 、從 動錐齒的支 承 型式 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。 懸臂式支承結構的特點是在錐齒輪的大端一側要用較長的軸徑，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了方便折裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的軸徑大些?？拷X輪的支承軸承有時也要用圓錐滾子軸承，這時另一軸承必須要用能承受雙向軸向力的圓錐滾子軸承，支承剛度除了與軸承形式，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 合等度有關?？缰檬街С须m然承載能力較高，但其制造工藝較復雜且成本較高，不易折裝；而懸臂支承可解決以上存在的問題。由于 BJ4500 車傳遞的轉矩較小，所以，在此選用懸臂支承，并且兩軸承的跨度適當加大，以提高其支承剛度。 從動 齒輪多 用圓錐滾子軸承支承。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 5 3.2 主減速器的基本參數與設計計算 3.2.1 主減速比的確定 原車輛的傳動比為 9.2，由于該車的傳動多是經過反復計算才合理分配的，在此，主減速器的傳動比為 4.6，輪邊部分傳動比為 2，使其沒有變化，之后可以不進行傳動系列傳動比重新分配。 3.2.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 1.按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定以動錐齒輪的計算轉矩 Tce Tce=Temax.iTL.K0. T/n N.M (3-1) 式中 iTL 發(fā)動機至所計算的主減速器驅動錐齒輪之間的傳動系最低檔傳動時，在此取 18.538 此數據參考 BJ4500 車型 ； Temax 發(fā)動機輸出的最大扭矩，在此取 180N.m；此數據參考 BJ4500 T 傳動手上傳動部分的傳動效率，取 0.9； n 該汽車的驅動橋數目，在次取 2； ok 由于猛結合離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車、越野車以及液力傳遞及自動變速器的各類汽車。取ok=1.0當性能系數ok0 時，可取ok=2.0； 1( 1 6 0 . 1 9 5 ) 1 61 0 0 m a x m a x0 0 . 1 9 5 1 6m a xM a g M a gfpT e T eM a gfpTe ， 當 0.195（ 3-2 ） ， 當 ma 車滿載的總質量，取 2010Kg。 所以 0.195 2010 10180=21.816 即ok=1.0 Tce= 1 8 2 1 8 . 5 3 8 1 . 0 0 . 92 =1501.578N.m 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 6 2.按驅動輪打滑轉矩確定從動齒輪的計算轉矩 Tcs Tcs=2G r/LB LBi N.m (3-3) 式中 2G 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，預設后橋承載 11010N 的負荷 ； 輪胎對地面的附著系數，對于按轉一般輪胎的公路用車，??？=0.85；對于越野汽車取 1.0； 對于安裝防滑寬輪的高級轎車，計算時可取 1.25； r 車輪的滾動半徑，為 0.30m LB；LBi 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪間的傳動效率和傳動比，LB取 0.95；LBi取 2。 Tcs=11010x1x0.3/0.95x2=1738.42N.m 3.2.3 主減速器齒輪基本參數的選擇 1.主，從動錐齒輪齒數 Z1和 Z2， 選擇主，從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素： （ 1） 為了磨合均勻， Z1和 Z2之間應避免有公約數。 （ 2） 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲程度，主從動齒輪 的齒數和應不小于 40 （ 3） 為了齒合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞程序，對于商用車，一般不小于 Z1不小于 6 （ 4） 主傳動比oi較大時， Z1盡量取小一些，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 。 根據以上要求查閱工程師手冊得， Z1=8 Z2=37 Z1+ Z2=4540 2.從動錐齒輪大端分度圓直徑2D和端向模數 mt 2D可根據經驗公式初選，即 2D=2ok 3Tc （ 3-4） 2ok 直徑系數，一般選取 13-16； Tc 從動錐齒輪的計算轉矩， N.m，為 Tce 和 Tcs 中的較小者 ； 2D=（ 13-16） 3 1501.578 =（ 148.865183.22） mm； mt =2D/ Z2=(148.865 183.22)/37=(4.02 4.95) 根據 mt=mk 3Tc來校核，其中mk=(0.3-0.4) 此處， mt=(0.3-0.4) 3 1501.578 =（ 3.44-4.58）， 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 7 mt=4.5 2D=166.5 滿足校核 3.主，從動錐齒輪面寬1b和2b 對于從動錐齒輪齒面寬2b，推薦不大于節(jié)錐2A的 0.3 倍，即2b 0.32A， 對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦要用： 2b=（ 0.25-0.30）oA=22mm 在此取 22mm 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%為合適，取1b=24mm 4.中點螺旋角 : 在此 =35 5.螺旋方向： 主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐為右旋，從錐頂看 為順時針，驅動汽車前進。 6.法向壓力角 越野汽車可選用 21.15 的壓力角。 7.輪邊減速器的圓 柱 齒輪基本參數： 31 0 . 5 1 1 1 . 9 2A T jz (3-5) 式中 A輪邊調速器主，從動齒輪的中心距 mm； Tjz從動齒輪的計算轉距， N m； 31 0 . 5 1 1 1 . 9 2 1 5 0 1 . 