畢業(yè)設(shè)計論文—客車驅(qū)動橋畢業(yè)設(shè)計

1、精品畢業(yè)論文下載盡在我的主頁沈陽理工大學(xué)車輛工程 畢業(yè)設(shè)計論文已通過學(xué)習(xí)交流 汽車驅(qū)動橋位于傳動系末端，其基本功能是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動車輪，并使左、右驅(qū)動車輪具有汽車行駛運(yùn)動學(xué)所需要的差速功能；同時，驅(qū)動橋還需要承受作用于路面和車架或車廂之間的垂直力、縱向力和橫向力。一般汽車結(jié)構(gòu)中，驅(qū)動橋包括主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼等部件。驅(qū)動橋設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求：所選擇的主減速比應(yīng)保證汽車具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性；外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪及其傳動件工作平穩(wěn)，噪音??；在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有較高的傳動效率；在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條

2、件下，應(yīng)力要盡量小，尤其是簧下質(zhì)量應(yīng)盡量小，以改善汽車的平順性；與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動協(xié)調(diào)；結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)方案分析驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式與驅(qū)動車輪的懸架形式密切相關(guān)。當(dāng)驅(qū)動車輪采用非獨(dú)立懸架時，驅(qū)動橋應(yīng)為非斷開式（或稱為整體式），即驅(qū)動橋殼是一根連接左右驅(qū)動車輪的空心梁，而主減速器、差速器及車輪傳動裝置（由左右半軸組成）都裝在它里面。當(dāng)采用獨(dú)立懸架時為保證運(yùn)動協(xié)調(diào)，驅(qū)動橋應(yīng)為斷開式。這種驅(qū)動橋無剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動車輪與車架或車身做彈性連接，并可彼此獨(dú)立分別相對于車身做上下擺動，車輪傳動采用萬向節(jié)傳動。具有橋殼的非斷開

3、式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)簡單、制造工藝性好、成本低、工作可靠、維修調(diào)整容易，廣泛應(yīng)用于各種載貨汽車、客車及多數(shù)的越野車和部分小轎車上。但整個驅(qū)動橋均屬于簧下質(zhì)量，對于汽車平順性和降低動載荷不利。斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高，但它大大地增加了離地間隙；減小了簧下質(zhì)量，從而改善了行駛平順性，提高了汽車的平均速度；減小了汽車在行駛時作用于車輪與車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命；由于驅(qū)動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應(yīng)性較好，大大增加了車輪的抗側(cè)滑能力；與之相配合的獨(dú)立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計得合理，可增加不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。這種驅(qū)動橋在轎車和高性能的越野車上應(yīng)用相當(dāng)廣泛。本次設(shè)計為藍(lán)箭后

4、橋設(shè)計，從技術(shù)經(jīng)濟(jì)性考慮，這種車型在目前多采用非斷開式驅(qū)動橋。因為這種車橋結(jié)構(gòu)簡單，造價低廉、工作可靠，所以本車最終選用非斷開式驅(qū)動橋。 非斷開式驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)示意圖1-鎖緊螺母 2-鍵 3-輪轂 4-橋殼 5-差速裝置 6-半軸 7-軸承1 主減速器設(shè)計1.1 主減速器結(jié)構(gòu)方案分析1.1.1 單級主減速器 單級主減速器的結(jié)構(gòu)型式，由一對圓錐齒輪組成，其傳動比主要根據(jù)汽車的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性的要求選定。主減速器的傳動比一般為3.56.7，過大將使從動齒輪的尺寸增加，減小了離地間隙，降低了汽車的通用性。1.1.2 雙級主減速器 雙級主減速器的結(jié)構(gòu)，由第一級圓錐齒輪副和第二級圓錐齒輪副組成。雙級主減

5、速器有兩個作用，一是可以獲得比較大的傳動比，可以達(dá)到610；二是第二級從動齒輪的尺寸可以相應(yīng)減小，從而減小主減速器殼的外形尺寸，增加離地間隙。1.2 主減速器齒輪的比較1.2.1 弧齒錐齒輪傳動 一對弧齒錐齒輪嚙合時，輪齒并不是在全長上嚙合，而是從一端逐漸連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端，并有幾個齒同時載荷，而且嚙合平穩(wěn)。弧齒錐齒輪主動齒輪的螺旋角1與從動錐齒輪的螺旋角2是相等的，r1、和r2是主動齒輪和從動齒輪的平均分度圓半徑，那么弧齒錐齒輪的傳動比為： (1.1)1.2.2 準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動 與弧齒錐齒輪傳動有較大的不同，準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線不相交，而是有一個偏移距e，在嚙合過程中除了

6、有沿齒高方向的側(cè)向滑動之外，還有沿齒長方向的縱向滑動。準(zhǔn)雙曲面齒輪的主動齒輪螺旋角1與從動齒輪螺旋角2是不相等的，如圖所示，而且12。利用嚙合齒面上的法向力相等的 條件，可以得出兩個齒輪的切向力f1和f2的關(guān)系 (1.2) r1和r2是主動齒輪和從動齒輪的平均分度圓半徑，那么準(zhǔn)雙曲面齒輪的傳動比可以用下式表示： (1.3) 對比兩式看出，在相同的尺寸下，準(zhǔn)雙曲面齒輪比弧齒錐齒輪有著更大的傳動比。反過來說，當(dāng)傳動比和主動輪的尺寸確定下來以后，準(zhǔn)雙曲面從動齒輪的直徑比弧齒錐齒輪的直徑小一些可以使主減速器的離地間隙變大一些。圖1.1 雙曲面齒輪副的受力情況1.2.3 弧齒錐齒輪與準(zhǔn)雙曲面齒輪的比較

