汽车整体式驱动桥设计[汽车]【轻型货车 悬臂式】

汽车整体式驱动桥设计[汽车]【轻型货车 悬臂式】,汽车,轻型货车 悬臂式,汽车整体式驱动桥设计[汽车]【轻型货车,悬臂式】,整体,驱动,设计,轻型,货车,悬臂 哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计(论文) 摘 要 关键词： Abstract Keywords： - 61- 第1章 绪 论 1.1 选题背景目的与意义 汽车是改变世界的机器。汽车工业发展的百年历史中，已使世界发生了翻天覆地的变化。目前，全世界的汽车保有量已经超过8.5亿辆，我国民用汽车2009年就已达到8500万辆。中国的汽车工业起步的比较晚，迄今为止仅有50多年的历史，但其已取得很大的成就【1】。无论从产销量上还是从技术水准上来看，中国的汽车都在不断的前进和发展中，尤其是在近几年，其发展速度更是出乎人们的意料，很多人形容为“井喷 ”。2004年销售2241523辆， 2005年销售2854822辆，2006年销售3833929辆， 2007年 销售4731944辆，2008年 销售5006120 ，2009年销售7453132辆。（以上为2004—2009年轿车的销量）。随着汽车产品科技含量的迅速提高和汽车拥有量的不断增加，汽车工业已经成为国民的经济支柱产业，带动了许多相关企业、事业，包括钢铁、石油、橡胶、塑料、机床、道路、汽车销售、售后服务、运输、交通管理等的发展[2]。 伴随着汽车工业的发展，使用范围的不断扩大，对于各部件的研发与制造都提出了更高的要求，汽车车桥是汽车的重要大总成，其结构型式和设计参数对汽车的可靠性和操纵性稳定性等有直接的影响。驱动桥是现代汽车重要的总成之一，它位于传动系末端，其功用为增扭、降速、改变转矩的传动方向，并将转矩合理分配给左右驱动车轮。此外，还要承担路面与车架或车身间的各种力与力矩。在毕业设计中，完成对驱动桥的设计，是在完成大学学习后进行的一次综合性训练，是对所学的基本知识、基本理论和基本技能掌握与提高程度的一次总测试。作一篇好的毕业设计，既要系统地掌握和运用专业知识，还要有较宽的知识面并有一定的逻辑思维能力和写作功底。撰写毕业论文的过程是训练学生独立进行科学研究的过程。通过撰写毕业论文，可以使学生了解科学研究的过程，掌握如何收集、整理和利用材料；如何观察、如何调查、作样本分析；如何利用图书馆，检索文献数据；如何操作仪器等方法。撰写毕业论文是学习如何进行科学研究的一个极好的机会，因为它不仅有教师的指导与传授，可以减少摸索中的一些失误，少走弯路，而且直接参与和亲身体验了科学研究工作的全过程及其各环节，是一次系统的、全面的实践机会。依照指导教师的的要求和相应规范，完成对所要求题目的材料收集、筛选，并与其他同学进行合作，共同探讨最终完成设计，以此锻炼学生的文献查阅能力和与他人这件的团队协作能力，同时也有助于为日后的工作打下基础。 1.2 国内外驱动桥研究状况 1、21国外研究现状 国外轻型货车驱动桥开发技术已经非常的成熟，建立新的驱动桥开发模式成为国内外驱动桥开发团体的新目标。驱动桥设计新方法的应用使得其开发周期缩短，成本降低，可靠性增加。国外的最新开发模式和驱动桥新技术包括： (1) 并行工程开发模式 (2) 模态分析 (3) 驱动桥壳的有限元分析方法。 (4) 高性能制动器技术 (5) 电子智能控制技术进入驱动桥产品[2]。 2、国内研究现状 我国汽车驱动桥的研究设计与世界先进驱动桥设计技术还有一定的差距，我国车桥制造业虽然有一些成果，但都是在引进国外技术、纺制、再加上自己改进的基础上了取得的。在科技迅速发展的推动下，高新技术在汽车领域的应用和推广，各种国外汽车新技术的引进，研究团队自身研发能力的提高，我国的驱动桥设计和制造会逐渐发展起来，并跟上世界先进的汽车零部件设计制造技术水准[3]。 第2章 驱动桥的总体方案确定 2.1 驱动桥的结构和种类和设计要求 2.1.1 驱动桥的种类 驱动桥位于传动系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并合理的分配给左、右驱动车轮。驱动桥分为断开式和非断开式两种【3】。 2.1.2 驱动桥结构组成 在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件如图1—1所示。 　 1　　 2　 3 4 5 6 1－轮毂　 2－半轴 　3－钢板弹簧座 4－主减速器从动锥齿轮 5－主减速器主动锥齿轮 6－差速器总成 图1—1 驱动桥的组成 2.1.3 驱动桥设计要求 (1)选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。 (2)外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 (3)齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 (4)在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。 (5)具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。 (6)与悬架导向机构运动协调。 (7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便【4】。 2.2设计车型主要参数 本次设计的主要参数如表2—1所示 表2—1 设计车型参数 轮胎 7.5-16 发动机最大转矩 245 N·m 汽车满载总质量 4450 kg 满载时轴荷分布 前轴1630 后轴2820 kg 主减速比 5.833 一档传动比 5.568 2.3 主减速器结构方案的确定 2.3.1主减速比的确 根据设计要求主减速比为5.833。 2.3.2主减速器的齿轮类型 按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动，双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。