5 7 8A =120.35-136.50=130mm ( 0 . 3 8 0 . 4 1 )bA =49.4-53.3=50mm （ 3-6 ） 式中 b輪邊減速器齒輪的初選寬度， mm 如（ 3-6）式所示 所以，輪邊減速器的兩圓柱齒輪的中心距為 130mm，齒輪寬度為 50mm 3.2.4 主減速器圓孤齒輪的幾何參數計算 表 3-1 主減速器圓孤齒輪幾何計算用表 序號 項目 計算公式 計算結果 主動齒輪齒數 1z 8 從動齒輪齒數 2z 37 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 8 傳動比 12zz 4.6 平面齒輪齒數 2212pZ z z 37.85 大端面模數 mt 4.5 法向壓力角 型刀盤 21.15 軸交角 90 中點螺旋角預選值及方向 =35 左旋 節(jié)圓直徑 1 1 2 2；d m z d m z 123 6 ； 1 6 6 .5dd 10 節(jié)錐角 121221a r c t a n ； a r c t a nzzrr 1 1 2 . 2 ； 2 7 7 . 8rr 11 節(jié) (外 )錐距 22110 s in2s in2 ddA 85.17 12 齒向寬 2102 1.1)30.025.0( bbAb 2b=22 1b=24 13 參考錐距 0 0 .4 1 5A p A F 76.04 14 內錐距 0Ai A F 63.17 15 中點錐距 0 7 4 . 1 72FA m A 74.17 16 參考點螺旋角初校值 1 0 . 9 1 4 ( 6 )pm 37.474 17 刀盤型號 查閱工程師手冊 4 4 ； 4 4 4 ； 4bwr E N Z 18 參考點螺旋角初校值 a rc s in bpprA 35.36 19 刀片型號 查閱工程師手冊 26 0 ； 1 9 7 2 . 0 0b w wEr 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 9 20 參考法向模數 2222wpwZZ RAnpm 3.28 21 參考點螺旋角 c o s ( )2n p pppmZa r cA 35.28 22 中點螺旋角 m查閱工程師手冊 35 23 中點法向模數 2 c o smn m mpAmZ 3.21 24 小端螺旋角 2查表得 38 25 齒高模數 ( 0 . 9 1 . 0 ) npm p m 3.2 26 齒工作高 2gh m p 6.4 27 齒全高 2 . 1 5 0 . 3 5h m p 7.23 28 刀傾角 查閱工程師手冊 0 29 不產生根切時主動輪允許的最大根高 2111s i n ( )m a x t a nc o snpch A i rApkbAi c o sc o s iB pAi m n ikA m n p max 2.79hi 0.8019ckb 1s i n ( ) 0 . 3 4 2 0c 30 高度變位量 (1 . 5 0 . 3 5 )h m p h i 1.3 31 齒頂高 21 5h i m p h j h m p h h 2 1.9h 32 齒根高 11h h h 22h h h 1 2.23h 2 5.33h 33 徑向間隙 0 . 1 5 0 . 3 5gc h h m p 0.83 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 10 34 外圓直徑 0 1 1 1 12 c o sd d h 0 2 2 2 22 c o sd d h 01 45.7741d 02 1 6 7 .3 0 3 1d 35 節(jié)錐頂點至外緣的距離 20 1 1 1s i n2dXh 10 2 2 2s i n2dXh 01 82.1933X 02 16.1429X 36 切向變位量 0 . 0 2 ( 1 ) npS i m 0.25 37 參考點分度圓法向理論弧齒厚 1 2 t a n2 npnpmS h S 21n p n p nS m S P 1 6 .2 9 5 1 9 3npS 2 4 .0 0 2 5 4 7npS 38 齒側間隙 ( 0 . 0 2 0 . 1 0 ) 0 . 0 5npBm 0 .3 0 .0 5npBm 0.12 3.2.5 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 1、單位齒長上的圓周力 2PP b Nmm （ 3 7） 式 中 P 作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩maxeT和最大附 2Gr 兩種載荷工況進行計算， N 2b 從動齒輪的齒面寬，在此取 22mm。 按發(fā)動機最大轉矩計算時： 3m a x12102eT igPd b Nmm （ 3 8） 式中 maxeT 發(fā)動機的最大輸出轉矩，取 180Nm gi 變速器的傳動比 4.03； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 11 1d 主動齒輪節(jié)圓直徑 取 36mm。 31 8 0 4 . 0 3 1 01 8 3 1 . 8 236222P N m m 按最大附著力矩計算時： 3222102GrPd b Nmm (3 9) 式中 2G 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后橋驅動的車還應考慮汽車最大加速度 時的負荷增加量，取 11010； 輪胎與地面的附著系數，取 0.85； r 輪胎的滾動半徑，在此取 0.30。 31 1 0 1 0 0 . 8 5 0 . 3 1 01 5 3 2 . 9 21 6 6 . 5222P N m m 在現代汽車設計中，由于材質及加工工藝等制造質量提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數據的 20% 25%。 2、輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為： 322 1 0 o s moT K K KK b Z m J 2N mm （ 3 10） 式中 T 該齒輪的據算轉矩， Nm ； oK 超載系數 ；在此取 1.0； sK 尺寸系數，反應材料的不均勻性，與齒輪尺寸熱處理有關，取0.6488.； mK 載荷分配系數，取 1.2； vK 質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當出輪接觸良好時，周節(jié)及徑向跳動精度高時可取 1.0； b 計算齒輪的出面寬， 22mm； Z 計算出輪的齒數， 37； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 12 m 端面模數， 4.5mm； J 查工程師手冊得 J=0.246。 