hfj1020a驱动桥（包含制动器）的设计【8张cad图】

hfj1020a驱动桥（包含制动器）的设计【8张cad图】,8张cad图,hfj1020a,驱动,包含,制动器,设计,cad 黑龙江工程学院本科生毕业设计 第1章 绪 论 1.1 概述 本课题是对驱动桥的结构设计。故本说明书将以“驱动桥(含制动器)设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。 驱动桥的设计，由驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构型式与设计计算方法。 汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。汽车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。另外，汽车驱动桥在汽车的各种总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。例如，驱动桥包含主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴及轮边减速器）、桥壳和各种齿轮。由上述可见，汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。 课题所设计的哈飞民意微型车最高车速100km/h,发动机标定功率（5000r/min）35.5kW，最大扭矩（3000～3500r/min）74 Nm。 它有以下两大难题，一是将发动机输出扭矩通过万向传动轴将动力传递到后轮子上，达到更好的车轮牵引力与转向力的有效发挥，从而提高汽车的行驶能力。二是差速器向两边半轴传递动力的同时，允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。 本课题的设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，哈飞民意属于微型车，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合微型车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸。 所设计的微型车驱动桥制造工艺性好、外形美观，工作更稳定、可靠。该驱动桥设计大大降低了制造成本，同时驱动桥使用维护成本也降低了。驱动桥结构符合微型车的整体结构要求。设计的产品达到了结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易的要求。 目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。如果你的变速器出了故障，对于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修，但是对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了，因为这两个部件是做在一起的。所以后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适，从而带来可观的经济效益。 1.2驱动桥现状 为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内外汽车产业发展的新形势，推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车产业国际竞争力，满足消费者对汽车产品日益增长的需求，促进汽车产业健康发展，特制定汽车产业发展政策。通过该政策的实施，使我国汽车产业在2010年前发展成为国民经济的支柱产业，为实现全面建设小康社会的目标做出更大的贡献。政府职能部门依据行政法规和技术规范的强制性要求，对汽车、农用运输车(低速载货车及三轮汽车，下同)、摩托车和零部件生产企业及其产品实施管理，规范各类经济主体在汽车产业领域的市场行为。低速载货汽车，在汽车发展趋势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格便宜的低速载货汽车将适合大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展汽车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动汽车产业的发展和社会经济的提高。 在新政策《汽车产业发展政策》中，在2010年前，我国就要成为世界主要汽车制造国，汽车产品满足国内市场大部分需求并批量进入国际市场；2010年，汽车生产企业要形成若干驰名的汽车、摩托车和零部件产品品牌；通过市场竞争形成几家具有国际竞争力的大型汽车企业集团，力争到2010年跨入世界500强企业之列，等等。同时，在这个新的汽车产业政策描绘的蓝图中，还包含许多涉及产业素质提高和市场环境改善的综合目标，着实令人鼓舞。然而，不可否认的是，国内汽车产业的现状离产业政策的目标还有相当的距离。自1994年《汽车工业产业政策》颁布并执行以来，国内汽车产业结构有了显著变化，企业规模效益有了明显改善，产业集中度有了一定程度提高。但是，长期以来困扰中国汽车产业发展的散、乱和低水平重复建设问题，还没有从根本上得到解决。多数企业家预计，在新的汽车产业政策的鼓励下，将会有越来越多的汽车生产企业按照市场规律组成企业联盟，实现优势互补和资源共享。 汽车行业的飞速发展，带动了整个国内汽车零部件企业的向前推进。 （1）由于整车的市场集中度增加，目前国内车桥行业趋向于技术上强强联手，共谋发展。 （2）由于近几年国家对汽车零部件行业出台相应的政策，以扶植其向正轨，所以整体看来车桥行业布局已大体完成。 （3）大吨位、多轴化、大马力节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求车桥要轻量化、大转矩、低噪声宽速比、寿命长和低生产成本。 （4）零部件企业与整机企业同步设计、开发、系统集成、模块化供货。 综上，随着国内公路建设水平的不断提高，车桥总成向传动效率高的单级减速方向发展。单级驱动桥结构简单，机械传动效率高，易损件少，可靠性高。由于单级桥传动链减少，摩擦阻力小，比双级桥省油，噪声也小。过去，单级桥因为桥包尺寸大，离地间隙小，导致通过性较差，应用范围相对较小，但是现在公路状况已经得到了显著改善，汽车使用条件对通过性的要求降低。这种情况下，单级桥的劣势得以忽略，而其优势不断突出，所以在设计制造中的应用范围肯定越来越广。 目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。如果你的变速器出了故障，对于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修，但是对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了，因为这两个部件是做在一起的。所以后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适，从而带来可观的经济效益 在本次设计中努力做到符合驱动桥的基本要求，使工作平稳、结构简单、维修方便、传动效率高，满足达到最佳的动力性和燃料经济性，适应时代要求，顺利完成设计。 1.3设计主要内容 本设计设计的是HFJ1020A驱动桥（包含制动器）的设计，本设计主要研究的内容有主减速器设计、差速器设计、车轮传动设计、轿壳设计、制动器总成设计主减速器设计、差速器设计、车轮传动设计、轿壳设计、制动器总成设计。主要解决的问题：方的案选择，驱动桥的形式，齿轮的计算及校核，制动器的设计计算。 