畢業(yè)設計汽車驅(qū)動橋減速器的設計

PAGEPAGE45北華航天工業(yè)學院畢業(yè)論文緒論汽車驅(qū)動橋位于傳動系的末端。其基本功用首先是增扭，降速，改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩合理的分配給左右驅(qū)動車輪；其次，驅(qū)動橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅(qū)動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。對于重型載貨汽車來說，要傳遞的轉矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅(qū)動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟性也是各商用車生產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶，因為重型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉矩的，裝載質(zhì)量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動機，最大功率在140KW以上，最大轉矩也在700N·m以上，百公里油耗是一般都在34升左右。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從發(fā)動機—傳動軸—驅(qū)動橋這一動力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅(qū)動橋則是將動力轉化為能量的最終執(zhí)行者。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅(qū)動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的驅(qū)動橋成為新的課題。目前國內(nèi)重型車橋生產(chǎn)企業(yè)也主要集中在中信車橋廠、東風襄樊車橋公司、濟南橋箱廠、漢德車橋公司、重慶紅巖橋廠和安凱車橋廠幾家企業(yè)。這些企業(yè)幾乎占到國內(nèi)重卡車橋90%以上的市場。設計驅(qū)動橋時應當滿足如下基本要求：選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。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。齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。與懸架導向機構運動協(xié)調(diào)。結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。在本設計中采用了AutoCAD繪圖軟件和CAXA繪圖軟件進行了工程圖的繪制，繪制了驅(qū)動橋裝配圖、主減速器的主、從動錐齒輪、差速器的半軸齒輪、行星齒輪以及半軸，通過對AutoCAD的編輯工具與命令的運用，掌握了從AutoCAD基礎圖形的繪制→基礎零件的繪制→各類零件圖的創(chuàng)建與繪制的方法，并且理解了機械圖繪制的工作流程。為今后更好的學習和掌握各種應用軟件和技能打下堅實的基礎。第一章驅(qū)動橋結構方案分析由于要求設計的是重型卡車的后驅(qū)動橋，要設計這樣一個驅(qū)動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，該種形式的驅(qū)動橋的橋殼是一根支撐在左右驅(qū)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，此時驅(qū)動橋，驅(qū)動車輪都屬于簧下質(zhì)量。驅(qū)動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下：1)中央單級減速驅(qū)動橋。此是驅(qū)動橋結構中最為簡單的一種，是驅(qū)動橋的基本形式，在載重汽車中占主導地位。一般在主傳動比小于6的情況下，應盡量采用中央單級減速驅(qū)動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動小齒輪采用騎馬式支承，有差速鎖裝置供選用。2)中央雙級驅(qū)動橋。在國內(nèi)目前的市場上，中央雙級驅(qū)動橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產(chǎn)品，事先就在單級減速器中預留好空間，當要求增大牽引力與速比時，可裝入圓柱行星齒輪減速機構，將原中央單級改成中央雙級驅(qū)動橋，這種改制“三化”（即系列化，通用化，標準化）程度高，橋殼、主減速器等均可通用，錐齒輪直徑不變；另一類如洛克威爾系列產(chǎn)品，當要增大牽引力與速比時，需要改制第一級傘齒輪后，再裝入第二級圓柱直齒輪或斜齒輪，變成要求的中央雙級驅(qū)動橋，這時橋殼可通用，主減速器不通用，錐齒輪有2個規(guī)格。由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質(zhì)量較大時，作為系列產(chǎn)品而派生出來的一種型號，它們很難變型為前驅(qū)動橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅(qū)動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅(qū)動橋存在。3)中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋。輪邊減速驅(qū)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2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅(qū)動橋。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，以保證重型汽車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質(zhì)量大，價格也要貴些，而且輪穀內(nèi)具有齒輪傳動，長時間在公路上行駛會產(chǎn)生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅(qū)動橋，它不如中央單級減速橋。綜上所述，由于設計的驅(qū)動橋的傳動比為4.444，小于6。況且由于隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，重型汽車驅(qū)動橋技術已呈現(xiàn)出向單級化發(fā)展的趨勢，主要是單級驅(qū)動橋還有以下幾點優(yōu)點：(l)單級減速驅(qū)動橋是驅(qū)動橋中結構最簡單的一種，制造工藝簡單，成本較低，是驅(qū)動橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位；(2)重型汽車發(fā)動機向低速大轉矩發(fā)展的趨勢，使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展；(3)隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，重型汽車使用條件對汽車通過性的要求降低。