322 22 1 0 3 4 3 . 6 1 1 0 . 6 4 8 8 1 . 2 4 8 2 . 8 41 2 4 8 4 . 5 0 . 2 8 5 N mm 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 3、齒輪的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應力為 312 1 0p o s m fjvc T K K K Kd K b J 2Nmm （ 3 11） 式中 T 主動齒輪的計算轉矩；取 343.61 pc 材料的彈性系數，對于鋼制輪輻應取 232.6 12N mm ； oK、vK、mK 見式（ 3 11） F 的說明 ； sK 尺寸系數，在此可 取 1.0； fK 表面質量系數，一般情況下，對于制造精確的齒輪可取 1.0； J 計算接觸應力的綜合系數，查表得出 J=0.285。 3 22 3 2 . 6 2 3 4 3 . 6 1 1 . 2 1 1 1 0 1 6 5 6 . 9 03 6 1 2 2 0 . 2 8 5j N m m 主從動齒輪的齒面接觸應力均滿足要求。 3.3 主減速器的材料選擇及熱處理方法 汽車主減速器用的齒輪和差速器用的齒輪都是用的滲碳合金鋼制造，在 此可用 20r r iCMT。用滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火 。 3.4 主減速 器軸承的計算 3.4.1 錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 13 中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，故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為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩 dT 進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉 矩可按下式計算： 313333332223111m a x 100100100100100 1 TRgRiRTgiTgiTgied fiffiffiffifTT (3-12) 式中： maxeT 發(fā)動機最大轉矩，在此取 180N.M 1if ， 2if iRf 變速器在各擋的使用率，可參考表 3-4選?。?1gi ， 2gi gRi 變速器各擋的傳動比； 1Tf ， 2Tf TRf 變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表 3-2 表 3-2 if 及 Tf 的 經計算 dT 為 1164.8 對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑 222 sin bdd m 2121 zzdd mm 經計算 md1 26mm md2 =120mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 14 1. 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為 F mdT2 N (3-13) 式中 ： T 作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉 矩見式 (3-1)； md 該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑 。 按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力 F =25.45KN 2. 錐齒輪的軸向力和徑向力 圖 3-1 主動錐齒輪齒面的受力圖 如圖 3-1，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，FT 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 ， FN 垂直于 OA且位于 OOA 所在的平面， fF 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 ， FT 與 fF 之間的夾角為法向壓力角 ，這樣有： c o sc o sTFF （ 3-14） c o s/t a ns in FFF TN （ 3-15） t a ns inc o s FFF TS （ 3-16） 于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為 c o ss i ns i nt a nc o sc o ss i n FFFF SNaz （ 3-17） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 15 s i ns i nc o st a nc o ss i nc o s FFFF SNRz （ 3-18） 可計算 628.12c o s35s i n628.12s i n5.22t a n35c o s 1045.25 3azF 20202N RzF 628.12s i n35s i n628.12c o s5.22t a n35c o s 1045.253 =9662N。 3.4.2 主減速器軸承載荷的計算 對于采用懸臂式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖 3-2所示 圖 3-2 主減速器軸承的布置尺寸 軸承 A， B的徑向載荷分別為 RA = 22 5.01maZRZ dFbFbFa （ 3-19） 22 5.01 maZRZB dFcFcFaR （ 3-20） 根據上式已知 aZF =20202N， RZF =9662N， a=134mm ， b=84mm， c=50mm 所以軸承 A的徑向力 AR = 22 54.912 0 2 0 25.0849 6 6 2842 5 4 5 0134 1 =15976N 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 16 其軸向力為 0。 軸承 B 的徑向力 RB = 22 54.912 0 2 4 25.0509 6 6 2502 5 4 5 0134 1 =13364N 1. 對于軸承 A，只承受徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承 42608E，此軸承的額定動載荷 Cr 為 102.85KN，所承受的當量動載荷 Q=X RA =115976=15976N。 