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壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 目 錄 摘 要 II Abstract III 第1章 緒 論 1 第2章 驅動橋的結構型式與布置 3 2.1 驅動橋的結構型式選擇 3 2.2非斷開式驅動橋 3 2.3斷開式驅動橋 3 2.4多橋驅動的布置 4 第3章 主減速器 5 3.1 主減速器的結構型式 5 3.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算 6 第4章 差速器 20 4.1差速器的結構型式選擇 20 4.2對稱錐齒輪式差速器 20 第5章 半軸的設計 26 5.1半軸的型式 26 5.2半軸的設計與制造 26 第6章 驅動橋橋殼 30 6.1橋殼的結構型式選擇 30 6.2橋殼的強度計算 30 參考文獻 34 致 謝 35 35 壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 3噸載重躍進貨車驅動橋總成的設計 摘 要 3噸載重躍進貨車屬于輕型貨車。本次設計包括驅動橋結構形式合理選擇，主減速器的合理設計、差速器合理設計，半軸形式正確選擇與合理設計，以及橋殼等組成部分的設計。驅動橋總成對汽車來說非常重要，它有增扭、降速以及更改轉矩的傳遞方向的基本功用。另一方面，驅動橋還是主要的受力總成，這對于貨車來說尤為重要，他要承受路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力等。通過初步判斷，選擇比較常用的普通非斷開式驅動橋，采用平穩(wěn)性較好的準雙曲面齒輪作為主減速器齒輪，采用比較適用于貨車的對稱式圓錐行星齒輪差速器，選用全浮式半軸，新型的液壓脹形橋殼。 關鍵詞：驅動橋 ；主減速器；準雙曲面齒輪；差速器 壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 Design of the driving axle assembly of 3 ton Yuejin truck Abstract 3 ton Yuejin truck belong to light-van. The drive axle design including the selection of drive axle structure, the main speed reducer design, differential design, selection and design, half shaft form and bridge shell and other part of the design. Its basic function is twisted, slow down and change the direction of the transmission of torque. Drive axle, on the other hand, even as the main bearing assembly, including applied to road surface and frame or under carriage between the vertical force and vertical force and horizontal force, etc. Ordinary not breaking through preliminary judgment, the selection of structure form, the hypoid gear as the main reducer gear, using planetary gear differential symmetric cone, choose full floating half shaft, a new type of hydraulic bulging bridge shell. Key words: Driving axle; Main gear box; Hyperbolical gear; Differential device 第1章 緒論 第1章 緒 論 從卡爾本茨發(fā)明第一輛汽車以來，一百多年的時間，汽車在人類社會一直扮演著不可或缺的角色，為人類的發(fā)展、社會的進步，發(fā)揮了至關重要的作用。在這期間，汽車的種類也趨于多元化，從最初的代步工具，到現在的太空探索機械，和汽車有關的行業(yè)數不勝數，其中貨車，也占有重要一席。而貨車的主要作用，則部分依賴于驅動橋的優(yōu)劣。 驅動橋位于汽車傳動系的末端。它有增扭、降速以及更改轉矩的傳遞方向等主要作用。另一方面，驅動橋還要承受行各種載荷，這一點對貨車來說，尤為重要，它承受的載荷包括路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力等。 一般來說，汽車框架中、驅動橋基本為主減速器、差速器、半軸以及橋殼等部件組合而成。如圖1-1所示：. 圖1-1 一般汽車驅動橋的組成 即使在汽車正常行駛過程時，驅動橋的受力情況仍然非常復雜。