在现代货车车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮如图2—1（a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。双曲面齿轮如图2—1（b）所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有： 图2—1 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮 （1）尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。 （2）传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。 （3）当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。 由于双曲面齿轮传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的相当曲率半径比相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径大，其结果是齿面建的接触应力降低。随偏移矩的不同，曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高达175％。如果双曲面主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比的传动，这对于驱动桥的主减速比大于4.5的传动有其优越性[5]。 2.3.3主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、减 速及轮边减速等。减速形式主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比io≤7.6的各种中小型汽车上。 如图2—2（a）所示，单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在货车车上占有重要地位。 　　　　（a） 单级主减速器 （b） 双级主减速器 图2—2主减速器 如图2—2（b）所示，与单级主减速器相比，由于双级主减速器由两级齿轮减速组成，使其结构复杂、质量加大；主减速器的齿轮及轴承数量的增多和材料消耗及加工的工时增加，制造成本也显着增加，只有在主减速比较大（7.6<）且采用单级主减速器不能满足既定的主减速比和离地间隙等要求是才采用。通常仅用在装在质量10t以上的重型汽车上。 本次设计货车主减速比=5.833，所以采用单级主减速器。 2.3.4主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法 1、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种： （1）悬臂式 悬臂式支承结构如图2—3所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两端的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转巨较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 图2—3 锥齿轮悬臂式支承 （2）骑马式 骑马式支承结构如图2—4所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承。 图2.4 主动锥齿轮骑马式支承 本次设计货车为轻型货车，所以采用悬臂式。 2、主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 从动锥齿轮只有跨置式一种支撑形式如图2—5所示[6]。 图2—5 从动齿轮支撑形式 本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮采用骑马式支撑（圆锥滚子轴承）。 2.4 差速器结构方案的确定 根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互联系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。 本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。 2.5 半轴形式的确定 驱动车轮的传动装置置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。其结够型式与驱动桥的结构型式密切相关，在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向接传动装置且多采用等速万向节。如图2—6所示，根据半轴外端支撑形式分为半浮式，3/4浮式，全浮式。 （a）半浮式 （b）3/4浮式 （c）全浮式 图2—6 半轴支撑形式 半浮式半轴以其靠近外端的轴颈直接支撑在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有圆锥面的轴颈及键与轮毂相固定。具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。主要用于质量较小，使用条件好，承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。 3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支撑着轮毂，而半轴则以其端部与轮毂想固定，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，所以未得到推广。 全浮式半轴的外端和以两个轴承支撑于桥壳的半轴套管上的轮毂相联接，由于其工作可靠，广泛应用于轻型及以上的各类汽车上。 根据相关车型及设计要求，本设计采用全浮半轴。 2.6 桥壳形式的确定 桥壳的结构型式大致分为可分式，组合式整体式三种，按照设计要求选用整体式。 2.7 本章小结 本章首先确定了主减速比，用以确定其它参数。