所以有公式 610QfCrfLpt s (3-21) 式中 tf 為溫度系數，在此取 1.0； pf 為載荷系數，在此取 1.2。 所以 L = 63103 101 5 9 7 62.11085.1 0 21 =2.703 108 s 此外對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速 2n 為 ramr vn 66.22 r/min (3-22) 式中 rr 輪胎的滾動半徑， m； amv 汽車的平均行駛速度， km/h；對于載貨汽車和公共汽車可取 3035 km/h，在此取 32.5 km/h。 所以有上式可得 2n =5275.0 5.3266.2 =163.89 r/min 而主動錐 齒輪的計算轉速 1n =163.89 4.444=728 r/min 所以軸承能工作的額定軸承壽命： nLLh 60 h (3-23) 式中 n 軸承的計算轉速， r/min。 有上式可得軸承 A 的使用壽命72860 10703.28 hL=6188 h 若大修里程 S定為 100000 公里，可計算出預期壽命即 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 17 hL =amvS h (3-24) 所以 hL =5.32100000=3076.9 h 和 hL 比較， hL hL ，故軸承符合使用要求。 2. 對于軸承 B，在此并不是一個軸承，而是一對軸承，對于成對安裝的軸 承組的計算當量載荷時徑向動載荷系數 X 和軸向動載荷系數 Y 值按雙列軸承選用， e 值與單列軸承相同。在此選用 7514E 型軸承。 在此徑向力 R=13369N 軸向力 A=20202N，所以RA=1.51 e 由表可查得X=1.0， Y=0.45cota=1.6cot4.0 cot45.0=1.8 當量動載荷 Q= YAXRfd （ 3-25） 式中 df 沖擊載荷系數在此取 1.2。 有上式可得 Q=1.2（ 1 13369+1.8 20202） =61618.5N 由于采用的是成對軸承 rC =1.71Cr 所以軸承的使用壽命由式（ 3-23）和式（ 3-24）可得 hL = QCrn16670 = 3105.6 1 6 1 871.11 6 8 0 0 07281 6 6 7 0 =3876.6 h3076.9 h= hL 所以軸承符合使用要求。 已知 F=25450N， aZF =9662N， RZF =20202N， a=410mm， b=160mm.c=250mm 所以，軸承 C的徑向力： cR = 22 82.40696625.01602 0 2 0 216002 5 4 5 0410 1 =10401.3N 軸承 D 的徑向力： DR = 22 82.40696625.02502020225025450410 1 =23100.5N 軸承 C， D均采用 7315E，其額定動載荷 Cr為 134097N 3. 對于軸承 C，軸向力 A=9662N，徑向力 R=10401.3N，并且RA=0.93e，在此 e值為 1.5tana約為 0.402，由表可查得 X=0.4， Y=0.4cota=1.6 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 18 所以 Q= YRXAfd =1.2(0.4 9662 1.6 10401.3)=24608.256N hL = QCrn16670 = 310256.2460813409789.16316670 =2896 3 h hL 所以 軸承 C滿足使用要求。 4. 對 于軸承 D，軸向力 A=0N，徑向力 R=23100.5N，并且RA=.4187 e 由表可查得 X=0.4， Y=0.4cota=1.6 所以 Q= YRXAfd =1.2 (1.6 23100.5)=44352.96N hL = QCrn16670 = 31096.4 4 3 5 21 3 4 0 9 789.1631 6 6 7 0 =4064.8x1013 h hL 所以軸承 D 滿足使用要求。 小結 完成了主減速器圓錐齒輪的主要參數的選擇和圓錐齒輪的強度計算，并且對主減速器軸承進行了相應計算。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 19 第 4 章 差速器設計 4.1 差速器類型的選擇 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。差速器的形式有很多種，而且匹配方便。在本設計中為了 降低成本， 故采用普通圓錐齒輪差速器。 4.2 差速器的設計和計算 4.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇 1.行星齒輪的數目選擇 由于是越野車，使用 條件非常惡劣，故采用 4 個行星齒輪 2.行星齒輪球面半徑的確定 對球面半徑可按如下的經驗公式確定： 3BBR K T (4-1) 式中BK-行星齒輪球面半徑系數，可取 2.52-2.99； T-極速轉距，取 Tce 和 Tcs 較小值， 1501.578； 40BRmm 差速器行星齒輪球面半徑確定后， 可根據 F式預選其節(jié)錐距： 00( 0 . 9 8 0 . 9 9 )39 BA R m mA m m 3.行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇 為了獲得較大的模數，從而使齒輪較高的強度，應得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.大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比在 1.5-2的范圍內。 取行星齒輪 齒數 為 10，半軸齒輪齒數為 18 并且應滿足的安裝條件為： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 20 In EE RL 22 (4-2) 式中 2LE、2RE-左右半軸齒輪的齒數 n 行星齒輪 數目 I 任意整數 符合安裝要求 4.差數器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)園直徑初部確定。 首先初步求出行星齒輪與半軸的節(jié)錐角12,；rr 211 arctan EEr 122 arctan EEr (4-3) 式中12,EE分別為行星齒輪和半軸齒輪的齒數； 1E10 2E =20 0101 16a r c t a n 3 7r 0162 10a r c t a n 5 3r 再按初步求出圓錐齒輪的大端端面模數 m 00 21222s i n s i nAAm r rEE （ 4-4） 式中01,A E E 已在前面初步確定 ； 12,rr-見式（ 4-3）的計算結果 。 