因此，重型汽車不必像過去一樣，采用復雜的結構提高通過性；(4)與帶輪邊減速器的驅(qū)動橋相比，由于產(chǎn)品結構簡化，單級減速驅(qū)動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。單級橋產(chǎn)品的優(yōu)勢為單級橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產(chǎn)品設計的角度看，重型車產(chǎn)品在主減速比小于6的情況下，應盡量選用單級減速驅(qū)動橋。所以此設計采用單級驅(qū)動橋再配以鑄造整體式橋殼。圖1-1Meritor單后驅(qū)動橋為中國重汽引進的美國ROCKWELL公司13噸級單級減速橋的外形圖。圖1-1Meritor（美馳）單后驅(qū)動橋第二章主減速器設計2.1主減速器的結構形式主減速器的結構形式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。2.1.1主減速器的齒輪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形式。在此選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。而弧齒錐齒輪還存在一些缺點，比如對嚙合精度比較敏感，齒輪副的錐頂稍有不吻合就會使工作條件急劇變壞，并加劇齒輪的磨損和使噪聲增大；但是當主傳動比一定時，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪比相應的弧齒錐齒輪小，從而可以得到更大的離地間隙，有利于實現(xiàn)汽車的總體布置。另外，弧齒錐齒輪與雙曲面錐齒輪相比，具有較高的傳動效率，可達99%。2.1.2主減速器的減速形式由于i=4.444＜6，一般采用單級主減速器，單級減速驅(qū)動橋產(chǎn)品的優(yōu)勢：單級減速驅(qū)動車橋是驅(qū)動橋中結構最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅(qū)動橋的基本型，在重型汽車上占有重要地位；目前重型汽車發(fā)動機向低速大扭矩發(fā)展的趨勢使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，許多重型汽車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，重型汽車產(chǎn)品不必像過去一樣，采用復雜的結構提高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅(qū)動橋相比，由于產(chǎn)品結構簡化，單級減速驅(qū)動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。2.1.3主減速器主，從動錐齒輪的支承形式作為重型卡車的驅(qū)動橋，傳動的轉矩較大，所以主動錐齒輪采用騎馬式支承。裝于輪齒大端一側軸頸上的軸承，多采用兩個可以預緊以增加支承剛度的圓錐滾子軸承，其中位于驅(qū)動橋前部的通常稱為主動錐齒輪前軸承，其后部緊靠齒輪背面的那個齒輪稱為主動錐齒輪后軸承；當采用騎馬式支承時，裝于齒輪小端一側軸頸上的軸承一般稱為導向軸承。導向軸承都采用圓柱滾子式，并且內(nèi)外圈可以分離（有時不帶內(nèi)圈），以利于拆裝。2.2主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算2.2.1主減速器計算載荷的確定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（2-1）式中——發(fā)動機至所計算的主減速器從動錐齒輪之間的傳動系的最低擋傳動比，在此取9.01，此數(shù)據(jù)此參考斯太爾1291.260/N65車型；——發(fā)動機的輸出的最大轉矩，此數(shù)據(jù)參考斯太爾1291.260/N65車型在此取830；——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9；——該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取1；——由于猛結合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(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=1.0，當性能系數(shù)>0時可取=2.0；（2-2）——汽車滿載時的總質(zhì)量在此取20000；所以0.195=47>16=-0.31〈0即=1.0由以上各參數(shù)可求==29910.22.按驅(qū)動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩（2-3）式中——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，預設后橋所承載130000N的負荷;——輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85；對于越野汽車取1.0；對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取1.25;——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為12.00R20，滾動半徑為0.527m；，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0所以==64703.93.按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定：（2-4）式中：——汽車滿載時的總重量，參考斯太爾1291.260/N65車型在此取2000000N；——所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算；——道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.018——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.05~0.09在此取0.07——汽車的性能系數(shù)在此取0；，，n——見式（2-1），（2-3）下的說明。所以==10305.8式（2-1）～式（2-4）參考《汽車車橋設計》[1]式（3-10）～式（3-12）。2.2.2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)和，從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。1.主、從動錐齒輪齒數(shù)和選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：1）為了磨合均勻，，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一般不小于6。