对主减速器型式确定中主要从主减速器齿轮的类型、主减速器的减速形式、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择，从而确定逐步给出驱动桥各个总成的基本结构，分析了驱动桥各总成结构组成。基本确定了驱动桥四个组成部分主减速器、差速器、半轴、桥壳的结构。 第3章 主减速器设计 3.1概述 主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。 3.2主减速器齿轮参数的选择与强度计算 3.2.1主减速器齿轮计算载荷的确定 1、按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 /n （3-1） 式中：——发动机最大转矩245； ——由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比 = 变速器传动比=5.568； 主减速器传动比＝5.833 ——上述传动部分的效率，取=0.9； ——超载系数，取=1.0； n——驱动桥数目1。 =201 5.568 5.8331 0.9/1=7161.4 2、按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （3-2） 式中： ——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到汽车加速时负腷增大量，可初取： =×9.8=2250×9.8=27636N； ——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85； 对于越野汽车，取=1.0； ——车轮滚动半径，0.405m； ——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和传动比，分别取0.96和1。 =11255.2 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷【5】。 3.2.2 主减速器齿轮参数的选择 1、主、从动齿数的选择 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，，之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6；主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配【6】。 主减速器的传动比为5.833，初定主动齿轮齿数=7，从动齿轮齿数=41。 2、从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式3.1和式3.2并取两式计算结果中较小的一个作为计算依据，按经验公式选出： （3-3） 式中：——直径系数，取=13～16； ——计算转矩，，取，较小的。取=6675.46。 计算得，=250.78～308.42mm，初取=260mm。 选定后，可按式算出从动齿轮大端模数，并用下式校核 （3-4） 式中：——模数系数，取=0.3～0.4； ——计算转矩，，取。 ==5.78～7.71 由GB/T12368-1990，取=6.5，满足校核。 所以有：=45.5mm =266.5mm。 3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择 通常推荐圆锥齿轮从动齿轮的齿宽F为其节锥距的0.3倍。对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用：F=0.155=41.31mm 4、螺旋锥齿轮螺旋方向 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。 5、 旋角的选择 螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名 义螺旋角。=47.23 6、法向压力角a的选择 压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重迭系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，载货汽车可选用20°压力角。 7、主从动锥齿轮几何计算 计算结果如表3—1所示。 计算方法为，例：第(15)项中，(14)+(9)(13)的意思为，用第(14)项的计算数据加上第(9)项的计算数据乘以第(13)项的计算数据。第(65)项求得地齿线半径与第(7)项选定的刀盘半径之差不应超过值的1％。否则需重新试计算第(20)项至第(65)项。如果<，则需要将第(20)项的tan的数值减小，重新计算各项，并将结果写在栏内第二列。若>，则应增大tan值。修正量是根据曲率半径的差值来选取的【9】。若无特殊考虑，则第二次试算时可将tan改大10％。如果第二次试算得出的新值仍不接近，就要进行的三次试算，通常也是最后一次试算，可用下式求tan： （3-5） 式中下标1，2，3分别表示第二、第二和第三次计算得结果。 表3—1 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表 序号 计算公式 计算数据 注释 （1） 7 小齿轮，应不小于6 （2） 41 ＋40，载货汽车 （4） F=0.155 41.31 大齿轮齿面宽 （5） E 30 E0.2 （6） 266.5 大齿轮分度圆直径 （7） 95.25 刀盘名义半径 （8） 47.23 小齿轮螺旋角预选值 (12) 113.0153 大齿轮在齿面中点处的分度圆半径 （13） sin 0.200491 (14) cos 0.965595 (15) (14)+(9)(13) 1.246718 （16） （3）（12） 19.295107 （17） =(15)(16) 24.055557 小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径 （18） =0.02（1）＋1.06 1.2 齿轮收缩系数 （19） ＋（17） 575.683512 （20） tan= 0.052112 0.057323 0.058006 (21) 