7、弧齒錐齒輪工作噪聲大，對嚙合精度和裝配精度比較敏感。為保證齒輪副的正確嚙合，必須預(yù)緊軸承，并提高軸承的支承剛體和殼體的剛度，若精度得不能滿足，便會使齒輪磨損增大和噪聲增大。齒輪的工作條件急劇變壞?；↓X錐齒輪制造簡單、生產(chǎn)成本低。準(zhǔn)雙曲面齒輪工作平穩(wěn)且噪聲較小，但是若偏移距e過大，則沿齒長方向的縱向滑動可以造成摩擦損失增加，降低傳動效率。準(zhǔn)雙曲面齒輪的齒面間壓力和摩擦功都很大，可能導(dǎo)致油膜破壞和齒面間咬死，所以必須采用特殊的雙曲面齒輪油，以改善油膜的強(qiáng)度，避免齒面燒結(jié)或咬死。準(zhǔn)雙曲面齒輪主減速器的主動軸可以布置在從動齒輪中心平面的下方，降低萬向節(jié)傳動的高度，從而降低車身的高度；當(dāng)采用貫通式驅(qū)動橋

8、時，主動軸布置在從動齒輪中心平面的下方，可以增大傳動軸的離地高度，提高汽車的通過性。準(zhǔn)雙曲面齒輪制造復(fù)雜，生產(chǎn)成本高。準(zhǔn)雙曲面齒輪與弧齒錐齒輪的優(yōu)缺點(diǎn)比較見下表表1.1 準(zhǔn)雙曲面齒輪與弧齒錐齒輪的優(yōu)缺點(diǎn)比較特點(diǎn)準(zhǔn)雙曲面齒輪弧齒錐齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性優(yōu)良抗彎強(qiáng)度提高30%較底接觸強(qiáng)度高較底抗膠合能力較弱強(qiáng)滑動速度大小效率約96%約99%對安裝誤差的敏感性取決于支撐剛度和刀盤直徑同左軸承負(fù)荷小齒輪的軸向力大小齒輪的軸向力小潤滑油有多種添加劑的特種潤滑油普通潤滑油 通過弧齒錐齒輪與準(zhǔn)雙曲面齒輪的比較，準(zhǔn)雙曲面齒輪工作平穩(wěn)且噪聲較小，且能降低離地間隙，所以本次設(shè)計選用準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動作為主減速器。又根據(jù)傳動

9、比為4.11，可以確定為單級主減速器。 1.3 主減速器計算載荷的確定1.3.1 汽車主減速器錐齒輪的計算載荷有三種確定方法。 1、按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩tce： (1.4) 式中 tce計算轉(zhuǎn)矩，n.m； temax發(fā)動機(jī)最大使用轉(zhuǎn)矩，n.m，本車為1125n.m； n驅(qū)動橋數(shù)，本車為1； i1變速器一檔傳動比，本車為6.32； if分動器傳動比，本車沒有分動器； i0主減速器傳動比，本車為4.11； 從發(fā)動機(jī)到主減速器從動齒輪之間的傳動效率，為0.9； k液力變矩器系數(shù)，本車沒有液力變矩器； kd由于猛踩離合器而產(chǎn)生的動載荷系數(shù)，對于液力自動變速器，kd=1

10、;對于手操縱高性能賽車，kd=3；對于一般貨車、礦用汽車和越野車，kd=1，本車為1； 2、按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)距確定從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩tcs： (1.5) tcs計算轉(zhuǎn)矩，nm；g2滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜負(fù)荷，n, 本車為112500n;m2汽車最大加速度時的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù), 本車為1.1；輪胎與路面間的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的汽車，在良好路面上， 可取0.85；對于安裝了防側(cè)滑輪胎的轎車，可取1.25；對于越野車，變化較大，一般取1或其它值。本車為0.85; 車輪滾動半徑，m；本車為0.483.廠主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率，90%； 3、按日常行駛平均(當(dāng)量)轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒

11、輪計算轉(zhuǎn)矩tcf： 性能系數(shù) (1.6)式中，ga汽車滿載總重n； 當(dāng)(0.195gatemax)16時，取fj0。計算得fj0。 (1.7)式中， ft汽車日常行駛平均(當(dāng)量)牽引力，n； tcf計算轉(zhuǎn)矩，nm； 按上述第一種、第二種方法確定的計算轉(zhuǎn)矩tce、tcs，不是汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩，僅為錐齒輪的最大轉(zhuǎn)矩，因而不能用來進(jìn)行疲勞壽命計算，而只用作計算錐齒輪的最大應(yīng)力。然而這兩種載荷確定方法仍很重要，按這兩種方法計算的最大應(yīng)力可以與同類汽車進(jìn)行比較，也可作為選擇錐齒輪主要參數(shù)的依據(jù)。對于一個具體車輛的主減速器錐齒輪，可以取這兩種方法計算結(jié)果的較小值作為計算轉(zhuǎn)矩。按第二種方法(日常行駛平均