4）主傳動比較大時，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，和應有適宜的搭配。根據(jù)以上要求參考《汽車車橋設計》[1]中表3-12表3-13取=9=40+=49〉402.從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅(qū)動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝?？筛鶕?jù)經(jīng)驗公式初選，即（2-5）——直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0——從動錐齒輪的計算轉矩，，為Tce和Tcs中的較小者所以=（13.0～16.0）=（403.5～496.7）初選=450則=/=450/40=11.25有參考《機械設計手冊》[2]表23.4-3中選取12則=480根據(jù)=來校核=12選取的是否合適，其中=（0.3～0.4）此處，=（0.3～0.4）=（9.31～12.4），因此滿足校核。3.主，從動錐齒輪齒面寬和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，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即，而且應滿足，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用：=0.155480=74.4在此取75一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=804.中點螺旋角螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。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值以防止軸向力過大，通常取35°。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(qū)動汽車前進。6.法向壓力角加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，規(guī)定重型載貨汽車可選用22.5°的壓力角。2.2.3主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算表2-1主減速器圓弧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(shù)92從動齒輪齒數(shù)403端面模數(shù)12㎜4齒面寬=80㎜=75㎜5工作齒高20.4㎜6全齒高=22.656㎜7法向壓力角=22.5°8軸交角=90°9節(jié)圓直徑=108㎜=480㎜續(xù)表序號項目計算公式計算結果10節(jié)錐角arctan=90°-=12.682°=77.318°11節(jié)錐距A==A=245.97㎜12周節(jié)t=3.1416t=37.699㎜13齒頂高=10.2㎜14齒根高==12.456㎜15徑向間隙c=c=2.256㎜16齒根角=2.899°17面錐角=15.581°=80.217°18根錐角===9.783°=74.419°19齒頂圓直徑==127.902㎜=484.479㎜20節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離=237.761㎜=44.049㎜21理論弧齒厚=27.38mm=10.32mm22齒側間隙B=0.305～0.4060.4mm23螺旋角=35°2.2.4主減速器圓弧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。=1\*GB3①疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。=2\*GB3②過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側間隙調(diào)節(jié)不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端（經(jīng)常是大端）沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。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(zhì)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。=1\*GB3①點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。一般首先產(chǎn)生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內(nèi)適當加大齒面寬也是一種辦法。=2\*GB3②齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。（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(nèi)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(qū)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)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9N／mm.表2-2給出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力數(shù)值。表2-2汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力N／mm計算載荷主減速器齒輪的許用彎曲應力主減速器齒輪的許用接觸應力差速器齒輪的許用彎曲應力按式（2-1）、式（2-3）計算出的最大計算轉矩Tec，Tcs中的較小者7002800980按式（2-4）計算出的平均計算轉矩Tcf210.91750210.9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(qū)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）主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算（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N／mm(2-6)式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩Temax和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算，N；——從動齒輪的齒面寬，在此取80mm.按發(fā)動機最大轉矩計算時：N／mm（2-7）式中：——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取830；——變速器的傳動比；——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取108mm.