1.001357 1.001642 1.001681 (22) sin 0.052041 0.057229 0.057908 (23) 2.983099° 3.280776° 3.319778° (24) sin= 0.254374 0.25269 0.253125 (25) tan＝ 0.263026 0.261805 0.261646 (26) tan＝ 0.197855 0.261805 0.261646 （27） cos 0.980983 0.976932 0.976373 (28) sin= 0.259305 0.259249 0.259250 (29) cos 0.965795 0.965810 0.965810 (30) tan= 1.083367 1.083544 1.083540 (31) (28) -0.000604 -0.000670 -0.000649 (32) (3)(31) -0.000103 -0.000111 -0.000110 (33) sin=(24)-(22)(32) 0.254780 0.253275 0.253189 (34) tan 0.263033 0.261812 0.261717 (35) tan＝ 0.217573 0.218589 0.221262 (36) 12.2747° 12.3302° 12.4763° 小齿轮节锥角 (37) cos 0.977139 0.976933 0.976385 (38) sin= 0.260741 0.259255 0.259313 (39) 15.1140° 15.0258° 15.0292° (40) cos 0.965409 0.965809 0.965793 (41) tan= 1.076566 1.080940 1.080839 (42) 47.1116° 47.2274° 47.2247° 小齿轮中点螺旋角 (43) cos 0.680572 0.679090 0.679124 (44) =(42)-(39) 31.9976° 32.2015° 32.1954° (45) 0.848070 0.846175 0.846235 (46) tan 0.624812 0.629772 0.629624 (47) cot= 0.224621 0.225956 0.228714 (48) 77.3402° 77.2674° 77.1172° 大齿轮节锥角 (49) sin 0.975688 0.975410 0.974482 (50) cos 0.219160 0.220399 0.222957 (51) 24.60644 34.61071 24.62454 (52) 515.67485 512.77592 506.89281 (53) (51)+(52) 540.28129 512.77592 531.51735 (54) 98.23312 98.04191 98.10705 (55) 76.96937 76.45803 75.58062 (56) -tan= 0.039767 0.038897 0.037477 (57) - 2.2772° 2.2274° 2.1462° (58) cos 0.999210 0.999244 0.999298 (59) 0.001740 0.0017084 0.001645 (60) 0.000048 0.0000477 0.0000465 (61) (54)(55) 7560.9421 7496.0917 7414.9914 (62) 0.002812 0.002879 0.003038 (63) (59)+(60)+(62) 0.004600 0.002879 0.004729 (64) 98.20739 97.413019 95.481492 （65） ＝ 98.285036 97.413019 95.481492 （66） 0.969120 0.977795 0.997575 （67） （3）（50）；1.0－（3） 0.03808 0.829270 （68） ； （35）（37） 109.305051 0.216037 （续表） （69） （37）＋（40）（67）左 1.013147 （70） ＝（49）（51） 24.004694 （71） z=(12)(47)-(70) 1.282165 大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离，正号表示该节锥点越过小齿轮轴线负号表示该节锥点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间 （72） ＝ 115.933580 在节平面内大齿轮齿面宽中点锥距 （73） ＝ 136.690780 大齿轮节锥距 （74） （73）－（72） 20.757200 （75） ＝ 8.397439 （76） 0.747056 （77） －(76) 0.404903 （78） 45° 次论两侧压力较的总和 （79） sin 0.707107 （80） = 22.5° （81） cos 0.923880 （83） 0.977521 (84) = 251.771317 双重收缩齿齿根角的总和（单位：分） (85) 0.130 大齿轮齿顶高系数 (86) ＝1.150－（85） 1.02 (87) ＝（75）（85） 1.091667 大齿轮齿面宽中点处的齿顶高 (88) ＝（75）（85）＋0.05 8.615387 大齿轮齿面宽中点处的齿根高 (89) ＝（84）（85） 32.730271 大齿轮齿顶角（单位：分） (90) sin 0.009521 (91) ＝（84）－（89） 266.48488 大齿轮齿根位：分） (92) sin 0.063673 (93) =(87)+(74)(90) 1.289296 大齿轮齿顶高 （94） ＝（88）＋（74）（90） 9.937060 大齿轮齿根高 （95） c=0.150(75)+0.05 1.309616 径向间隙 （96） h=(93)+(94) 11.226356 大齿轮齿全高 （97） ＝（96）－（95） 9.916740 大齿轮工作高 （98） ＝（48）＋（89） 77.662712° 大齿轮的面锥角 （102） sin 0.958653 （103） cos 0.284575 (104) cot 0.011208 (105) =＋(6) 267.074915 大齿轮外圆直径 (106) （70）＋（74）（50） 28.632657 (107) ＝（106）－（93）（49） 27.375815 大齿轮外缘至小齿轮轴线距离 (108) 0.012423 (109) －1.286751 (110) ＝（71）－（108） 1.831064 大齿轮面锥角顶点至小齿轮轴线距离 (111) ＝（71）＋（109） 0.556736 大齿轮根锥角顶点至小齿轮轴线距离 (112) （12）＋（70）（104） 113.284345 (113) sin＝ 0.264820 (114) cos= 0.964298 (115) tan= 0.274625 (116) sin=(103)(114) 0.274415 (117) 15.927161° 小齿轮面锥角 (118) cos 0.961611 (119) tan 0.285370 (120) 6.477493 (121) ＝ 1.521425 小齿轮面锥角顶点至大齿轮轴线的距离 （122） tan= 0.009742 （123） ;cos 0.558195° 0.999952 （124） =(39)-(123)左； cos 14.471084° 0.968274° （125） =(117)- (36); cos 3.440786° 0.998186° （126） (113)(67)右-(68)右 0.003570 －0.435644 （127） 1.032716 （128） （68）左＋（87）（68）右 （129） 0.963358 （130） （74）（127） 21.436292 （131） ＝（128）＋（130）（129）＋（75）（126）左 130.221694 小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离 （132） （4）（127）－（130） 21.225206 （133） ＝（128）－（132）（129）＋（75）（126）右 85.435125 小齿轮的前缘之大齿轮轴线的距离 （134） （121）＋（131） 131.743119 （135） ＝ 75.191067 小齿轮外圆直径 （136） 118.265536 （137） sin= 0.253666 （138） 3.942185 （139） cos 0.997634 （140） 14.501106 （141） = -9.907469 小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离 （142） sin=(100)(139) 0.213160 （143） 12.307628° 小齿轮根锥角 （144） cos 0.977017 （145） tan 0.218175 （146） 0.156 最小齿侧间隙允许值 （147） 0.207 最大齿侧间隙允许值 （148） （90）＋（92） 0.073194 （149） （96）－（4）（148） 8.202712 （150） ＝（73）－（4） 95.38078 在节平面内大齿轮内锥距 3.2.3螺旋锥齿轮的强度计算 1、损坏形式及寿命在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。 齿轮的损坏形 式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等【12】。 表3—2汽车驱动桥齿轮的许用应力 ( N／mm) 计算载荷 主减速器齿轮的许用弯曲应力 主减速器齿轮的许用接触应力 差速器齿轮的许用弯曲应力 ，中的较小者 700 2800 980 210.9 1750 210.9 2、主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 （1）单位齿长上的圆周力 在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 （3-8） 式中：——单位齿长上的圆周力，N/mm； P——作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩和最大附着 力矩两种载荷工况进行计算。 按发动机最大转矩计算： （3-9） 式中：——发动机输出的最大转矩，在此为245； ——变速器的传动比，在此为5.568； ——主动齿轮节圆直径，在此取45.5mm.； 按上式计算：=1451.539 N／mm 表3—3 许用单位齿长上的圆周力 (N／mm) 类别 档位 一档 二档 直接档 轿车 893 536 321 载货汽车 1429 250 公共汽车 982 214 牵引汽车 536 250 按最大附着： （3-10） 式中：——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取27636N； ——轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； ——轮胎的滚动半径，在此取0.405m； ——主减速器冲动齿轮节圆直径，在此取266.5； 按上式计算：=1309.647 N／mm 校核后，齿轮设计符合相应圆周力要求。 （2）轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为 （3-11） 式中：——齿轮计算转矩，对从动齿轮，取，较小的者，即=7161.43 ——超载系数，1.0； ——尺寸系数==0.711246； ——载荷分配系数取=1； ——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，文件齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1； J——计算弯曲应力用的综合系数，见图3—1， =0.242（主动），=0.178（从动）。 