本設計的驅動橋為非斷開式，橋殼可以簡單地看成是受各種力矩的空心梁，在滿足必要的強度和剛度的同時，減輕質量也是應該要做的，較好地解決這兩者之間的沖突是設計中需要重點考慮的。 雖然，因為汽車種類太多，驅動橋的結構型式多種多樣，但其最基本的要求卻是一致的。因此，對驅動橋的基本要求應該做好歸納以便設計。要求如下： (1)選擇的主減速比，在滿足使用條件的前提下，使汽車動力性和燃料經濟性要達到最佳； (2)差速器的設計，要保證左、右驅動車輪能差速滾動，并能平穩(wěn)而連續(xù)地傳遞轉矩給左右驅動車輪； (3)左、右驅動車輪與地面的附著系數往往會在實際中有所不同，但不能因此而影響對牽引力的充分利用； (4)能承受在貨車行駛時，各種復雜的力矩，以及在較為復雜的環(huán)境下的非常規(guī)力矩； (5) 保證驅動橋各零部件強度、剛度、可靠性及壽命的情況下。還應盡量減小簧下質量，減小沖擊載荷，進而改善貨車的平順性； (6)輪廓尺寸不僅要與合理的驅動橋離地間隙相適應，還要盡量小一點以便于汽車的總體布置； (7)傳動機件主要為齒輪，要工作平穩(wěn)，盡量減少噪聲； (8)各部件的設計要盡可能滿足汽車變型的要求，包括各部件的通用化、標準化等； (9)傳動效率要盡可能高一點，但不能受工況太大的影響； (10)為了維修方便，更好實現汽車價值，驅動橋各部件要工藝性好，制造容易，結構簡單。 第2章 驅動橋的結構形式與布置 第2章 驅動橋的結構型式與布置 2.1 驅動橋的結構型式選擇 如果按工作特性來分，驅動橋的結構型式可分為兩大類，一種是非斷開式，另一種是斷開式。采用非獨立懸架的驅動車輪時，常常配合非斷開式驅動橋；而采用獨立懸架驅動車輪時，則常配合斷開式驅動橋。而本設計選用非斷開式，以下將具體討論。 2.2非斷開式驅動橋 如圖2-1所示為非斷開式驅動橋，這種驅動橋的優(yōu)點是工作可靠、結構簡單、造價低廉，在各種汽車上應用最廣泛。橋殼作為空心梁的同時，又作為了齒輪及半軸等所有的傳動機件的容器。所以導致簧下質量增大。在實際設計中，用單級主減速器代替雙級主減速器，從而大大減小驅動橋質量；采用整體式橋殼；均是減輕驅動橋質量的有效方法。 圖2-1非斷開式驅動橋 減速器的型式主要決定了驅動橋的輪廓尺寸。在已確定輪胎尺寸和最小離地間隙的情況下，主減速器從動齒輪直徑的尺寸也就固定了。采用行星齒輪結構是最常見的布置方案。這種方案的優(yōu)點是結構緊湊、剛度大、強度高等，因此被廣泛應用，本設計也是采用這樣的方案。 2.3斷開式驅動橋 如圖2-2所示，與非斷開式驅動橋不同的是，橋殼分段是斷開式驅動橋最為明顯的特點，并且各段之間相互獨立，可以做相對運動。另外，它往往匹配獨立懸掛，故又可以稱它為獨立懸掛驅動橋。由于采用獨立懸掛，兩側的驅動車輪就可以彼此獨立，就能夠相對于車廂或車架作上下擺動，所以與之相應的，驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管也要能作相應擺動。 圖2-2 斷開式驅動橋 斷開式驅動橋的驅動車輪與地面的接觸情況較好，并且車輪能夠很好的適應各種情況的地面，從而大大地減弱汽車在不平路面上行駛時的振動，對車廂的傾斜也有所緩解；汽車的行駛平順性和平均行駛速度會得到提高，車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞則會減少，驅動橋可靠性及使用壽命也有也在一定程度上得到了保證。然而，斷開式驅動橋及其相配的獨立懸掛的結構復雜，適用的車型較少，本設計將不再討論。 在查看任務書的要求后，本設計應采用非斷開式驅動橋。 2.4多橋驅動的布置 設計多橋驅動時，必須要借助分動器，傳遞動力通過兩種方式傳遞給各驅動橋。各驅動橋的布置型式也應分為兩種來與之相對應。即非貫通式和貫通式。如果采用前者，需動力在分動器和各驅動橋自己專屬的傳動軸之間傳遞，再經分動器傳給各驅動橋。因此傳動軸個數增加，增大驅動橋體積和質量，而且造成各驅動橋的零件不能通用。 采用貫通式驅動橋是有效解決上述問題的方法。在這種布置中，各驅動橋的傳動軸會被設計在同一鉛垂平面中，并且各驅動橋的傳動軸通過串聯的方式連接到分動器上。動力傳輸的方式也較為不同，會經分動器并貫通中間橋。這樣不僅解決了上述問題，還方便了汽車的設計、制造和維修等。 第3章 主減速器 第3章 主減速器 3.1 主減速器的結構型式 主減速的結構型式在選擇的時候，需要考慮很多參數，齒輪采用何種類型、采用何種形式的減速方式，如何安置主、從動齒輪都會對此產生影響。主減速器的設計和計算都是在結構型式確定的基礎上進行的，所以合理的結構型式十分關鍵。 3.1.1主減速器的齒輪類型 主減速器的齒輪有如圖3-1所示的4種類型。本設計采用雙曲面齒輪。這種方式傳動的優(yōu)點是：在體積一定的情況下，可以實現較大的傳動比；增加了小齒輪的強度，延長齒輪使用壽命等有效的優(yōu)點，大多情況下采用下偏置的方式，可以有效提高平穩(wěn)性。 a)螺旋錐齒輪傳動b)雙曲面齒輪傳動c)圓柱齒輪傳動d)蝸桿傳動 圖3-1 減速器齒輪類型 3.1.2主減速器主動錐齒輪的支承型式及安置方法 主動錐齒輪懸臂式支承 主動錐齒輪跨置式支承 圖3-2 主動錐齒輪支撐型 懸臂式和跨置式是主動錐齒輪的兩種主要支撐形式。如圖3-2所示，跨置式支承較平穩(wěn)，適用于本次設計，這種形式中，軸承支承了齒輪前、后兩端的軸頸。因此跨置式支承增加了支承的剛度，齒輪的變形大為減小。 