按上式N／mm按最大附著力矩計算時：N／mm（2-8）式中：——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅(qū)動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取130000N；——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0.527m按上式=1619N／mm在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的20%～25%。經(jīng)驗算以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內(nèi)。其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力[p]都為1865N/mm（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N/（2～9）式中：——該齒輪的計算轉矩，N·m;——超載系數(shù)；在此取1.0——尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，當ｍ時，，在此＝0.829——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～1.10式式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值。——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取1.0;——計算齒輪的齒面寬，mm;——計算齒輪的齒數(shù)；——端面模數(shù)，mm;——計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)。載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。按圖2-1選取小齒輪的＝0.225，大齒輪＝0.195.按上式＝173N/<210.3N/=199.7N/<210.3N/所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。圖2-1彎曲計算用綜合系數(shù)J(3)輪齒的表面接觸強度計算錐齒輪的齒面接觸應力為N/(2-10)式中：——主動齒輪的計算轉矩；——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6/mm;，，——見式(2-9)下的說明；——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可取1.0；——表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0——計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖2-2選取=0.115按上式=1445〈1750N/主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。所以均滿足要求。以上公式（2-6）～（2-10）以及圖2-1，圖2-2均參考《汽車車橋設計》［１］圖2-2接觸計算用綜合系數(shù)2.2.5主減速器齒輪的材料及熱處理驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：①具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；②輪齒心部應有適當?shù)捻g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)律易于控制，以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率；④選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58～64HRC，而心部硬度較低，當端面模數(shù)〉8時為29～45HRC。由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度0.005～0.010～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面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，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可以顯著降低，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(xiàn)象產(chǎn)生。2.2.6主減速器軸承的計算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(jīng)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：(2-11)式中：——發(fā)動機最大轉矩，在此取830N·m；，…——變速器在各擋的使用率，可參考表2-3選?。?，…——變速器各擋的傳動比；，…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表2-3選??；表2-3及的參考值經(jīng)計算為1164.8Ｎ·ｍ對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑經(jīng)計算＝91.54mm=406.82mm式（2-11）參考《汽車車橋設計》［１］。(1)齒寬中點處的圓周力齒寬中點處的圓周力為＝N(2-12)式中：——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(2-11);——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==25.45KN（2）錐齒輪的軸向力和徑向力圖2-3主動錐齒輪齒面的受力圖如圖2-3，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)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(nèi)，F(xiàn)分解成兩個相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)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。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有：（2-13）（2-14）（2-15）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（2-16）（2-17）有式（2-16）可計算20202N有式（2-17）可計算=9662N式（2-12）～式（2-17）參考《汽車設計》[3]。