002 3 9 2 3 9s i n 3 7 s i n 5 3 61 0 1 6m 5.壓力角 汽車差 速器齒輪壓力角目前大都選用 ,02230 。 6.行星齒輪安裝的直徑 及其深度 L 30 101 . 1 cTnl （ 4-5） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 21 式中0T差速器傳遞的轉矩； 1 5 0 1 .5 7 8 Nm ； n 行星齒輪支撐面中點至錐頂的距離，在此取 27mm； c -支撐面的許用應力，擠壓應力； 69MPa 。 31 5 0 1 . 5 7 8 1 0 151 . 1 6 9 4 2 7 mm 1.1 16L mm 4.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 表 4-1 差速器齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 計算結果 1 .行星齒輪齒數 1 10E，應盡量取最小值 10 2 半軸齒輪齒數 2 14 25E ，并滿足式（ 4-2） 18 3 模數 m 6 4 齒面寬 ( 0 . 2 5 0 . 3 0 ) ； 1 0F A F m 12 5 齒工作高 1.6hg m 6.4 6 齒全高 1 . 7 8 8 0 . 0 5 1hm 7.1 7 壓力角 0,2230 8 軸角交角 090 9 節(jié)園直徑 11；d mE 22d mE 1 40d 2 64d 10 節(jié)錐角 21arctan EEr ；122 arctan EEr 或 01190rr 01 37r 02 53r 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 22 11 節(jié)錐距 120 2 s i n 2 s i nddA rr 39mm 12 周節(jié) 3.1416tm 12.56mm 13 齒頂高 hi hg hi； 12210 . 3 7 04 0 6 4 0 . 4 3 0d d h i mEE 0.7hi ,2 7.1h 14 齒根高 , , ,111 .7 8 8h m h , , ,221 .7 8 8h m h ,1 6.1h ,2 6.1h 15 徑向間隙 0 . 1 8 8 0 . 0 5 1c h h g m 0.85mm 16 齒根角 ,11 0harctomA ,21 0harctomA 01 4.32 02 6.90 17 面錐角 01 1 2rr；02 2 1rr 002 52.05r 001 26.64r 18 根錐角 1 1 1Rrr；2 2 2Rrr 01 35.28Rr 02 66.01Rr 19 外圓 直徑 ,0 1 1 1 12 c o sd d h r ,0 2 2 2 12 c o sd d h r 01 41d 02 66d 20 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 ,20 1 1 1s i n2dx h r ,10 2 1 2s i n2dx h r 01 38xm 02 38xm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 23 21 理論弧齒厚 12S t S ,2 1 2 t a n2tS h h t m 1 4.82S mm 2 5.72S mm 22 齒側間距 B；查閱工程師手冊 0.24mm 23 弦齒厚 3111 2162xS BSSd 3222 2262xS BSSd 1 4.68xS 2 5.64xS 24 弦齒高 2, 1111 1c o s4xSrhhd 2, 2222 2c o s4xSrhhd 1 4.28xh 2 5.24xh 4.2.3 差速器齒輪的強度校核 汽車差速器的齒輪彎矩應力為 3 0222 1 0 smrzT K K Kw M P aK F m J （ 4-6） 式中 T 差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩 ， Nm ； n 差速器行星齒輪數目， 4； 2Z半軸齒輪齒數， 18； 0 , , , , .K K v K s K m F m 見式（ 3-10）下的說明 ； J 計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數 。 4 3 . 7 6wwHM P a 故符合校核標準 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 24 4.3 差速器齒輪的材料選擇 汽車差速器齒輪齒數 多數 情況采用合金鋼或滲碳鋼制造，在此用20CrMnTi 合金鋼等材料 4.4 差速器殼體的材料選擇 汽車差速器殼體多采用可鍛鑄鐵或中碳鋼等材料，為了降低成本，在此選用 HT200 鑄鐵。 小結 本章確定 了差速器的基本參數，并且對差速器齒輪的強度校核，確定了差速器齒輪和差速器殼體的材料。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 25 第 5 章 驅動車輪的傳動裝置設計 5.1 半軸的形式 半軸的功用是將扭矩由差速器的半軸齒輪傳給驅動車輪的輪邊機構。半軸的形式主要取決于半軸的支撐形式， 在此 采用的是全浮式結構 。 5.2 半軸的設計計算 5.2.1 全浮式半軸的計算載荷確定 全浮式半軸只承受轉矩，可根據以下方法計算，并取兩者中的較小者。 若按最大附著力計算，即 2 222GmXXRL （ 5-1） 式中 輪胎與地面的附著系數取 1； m 汽車加速或減速時的質量轉移系數，可取 1.2 1.4 在此取 1.4。 根據上式 RL XX 22 1.4x11010x1/2=7707 若按發(fā)動機最大轉矩計算，即 reRL riTXX /ma x22 （ 5-2）式中 差速器的轉矩分配系數，對于普通圓錐行星齒輪差速器取 0.6； maxeT 發(fā)動機最大轉矩， N m； 汽車傳 動效率，計算時可取 1 或取 0.9； i 傳動系最低擋傳動比； 取 18.54； r 輪胎的滾動半徑， 0.30m。 根據上式 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 26 22 0 . 6 1 8 0 1 8 . 5 4 1 6 6 7 3 . 6 80 . 3 0LRX X N 在此 RL XX 226673.68N T =1849.68N m 5.2.2 全浮式半軸桿部直徑初選 全浮式半軸桿部直徑的初 選可按下式進行 333 )18.205.2(196.010 TTd （ 5-3） 根據上式 2 5 . 