3.1.3主減速器從動錐齒輪的支承型式及安置方法 以如圖3-3所示的圓錐滾子軸承方式來支承從動錐齒輪。這樣做可以增加支承的剛度，還要做的是向內放置兩軸承的圓錐滾子大端，就可以減小如圖3-3所示的尺寸c+d。如果想為設置加強肋才能提供足夠的位置， c+d起碼比從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%要大。而想要兩軸承均勻支承載荷，需滿足c等于或大于d。 圖3-3從動錐齒輪的支承 如圖3-4所示，為了減少動錐齒輪產生的偏移，輔助支承限制了軸向力對其的作用。 圖3-4主減速器從動錐齒輪的止推裝置 3.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算 要進行本次驅動橋設計，主減速器設計的原始數據很重要，需要最先確定。這些參數包括主減速比i0，驅動橋離地間隙和計算載荷。 3.2.1主減速比的確定 主減速比的確定十分關鍵，它對主減速器的輪廓尺寸、質量大小等有很大影響。還影響著汽車的動力性和燃料經濟性。在汽車總體設計時，由整車的動力計算，確定各項傳動比。再通過改善設計，選擇i0值和發(fā)動機與傳動系參數等汽車動力因素有最合理的配合，讓汽車獲的動力性和燃料的經濟性達到最佳。 如果汽車有很大的功率儲備，發(fā)動機最大功率Pamax及其轉速np在已知的情況下，最高車速Vamax到底能有多大，由所選擇的i0值是關鍵。這時i0值應按下式來初步選定： （3-1） 式中： rr－車輪的滾動半徑，m； np－最大功率時的發(fā)動機轉速，r/min； vamax－汽車的最高車速，km/h； －變速器量高檔傳動比，通常為1。 如果不是上述汽車，最高車速稍有下降可以換來足夠的功率儲備，一般選擇比上式求得的大10％～25％，可以按下式求得： （3-2） 式中： －分動器或加力器的高檔傳動比； －輪邊減速器的傳動比。 主減速比值確定后，主減速器的減速型式也就基本上確定了，同時還要滿足與汽車總布置的離地間隙相適應的要求。 把np =3000r/min，vamax =90km/h，rr =0.381m，=1代入（3-1）得出主減速比計算值=4.78，取=5 3.2.2主減速器齒輪計算載荷的確定 在汽車正常行駛時，實際的運動狀態(tài)十分復雜，所以并不能確定傳動系載荷的大小方向，因此主減速器齒輪的計算載荷很難精確得出。通常，在發(fā)動機輸出最大轉矩的前提，存在兩種情況，可以得到較合理的計算載荷，分別是在驅動輪在良好路面上開始滑轉或配以傳動系最低擋傳動比，可由下列公式算出 (3-3) (3-4) 式中： Temax －發(fā)動機最大轉矩， N·m；(239 N·m) －由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低擋傳動比；(5.568) －傳動系上述傳動部分的傳動效率，取=0.9； K0－由于“猛結合”離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，取K0=1； －該汽車的驅動橋數(=1)； －汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N；(31450) －輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85； －車輪的滾動半徑，m；(0.381) －由主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比(各取0.95，1) －主傳動比計算值(5) 帶入數據 =239×5.568×1×0.9×5/1=5988.38 N·m N·m 由式 (3-3)和(3-4)求出的載荷是工作中的最大轉矩，不是工作中維持運轉持續(xù)轉矩，不可以用來衡量疲勞損壞。汽車種類繁多，行駛工況也很復雜，所以汽車的持續(xù)轉矩沒有簡單的公式可以算出。但相比于條件較差的非公路車輛，公路車輛條件較好，相對穩(wěn)定，根據平均比牽引力的值可以確定所需的近似持續(xù)轉矩。平均計算轉矩可以通過下式求得： N·m (3-5) 式中： －汽車滿載總重，N；(31450N) －所牽引的掛車的滿載總重，N，但僅用于牽引車的計算；(0) －車輪的滾動半徑，m；(0.381) －道路滾動阻力系數，對于載貨汽車可取0.015-0.020；(0.02) －正常使用時的平均爬坡能力系數，對載貨汽車取0.05-0.09；(0.08) －汽車或汽車列車的性能系數: 當時，取=0. 帶入數據，(25.66)取=0. 所以 N·m 3.2.3主減速器齒輪參數的選擇 1.齒數的選擇 在齒數的選擇上，不僅要滿足計算上的要求，還有滿足工作中的需求。一般情況下，需要參考的要求如下： 為了磨合均勻， z1 ，z2之間應避免有公約數；為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、 從動齒輪齒數和應不小于40；為了平穩(wěn)地嚙合，減少噪聲和提高疲勞強度，z1一般不小于6；主傳動比i0很大時， z1取得要小一些，以便得到合適的離地間隙；對于不同的主傳動比， z1和z2應有適宜的搭配 綜上，初步選擇z1＝7，由z2＝z1·i0＝7×4.78＝33.46，取z2＝34。 2.