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的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，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，支承形式和軸承位置已確定，則可計算出軸承的徑向載荷。對于采用騎馬式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖2-4所示圖2-4主減速器軸承的布置尺寸軸承A，B的徑向載荷分別為R=（2-18）（2-19）根據(jù)上式已知=20202N，=9662N，a=134mm，b=84mm，c=50mm所以軸承A的徑向力==15976N其軸向力為0軸承B的徑向力R==13364N（1）對于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承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·R=1×15976=15976N。所以有公式s(2-20)式中:——為溫度系數(shù)，在此取1.0;——為載荷系數(shù)，在此取1.2。所以==2.703×10s此外對于無輪邊減速器的驅(qū)動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為r/min(2-21)式中：——輪胎的滾動半徑，m——汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取30～35km/h，在此取32.5所以有上式可得==163.89r/min而主動錐齒輪的計算轉速=163.89×4.444=728r/min所以軸承能工作的額定軸承壽命：h(2-22)式中:——軸承的計算轉速，r/min。有上式可得軸承A的使用壽命=6188h若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命即=h(2-23)所以==3076.9h和比較，〉，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(shù)X和軸向動載荷系數(shù)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=1.51〈e由《機械設計》[6]中表18.7可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6×=1.8當量動載荷Q=（2-24）式中：——沖擊載荷系數(shù)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=1.71Cr所以軸承的使用壽命由式（2-20）和式（2-22）可得===3876.6h>3076.9h=所以軸承符合使用要求。對于從動齒輪的軸承C，D的徑向力計算公式見式（2-18）和式（2-19）已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm所以，軸承C的徑向力：==10401.3N軸承D的徑向力：==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=0.93〉e，在此e值為1.5tana約為0.402，由《機械設計》[6]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6所以Q==1.2(0.4×9662＋1.6×10401.3)=24608.256N===28963h>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=.4187〉e由《機械設計》[6]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6所以Q==1.2×(1.6×23100.5)=44352.96N===4064.8h>所以軸承D滿足使用要求。此節(jié)計算內(nèi)容參考了《汽車車橋設計》[1]和《汽車設計》[3]關于主減速器的有關計算。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(nèi)所滾過的路程往往不等。例如，轉彎時內(nèi)、外兩側車輪行程顯然不同，即外側車輪滾過的距離大于內(nèi)側的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅(qū)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(qū)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(qū)動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅(qū)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；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為和。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。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，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等（圖3-1），其值為。于是==，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以角速度自轉時（圖），嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是+=（+）+(-)即+=2（3-1）若角速度以每分鐘轉數(shù)表示，則（3-2）式（3-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅(qū)動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。有式（3-2）還可以得知：=1\*GB3①當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；=2\*GB3②當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。3.2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普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器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)目的選擇載貨汽車采用4個行星齒輪。2.行星齒輪球面半徑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，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。球面半徑可按如下的經(jīng)驗公式確定：mm(3-3)式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.52～2.99，對于有4個行星齒輪的載貨汽車取小值；T——計算轉矩，取Tce和Tcs的較小值，N·m.