设计参数： 整备质量Kg：940Kg 总质量Kg：1560 最大功率（kw/rpm）: 35.5/5000 最大扭矩（Nm/rpm）: 74/3000～3500 轮胎类型与规格: 165/70R13C 最高车速(km/h): 100 第2章 总体方案论证 驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。 驱动桥设计应当满足如下基本要求：1.所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。2.外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。3.齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。4.在各种转速和载荷下具有高的传动效率。5.在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 6.与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。7.结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构较复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。 2.1 非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。 驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。 在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。 2.2 断开式驱动桥 断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。 汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。 2.3 多桥驱动的布置 为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有4×4、6×6、8×8等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对8×8汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。 为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。 在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于汽车的设计(如汽车的变型)、制造和维修，都带来方便。 由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，参照国内相关微型车的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。 其结构如图2.1所示： 图2.1 驱动桥 2.4本章小结 本章首先进行了驱动桥总成的概述。通过分析确定了驱动桥各主要部件的型式。主减速器的减速形式，主减速器齿轮的类型，主、从动锥齿轮的支承形式及安装方式，主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整，差速器、半轴及桥壳型式的初步选定 第3章 主减速器设计 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。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。 驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求： 1.所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。 2.外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。 3.在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。 4.在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。 5.结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。 3.1 主减速器结构方案分析 主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。 3.1.1准双曲面齿轮传动 （a）螺旋锥齿轮传动 （b）双曲面齿轮传动 图3.1 主减速器齿轮传动 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；在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。 为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。 近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。 查阅文献[1]、[2]，经方案论证，主减速器的齿轮选用准双曲面齿轮传动形式。准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。 3.1.2 结构形式 为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。 按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。 查阅文献[1]、[2]，经方案论证，本设计主减速器采用单级主减速器。其传动比i0一般小于等于7。 3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。 3.2.1 主动锥齿轮的支承 主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用悬臂式支承结构（如图3.2示）。 图3.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式 （a）悬臂式 （b）骑马式 轿车和装载质量为2t以下的载货汽车主减速器主动齿轮都是采用悬臂式支承。本课题所设计的哈飞民意微型车装载质量为1560kg，所以选用悬臂式支承。 3.2.2 从动锥齿轮的支承 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3.3示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。 3.3 主减速器锥齿轮设计 主减速比i、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。 3.3.1 主减速比i的确定 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i下的功率平衡田来研究i对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 图3.3 从动锥齿轮支撑形式 对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i值应按下式来确定： （3．1） 式中——车轮的滚动半径， =0.28m igh——变速器量高档传动比。