節(jié)圓直徑的選擇 （3-3）（3-4）中的較小值可作為從動錐齒輪的計算轉矩，節(jié)圓直徑可以按如下經驗公式選出： （3-6） 式中： －從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； －直徑系數，一般取13.0~15.3； Tj－計算轉矩，N·m，取Tj＝ Tje＝5988.38 N·m。 代入數據d2=236.07~277.84mm 3.齒輪端面模數的選擇 上一步中d2并沒有確定下來，是因為可以和端面模數一起在校核后從范圍中選出，由式m=d2/z2得到m，校核如下： ＝5.447～7.264 (3-7) 式中： Tj＝ Tje＝5988.38N·m －模數系數，?。?.3～0.4。 （m=d2/z2＝6.94~8.17 取m＝7，所以d2=238mm） 4. 主， 從動錐齒輪齒面寬b1和b2 對于從動錐齒輪齒面寬，可以通過下面公式初步設定： b2=0.155 d2=0.155×238=36.89mm 在此取b2=37mm (3-8) 一般為了嚙合平穩(wěn)，多數情況下小齒輪的齒面寬比大齒輪的大10%，在此取b1=41m； 5.雙曲面齒輪的偏移距E 對于雙曲面齒輪傳動，偏移距E是在小齒輪和大齒輪的中心線中間，選擇E值時應該要考慮：如果是輕型載貨汽車的主減速器，E值會隨著傳動比的增大而增大?？梢酝ㄟ^下列公式算得： E=0.14d2 (3-9) 帶入數據E=0.14×238=33.32，取整E=35 從圖3-5中可以看出，由從動齒輪的錐頂看去其齒面，如果從動齒輪中心線在主動齒輪之上，為上偏移，反之為下偏移。齒輪的螺旋方向在一定程度上關系到偏移方向：主動齒輪左旋，則從動齒輪右旋，通常配合的是下偏移；上偏移時，主、從動齒輪的螺旋方向皆與上述情況反過來，本設計采用下偏移齒輪。 圖3－5雙曲面齒輪的偏移距和偏移方向 (a)，(b)主動齒輪左旋，從動齒輪右旋——下偏移 (c)，(d)主動齒輪右旋，從動齒輪左旋——上偏移 6.螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向 從圖3-6看出，面向齒面，左旋齒是指齒輪的彎曲方向從其小端至大端為逆時針，右旋齒對應是相反的。齒輪的旋轉方和螺旋的方向如何，需要看螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪在傳動時受到的軸向力的方向。齒輪的旋轉方向須從齒輪的后面觀察。 綜上，主動齒輪的旋轉方向是順時針，相應的螺旋方向則左旋。 圖3-6螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向力 7.螺旋角的選擇 螺旋角應該滿足1.25的條件。因較大能使平穩(wěn)和降低噪聲。而軸向力則會隨著螺旋角的增大而增長，因此需要有合理的范圍。 按照“格里森”制，預選主動齒輪螺旋角名義值接近下式所求結果： （3-10） 式中 ： －主動齒輪名義（中點）螺旋角的預選值； －主、從動齒輪齒數7，34； －從動齒輪節(jié)圓直徑238mm； E－雙曲面齒輪的偏移距35mm； 需要用刀號來校正預選，近似刀號可以用下式求得： 近似刀號＝＝10.39 （3-11） 式中 －主、從動齒輪的齒根角，是以“分”為單位表示的。 選取與近似刀號最為相近的標準刀號（列舉有：），反算螺旋角與所選的標準刀號關系如下： ＝49.97 （3-12） 式中 標準刀號為。 故取=50。 8.齒輪法向壓力角的選擇 選擇合適的法向壓力角，可以提高齒輪的強度。雙曲面齒輪比較特殊，主、從動齒輪輪齒的法向壓力角不相同，根據格里森規(guī)定，選用雙曲面齒輪的輕型貨車選用2230的平均壓力角。 9.銑刀盤名義直徑2rd的選擇 刀盤的名義直徑并不是實際可測的，它屬于假設的同心圓，該同心圓由被切齒輪間的中點構成。刀盤名義直徑需要標準化，這是為了降低刀盤規(guī)格數量，并為加工齒輪給出了固定的尺寸區(qū)間。這樣，既可以充分利用模具，降低生產成本，還在一定程度上避免了殘次產品的出現，很有現實意義。 可用下式來初步估算刀盤的名義直徑： ＝201.64mm， (3-13) 所以＝100.82mm。 式中： K－系數，為使2rd標準化，K可取0.9～1.1，取K＝1.0； －從動齒輪的節(jié)錐距和中點錐距，122mm，100mm； －從動齒輪的螺旋角50。 綜上，刀盤名義半徑的標準值取為＝100.82mm。 3.2.4主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 1.主減速器圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算 提高小齒輪粗切工序是雙重收縮齒的最為突出的優(yōu)點。假想出用一個實用上刀頂距最大的粗切刀，按齒面寬方向切出合理的齒厚收縮來，就可以選定雙重收縮齒的齒輪參數，和其大、小齒輪根錐角。采用這種方法最好是在刀盤半徑小于大齒輪直徑時。 在參數計算時，要保證。但只適用于格里森刀盤切齒。如果小齒輪的軸線偏移距E超過100mm或大齒輪的直徑比650mm大，要另作計算。 