根據(jù)上式=2.6=80mm所以預選其節(jié)錐距A=80mm3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(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)比在1.5～2.0的范圍內(nèi)。差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時，應考慮它們之間的裝配關系，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)，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：（3-4）式中：，——左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，=——行星齒輪數(shù)目；——任意整數(shù)。在此=10，=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)圓直徑的初步確定首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角，==29.05°=90°-=60.95°再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)mm====7.77由于強度的要求在此取m=10mm得=100mm=10×18=180mm5.壓力角α目前，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。最小齒數(shù)可減少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數(shù)比壓力角為20°的少，故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強度。在此選22.5°的壓力角。6.行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L行星齒輪的安裝孔的直徑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?。海?-5）式中：——差速器傳遞的轉矩，N·m；在此取29910N·m——行星齒輪的數(shù)目；在此為4——行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，mm，≈0.5d，d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d≈0.8；——支承面的許用擠壓應力，在此取69MPa根據(jù)上式=144mm=0.5×144=72mm≈36mm≈40mm3.3.2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序號項目計算公式計算結果1行星齒輪齒數(shù)≥10，應盡量取最小值=102半軸齒輪齒數(shù)=14～25，且需滿足式（3-4）=183模數(shù)=10mm4齒面寬b=(0.25～0.30)A;b≤10m30mm續(xù)表序號項目計算公式計算結果5工作齒高=16mm6全齒高17.9317壓力角22.5°8軸交角=90°9節(jié)圓直徑；10節(jié)錐角，=29.05°，11節(jié)錐距=102.97mm12周節(jié)=3.1416=31.42mm13齒頂高;=12.3mm=5.6mm14齒根高=1.788-;=1.788-=7.32mm;=12.44mm15徑向間隙=-=0.188+0.051=1.931mm16齒根角=;=1.067°;=6.868°17面錐角；=35.94°=65.02°18根錐角；=24.98°=54.06°19外圓直徑；mmmm20節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離mmmm續(xù)表序號項目計算公式計算結果21理論弧齒厚=17.38mm=14.05mm22齒側間隙=0.245～0.330mm=0.250mm23弦齒厚=17.13mm=13.88mm24弦齒高=11.22mm=5.58mm3.3.3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。輪齒彎曲強度為=MPa(3-6)式中：——差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式在此為1547.25N·m；——差速器的行星齒輪數(shù)；——半軸齒輪齒數(shù)；、、、——見式（2-9）下的說明；——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，由圖3-1可查得=0.225圖3-2彎曲計算用綜合系數(shù)根據(jù)上式==201.7MPa〈210.9MPa所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。此節(jié)內(nèi)容圖表參考了《汽車車橋設計》[1]中差速器設計一節(jié)。第四章驅(qū)動半軸的設計驅(qū)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(qū)動車輪。在一般的非斷開式驅(qū)動橋上，驅(qū)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(qū)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，在此由于是載重汽車，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(qū)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。計算時首先應合理地確定作用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況：=1\*GB3①縱向力（驅(qū)動力或制動力）最大時，其最大值為，附著系數(shù)在計算時取0.8，沒有側向力作用；=2\*GB3②側向力最大時，其最大值為（發(fā)生于汽車側滑時），側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù)在計算時取1.0，沒有縱向力作用；=3\*GB3③垂向力最大時（發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時），其值為，其中為車輪對地面的垂直載荷，為動載荷系數(shù)，這時不考慮縱向力和側向力的作用。由于車輪承受的縱向力，側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有故縱向力最大時不會有側向力作用，而側向力最大時也不會有縱向力作用。4.1全浮式半軸計算載荷的確定全浮式半軸只承受轉矩，其計算轉矩可有求得，其中，的計算，可根據(jù)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（4-1）式中：——輪胎與地面的附著系數(shù)取0.8；——汽車加速或減速時的質(zhì)量轉移系數(shù)，可取1.2～1.4在此取1.3。