1 6 2 6 . 7 6d m m 根據強度要求在此 d 取 26mm。 5.2.3 半軸的強度計算 首先是驗算其扭轉應力 316 dT MPa （ 5-4） 式中 T 半軸的計算轉矩， N m在此取 1849.68N m； d 半軸桿部的直徑， 26mm。 根據上式 31 8 4 9 . 6 8 4 8 3 4 9 0 5 8 83 . 1 4 2616M P a M P a 所以滿足強度要求。 半軸的最大扭轉角 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 27 3180 10TLGJ 式中 T 半軸承受的最大轉矩； 1849.68N m； L 半軸長度； 700mm； G 材料的剪切彈性模量， 8Mpa； J 半軸的橫截面的慣性矩 4 4 4 8 4 0 . 2 732Jd； 3051 8 4 9 . 6 8 7 0 0 1 8 0 1 0 2 . 0 7 88 1 0 4 4 8 4 0 . 7 7 3 . 1 4 許用值 。 所以 半軸扭轉角符合要求 5.2.4 半軸花鍵的強度計算 半軸花鍵的剪切應力s為 : 3104sBApTDd Z L b MPa (5-6) 半軸花鍵的擠壓應力c為 31042cB A B ApTD d D d ZL MPa (5-7) 式中 T 半軸承受的最大轉矩； 1849.68N m； BD-半軸花鍵的外徑 ， 30mm； Z 花鍵齒數 ， 15； pL花鍵工作長度 ， 60mm； b 花鍵齒寬 ， 3mm； 載荷分布不均勻系數 ， 取 0.75。 31 8 4 9 . 6 8 1 06 5 . 2 43 0 2 61 5 6 0 3 0 . 7 54scM P a 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 28 31 8 4 9 . 6 8 1 09 7 . 8 73 0 2 6 3 0 2 61 5 6 0 0 . 7 542ccM P a 根據要求，當傳遞的扭矩最大時，半軸花鍵的切應力 s不應超過 71.05 MPa ，擠壓應力 c不應超過 196 MPa，以上均滿足要求。 5.3 半軸材料與熱處理 本設計 半軸采用 40Cr， 是我國研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。采用高頻、中頻感應淬火。 小結 本章 完成了半軸的設計計算，對強度進行校核，確定半軸材料及如何進行熱處理。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 29 第 6 章 輪邊部分的設計 6.1 輪邊減速器的結構 型 式 6.1.1 輪邊減速器的齒輪類型 由于本設計 采用的是輪邊減 速器驅動橋，若采用斜齒輪傳動，會產生較大的軸向力，尤其是汽車高速行駛時，嚴重的降低汽車的可靠性和安全性，故本設計采用的是圓柱直齒輪傳動，為了避免傳動不平穩(wěn)，應適當增加重合度 。 6.1.2 輪邊減速器主、從動錐齒輪的支撐方式 本設計采用圓錐滾子軸承 。 6.2 輪邊減速器的基本參數與設計計算 6.2.1 圓柱直齒輪主要參數的選擇 1.確定模數 m 0 . 0 1 0 . 0 2mA （ 6-1） 式中 A 見式（ 3-6）的計算結果 。 0 . 0 1 0 . 0 2 1 3 0m =1.3-2.6 =2 2.齒輪選擇 Z1/Z2 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 30 1212/ 1 /22Z Z iZ m Z m A (6-2) 式中 m 主從動齒輪模數 ， 2； A 見式（ 3-6）的計算結果 ； i 輪邊部分傳動比 ， 2； 1Z44； 2Z88。 3.齒輪角 ( ) 20p 4.齒頂高系數 ha*(ha*n)=1 5. 分度 圓 壓力角 =200 6.齒數比 U=2 7.齒寬系數 . a=0.5 閉式傳動取 0.3-0.6 0 . 5 1 0 . 8 1 . 4 0 . 5dai 10 . 5 1 2 0m a diZ 6.2.2 輪邊減速器圓柱直齒輪的幾何參考數計算 表 6-1 輪邊減速器圓柱直齒輪的幾何參考數計算用表 序號 項目 公式 結果 1 分度圓直徑 11d mZ 22d mZ 88mm 176mm 2 齒頂高 ah= *ahm 2mm 3 齒根高 *()fah h C m 2.5mm 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 31 4 齒高 afh h h 4.5mm 5 齒頂圓直徑 112aad d h 222aad d h 92mm 180mm 6 齒根圓直徑 112ffd d h 222ffd d h 83mm 165mm 7 中心距 2 1 2 11 ( ) ( )22ma d d Z Z 130mm 8 基圓直徑 1 1cosbdd 2 2cosbdd 83mm 165mm 9 齒頂園壓力角 111a r c c o s baadd 222a r c c o s baadd 8.850 20.360 10 端面重合度 ,11,22t a n t a n12 ( t a n t a n )aaZZ 1.65 11 縱向重合度 0p 0 12 總重合度 r 1.65 6.2.3 輪邊減速器圓柱齒輪的強度計算 1.齒輪傳動的計算載荷系數 ArK K K K K （ 6-3） 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 32 式中 AK 使用系數 ， 取 2.5； rK動載系數 ， 取 1.3； K 齒向載荷分布系數 ， 取 1.05； K 齒向載荷分配系數 ， 取 1.2。 2 . 5 1 . 3 1 . 0 5 1 . 2 4 . 1K 2.齒輪受力分析 （ 1） 切向力tF為： 11tTF d （ 6-4） 式中 1T該齒輪的計算轉矩； 1849.68N m； 1d該齒輪的分度圓直徑； 88mm。 tF=1849.68/88=21.02 （ 2） 徑向力rF為： tanrtFF （ 6-5） 式中 tF-見式（ 6-4）的計算結果 ； -分度 圓 壓力角； 200 tanrtFF =7.7 （ 3） 軸向力xF為： 由于采用圓柱直齒輪，故xF=0 法向力nF為： costn FF （ 6-6） 式中tF-見式（ 6-4）的計算結果 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 33 -分度圓 壓力角 200 costn FF =22.37 N 3. 齒面接觸疲勞強度 齒面 接觸疲勞強度計算的目的是防止齒面在預定壽命期限內發(fā)生疲勞點組蝕。