igh =0.795 对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择： （3．2） 式中i——分动器或加力器的高档传动比 iLB——轮边减速器的传动比。 根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。 把np=5000r/min rr=0.28m igh=0.795 Vmax=100km/h 代入3-1 计算出 i=5.278 从动锥齿轮计算转矩Tce Tce= （3．3） 式中： Tce——计算转矩，Nm； Temax——发动机最大转矩 Temax = 74; n——计算驱动桥数 n = 1 , if——变速器传动比 if = 5.0， i0——主减速器传动比 i0 = 6.64， η——变速器传动效率η=0.95， k——液力变矩器变矩系数 k=1， Kd——由于猛接离合器而产生的动载系数Kd = 1 ， i1——变速器最低挡传动比 i1 = 1， 代入式（3.3），有： Tce=1855.217 Nm 主动锥齿轮计算转矩: 按驱动轮打滑转矩确定从动齿轮的计算转矩Tcs Tcs= —满载状态下驱动桥上的静载荷； —为汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，乘用车=1.2～1.4、 商用车=1.1～1.2； —为轮胎与地面间的附着系数，取0.85； —车轮滚动半径，0.28 m; —主减速器从动齿轮间的传动比，取1； —主减速器主动齿轮到车轮之间的粗寒冬效率，取0.95； Tcs==2668.27 Nm 主动齿轮的计算转矩为： —主传动比； —主从动锥齿轮间的传动效率，取0.95； Nm 所以，主动齿轮的计算转矩370 Nm 3.3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择 1.主、从动锥齿轮齿数z1和z2 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素； 为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。 表3．1主、从动锥齿轮参数 参 数 符 号 主动锥齿轮 从动锥齿轮 分度圆直径 d=mz 50 184 齿顶高 ha=1.68m`h2;h2=0.44m 6.225 2.175 齿根高 hf=1.865m-ha 3.1 7.15 齿顶圆直径 da=d+2hacosδ 62 185 齿根圆直径 df=d-2hfcosδ 44 181 齿顶角 θa 2°41′ 3°21′ 齿根角 θf=arctan 1.42° 3.27° 分锥角 δ=arctan 13.7° 76.3° 顶锥角 δa 15°41′ 78°21′ 根锥角 δf 11°39′ 74°19′ 锥距 R= 125 125 分度圆齿厚 S=0.888m 5 5 齿宽 B=0.155d2 30 30 查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为5.278,主动齿轮齿数z1=10，从动齿轮齿数z2=41 2.主、从动锥齿轮齿形参数计算 按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3.1。 从动锥齿轮分度圆直径 d2=184mm kd2取15 齿轮端面模数m =d2/z2=184/41=5 3.中点螺旋角β 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°～40°。货车选用较小的β值以保证较大的εF，使运转平稳，噪音低。取β=35°。 4.法向压力角α 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，α一般选用20°。 5.螺旋方向 从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。 3.4 主减速器锥齿轮的材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求： 1.具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。 2.齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。 3.锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。 4.选择合金材料是，尽量少用含镍、铬的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。 汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。 为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。 3.5 主减速器锥齿轮的强度计算 3.5.1 单位齿长圆周力 按发动机最大转矩计算时 P= （3．4） 式中： ig——变速器传动比，常取一挡传动比，ig=5.0 ； D1——主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D=25mm 其它符号同前； 将各参数代入式（3.4），有： P=606 N/mm 按照文献[1],P≤[P]=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。 3.5.2 齿轮弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = （3．5） 式中： ——锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa； T——齿轮的计算转矩，Nm； k0——过载系数，一般取1； ks——尺寸系数，0.67； km——齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.25； kv——质量系数，取1； b——所计算的齿轮齿面宽；b=30mm D——所讨论齿轮大端分度圆直径； Jw——齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.3； 对于主动锥齿轮， T=370 Nm；从动锥齿轮，T=1855.217Nm； 将各参数代入式（3-5），有： 主动锥齿轮， =356MPa； 从动锥齿轮， =388MPa； 按照文献[1], 主从动锥齿轮的≤[]=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。 3.5.3 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： σj= （3．6） 式中： σj——锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa； D1——主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=25mm b——主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=30mm kf——齿面品质系数，取1.0； cp——综合弹性系数，取232N1/2/mm； ks——尺寸系数，取1.0； Jj——齿面接触强度的综合系数，取0.3； Tz——主动锥齿轮计算转矩；Tz=370N.m k0、km、kv选择同式（3.5） 将各参数代入式 （3.6），有： σj=2357.69MPa 按照文献[1]，σj≤[σj]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。 