表3-1主、從動錐齒輪參數 項目 公式 結果 主動齒輪齒數 7 從動齒輪齒數 34 端面模數 m 7mm 齒面寬 b b1=41mm， b2=37mm 工作齒高 14mm 全齒高 15.75mm 法向壓力角 α 20o 軸交角 Σ 90o 節(jié)圓直徑 d=mz d1=49mm d2=238mm 節(jié)錐角 =11.63o =78.37o 節(jié)錐距 122mm 周節(jié) t=3.1416m 21.99mm 齒頂高 7mm 齒根高 8.75mm 徑向間隙 1.75mm 齒根角 4.101o 面錐角 =15.731o =82.471o 根錐角 =7.529o =74.269o 齒頂圓直徑 =62.71mm =240.82mm 節(jié)錐頂點齒輪外圓距離 =117.589mm =17.644mm 理論弧齒厚 =13.96mm =8.03mm 齒側間隙 B=0.305～0.406 0.4mm 螺旋角 50o 2.主減速器圓弧齒雙曲面齒輪的強度計算 在選好主減速器齒輪的主要參數后，要計算齒輪的幾何尺寸，再進行強度驗算，以保證其工作安全可靠以及強度和壽命達到足夠要求。 1)單位齒長圓周力 主減速器齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上的假定單位壓力來估算，即單位齒長圓周力： N/mm (3-14) 式中: P－作用在齒輪上的圓周力，N； b－從動輪的齒面寬，mm. 按發(fā)動機最大轉矩計算時: N/mm (3-15) 式中: －發(fā)動機最大轉矩，N·m －變速器傳動比； －主動輪節(jié)圓直徑mm. 帶入數據得: 附著力矩最大時 N/mm (3-16) 式中: －汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N； －輪胎與地面的附著系數， －輪胎的滾動半徑，m； －主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑，mm. 帶入數據 P≤[P]= 2008.4×1.25=2510.50 N/mm，滿足了齒輪對表面耐磨性的要求。 2)輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力為 (3-17) 式中： －該齒輪的計算轉矩； －超載系數； －尺寸系數，如果端面不小于1.6mm；； －載荷分配系數； －質量系數； －計算齒輪的齒面寬，mm； z－計算齒輪的齒數； m－端面模數，mm； －計算彎曲應力用的綜合系數. 帶入數據 ≤[]=700MPa，滿足了輪齒彎曲強度要求。 3)輪齒的齒面接觸強度計算 圓錐齒輪與雙曲面齒輪輪齒齒面的計算接觸應力為 (3-18) 式中： －主動齒輪最大轉矩， N·m； －主動齒輪工作轉矩， N·m； －材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6； －動齒輪節(jié)圓直徑，mm； －見前面幾式的說明； －尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對其淬透性的影響，可取1； －表面質量系數，可取1； －齒面寬，mm； －計算接觸應力的綜合系數(或稱幾何系數). 帶入數據 σj≤[σj]=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求。 3.2.5主減速器齒輪的材料及熱處理 作為汽車驅動橋主要部分，主減速器有很強的工作強度，其齒輪具有載荷大、載荷變化多、帶沖擊、工作時間長等特點。齒根的彎曲折斷、磨損和擦傷、齒面的疲勞點蝕等是主要的損壞形式。因此驅動橋齒輪的選材及材料的熱處理需要滿足的要求是： 齒表面應具有較高的硬度；為適應沖擊載荷，輪齒芯部應有適當的韌性；在鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工時，應良好的加工工藝性；考慮我國的情況，選擇齒輪材料的合金元素。 3.2.6主減速器軸承的計算 通常情況下，設計主減速器時，要先選定軸承的型號，然后驗算軸承的使用壽命。它的工作載荷及工作條件是影響軸承壽命的主要的外部因素，應先求得齒輪受到的軸向力、圓周力、徑向力，之后再求出軸承反力，來確定軸承載荷，最后驗算軸承壽命。 主減速器主動齒輪的受力情況如圖3-7所示： 圖3-7 主動錐齒輪齒面受力簡圖 齒面寬中點的圓周力P為 7466.67N （3-19） 式中 －主動齒輪的當量轉矩； 因為要更換變速器檔位，同時發(fā)動機也不能總是輸出最大轉矩，所以主減速器齒輪的工作轉矩不會固定。當量轉矩可通過下列公式求得： (3-20) 式中： －發(fā)動機最大轉矩，239 N·m； －變速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔使用率為1％，3％，12％，64％，20％； －變速器的傳動比為6.09，4.39，2.69，1，0.764； －變速器處于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔時的發(fā)動機轉矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。 