相啮合齿轮的齿数 求 综 合 系 数 J 的 齿 轮 齿 数 图3—1 弯曲计算用综合系数J 按计算： 主动锥齿轮弯曲应力= 682.26N／mm<700 N／mm 从动锥齿轮弯曲应力=258.66 N／mm<700 N／mm 综上所述由表3—2，计算的齿轮满足弯曲强度的要求。 （3）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（N／mm）为： （3-12） 式中：——主动齿轮计算转矩为=1364.16； ——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6； ——主动齿轮节圆直径，45.5mm； ，，同3.10； ——尺寸系数，=1； ——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； F——齿面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽41.35mm； J—— 计算应力的综合系数，J =0.131，见图3—2所示。 大齿轮齿数 图3—2 接触强度计算综合系数J 按计算，=2753.47<2800 N／mm 由图3.2轮齿齿面接触强度满足校核。 3.2.4主减速器的轴承计算 1、作用在主减速器主动齿轮上的力 如图3.3所示锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂 直于齿轮的轴线径向力【13】。 。 图3.3 主动锥齿轮工作时受力情况 为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算[10]： 　(3.13) 式中：——发动机最大转矩，在此取245N·m； 　　　，…——变速器在各挡的使用率，可参考表3.4选取0.5％，2％，5％，15％，77.5％； 　　　，…——变速器各挡的传动比5.56，3.82，2.44，1.55，1； 　　　，…——变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表3.4选取50％，60％，70％，70％，60％。 表3.4　及的参考值 变速器 檔位 车型 轿车 公共汽车 载货汽车 III挡 IV挡 IV挡 IV挡带 超速檔 IV挡 IV挡带 超速檔 V挡 <80 >80 I II III IV V 1 9 90 1 4 20 75 0.8 2.5 16 80..7 2 6 27 65 1 4 15 50 — 1 3 11 85 0.5 3.5 7 59 — 0.5 2 5 15 77.5 I II III IV V 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 — 50 60 70 60 50 60 70 70 — 50 60 70 70 60 注：表中，其中——发动机最大转矩，；——汽车总重， ，此处＝0.55。 经计算=217.962 N·m 齿面宽中点的圆周力： （3-14） 式中：T——作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩； ——该齿轮齿面宽中点的分度圆半径。 ＝24.05mm， =113.01mm 计算螺旋锥齿轮的轴向力与径向力根据条件选用表3—5中公式。 表3—5 圆锥齿轮轴向力与径向力 主动齿轮 轴向力 径向力 螺旋方向 旋转 方向 右 左 顺时针 逆时针 右 左 逆时针 顺时针 主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针： =2527.63 N （3-15） = 6858.64 N （3-16） 从动齿轮的螺旋方向为右：旋转方向为逆时针： =5072.09 N （3-17） =2626.26 N （3-18） 式中：——齿廓表面的法向压力角20； ——主动齿轮的节锥角12.47； ——从动齿轮的节锥角77.12；。 ——主动锥齿轮螺旋角47.22； ——从动锥齿轮螺旋角32.19。 2、主减速器轴承载荷的计算 轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。对于采用悬臂式的主动锥齿轮和跨置式的从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图3—4所示。 图3—4主减速器轴承的布置尺寸 轴承A，B的径向载荷分别为 = （3-19） （3-20） 式中：已知P=9062.86N，=6858.64N，=2527.63N , ＝48.11mm, a=40mm，b=100mm，c=140mm。 所以，轴承A的径向力=17053.58 N，轴承B的径向力=18868.42 N 轴承的寿命为 s （3-21） 式中： ——为温度系数，在此取1.0； ——为载荷系数，在此取1.2； Cr——额定动载荷，N：其值根据轴承型号确定。 此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为 r/min （3-22） 式中：——轮胎的滚动半径，0.405m； ——汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35 km/h，在此取33 km/h。 所以有上式可得=216.74 r/min 主动锥齿轮的计算转速=216.74×5.833=1264.25 r/min。 所以轴承能工作的额定轴承寿命： h （3-23） 式中: 轴承的计算转速，1264.25r/min。 若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即 = h （3-24） 所以=3030.3 h 对于轴承A和B，根据尺寸，在此A选用32206型轴承，在此B选用32207型轴承。 对于轴承B：d=40mm,D=80mm，Cr=105KN，e=0.37，在此径向力=18868.42N，轴向力=2527.63N，所以=0.133030.3 h= 所以轴承B符合使用要求。[11] 对于轴承A：d=35mm,D=72mm，Cr=63.8KN，e=0.37，径向力=17053.58N，轴向力=2527.63N ，所以=0.143030.3 h= 所以轴承A符合使用要求。 