3.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算 3.6.1 锥齿轮齿面上的作用力 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线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。 1.齿宽中点处的圆周力F F= (3．7) 式中： T——作用在从动齿轮上的转矩； Dm2——从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式（3.8）确定，即 Dm2=D2-b2sinγ2 (3．8) 式中： D2——从动齿轮大端分度圆直径；D2=184mm b2——从动齿轮齿面宽；b2=30mm γ2——从动齿轮节锥角；γ2=76.3° 将各参数代入式(3.8)，有： Dm2=155mm 将各参数代入式(3.7)，有： F=3000N 对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。 2.锥齿轮的轴向力Faz和径向力Frz（主动锥齿轮左旋，逆时针转） 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力分别为 Faz= (3.9) Frz= (3．10) 将各参数分别代入式(3.9) 与式(3.10)中，有： Faz= 2752N，Frz=142N 3.6.2 锥齿轮轴承的载荷 当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图3-4为单级主减速器的悬臂式支承的尺寸布置图: 图3.4为单级主减速器轴承布置尺寸 a=20mm , b=72mm c=d=58mm 由主动锥齿轮齿面受力简图，得出各轴承所受的径向力与轴向力。 轴承A：径向力 （3．11） 轴向力 　　　　　　　　　　　　Fa= Faz　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　（3．12）　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 图3.5 主动锥齿轮齿面受力简图 将各参数代入式（3.11）与（3.12），有 Fr=3997N，Fa=2752N 轴承B：径向力 Fr= （3．13） 轴向力 Fa= 0 （3.14） 将各参数代入式（3．13）与（3．14），有 Fr=1493N，Fa=0N 轴承C：径向力 Fr= （3．15） 轴向力 Fa= Faz （3.16） 将各参数代入式（3．15）与（3．16），有： Fr=2283N，Fa=2752N 轴承D：径向力 Fr= （3．17） 轴向力 Fa= 0 （3.18） 将各参数代入式（3．17）与（3．18），有： Fr=1745N，Fa=0N 3.6.3　锥齿轮轴承型号的确定 轴承A 计算当量动载荷P =0.69 查阅文献[2],锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36，故 >e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得载荷系数fp=1.2。 P=fp（XFr+YFa） （3.19） 将各参数代入式（3．19）中，有： P=7533N 轴承应有的基本额定动负荷C′r C′r= （3．20） 式中： ft——温度系数，查文献[4]，得ft=1； ε——滚子轴承的寿命系数，查文献[4]，得ε=10/3； n——轴承转速，r/min； L′h——轴承的预期寿命，5000h； 将各参数代入式（3．20）中，有； C′r=24061N 初选轴承型号 查文献[3]，初步选择Cr =24330N> C′r的圆锥滚子轴承7206E。 验算7206E圆锥滚子轴承的寿命 Lh = （3.21） 将各参数代入式（3．21）中，有： Lh =4151h<5000h 所选择7206E圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选7207E轴承,经检验能满足。轴承B、轴承C、轴承D、强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求。 3.7　本章小结 本章根据所给基础数据确定了主减速器的参数，进行了主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，双曲面锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算并对主减速器齿轮的材料及热处理，轴承的预紧，主减速器的润滑等做了必要的说明。 第4章 差速器设计 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；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。 差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。 4.1 差速器结构形式选择 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。 普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。 强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。 查阅文献[5]经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上．有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差速锁等。 4.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计 1.行星齿轮数n 通常情况下，微型车的行星齿轮数n=2 2.行星齿轮球面半径Rb 行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。 Rb=Kb （4.1） 式中： Kb—行星齿轮球面半径系数，Kb=2.5～3.0，对于有两个行星齿轮的轿车取最大值； Td—差速器计算转矩，Nm； 将各参数代入式（4.1），有： Rb=31 mm 3.行星齿轮和半轴齿轮齿数z1和z2 为了使轮齿有较高的强度，z1一般不少于10。半轴齿轮齿数z2在14～25选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.5～2.0的范围内，且半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮齿数整除。 查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比=1.6，半轴齿轮齿数z2=16，行星齿轮的齿数 z1=10 4.行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2及模数m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2分别为 γ1= （4.2） γ2= （4.3） 将各参数分别代入式（4.2）与式（4.3），有： γ1=32°，γ2=58° 锥齿轮大端模数m为 m= （4.4） 将各参数代入式（4.4），有： m=3.43 查阅文献[3]，取模数m=3.5 5.