dm－該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； 對于雙曲面齒輪 ＝201.75mm （3-21） ＝41.5mm （3-22） 式中 ： －主、從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； d2－從動齒輪節(jié)圓直徑238mm； b2－從動齒輪齒面寬37mm； －主、從動齒輪齒數7，34； －從動齒輪的節(jié)錐角78.37； －從動齒輪的根錐角74.27 －雙曲面主、從動齒輪的螺旋角50，50。 雙曲面齒輪的軸向力與徑向力 主動齒輪旋轉方向為順時針，螺旋方向為左旋。 ＝9247N （3-23） ＝2890N （3-24） 從動齒輪旋轉方向為逆時針，螺旋方向為右旋。 ＝3258.5N （3-25） ＝6986.9N （3-26） 式中： －齒廓表面的法向壓力角； －主、從動齒輪齒面寬中點處的螺旋角； －主、從動齒輪的節(jié)錐角。 2.主減速器軸承載荷的計算 1）懸臂式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷 軸承A、B的徑向載荷為 ＝25832.4N （3-27） ＝30214.7N （3-28） 式中： －主動齒輪齒面寬中點處的圓周力； －主動齒輪的軸向力； －主動齒輪的徑向力； －主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； 2）單級減速器的從動齒輪的軸承徑向載荷 軸承C、D的徑向載荷分別為 ＝2264.3N （3-29） ＝8310.5N （3-30） 式中 －從動齒輪齒面寬中點處的圓周力； －從動齒輪的軸向力； －從動齒輪的徑向力； －從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； 3）主減速器軸承壽命 軸承的額定壽命L（10轉）: L= （3-31） 式中： C－軸承的額定動載荷，可由手冊中查到； －壽命指數，對于圓錐滾子軸承。 B處軸承初選32308E： =0.83>e=0.35 =19966(N) (3-32) L==251.3512(10轉) D處軸承初選30213E：=0.56>e=0.42 =6868(N) (3-33) L==4157.258(10轉) 在實際計算中，根據汽車以平均車速行駛至大修前的總行駛里程S，來計算軸承的使用壽命： （3-34） 軸承的額定壽命是工作小時數 （3-35） B處軸承32308E壽命： ＝862435（km） D處軸承30213E壽命： =8945627（km） 式中： n－算轉矩為： ＝309.7（r/min） （3-36） 主動齒輪軸承轉矩： ＝1805.8（r/min） （3-37） 式中： －輪胎滾動半徑0.381m； －汽車的平均行駛速度，km/h，貨車可取40 km/h。 為方便設計和計算，建立了圓錐滾子選擇軸承的全參數化3D模型，在3D布置時只需選擇軸承的型號，其數模即可更新，這樣可以很快的觀察到自己所選擇的軸承的效果. 第4章 差速器 第4章 差速器 由于路面不平，或者在拐彎，在同一時間內，汽車左右車輪在行駛過程中所滾過的行程經常不是一樣的。所以差速器的作用是，在左右車輪滾動速度不一樣的情況下，使得汽車仍然能夠平穩(wěn)的前進。所以在實際運行時，汽車的差速器十分重要。 4.1差速器的結構型式選擇 差速器的結構型式有多種，但作為公路運輸車輛的3噸載重躍進貨車，因為路面較好，各個驅動車輪與路面的附著系數變化和差異很小，所以可以直接采用普通對稱錐齒輪式差速器，它具有結構簡單、質量較小、工作平穩(wěn)、制造方便，而且對于公路汽車來說也是很安全的，完全能夠滿足貨車的使用要求 4.2對稱錐齒輪式差速器 普通錐齒輪式差速器一直被廣泛應用，圖4-1為其示意圖。當一側半軸不轉時，另一側半軸將以殼體兩倍的角速度旋轉，當殼體不轉時，左右半軸將反向、等速旋轉。通過這樣的搭配，汽車可以在兩車輪角速度不同的情況下，依然平穩(wěn)前進。 圖4-1 普通錐齒輪式差速器的示意圖 在確定主減速器從動齒輪尺寸時，因為差速器殼需要安裝在主減速器從動齒輪上，所以應考慮差速器的安裝。從動齒輪及主動齒輪導向軸承支座也限制了差速器的輪廓尺寸 4.2.1差速器齒輪的基本參數選擇 a) 行星齒輪數目的選擇 普遍來說，載貨汽車多用4個行星齒輪，本設計取n=4. b) 行星齒輪球面半徑的確定 差速器錐齒輪承載能力是由行星齒輪球面半徑反映的?？梢园聪铝泄酱_定: （4-1） 式中： －行星齒輪球面半徑系數2.52～2.99，本設計屬于貨車，可取2.6 －差速器計算轉矩，N·m；(5035) 將已知的各參數代入上式（4-1），可得： RB=44.6 預選節(jié)錐距A0 （4-2） A0=43 c）行星齒輪和半軸齒輪齒數z1和z2 要設計足夠強度的齒輪，一般z1不少于10。z2的取值范圍是14～25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數比普遍會在1.5～2.0的區(qū)間內，并且要保證半軸齒輪齒數和必須是行星齒輪齒數的整數倍，這樣才能有效嚙合。 根據本設計的實際情況，和有關資料，半軸齒輪與行星齒輪的齒數比初定為2，行星齒輪的齒數 z1=12，半軸齒輪齒數z2=24。 