12、轉(zhuǎn)矩)確定的計算載荷，可以用來進(jìn)行錐齒輪的壽命計算。1.3.2 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩tz 當(dāng)計算錐齒輪最大應(yīng)力時，從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩tc取前兩種計算轉(zhuǎn)矩的最小值，即tc=mintcs,tcf；當(dāng)計算齒輪疲勞壽命時，tc取tcf.。 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 (1.8)1.4 主減速器錐齒輪的參數(shù)選擇1.4.1 主、從動錐齒輪齒數(shù)的選擇 進(jìn)行主、從動錐齒輪齒數(shù)z1、z2的選擇時，應(yīng)考慮互相嚙合齒輪的齒數(shù)間沒有公約數(shù)，以保證在使用過程中主、從動齒輪的各齒之間都能互相嚙合，起到自動磨合的作用。為了得到理想的重合系數(shù)和高的輪齒抗彎強(qiáng)度，大、小齒輪的齒數(shù)和應(yīng)不少于40。在主減速器中，為了使齒輪嚙合平穩(wěn)、噪

13、聲小并且不會產(chǎn)生加工缺陷，對于轎車而言，小齒輪齒數(shù)z1一般不小于9；對于貨車而言，z1一般不小于6。而且隨著主傳動比的減小，z1應(yīng)該逐漸加大。對應(yīng)于轎車，貨車的齒數(shù)和可以取得小一些，以得到較大的抗彎強(qiáng)度，但一般不應(yīng)小于40。本次設(shè)計取z1=9，z2=37，符合上述要求。1.4.2 從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)的選擇 對單級主減速器而言，從動錐齒輪的尺寸大小會影響驅(qū)動橋殼的離地間隙，并影響跨置式主動齒輪前支承架的位置和差速器的安裝?；↓X錐齒輪傳動和準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動的從動錐齒輪大端分度圓直徑d2，可以根據(jù)從動齒輪上的最大轉(zhuǎn)矩由以下經(jīng)驗公式初選： (1.9) 式中 d2從動錐齒輪節(jié)圓直徑，mm

14、； kd2直徑系數(shù)，取1318； tg計算轉(zhuǎn)矩，n.m； 本次設(shè)計通過估算可以確定d2=518mm，以后的計算將檢驗其是否合理。d2初選后，可按md2z2算出錐齒輪大端的端面模數(shù)ms，端面模數(shù)還應(yīng)滿足： (1.10） 式中 km模數(shù)系數(shù)，取0.3-0.4。 本次設(shè)計模數(shù)定為14mm1.4.3 準(zhǔn)雙曲面齒輪偏移距的選擇 在準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動中，小齒輪偏移距e是準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動的重要參數(shù)。e 值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷。e值過小，則不能發(fā)揮準(zhǔn)雙曲面齒輪的特點(diǎn)。在汽車主減速器中，對于轎車和輕型貨車等輕負(fù)荷傳動，可取較大的e值，e0.2d2；對于貨車和大客車等負(fù)荷較大的傳動，

15、應(yīng)取較小的值，e（0.10.2）d2。 本次設(shè)計將準(zhǔn)雙曲面齒輪偏移距定為55mm。1.4.4 螺旋角及方向的選擇 1、螺旋角 在弧齒錐齒輪節(jié)圓表面展開圖上，齒線為一曲線，曲線上任意一點(diǎn)a的切線tt與該點(diǎn)和節(jié)錐頂點(diǎn)連線oa之間夾角稱為螺旋角。螺旋角是沿齒寬方向變化的，輪齒大端的螺旋角度最大，輪齒小端的螺旋角最小。在齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角m稱為齒寬中點(diǎn)螺旋角，通常如不特殊指出位置，則螺旋角系指中點(diǎn)螺旋角m。 弧齒錐齒輪副大、小齒輪的螺旋角是相等的。而準(zhǔn)曲面齒輪副由于存在偏移距e，大、小齒輪的螺旋角是不等的。圖為準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動的示意圖，p點(diǎn)為節(jié)錐齒線上的齒面寬中點(diǎn)，tt線為以p點(diǎn)為切點(diǎn)的齒線的切線，

16、tt線與主動齒輪軸線的夾角為tt線與從動齒輪op線的夾角為，兩個夾角分別為主、從動齒輪的螺旋角。顯然，準(zhǔn)雙曲面齒輪副的主動齒輪螺旋角隊比從動齒輪螺旋角大。 螺旋角的大小影響到軸向重合系數(shù)、齒輪的強(qiáng)度及軸向力的大小。 愈大，傳動愈平穩(wěn)，噪聲愈低，所以螺旋角應(yīng)足夠大，以使得不小于1.25，而當(dāng)為1.52.0時效果最好。但螺旋角過大，齒輪上受的軸向力也會過大。因此，螺旋角應(yīng)有一個適當(dāng)?shù)姆秶?，以使齒輪的軸向力不會過大而又能得到最好的重合系數(shù)效果。汽車主減速器錐齒輪的螺旋角m (對準(zhǔn)雙曲面齒輪則是前述大、小齒輪中點(diǎn)螺旋角的平均值)多在3540度的范圍內(nèi)。轎車選用較大的值以保證較大的重合系數(shù)，使齒輪副運(yùn)轉(zhuǎn)