根據(jù)上式=676000N若按發(fā)動機最大轉矩計算，即（4-2）式中：——差速器的轉矩分配系數(shù)，對于普通圓錐行星齒輪差速器取0.6；——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；——傳動系最低擋傳動比；——輪胎的滾動半徑，m。上參數(shù)見式（2-1）下的說明。根據(jù)上式=34053.4N在此34053.4N=17946.1N·m4.2全浮式半軸的桿部直徑的初選全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進行（4-3）根據(jù)上式=（53.67～57.07）mm根據(jù)強度要求在此取57.5mm。4.3全浮式半軸的強度計算首先是驗算其扭轉應力：MPa（4-4）式中：——半軸的計算轉矩，N·m在此取17946.1N·m；——半軸桿部的直徑，mm。根據(jù)上式＝＝481MPa<=(490～588)MPa所以滿足強度要求。4.4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為MPa(4-5)半軸花鍵的擠壓應力為MPa（4-6）式中：——半軸承受的最大轉矩，N·m，在此取17946.1N·m;——半軸花鍵的外徑，mm，在此取62.5mm;——相配花鍵孔內(nèi)徑，mm，在此取57.74mm;——花鍵齒數(shù)；在此取24——花鍵工作長度，mm，在此取120mm;——花鍵齒寬，mm，在此取3.925mm;——載荷分布的不均勻系數(shù)，計算時取0.75。根據(jù)上式可計算得==70.4MPa==59.1MPa根據(jù)要求當傳遞的轉矩最大時，半軸花鍵的切應力[]不應超過71.05MPa，擠壓應力[]不應超過196MPa，以上計算均滿足要求。此節(jié)的有關計算參考了《汽車車橋設計》［１］中關于半軸的計算的內(nèi)容。第五章驅(qū)動橋殼的設計驅(qū)動橋殼的主要功用是支承汽車質(zhì)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(qū)動橋殼應滿足如下設計要求：=1\*GB3①應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常，并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應力；=2\*GB3②在保證強度和剛度的情況下，盡量減小質(zhì)量以提高行駛的平順性；=3\*GB3③保證足夠的離地間隙；=4\*GB3④結構工藝性好，成本低；=5\*GB3⑤保護裝于其中的傳動系統(tǒng)部件和防止泥水浸入；=6\*GB3⑥拆裝，調(diào)整，維修方便?？紤]的設計的是載貨汽車，驅(qū)動橋殼的結構形式采用鑄造整體式橋殼。5.1鑄造整體式橋殼的結構通?？刹捎们蚰T鐵、可鍛鑄鐵或鑄鋼鑄造。在球鐵中加入1.7%的鎳，解決了球鐵低溫（-41°C另外，由于汽車的輪轂軸承是裝在半軸套管上，其中輪轂內(nèi)軸承與橋殼鑄件的外端面相靠，而外軸承則與擰在半軸套管外端的螺母相抵，故半軸套管有被拉出的傾向，所以必須將橋殼與半軸套管用銷釘固定在一起。圖5-1鑄造整體式驅(qū)動橋結構鑄造整體式橋殼的主要優(yōu)點在于可制成復雜而理想的形狀，壁厚能夠變化，可得到理想的應力分布，其強度及剛度均較好，工作可靠，故要求橋殼承載負荷較大的中、重型汽車，適于采用這種結構。尤其是重型汽車，其驅(qū)動橋殼承載很重，在此采用球鐵整體式橋殼。除了優(yōu)點之外，鑄造整體式橋殼還有一些不足之處，主要缺點是質(zhì)量大、加工面多，制造工藝復雜，且需要相當規(guī)模的鑄造設備，在鑄造時質(zhì)量不宜控制，也容易出現(xiàn)廢品，故僅用于載荷大的重型汽車。5.2橋殼的受力分析與強度計算選定橋殼的結構形式以后，應對其進行受力分析，選擇其端面尺寸，進行強度計算。汽車驅(qū)動橋的橋殼是汽車上的主要承載構件之一，其形狀復雜，而汽車的行駛條件如道路狀況、氣候條件及車輛的運動狀態(tài)又是千變?nèi)f化的，因此要精確地計算出汽車行駛時作用于橋殼各處的應力大小是相當困難的。在通常的情況下，在設計橋殼時多采用常規(guī)設計方法，這時將橋殼看成簡支梁并校核某些特定斷面的最大應力值。我國通常推薦：計算時將橋殼復雜的受力狀況簡化成三種典型的計算工況，即當車輪承受最大的鉛錘力（當汽車滿載并行駛與不平路面，受沖擊載荷）時；當車輪承受最大切應力（當汽車滿載并以最大牽引力行駛和緊急制動）時；以及當車輪承受最大側向力（當汽車滿載側滑）時。只要在這三種載荷計算工況下橋殼的強度特征得到保證，就認為該橋殼在汽車各種行駛條件下是可靠的。在進行上述三種載荷工況下橋殼的受力分析之前，還應先分析一下汽車滿載靜止于水平路面時橋殼最簡單的受力情況，即進行橋殼的靜彎曲應力計算。5.2.1橋殼的靜彎曲應力計算橋殼猶如一空心橫梁，兩端經(jīng)輪轂軸承支承于車輪上，在鋼板彈簧座處橋殼承受汽車的簧上載荷，而左、右輪胎的中心線，地面給輪胎的反力（雙輪胎時則沿雙胎中心），橋殼則承受此力與車輪重力之差值，即（），計算簡圖如5-2所示。圖5-2橋殼靜彎曲應力計算簡圖橋殼按靜載荷計算時，在其兩鋼板彈簧座之間的彎矩為N·m(5-1)式中：——汽車滿載時靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，在此130000N；——車輪（包括輪轂、制動器等）重力，N；——驅(qū)動車輪輪距，在此為1860m;——驅(qū)動橋殼上兩鋼板彈簧座中心間的距離，在此為1030m.橋殼的危險斷面通常在鋼板彈簧座附近。通常由于遠小于，且設計時不易準確預計，當無數(shù)據(jù)時可以忽略不計所以=26975N·m而靜彎曲應力則為MPa（5-2）式中：——見（5-1）；——危險斷面處（鋼板彈簧座附近）橋殼的垂向彎曲截面系數(shù)，具體見下：截面圖如圖5-3所示，其中B=160mm，H=170mm，=25mm，=30mm.圖5-3鋼板彈簧座附近橋殼的截面圖垂向彎曲截面系數(shù):==627127.5mm水平彎曲截面系數(shù):==539127.5mm扭轉截面系數(shù):=2×30×135×140=1134000mm垂向彎曲截面系數(shù),水平彎曲截面系數(shù),扭轉截面系數(shù)的計算參考《材料力學》[9]。關于橋殼在鋼板彈簧座附近的危險斷面的形狀，主要由橋殼的結構形式和制造工藝來確定，從橋殼的使用強度來看，矩形管狀（高度方向為長邊）的比圓形管狀的要好。所以在此采用矩形管狀。根據(jù)上式橋殼的靜彎曲應力=43MPa5.2.2在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算當汽車在不平路面上高速行駛時，橋殼除承受靜止狀態(tài)下那部分載荷外，還承受附加的沖擊載荷。在這兩種載荷總的作用下，橋殼所產(chǎn)生的彎曲應力為MPa（5-3）式中：——動載荷系數(shù)，對于載貨汽車取2.5；——橋殼在靜載荷下的彎曲應力，MPa。根據(jù)上式MPa5.2.3汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算為了使計算簡化，不考慮側向力，僅按汽車作直線行駛的情況進行計算，另從安全系數(shù)方面作適當考慮。