齒面接觸強度的校核公式為： HtHEH UUbdKFZZZZ 1.1 （ 6-7） 式中 EZ 材料彈性系數 ， 189.8 查閱工程師手冊 ； HZ 節(jié)點區(qū)域系數 ， 2.5； Z 重合度系數，其值與 和 有關，其值可查閱工程師手冊，取0.88； K 齒輪計算載荷系數 ， 見式（ 6-3）的結果 ； tF 齒輪所受的切向力 ， 見式（ 6-4）的結果 ； b 齒輪的寬度 ， 50mm； 1d 分度圓直徑 ， 88mm； u 計算齒輪的傳動比 ， 0.9。 41.32= H H符合輪齒的接觸疲勞強度校核 4齒根彎曲疲勞強度計算 齒根彎曲疲勞強度計算的目的是防止在預定壽命期眼的內發(fā)生輪齒疲勞所斷。齒根彎曲疲勞強度校核公式為： tF F S FKF Y Y Ybm （ 6-8） 式中 K，tF， b ， m 見式（ 6-7） F的說明 ； FY 齒形條數，反映了輪齒幾何狀時齒根彎曲應力的F的影響；取2.28； SY 應力修正系數，用以考慮齒根過渡圓角處的應力集中和除彎曲應力外的其他應力時齒根應力的影響； 1.73； Y 得合度系數，是將全部 載荷作用于齒頂時齒根應力折算為載荷作用于單對嚙合區(qū)上界點時的齒根應力系數，在此取 0.72。 F=4.1x21.02x2.28x1.73x0.72/50x2=2.44Mpa F FH，符合根彎曲疲勞強度校核 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 34 6.3 輪邊減速器齒輪材料的選擇及熱處理方法 本設計 中的輪邊減速器的齒輪采用 45 鋼，機械加工后進行滲透碳表 面淬 火 ，以獲得一定滲透層和硬齒面。 6.4 輪邊減速器殼的材料選擇 本設計的橋殼及輪邊減速器殼均采用 HT200 鑄鐵，這樣降低了生產成本，提高了經濟效益。 6.5 輪邊 減速器圓柱軸承的計算 6.5.1 圓柱齒輪齒面上的作用力 為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，故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為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩 dT 進行計算。作用在主減速器主動圓柱齒輪上的當量 轉矩可按下式計算 ： 313333332223111m a x 1001001001001001 TRgRiRTgiTgiTgiedfiffiffiffifTT （ 6-9） 式中 ： maxeT 發(fā)動機最大轉矩，在此取 180N m； 1if ， 2if iRf 變速器在各擋的使用率，可參考表 3-2 選??； 1gi ， 2gi gRi 變速器各擋的傳動比； 1Tf ， 2Tf TRf 變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率， 可參考表3-2 選取 。 經計算 dT 為 1164.8 對于圓柱齒輪的齒面中點的分度圓直徑 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 35 222 sin bdd m 2121 zzdd mm 經計算 md1 68mm md2 =136mm 1. 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為 F mdT2 N (6-10) 式中： T 作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動圓柱齒輪上的當量轉矩見 式 (3-1)； md 該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑 . 按上式主減速器主動圓柱齒輪齒寬中點處的圓周力 F =25.45KN 2. 圓柱齒輪的軸向力和徑向力 c o sc o sTFF （ 6-11） c o s/t a ns in FFF TN （ 6-12） t a ns inc o s FFF TS （ 6-13） 于是，作用在主動圓柱齒輪齒面上的軸向力 A和徑向力 R分別為 c o ss i ns i nt a nc o sc o ss i n FFFF SNaz （ 6-14） s i ns i nc o st a nc o ss i nc o s FFFF SNRz （ 6-15） 可計算 628.12c o s35s i n628.12s i n5.22t a n35c o s 1045.25 3azF 20202N RzF 628.12s i n35s i n628.12c o s5.22t a n35c o s 1045.253 =9662N。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 36 6.5.2 輪邊 減速器軸承載荷的計算 對于主動圓柱齒輪和從動圓柱齒輪的軸承徑向載荷，如圖 6-1 所示 圖 6-1 輪 邊 減速器軸承的布置尺寸 軸承 C， D的徑向載荷分別為 Rc= 22 5.01maZRZ dFbFbFa （ 6-16） 22 5.01 maZRZ dFcFcFaR D （ 6-17） 根據上式已知 aZF =20202N， RZF =9662N， a=134mm ， b=84mm， c=50mm 所以軸承 C的徑向力 CR= 22 54.912 0 2 0 25.0849 6 6 2842 5 4 5 0134 1 =15976N 其軸向力為 0 軸承 D 的徑向力 RD = 22 54.912 0 2 4 25.0509 6 6 2502 5 4 5 0134 1 =13364N 1. 對于軸承 C 和 D，只承受徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承 7514 E，此軸承的額定動載荷 Cr 為 102.85KN，所承受的當量動載荷 Q=X RA =115976=15976N。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 37 所以有 610QfCrfLpt s (6-18) 式中 : tf 為溫度系數，在此取 1.0； pf 為載荷系數，在此取 1.2。 所以 L = 63103 101 5 9 7 62.11085.1 0 21 =2.70 108 s 主動圓柱齒輪的計算轉速 1n =163.89 4.444=728 r/min 所以軸承能工作的額定軸承壽命： nLLh 60 h (6-19) 式中 : n 軸承的計算轉速， r/min。 由 上式可得軸承 A 的使用壽命72860 10703.28 hL=6188 h 若大修里程 S定為 100000 公里，可計算出預期壽命即 hL =amvS h (6-20) 所以 hL =5.32100000=3076.9 h。 