17、平穩(wěn)，噪聲低；貨車則選用較小的值，防止軸向力過大。本次設(shè)計螺旋角定為45度。 圖1.2 準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動副的螺旋角 2、螺旋方向 圖1.3 弧齒錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向的軸向力 螺旋方向有左旋、右旋之分。如圖所示，從圓錐齒輪錐頂看去，從中心線至齒輪大瑞，輪齒向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。在一對錐齒輪傳功副中：主、從動齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向的選擇應(yīng)遵循一個基本原則，當(dāng)汽車牽引行駛時，小齒輪受的軸向力的方向應(yīng)離開錐頂點(diǎn)，也就是使主、從動齒輪互相斥離；否則，在經(jīng)常出現(xiàn)高負(fù)荷的牽引行駛工況下，軸向力方向使兩齒輪在嚙合過程中越咬越緊，可能造成輪齒卡死。汽車主減速器小錐齒輪一般為左旋，而大錐齒輪為右旋

18、。1.4.5 法向壓力角的選擇 法向壓力角可以稱為錐齒輪輪齒上凸面與凹面的平均壓力角。增大壓力角可以增加輪齒強(qiáng)度。并使齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)減少。但對尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖，并使齒輪端面重合系數(shù)下降。因此對于輕負(fù)荷工作的錐齒輪，一般采用小壓力角，可獲得運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲低的效果。 對于主減速器弧齒維齒輪，轎車選用1430或16的壓力角，貨車選用20 的壓力角，重型貨車選用2230的壓力角。對于準(zhǔn)雙曲面齒輪，在壓力角的選擇上，更多地考慮齒輪工作的平穩(wěn)性和安靜性，而不絕對取決于強(qiáng)度的考慮。雖然大齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角相同，但小齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的。因此，其壓力角按兩側(cè)的平均壓力角考

19、慮。對于轎車，平均壓力角選用19或20，對于貨車，則選用2030。本次設(shè)計選用的壓力角為2030。1.4.6 大齒輪齒面寬： (1.11)1.4.7 小齒輪齒面寬： (1.12)1.5 主減速器準(zhǔn)雙曲面的幾何尺寸的設(shè)計計算1.5.1 主減速器準(zhǔn)雙曲面的幾何尺寸的設(shè)計計算：（因為主減速器準(zhǔn)雙曲面的幾何尺寸需要重復(fù)計算多次，所以本次設(shè)計中應(yīng)用c語言編寫程序來完成計算，程序及結(jié)果見附錄b）1.5.2 主動齒catia建模圖1.41.5.3 被動齒catia建模圖1.51.6 主減速器弧齒錐齒輪與準(zhǔn)雙曲面齒輪強(qiáng)度計算及材料選擇1.6.1 單位齒長上的圓周力 在汽車工業(yè)的實踐中，主減速器齒輪的表面耐磨性

20、常常用輪齒上單位齒長的圓周p來估算： (1.13)式中 tce主動錐齒輪的計算載荷，n.m； d1主動錐齒輪分度圓直徑，mm； 主動錐齒輪的齒面寬，mm。 許用單位齒長的圓周力見下表。在現(xiàn)代汽車設(shè)計中，由于材質(zhì)和加工工藝的提高，單位齒長上的圓周力有時高出表中所列數(shù)值2025。表1.2 單位齒長的圓周力汽車類別按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時/nmm按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩計算時/nmm輪胎與地面的附著系數(shù)一擋直接擋轎車8933218930.85貨車142925014290.85大客車9822140.85牽引車5362500.85 因為:主動p=1282，而許用應(yīng)力為1429； 被動p=202.9，而許用應(yīng)力為2

21、50；所以合格。1.6.2 輪齒抗彎強(qiáng)度計算 準(zhǔn)雙曲面鹵輪輪齒(包括主、從動齒輪)的彎曲應(yīng)力可以用以下表達(dá)式： (1.14)彎曲應(yīng)力，n；t所討論的齒輪上的計算轉(zhuǎn)矩，n.m；對于從動齒輪按tce和tcs的較小者及tcf計算，對于主動齒輪，需將計算轉(zhuǎn)矩?fù)Q到主動齒輪上；端面模數(shù)，mm；b所討論的齒輪的齒面寬，mm；d該齒輪大端分度圓直徑，mm；ko齒根抗彎強(qiáng)度和齒面接觸強(qiáng)度的過載系數(shù)，對于汽車，取1； ks齒根抗彎強(qiáng)度和齒面接觸強(qiáng)度的尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性。與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng)1.6 mm時，ks(m s25.4)當(dāng)1.6 mm時，取ks 0.5；本次計算=15.552，

22、故ks=0.88；kv質(zhì)量系數(shù)，它與齒輪精度(齒形誤差、周節(jié)誤差、齒圈徑向跳動)及齒輪分度圓上的切線速度對齒間載荷的影響有關(guān)，接觸好、周節(jié)及同軸度精確的情況下，取kv1；j所討論齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)(幾何系數(shù))，其數(shù)值按有關(guān)圖表查取，本次計算j=0.271。對于汽車主減速器齒輪，不應(yīng)超過材料強(qiáng)度極限的75,汽車主減速器齒輪承受的是交變載荷，主要的損壞形式是疲勞，其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和齒面點(diǎn)蝕引起的剝落。當(dāng)要求汽車行駛20萬公里以上時，齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)已經(jīng)超過了材料的耐久疲勞次數(shù)，所以，按tcf計算的彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過材料的疲勞極限。 1、主動齒輪齒抗彎強(qiáng)度計算當(dāng)t=mintce，tcs