对于从动齿轮的轴承C，D的径向力 R= （3-27） （3-28） 已知：P=9062.86N，=5072.09N，=2626.26 N，a=254mm，b=140mm，c=114mm所以，轴承C的径向力：=5060.35N；轴承D的径向力：=5324.08N根据尺寸，轴承C，D均采用30213，其额定动载荷Cr为160KN,D=120mm，d=65mm T=32.75mm，e=0.35 对于轴承C，轴向力=5072.09N，径向力=5060.35N，并且=1.0023>e， X=0.4，Y=1.7 所以Q==1.2(0.4×5072.09＋1.7×5060.35)=12757.72N ==22836.91> 所以轴承C满足使用要求。 对于轴承D，轴向力=5072.09N，径向力=5324.08N, 并且=0.95>e，X=0.4,Y=1.7。 所以Q==1.2(0.4×5072.09＋1.7×5324.08)= 13295.73N ==19899.41h > 所以轴承D满足使用要求。 3.3 主减速器齿轮材料及热处理 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等 [11]。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi用渗碳合金钢制造的齿轮。 3.4 主减速器的润滑 主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环[12]。 3.5 本章小结 本章根据所给参数确定了主减速器计算载荷、并根据有关的机械设计、机械制造的标准对齿轮参数进行合理的选择，最后对螺旋锥齿轮的相关几何尺寸参数进行列表整理，并且对主动、从动齿轮进行强度校核。对主减速器齿轮的材料及热处理，主减速器的润滑给以说明。 第4章 差速器设计 4.1 概述 汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等。为此在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器【7】。 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器原理 如图4—1所示，差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。 图4.1 差速器差速原理 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图4.1），其值为。于是==，即差速器不起作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。 +=（+）+(-) 即 + =2 （4-1） 若角速度以每分钟转数 （4-2） 式（4-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式。 4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类公路车辆上。 4.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 4.4.1 差速器齿轮的基本参数选择 1、行星齿轮数目的选择 载货汽车多用4个行星齿轮。 2、行星齿轮球面半径（mm）的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径 球面半径可根据经验公式来确定： （mm） （4-3） 式中：——行星齿轮球面半径系数，2.52～2.99，取＝2.6； ——，取，较小的者即=7161.43。 经计算=48.57~57.63mm，取=50.12mm 差速器行星齿轮球面半径确定后，即根据下式预选其节锥距： =（0.98～0.99） （4-4） ＝49.11～49.62mm ，取49.5mm 3、行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 行星齿轮的齿数一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5～2范围内。 在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足： = I （4-5） 式中： ，——左，右半轴齿数，=； n——行星齿轮数，n=4； I——任意整数。 取行星齿轮齿数=10，半轴齿轮齿数=20，满足条件。 4、差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角： （4-6） 式中：——行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： =4.427 （4-7） 由机械设计手册：GB/T12368-1990，取标准模数=4.5mm； 确定模数后，节圆直径d即可由下式求得： （4-8） 5、压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角 6、行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定 行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度，如图4—3所示。 图4—3安装孔直径及其深度L =19（mm） =18 mm （4-9） 式中：——差速器传递的转矩6675.46； n——行星齿轮数4； ——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm. ，是半轴齿轮齿面宽中点处的直径，l=36mm； []——支承面的许用挤压应力，取为98MPa.。 4.4.2 差速器齿轮的几何尺寸计算 如表4—1计算步骤 表4—1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表（长度单位mm） 序号 计算公式 数据 项目 （1） =10 行星齿轮齿数 （2） =20 半轴齿轮齿数 （3） =4.5 模数 （4） F=