如圖5-4所示為汽車以最大牽引力行駛的受力簡圖。圖5-4汽車以最大牽引力行駛的受力簡圖作用在左右驅(qū)動車輪的轉矩所引起的地面對于左右驅(qū)動車輪的最大切向反作用力共為N（5-4）根據(jù)上式可計算得=56755.6N由于設計時某些參數(shù)未定而無法計算出汽車加速行駛時的質(zhì)量轉移系數(shù)值，而對于載貨汽車的后驅(qū)動橋可在1.1～1.3范圍內(nèi)選取，在此取1.2。此時后驅(qū)動橋橋殼在左、右鋼板彈簧座之間的垂向彎矩為N·m(5-5)式中：，，，——見式（5-1）下的說明。根據(jù)上式==49800N·m由于驅(qū)動車輪所承受的地面對其作用的最大切向反作用力，使驅(qū)動橋殼也承受著水平方向的彎矩，對于裝有普通圓錐齒輪差速器的驅(qū)動橋，由于其左、右驅(qū)動車輪的驅(qū)動轉矩相等，故有N·m（5-6）所以根據(jù)上式=11776.8N·m橋殼還承受因驅(qū)動橋傳遞驅(qū)動轉矩而引起的反作用力矩，這時在兩鋼板彈簧座間橋殼承受的轉矩為=N·m(5-7)式中：——發(fā)動機最大轉矩，在此為830N·m;——傳動系的最低傳動比；——傳動系的傳動效率，在此取0.9。根據(jù)上式可計算得=14955.1N·m所以在鋼板彈簧座附近的危險斷面處的彎曲應力和扭轉應力分別為MPa(5-8)MPa(5-9)式中：——分別為橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎矩和水平彎矩，見式（5-5），和式（5-6）；——分別為橋殼在危險斷面處的垂向彎曲截面系數(shù)，水平彎曲截面系數(shù)和扭轉截面系數(shù)。根據(jù)上式可以計算得=79.4+21.8=101.2MPa=13.2MPa由于橋殼的許用彎曲應力[]為300～500MPa，許用扭轉應力[]為150～400MPa，所以該設計的橋殼滿足這種條件下的強度要求。5.2.4汽車緊急制動時的橋殼強度計算這時不考慮側向力，圖5-5為汽車在緊急制動時的受力簡圖。圖5-5汽車在緊急制動時的受力簡圖由于設計時一些參數(shù)是未知的，所以后驅(qū)動橋計算用的汽車緊急制動時的質(zhì)量轉移系數(shù)不可計算，一般對于載貨汽車后驅(qū)動橋取0.75～0.95。圖5-6為汽車緊急制動時后驅(qū)動橋殼的受力分析簡圖，此時作用在左右驅(qū)動車輪上除了有垂向反作用力外，尚有切向反力，即地面對驅(qū)動輪的制動力，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及水平方向的彎矩分別為（5-10）=（5-11）式中：，，，——見式（5-1）下的說明；——汽車制動時的質(zhì)量轉移系數(shù)，計算后驅(qū)動橋時=0.85；——驅(qū)動車輪與路面的附著系數(shù)，計算時可取0.75～0.80，在此取0.8；根據(jù)上式可以計算得=35275N·m==28220N·m圖5-6汽車緊急制動時后驅(qū)動橋的受力簡圖橋殼在兩鋼板彈簧座的外側部分處同時還承受制動力所引起的轉矩，對于后驅(qū)動橋：N·m（5-12）根據(jù)上式=35836N·m所以可根據(jù)式（5-8），（5-9）計算出在鋼板彈簧座附近危險斷面的彎曲應力和扭轉應力分別為=108.5MPa=31.6MPa由于橋殼的許用彎曲應力[]為300～500MPa，許用扭轉應力[]為150～400MPa，所以該設計的橋殼滿足這種條件下的強度要求。致謝畢業(yè)設計是我在校期間的最后一個綜合性學習環(huán)節(jié)，是我四年以來學習的總結和匯報。通過畢業(yè)設計，不僅培養(yǎng)了我綜合應用所學的基礎理論，專業(yè)知識和基本技能分析解決問題的能力，而且引導我們理論聯(lián)系實際，走向社會工作崗位的重要臺階。時至今日，幾個月的畢業(yè)設計終于可以畫上一個句號了，但是現(xiàn)在回想起來做畢業(yè)設計的整個過程，其中有苦也有甜。畢業(yè)設計不僅是對前面所學知識的一種檢驗，而且也是對自己能力的一種提高。無論是整個設計過程還是設計中出現(xiàn)的每一個不懂的細節(jié)，都要認真去查閱資料，爭取把設計搞好，善于去發(fā)現(xiàn)新的東西，并且對一個問題窮追不舍，找到一個能夠解決的辦法，但是不可否認這是一篇學生論文，由于視野的狹窄和經(jīng)驗的缺乏，可能不是一篇理想之作，并且對問題的探討還沒有深入到一定的層次。但是在以后的工作中可繼續(xù)努力，把這種精神帶到今后的工作和學習中，大膽創(chuàng)新，不斷地努力學習，愛崗敬業(yè)，服務社會。在文中也難免會有疏漏和錯誤之處，望各位批評指正，同時在完成論文的過程中，發(fā)現(xiàn)自己的知識也很貧乏，遇到的困難也是眾多的，所以在今后還要繼續(xù)努力！在此，特別感謝我的指導教師劉志強老師，以及所有給予我無私幫助的老師和同學，感謝他們在我的整個畢業(yè)設計過程中所提出的寶貴意見和卓越的見解！這些都讓我受益匪淺！再次向你們致以最深的謝意！參考文獻[1]劉惟信編著.汽車車橋設計.北京：清華大學出版社，2004[2]徐顥主編.機械設計手冊（第3，4卷）.北京：機械工業(yè)出版社，1991[3]吉林大學王望予主編.汽車設計(第四版).北京:機械工業(yè)出版社，2004[4]吉林大學陳家瑞主編.汽車構造(下冊).北京:機械工業(yè)出版社，2005[5]朱孝錄主編.齒輪傳動設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2005[6]邱宣懷主編.機械設計.北京：高等教育出版社，1997[7]廖念釗等編.互換性與技術測量（第四版）.北京：中國計量出版社，2000[8]王明珠主編.工程制圖學及計算機繪圖.北京：國防工業(yè)出版社，1998[9]戴少度主編.材料力學.北京：國防工業(yè)出版社，2002[10]第二汽車制造廠何敏.EQ1141G后驅(qū)動橋.汽車運輸，1992（11）[11]丹東汽車制造廠劉鳳君.淺談DD32／120系列后驅(qū)動橋的開發(fā).1997(4)[12]重載汽車驅(qū)動橋的基本結構形式.[13]單級橋：重型車橋的發(fā)展方向.劉利軍.[14]FordMotorCompanyArupGangopadhyay，SamAsaro，MichaelSchroder，RonJensenandJagadishSorab.FuelEconomyImprovementThroughFrictionalLossReductioninLightDutyTruckRearAxle.SAE，2002[15]DirkSpindlerGeorgvonPeteryINA-SchaefflerKG.AngularContactBallBearingsforaRearAxleDifferential.SAE，2003附錄附錄圖-1差速器行星齒輪的三維實體附錄圖-2差速器半軸齒輪三維實體附錄圖-3差速器行星齒輪軸三維實體附錄圖-4差速器左殼三維實體附錄圖-5差速器右殼三維實體附錄圖-6從動錐齒輪三維實體附錄圖-7差速器裝配圖三維實體基于C8051F單片機直流電動機反饋控制系統(tǒng)的設計與研究基于單片機的嵌入式Web服務器的研究MOTOROLA單片機MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機溫度控制系統(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