23、 時： 查表得=700mpa,故計算合格。 當(dāng)t=tcf時： 查表得=210mpa,故計算合格。 2、被動齒輪齒抗彎強(qiáng)度計算當(dāng)t=mintce，tcs 時，計算被動齒輪： 查表得=700mpa,故計算合格。 當(dāng)t=tcf時，計算被動齒輪： 查表得=210mpa,故計算合格。1.6.3 輪齒接觸強(qiáng)度計算準(zhǔn)雙曲面齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為： (1.15) 齒面接觸應(yīng)力，n；tp主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩，n.m；ks尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下,可取尺ks1；kf表面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面最后加工的性質(zhì)(如銑齒，研齒，磨齒等)及表面覆蓋層的性質(zhì)(如鍍銅，磷化處理等)。一般情況

24、下，對于制造精確的齒輪可取kf =1。ko，km，kv見上式說明；b齒面寬，取齒輪副中的較小值，(一般為大齒輪齒面寬)；dl主動齒輪分度圓直徑，mm；cp綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼的齒輪為234n/mm；j齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，其數(shù)值按有關(guān)圖表查取, 本次計算j=0.16。 1、主動齒輪輪齒接觸強(qiáng)度計算 當(dāng)t=mintce，tcs 時，計算主動齒輪： 查表得=2800mpa,故計算合格。當(dāng)t=tcf時，計算主動齒輪： 查表得=1750mpa,故計算合格。 2、被動齒輪輪齒接觸強(qiáng)度計算 當(dāng)t=mintce，tcs 時，計算被動齒輪： 查表得=2800mpa,故計算合格。當(dāng)t=tcf時，計算被動齒輪：

25、 查表得=1750mpa,故計算合格。1.6.4 齒輪材料 汽車驅(qū)動橋銑齒輪的工作條件是相當(dāng)嚴(yán)酷的，與傳動系其它齒輪比較，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。因此，傳動系中的主減速器齒輪往往是個薄弱環(huán)節(jié)。驅(qū)動橋齒輪材料應(yīng)滿足以下的要求： 1、具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面具有高的硬度以保證有較高的耐磨性； 2、輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性，以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷； 3、使用的鋼材鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理變形小或者變形規(guī)律易控制。 汽車主減速器與差速器齒輪基本上都采用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號有20crmnti，22crmnmo，20mn

26、vb和20mnvn2tib。滲碳合金銅的優(yōu)點(diǎn)是表面可得到含碳量很高的硬化層，有相當(dāng)高的耐磨性和抗壓性，而心部較軟，有較好的韌性。因此，這種材料的抗彎強(qiáng)度、表面接觸強(qiáng)度和承受沖擊的能力都較高。由于鋼本身的含碳量較低，所以其鍛造性能及切削加工性能均較好。滲碳合金鋼的主要缺點(diǎn)是熱處理費(fèi)用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲透層與心部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。 近年來，采用精鑄、精鍛的錐齒輪在汽車主減速器中已有較多的使用，它具有省材料、生產(chǎn)率高、無切削或少切削等優(yōu)點(diǎn)，但缺點(diǎn)是齒形精度較差。為改善新齒輪的磨合狀況防止其在運(yùn)行初期出現(xiàn)早期磨損、擦傷、膠

27、合或咬死，錐齒輪副 (或僅是大齒輪)在熱處理及精加工(如磨齒或配對研磨)后均作厚度為0.0050.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種鍍層不能用來補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不取代潤滑。齒面噴九處理有可能提高壽命25。對于滑動速度高的齒輪可進(jìn)行滲硫處理，以提高其耐磨性。由于滲硫處理溫度較低，所以齒輪不會產(chǎn)生變形。滲硫后摩擦系數(shù)可顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。1.7 主減速器結(jié)構(gòu)的設(shè)計1.7.1 主減速器錐齒輪的支承 要使帶有錐齒輪的主減速器的主、從動錐齒輪嚙合狀況良好，并且可靠而安靜平滑地工作，除了與齒輪加工質(zhì)量、齒輪的裝配間隙調(diào)整、軸承型式選擇以及主減速器整體的剛度有

28、關(guān)外，還與齒輪的支承剛度有著密切的關(guān)系。支承剛度不夠，則可能造成齒輪受載荷變形或者位置偏移，破壞嚙合精度。 主動錐齒輪支承有兩種型式：懸臂式支承和跨置式支承。 懸臂式支承如圖a所示，其特點(diǎn)是主動錐齒輪軸上兩個軸承的圓錐滾子大端向外，這樣可以減小懸臂的長度a，增加支承間的距離b，以提高主動軸的支承剛度。在設(shè)計時，兩軸承支承間距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長度a，靠近齒輪的軸頸直徑應(yīng)不小于懸臂長度a。懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，用于傳遞較小轉(zhuǎn)矩的轎車、輕型貨車的單級主減速器以及許多雙級主減速器中。 跨置式支承如圖b所示，其持點(diǎn)是錐齒輪的兩端均用軸承支承，這樣可以增加支承剛度，減少軸承負(fù)荷，提高齒