和 hL 比較， hL hL ，故軸承符合使用要求。 2. 對于軸 承 B，在此并不是一個軸承，而是一對軸承，對于成對安裝的軸承組的計算當量載荷時徑向動載荷系數 X和軸向動載荷系數 Y值按雙列軸承選用， e 值與單列軸承相同。在此選用 7514E 型軸承。 在此徑向力 R=13369N 軸向力 A=20202N，所以RA=1.51 e 由表可查得X=1.0， Y=0.45cota=1.6cot4.0 cot45.0=1.8 當量動載荷 Q= YAXRfd （ 6-21） 式中 ： df 沖擊載荷系數在此取 1.2。 由 上式可得 Q=1.2（ 1 13369+1.8 20202） =61618.5N 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 38 由于采用的是成對軸承 rC =1.71Cr 所以軸承的使用壽命由式可得 hL = QCrn16670 = 3105.6 1 6 1 871.11 6 8 0 0 07281 6 6 7 0 =3876.6 h3076.9 h= hL 所以軸承符合使用要求。 已知 F=25450N， aZF =9662N， RZF =20202N， a=410mm， b=160mm.c=250mm 所以，軸承 A的徑向力： AR = 22 82.40696625.01602 0 2 0 216002 5 4 5 0410 1 =10401.3N 軸承 B 的徑向力： BR = 22 82.40696625.02502020225025450410 1 =23100.5N 軸承 A， B均采用 7315E，其額定動載荷 Cr為 134097N 3. 對于軸承 A，軸向力 A=9662N，徑向力 R=10401.3N，并且RA=0.93e，在此 e值為 1.5tana約為 0.402，由表可查得 X=0.4， Y=0.4cota=1.6 所以 Q= YRXAfd =1.2(0.4 9662 1.6 10401.3)=24608.256N hL = QCrn16670 = 310256.2460813409789.16316670 =2896 3 h hL 所以軸承 C 滿足使用要求。 4. 對于軸承 B，軸向力 A=0N，徑向力 R=23100.5N，并且RA=.4187 e 由表可查得 X=0.4， Y=0.4cota=1.6 所以 Q= YRXAfd =1.2 (1.6 23100.5)=44352.96N hL = QCrn16670 = 31096.4 4 3 5 21 3 4 0 9 789.1631 6 6 7 0 =4064.8 h hL 均滿足要求 小結 本章 對輪邊減速器的結構型式 進行論述，完成輪邊減速器的基本參數的選 擇及設計計算，校核了齒輪強度，確定了齒輪材料和熱處理方法。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 39 第 7 章 驅動橋殼設計 7.1 橋殼的結構 型 式 本設計采用的 驅動橋殼 為 整體式 整體式橋殼 (圖 7-1)的特點是整個橋殼是一根空心梁，橋殼和主減速器殼為兩體。它具有強度和剛度較大，主減速器拆裝、調整方便等優(yōu)點。 圖 7-1 整體式橋 殼 7.2 橋殼的受力分析與強度計算 對于具有全 浮式半軸的驅動橋，強度計算的載荷工況與半軸強度計算的三種載荷況相同。圖 7-2 為驅動橋殼受力 圖，橋殼危險斷面通常在鋼板彈簧座內側附近， 橋殼端部的輪轂軸承座 圖 7-2 驅動橋殼受力圖 根部也應列為危險斷面進行強度驗算。 7.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算 按靜載荷計算時，在其兩銅板彈簧座之間的彎矩為： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 40 222wG BSMg (7-1) 式中 G2-汽車滿載靜止于水平路面對驅動橋給水平地面的載荷，取 11010N； wg車輪（包括輪轂、制動器）的重力 ； B 驅動車輪輪距 ， 1.448m； S 驅動橋上，兩鋼板彈簧座中心間的距離 ，取 1.1m。 1 1 0 1 0 1 . 4 4 8 1 . 15 0 0 8 7 0 . 8 722M N m 靜彎曲應力wj 310wjvMW （ 7-2） vW-危險斷面處（鋼板彈簧附近）橋殼的垂直彎曲界面系數； 344(1 ) 3 3 6 5 6 . 8 7 5 0 . 4 6 0 2 1 5 4 8 8 . 8 932v dDW D 38 7 0 . 8 7 1 0 5 6 . 2 3 61 5 4 8 8 . 8 9wj M P a 7.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算 當汽車通過不平路面時，動載系數為 k ，危險斷面的彎曲應力 為 wd wjkd （ 7-3） 式中 kd -動載系數；取 3.0； wd-見（ 7-2）下的說明 。 3 . 0 5 6 . 2 3 1 6 8 . 6 9wd M P a 橋殼的許用彎曲應力為 300-500MPa?？慑戣T鐵橋殼取較小值。 鋼板沖壓焊接橋殼取較大值。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計 (論文 ) 41 7.2.3 汽車以最大牽引力 行 駛 時的橋殼強度計算 1.地面對左右驅動車輪的最大切向反力共為 m a x m a x /e T L T rP T i r （ 7-4） 式中 maxeT-發(fā)動機最大轉矩 ， 180N m； TLi-傳動系最低擋傳動比 ， 16.5； T-傳動系傳動效率 ， 0.9； r-輪胎滾動半徑 ， 0.3。 m a x 1 8 0 1 6 . 5 0 . 9 / 0 . 3 8 9 1 0PN 2.后驅動橋在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎矩vM為： 2 222vwG BSM m g (7-5) 式中 2G、wg、 B、 S-見式（ 7-1）下的說明 ； 2m-汽車加速時質量轉移系數， 1.3。 1 1 0 1 0 1 . 4 4 8 1 . 11 . 3 5 0 0 1 1 5 8 . 2 322vM N m 3.兩鋼板彈簧座之間 ,橋殼所受的水平方向的彎矩hM為： m a x22h P BSM （ 7-6） 式中 maxP-見式（ 7-4）的計算結果 ； 、 見式（ 7-1）下的說明 。 8 9 1 0 1 . 4 4 8 1 . 1 7 7 5 . 1 722hM N m 4.兩鋼板彈簧之間橋殼承受的轉矩為： m a x2e T L TTiT （ 7 7） 式中