半轴齿轮与行星齿轮齿形参数 按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表4.1。 6.压力角α 汽车差速齿轮大都采用压力角α=22°30′，齿高系数为0.8的齿形。 表4.1半轴齿轮与行星齿轮参数 参 数 符 号 半轴齿轮 行星齿轮 分度圆直径 d 56 35 齿顶高 ha 2 3.6 齿根高 hf 4.26 2.66 齿顶圆直径 da 58.12 41.1 齿根圆直径 df 51.48 30.5 周节 t 11 11 齿根角 θf 7.5° 4.7° 分度圆锥角 δ 63° 27° 顶锥角 δa 62.65 39.3 根锥角 δf 60.5 27.3 锥距 R 30 30 分度圆齿厚 s 4 3 齿宽 b 7.5 7.5 6.行星齿轮轴用直径d 行星齿轮轴用直径d（mm）为 d= （4.5） 式中： T0——差速器壳传递的转矩，Nm； n——行星齿轮数； rd——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm； [σc] ——支承面许用挤压应力，取69MPa； 将各参数代入式（4-5）中，有： d=10.43mm 4.3 差速器齿轮的材料 差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。 4.4 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算 差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行使不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力σw（MPa）为 σw= （4.6） 式中： n——行星齿轮数； J——综合系数0.13； b2——半轴齿轮齿宽，mm； d2——半轴齿轮大端分度圆直径，mm； T——半轴齿轮计算转矩（Nm），T=0.6 T0； ks、km、kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取； 将各参数代入式（4-6）中，有： σw=896 MPa 按照文献[1], 差速器齿轮的σw≤[σw]=980 MPa，所以齿轮弯曲强度满足要求。 4.5 本章小结 本章介绍了差速器的作用及工作原理，基于对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数进行了相应的设计计算，对差速器齿轮的几何尺寸及强度进行了相应的计算，最终确定了所设计差速器的各个参数，取得机械设计、机械制造的标准值并满足了强度计算和校核。 第5章 半轴的设计 驱动车轮的传动装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。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节传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。 5.1 半轴的型式 普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。 半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、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，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。 全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。 由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式 图5.1 半轴型式及受力简图 (a)半浮式；（b）3/4浮式；（c）全浮式 半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为5～70MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。 5.2 半轴的设计与计算 半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。 半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况： 1.纵向力X2最大时(X2＝Z2)附着系数取0.8，没有侧向力作用； 2.侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用； 3.垂向力Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即: 故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。 5.2.1 半浮式半轴的设计计算 本课题采用带有凸缘的半浮式半轴，其详细的计算校核如下： 1.半浮式半轴计算载荷的确定 半浮式半轴只承受转矩，其计算转矩按下式进行： T=ξTemaxig1i0 （5.1） 式中：ξ——差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取＝0.6； ig1——变速器1挡传动比； i0——主减速比。 已知：Temax＝430Nm；ig1＝5.0； i0＝5.278 ；=0.6 计算结果： T=1172 N.m 在设计时，半浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行 （5.2） 式中d——半轴杆部直径，mm； T——半轴的计算转矩，Nrn； ——半轴扭转许用应力，MPa。 根据上式带入T＝1172 Nm，得： 21.61mm≤d≤22.98mm 取：d=23mm 给定一个安全系数 k=1.5 d=k×d =1.5×223 =34.5mm 半浮式半轴支承转矩，其计算转矩为 （5.3） 三种半轴的扭转应力由下式计算： （5.4） 式中——半轴的扭转应力，MPa； T——半轴的计算转矩Nm； d——半轴杆部直径mm。 将数据带入式（5.3）、（5.4）得： =21.99MPa 半轴花键的剪切应力为 （5.5） 半轴花键的挤压应力为 （5.6） 式中 T——半轴承受的最大转矩，T=1172Nm； DB——半轴花键(轴)外径,32mm； dA——相配的花键孔内径，dA=30mm； z——花键齿数； Lp——花键工作长度，20mm； B——花键齿宽，B=3mm； ——载荷分布的不均匀系数，取0.75。 将数据带入式（5.5）、（5.6）得： =68Mpa =169MPa 半轴的最大扭转角为 （5.7） 式中 T——半轴承受的最大转矩，Nm； l——半轴长度，mm； G——材料的剪切弹性模量，MPa； J——半轴横截面的极惯性矩， mm4。 将数据带入式（5.7）得： = 8° 半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784MPa左右。在保证安全系数在1.3～1.6范围时，半轴扭转许用应力可取为[]＝490～588MPa。 对于越野汽车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大的安全系数，这时许用应力应取小值；对于使用条件较好的公路汽车则可取较大的许用应力。 当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa；挤压应力不应该超过196MPa，半轴单位长度的最大转角不应大于8°/m。 5.3 半轴的结