29、輪的承載能力。但是因為主動齒輪和從動齒輪之間的空間很小，使主動齒輪小頭的軸承尺寸受到限制，并且也給主減速器殼體的鑄造和加工增加了困難。在主減速器需要傳遞較大的轉(zhuǎn)矩的情況下，常采用跨置式支承型式。 圖1.6 動錐齒輪的支撐形式 a）懸臂式支撐 b)跨置式支承 本次設(shè)計選用懸臂式支承形式。因為它結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低，在滿足支撐載荷需要的同時，還減少了使用空間。軸承計算： 圖1.7 求主動齒輪中點(diǎn)分度院直徑d：通過前面的程序可得公式： (1.16)因此d=77.3mm 主動齒輪齒根圓直徑： (1.17) 所以主動齒輪的齒輪軸徑 d=60mm,故暫定a=38mm，b=97mm。初選軸承30212，查相

30、關(guān)手冊得到軸承所需參數(shù)：d=60mm，t=23.75mm，d=110mm，a=20mm，=15；所以可以求得x值： (1.18)為求軸承載荷須求得：b=a+x=38+8.71=46.71mm； (1.19)a=b-2x=97-28.71=79.58mm； (1.20)c=a+b=46.71+79.58=126.29mm (1.21)1.7.2 錐齒輪軸承的預(yù)緊 為了增加支承剛度，提高齒輪嚙合的平穩(wěn)性，對主減速器齒輪的圓錐滾子軸承應(yīng)給予適當(dāng)?shù)念A(yù)緊力。適當(dāng)?shù)念A(yù)緊力可以消除安裝的原始間隙，并防止磨合期間間隙的增大。如果軸承預(yù)緊力過大，會使軸承工作條件變壞，降低傳動效率，加速軸承的磨損而縮短壽命，嚴(yán)重

31、時還可能導(dǎo)致軸承過熱而早期損壞。通常軸承預(yù)緊度的大小用軸承預(yù)緊后開始轉(zhuǎn)動時的必要力矩，也就是摩擦力矩來衡量。預(yù)緊后的軸承摩擦力矩的最佳值應(yīng)根據(jù)試驗確定。貨車主動錢齒輪圓錢滾子軸承的摩擦力矩一般為l3n.m。 采用精選兩端軸承內(nèi)圈之間的套筒長度、調(diào)整軸承螺母的墊圈厚度等方法，可以進(jìn)行主動錐齒輪軸承預(yù)緊力的調(diào)整。1.7.3 錐齒輪上的受力 在工作過程中，弧齒錐齒輪或準(zhǔn)雙曲面齒輪齒面上作用有一法向力，這個法向力可分解成三個分力：一個是沿齒輪切線方向的圓周力，另一個是沿齒輪軸線方向的軸向力，再一個是與齒輪軸線方向垂直的徑向力：齒輪的其它力可以用作用在齒面寬中點(diǎn)處的圓周力來描述。 1、齒面寬中點(diǎn)處的圓周

32、力 首先需要求出從動齒輪齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑，dm2： (1.22) 式中 從動齒輪齒面寬中點(diǎn)分度圓直徑； 齒面寬； 從動齒輪節(jié)錐角。 本次設(shè)計可通過2.5的程序得到以上各值，求得為351mm。 于是齒面寬中點(diǎn)處的圓周力p可以表示為： (1.23) 對于圓錐齒輪傳動來說，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的；對于雙曲面齒輪傳動來說，由于主、從動齒輪的螺旋角不等，因此它們的圓周力也不相等，作用在雙曲面主動齒輪齒面寬中點(diǎn)處的圓周力為： (1.24) 2、錐齒輪上的軸向力和徑向力圖1.8 主動小齒輪齒面上的作用力 弧齒錐齒輪或準(zhǔn)雙曲面齒輪的主動小齒輪齒面受力情況如圖所示。圖中主動小齒輪的螺旋方向

33、為左旋，f是作用在節(jié)錐面上齒面寬中點(diǎn)a處的法向力，可分解為兩個互相垂直的力f和f。f垂直于節(jié)錐平面，f位于以oa為切線的節(jié)錐的切平面內(nèi)，f在此切平面內(nèi)又可分解為沿切線方向的圓周力f和沿節(jié)錐母線方向的力廠fs兩個分力。力f與力f之間的夾角為螺旋，f與f之的夾角為法向壓力角。由幾何關(guān)系可以得出： (1.25) 因而： (1.26) (1.27) 力f可以沿小齒輪的徑向和軸向分解為兄f和f兩個分力，而力fs也可以沿徑向和軸向分解為f和f兩個分力。于是作用在小齒輪齒面上的軸向力f和徑向力f為： (1.28) (1.29) 依據(jù)主動小齒輪的螺旋方向以及旋轉(zhuǎn)方向的不同。主、從動齒輪齒面上所受到的軸向力和徑

34、向力的計算公式見下表。當(dāng)利用表中公式計算準(zhǔn)雙曲面齒輪的軸向力和徑向力時，公式中的表示輪齒驅(qū)動一側(cè)齒廓的法向壓力角；公式中的節(jié)錐角，算小齒輪時用面錐角代替，算大齒輪時用根錐角代替。按公式算出的軸向力若為正值，說明軸向力與圖所示的軸向力方向相同，即離開錐頂；若為負(fù)值，軸向力方向則指向錐頂。對徑向力而言，正值表明徑向力使該齒輪離開相配齒輪，負(fù)值表明徑向力使該齒輪趨向相配齒輪。 圖1.9 單級主減速器軸承的布置1.7.4 主減速器軸承的載荷 利用計算得到的錐齒輪齒面上的圓周力、軸向力和徑向力，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，就可以確定軸承上的載荷。如上圖所示，根據(jù)其布置尺寸，各軸承的載荷計算公式見表。

35、在求得軸承的載荷并大致確定了主減速器的使用工況以后，就可以按照一般機(jī)械工程設(shè)計中軸承的計算方法選用適當(dāng)?shù)妮S承。 1、受力計算 表1.3齒面軸向力和徑向力的計算公式主動小齒輪軸向力徑向力螺旋方向旋轉(zhuǎn)方向右左順時針逆時針主動齒輪從動齒輪主動齒輪從動齒輪右左順時針逆時針主動齒輪從動齒輪主動齒輪從動齒輪 2、軸承載荷校核 本次設(shè)計中外加轉(zhuǎn)矩的旋向和方向為左旋順時針： 軸承a、b的徑向載荷： (1.30) (1.31)軸承a、b的軸向載荷：因為，且所以校核軸承時，只需校核軸承即可。 下面對軸承b進(jìn)行校核： 按照下式可求出軸承的當(dāng)量動載荷q q=xr+ya (1.32) 式中x徑向系數(shù)y軸向系數(shù)對單列圓錐

36、滾子來說：當(dāng)時，x，y=0；當(dāng)時，x=0.4，y值及判斷參數(shù)e見軸承手冊。 本次設(shè)計中，選用軸承30212。查表的e=0.37因為，大于e值，所以通過手冊得，y=0.4。得， q=xr+ya=0.426176.9+1.621195=44383.76n 計算軸承的額定壽命l， (1.33) 式中 c額定動載荷，n.m；其值見軸承手冊； 溫度系數(shù)，可查表得到； 壽命系數(shù)，對于圓錐滾子=10/3。 軸承所能承受的汽車行駛里程為： (1.34) 式中 s汽車大修里程從上述計算中可以看出軸承的使用壽命符合使用要求。2 差速器2.1 差速器概述 汽車左右車輪行駛的路程往往存在差別，為了適應(yīng)這一特點(diǎn)，在驅(qū)動

37、橋的左右車輪之間都裝有差速器。在多軸驅(qū)動的汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過性，同時可以避免在驅(qū)動橋間產(chǎn)生功率循環(huán)以及由此引起的附加裁荷，以減少傳動系零件的損傷、輪胎的磨損和燃料消耗。 差速器按結(jié)構(gòu)型式可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌式多種型式。在一般用途的汽車上，輪間差速器常采用對稱錐齒輪式差速器如圖所示，其兩個半軸齒輪大小相同，可將轉(zhuǎn)矩大致平均分配結(jié)左、右驅(qū)動輪。 圖2.1 普通錐齒輪差速器原理2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的運(yùn)動學(xué)分析 齒輪式差速器有錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。錐齒輪式差速器因其結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量較小、制造容易、工作平穩(wěn)可靠而被廣泛采用。錐齒輪式又可分為普通錐齒輪差速器、

38、摩擦片式差速器和強(qiáng)制鎖止式差速器等多種型式。如上圖所示，設(shè)差速器殼體的角速度為，兩個半軸的角速度分別為。和，則有： (2.1) 當(dāng)某一側(cè)的半軸不轉(zhuǎn)，例如0時，另一側(cè)的半軸角速度叫2；當(dāng)差速器殼不轉(zhuǎn)，即0時，叫-，即左右半軸反方向等速轉(zhuǎn)動。設(shè)t為差速器殼受到的轉(zhuǎn)矩，t、t分別為轉(zhuǎn)速快的和轉(zhuǎn)速慢的半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩，t為差速器內(nèi)摩擦力矩，則根據(jù)力矩平衡有： (2.2) (2.3) 常以差速器鎖緊系數(shù)久來表征差速器的性能，k定義為ktt，由以上的幾個方程可以得出： (2.4) (2.5) 由上式可知，若不計差速器的內(nèi)摩擦力矩，即k=0，則普通錐齒輪差速器把從差速器殼傳人的轉(zhuǎn)矩平均分配給左右半軸；若

39、計內(nèi)摩擦力矩，則轉(zhuǎn)速慢的半軸的轉(zhuǎn)矩t比轉(zhuǎn)速快的半軸的轉(zhuǎn)矩t大。慢、快轉(zhuǎn)半軸的轉(zhuǎn)矩比為 (2.6)kd與系數(shù)k之間有： (2.7) 普通鏈齒輪差速器的鎖緊系數(shù)k0.050.15，這說明分配給左、右兩個半軸的轉(zhuǎn)矩大致相等。由汽車行駛理論可知，增大差速器的鎖緊系數(shù)，可較好地利用左、右車輪 上的附著力，提高汽車通過性，所以現(xiàn)代汽車輪間高摩擦差速器的鎖緊系數(shù)一般為k= 0.330.67。2.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計2.3.1 行星齒輪數(shù)目的選擇由于本次設(shè)計為大客車，根據(jù)載荷需要，選擇四個行星齒輪。2.3.2 行星齒輪球面半徑的確定 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，

40、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(qiáng)度。 球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定： (2.8)式中 行星齒輪的球面半徑系數(shù)，=2.52-2.99，對于四個行星齒輪的轎車和公路載貨汽車取小值；對于兩個行星齒輪的轎車以及越野車、礦用汽車取大值。因本車為大客車，所以本次設(shè)計取=2.99。 計算轉(zhuǎn)矩，n.m。確定后，即可根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距：=0.99120=118mm (2.9) 初定為=0.992.3.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強(qiáng)度，應(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應(yīng)少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用1425。 本

41、次設(shè)計齒數(shù)分別定為10和16。 在任何圓錐行星齒輪差速器中，左、右半軸齒輪的齒數(shù)之和，必須能夠被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝，即應(yīng)滿足 (2.10) 所以本次設(shè)計符合要求。2.3.4 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 初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角和： (2.11) (2.12)式中z1和z2為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)： (2.13)式中ao，z1，z2在前面已經(jīng)初步確定。算出模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得： (2.14) (2.15)2.3.5 壓力角 過去汽車差速器都采用壓力角為20，齒高系數(shù)為1的格里森制齒形，這種齒形規(guī)定

42、的最少齒數(shù)是13。但在主減速器非常有限的空間內(nèi)，這樣多的齒數(shù)必定要減小模數(shù)，進(jìn)而降低強(qiáng)度，并帶來加工的困難。所以目前大都采用壓力角為2230，齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些重型貨車和礦用車采用25的壓力角，以提高齒輪強(qiáng)度。所以本次設(shè)計選用壓力角為2230的輪齒。2.3.6 行星齒輪的軸孔長度和孔徑 行星齒輪安裝孔與行星齒輪的軸名義直徑相同，而行星齒輪孔的深度l就是行星齒輪在其軸上的支承長度。通常取 (2.16) (2.17) (2.18) 式中差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，n.m；n行星齒輪數(shù)；l行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，mm。支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為69mpa.2. 差速器的幾何尺寸計算和強(qiáng)度分析

43、2.4.1 差速器的幾何尺寸計算具體尺寸見下頁表格。2.4.2 差速器的強(qiáng)度分析 只有當(dāng)汽車左右車輪走過不同的路程，或一邊的車輪打滑時，差速器齒輪才有齒間的相對運(yùn)動，齒面的接觸疲勞破壞一般不會發(fā)生，所以只進(jìn)行齒輪抗彎強(qiáng)度計算即可滿足要求。表2.1 差速器直齒錐齒輪幾何尺寸計算用表序號項目數(shù)值序號項目數(shù)值1行星齒輪數(shù)1013齒頂高2半軸齒輪數(shù)1614齒根高3模數(shù)12.515徑向間隙2.44齒面寬3516齒根角5齒工作高2017面錐角6齒全高22.418根錐角7壓力角19外圓直徑8軸交角9020節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離9節(jié)圓直徑21理論弧齒厚10節(jié)錐角22齒側(cè)間隙b=0.2511節(jié)錐距11823弦齒

44、厚12周節(jié)39.2724弦齒高注：表中相關(guān)參數(shù)的取值見機(jī)械設(shè)計手冊差速器強(qiáng)度計算輪彎曲應(yīng)力： (2.19)式中 計算轉(zhuǎn)矩，按和分別求解； n行星齒輪數(shù)目； j綜合系數(shù)按格里森公司提供的差速器直齒錐齒輪有關(guān)圖線查??； km、ks、kv核計算主減速器齒輪有關(guān)數(shù)值選取。 1、發(fā)動機(jī)最大牽引力時差速器輪齒彎曲應(yīng)力為： (2.20) 2、日常牽引力時差速器輪齒彎曲應(yīng)力為： (2.21) 差速器齒輪彎曲應(yīng)力，按tc計算時不大于980n/mm；按tcf計算時不大于210n/mm。因此以上的數(shù)值都滿足設(shè)計要求。2.5 catia建模圖2.2 半軸齒輪圖2.3 行星齒輪圖2.4 十字軸圖2.5 差速器左殼圖2.

45、6 差速器右殼圖2.6 差速器總成3 車輪傳動裝置設(shè)計3.1 概述 車輪傳動裝置位于傳動系末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉(zhuǎn)矩并將其傳給車輪。對于非斷開式驅(qū)動橋，車輪傳動裝置的主要零件為半軸；對于斷開式車橋，車輪傳動裝置為萬向傳動裝置。 本次設(shè)計選用非斷開式車橋，故其車輪傳動裝置主要零件為半軸，下面主要介紹半軸的設(shè)計。3.2 半軸的結(jié)構(gòu)型式 在非斷開式驅(qū)動橋中，車輪傳動裝置的主要部件是半軸。根據(jù)車輪端的支承方式不同，半軸型式可分為半浮式、34浮式和全浮式三種型式，如圖所示 圖3.1 半浮式半袖安裝結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是軸承裝在半軸套管的內(nèi)孔，并直接支承著半軸的外端，因而半袖要承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩，一般只用在輕型轎車和輕型貨車以及客車上。 3/4浮式半軸安裝結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是半袖的外端只用一個軸承裝在半軸套管的外端部，并直接支承著車輪的輪毅，該型式的半袖除承受轉(zhuǎn)矩之外，還要承受車輪側(cè)向力產(chǎn)生的彎矩，一般用在轎車和輕型貨車上。 全浮式半袖的安裝結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是半袖外端的凸緣用螺栓與輪轂相連接，而輪毅又由兩個圓錐滾子軸承支承