d） 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數m 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2分別為 （4-3） （4-4） 把初定參數分別代入上式（4-3）與上式（4-4），有： γ1=27°，γ2=63° 錐齒輪大端模數m為 （4-5） 將各參數代入上式（4-5），有：m=3.2 查閱文獻，取模數m=3.5 e）半軸齒輪與行星齒輪齒形參數 參考相關資料結合本設計計算，結果見表4-1。 f)壓力角α 汽車差速齒輪大都采用壓力角α=22°30′，齒高系數為0.8的齒形。 表4-1半軸齒輪與行星齒輪參數 參 數 符 號 半軸齒輪 行星齒輪 分度圓直徑 d 141 96 齒頂高 ha 1.83 3.76 齒根高 hf 4.43 2.5 齒頂圓直徑 da 144 103 齒根圓直徑 df 133 84 齒頂角 θa 4°19′ 2°31′ 齒根角 θf 2°31′ 4°19′ 分度圓錐角 δ 63° 27° 頂錐角 δa 67°19′ 29°31′ 根錐角 δf 60°29′ 22°41′ 錐距 R 47 46 分度圓齒厚 s 9 9 齒寬 b 20 27 g)行星齒輪軸用直徑d 行星齒輪軸用直徑d（mm）為 mm （4-6） 式中： T0－差速器殼傳遞的轉矩，N·m；(5035) n－行星齒輪數；(4) l－行星齒輪支承面中點到錐頂的距離，mm； [σc] －支承面許用擠壓應力，取69 MPa；； 把已知參數代入上式（4-6）中，有： d=32.8mm，取35mm。 4.2.2差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 1.半軸齒輪齒數 2.行星齒輪齒數 3.模數 4.齒面寬 b=(0.25~0.30)A0=11.5~15.75mm，取b=13mm 5.齒工作高 hg=1.6m=7.2mm 6.齒全高 h=1.788m+0.051=8.1mm 7.壓力角 8.軸交角 9.節(jié)圓直徑 10.節(jié)錐角 11.節(jié)錐距 =52.5mm 12. 周節(jié) t=3.1416m=14.14mm 13. 外圓直徑 14.齒頂高 15.齒根高 16.徑向間隙 mm 17.齒根角 18.面錐角 19.根錐角 20. 理論弧齒厚 （τ＝－0.052） （見圖4-2） 21. 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 圖4-2 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數（弧齒厚系數） 22.齒側間隙 (高精度) 23.弦齒厚 24.弦齒高 注:實際情況下，齒根高比上述理論計算值大0.051mm。 在差速器的工作中，因為行星齒輪經常只起等臂推力桿的作用，所以差速器的疲勞壽命可以忽略，但是差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，因為行星齒輪和半軸齒輪之間有相對滾動，過程如下 汽車差速器齒輪的彎曲應力為： (4-7) 式中 T－差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩，N·m； （4-8） n－差速器行星齒輪數目4； －半軸齒輪齒數20； －超載系數1.0； －質量系數1.0； －尺寸系數，； －載荷分配系數1.0； b－齒面寬13mm； m－模數4； J－計算汽車差速器齒輪彎曲應力的總和系數0.228。 以計算得： ＝183.4MPa<[]210.9MPa 以計算得： ＝947.8MPa<[]980 MPa 強度校核成功。 第5章 半軸的設計 第5章 半軸的設計 半軸，作為驅動橋的重要部分，起著將轉矩從差速器傳遞給車輪的作用。因為本設計采用非斷開式驅動橋，不同于斷開式驅動橋和轉向驅動橋使用的是萬向傳動裝置，本設計中半軸是傳動裝置的主要零件。其設計的好壞，直接決定了傳動性能的優(yōu)劣。 5.1半軸的型式 根據車輪端支承方式分類，半軸有半浮式、3/4浮式和全浮式三種，因為軸承傳遞了引起彎矩的所有載荷，所以理論上半軸只承受轉矩。 半浮式半軸在軸套外端的內孔安裝半軸外端支承軸承，車輪裝在半軸上。所承受載荷較大，而且結構簡單，適用于輕型客車和轎車。 3/4浮式半軸以其端部凸緣與輪轂用螺釘連接，輪轂由裝在半軸套端部的軸承支承。其受載情況與半浮式相似，只是受到較少的載荷，大多適用于轎車。 全浮式半軸外端與輪轂相聯，輪轂又支承于驅動橋殼的半軸套管上，其工作可靠，被廣泛使用，本設計采用全浮式半軸。 5.2半軸的設計與制造 如圖5-1所示，全浮式半軸與輪轂是通過半軸外端的凸緣用螺釘相聯的，驅動橋殼對輪轂的支承又通過半軸套管上的兩個圓錐滾子軸承。半軸理應只承受轉矩，橋殼則來承受其他返利和彎矩。雖然其結構復雜，但載荷能夠被合理承受，保證了工作的可靠性，所以被廣泛使用。 圖5-1全浮式半軸的結構與安裝 1－半軸；2－半軸套管；3－輪轂；4－軸承；5－鎖緊螺母 5.2.1全浮式半軸的強度計算 全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩Mφ計算，即： （5-1） 式中： －輪胎與地面的附著系數取0.8； －輪胎的滾動半徑0.381m； －汽車加速或減速時的質量轉移系數，可取1.2～1.4在此取1.3。 －為驅動橋的最大靜載荷： =62900N 根據上式得: Mφ==12461 N·m 全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進行 （5-2） 式中： Mφ－為半軸計算轉矩， －直徑系數，取0.205～0.218. 根據上式 =（47.52m～50.54mm） 根據強度要求在此取50 mm。即： 驗算半軸扭轉應力： （5-3） 式中： －半軸的計算轉矩，N·m在此取13450N·m； －半軸桿部的直徑，50 mm。 根據上式＝ MPa滿足 =(500～700) MPa 所以滿足強度要求。 半軸的扭轉角為： 　　　　　　　　　　　　　　　　　 (5-4) 式中： －扭轉角； －半軸長度，取=1580/2=790mm； G－材料剪切彈性模量，G=80GPa； Ip－半軸截面極慣性矩。 = 10.33°/m 轉角宜為每米長度～。計算較核得 = 10.33°/m，滿足條件范圍。 5.2.2 半軸花鍵的選擇和強度計算 花鍵連接的強度計算與鍵連接相似，首先根據連接的結構特點，使用要求和工作條件選定花鍵的類型和尺寸，然后進行必要的強度計算，根據花鍵受力的情況分析。其主要的失效形式是工作面被壓潰或工作面的過度磨損。因此，靜連接通常按工作面上的擠壓力進行強度計算，動連接就按工作面上的壓力進行條件性的強度計算。根據半軸的尺寸，選定N=8，d=46mm，D=50mm，B=9的內花鍵。 由于半軸在工作時會轉動，花鍵主要是處于動連接。失效形式主要為工作面的過度磨損。其強度計算為： （5-5） 式中： －齒的工作長度，70mm －花鍵齒側面的工作高度，矩形花鍵，其中為倒角尺寸。， dm－花鍵的平均直徑，mm z－花鍵齒數，在此取8； －載荷分布的不均勻系數，取0.8。 將數據帶入上式（5-5）得： =1.0 MPa 根據花鍵的動連接強度在[3～10]MPa，以上計算P≤[3～10]MPa所以該花鍵滿足強度要求，可以安全使用。 5.2.3半軸的材料與熱處理 花鍵的端部常常都做得粗些，這樣可以使半軸和花鍵內徑不小于其干部直徑，并使花鍵槽的深度有所減小，所以必須相應地增加花鍵齒數。扭轉疲勞破壞是半軸的主要破壞形式，所各過渡部分的圓角半徑應盡量大些才能以減小應力集中。半軸突緣往往用平鍛機鍛造，這樣引起其他零件的干涉。 半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我國研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。本設計中，半軸的材料采用，這種材料的熱處理采用高頻、中頻感應淬火。通過該方法，半軸表面淬硬可達，而硬化層深也約為其半徑的1/3，心部的硬度可定為；不淬火區(qū)的硬度可定在范圍內。 第6章 驅動橋橋殼 第6章 驅動橋橋殼 橋殼可以看成是一個整體的空心梁，對其強度及剛度都有較高要求。它有著支撐汽車質量并承受車輪傳來的路面反力和反力矩的作用，同時，作為基體安裝主減速器、差速器和半軸。 6.1橋殼的結構型式選擇 按結構型式分：橋殼大致有整體式、可分式和組合式三種。 整體式橋殼，顧名思義，就是將橋殼制成一個整體，可以看成是一個空心梁。他與減速器可分為兩個單獨部分，方便了主減速器和差速器的拆裝、調整、維修和保養(yǎng)等。 可分式橋殼，根據其組合件數，分為和三段可分式兩種。其中，二段可分式是占多數。橋殼有兩部分，每部分由鑄件殼體與半軸套管用鉚釘聯接而成，兩部分由螺栓聯成整體。三段可分式多了一個中央殼。 組合式橋殼又被稱為支架式橋殼，橋殼的中間部分是鑄造的的主減速器殼，在兩端壓入無縫鋼管，再通過銷釘或賽焊固定。 本設計采用整體式橋殼，其示意圖如圖6-1所示。 圖6-1 整體式橋殼結構的示意圖 6.2橋殼的強度計算 驅動橋殼的受力圖如圖6-2所示，橋殼的受力可以簡略的看成是如下的幾個力，橋殼的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根部也應列為危險斷面進行強度校核。 圖6-2橋殼受力簡圖 （1）牽引力或制動力達到最大時，橋殼鋼板彈簧座處危險斷面的彎曲應力和扭轉應力為： (6-1) (6-2) 式中； －為地面對車輪垂直反力在危險斷面引起的垂直平面內的彎矩， b－輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離； －單側車輪牽引力或制動力在水平面內引起的彎矩；b －牽引或制動時，上述危險斷面所受轉矩， －分別為危險斷面處的垂直平面和水平面彎曲的抗彎截面系數及抗扭截面系數 此設計中： 所以： （2）當側向力最大時，橋殼內、外板簧座處斷面的彎曲應力分別為： （6-3） （6-4） （6-5） （6-6） 式中： －內側車輪的地面垂直反力； －外側車輪的地面垂直反力； －車輪滾動半徑； －側滑時的附著系數，取=1.0 計算得：=47529.1N，=9992.2N 所以： （3） 汽車在不平路面行駛時，危險斷面的彎曲應力為： （6-7） 所以： 橋殼的許用彎曲應力為300～500MPa，許用扭轉切應力為150～400MPa?？慑戣T鐵橋殼取較小值，鋼板沖壓焊接橋殼取最大值。所以，該橋殼能滿足強度要求。 參考文獻 參考文獻 [1]汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊（設計篇）[M].北京：人民交通出版社，2001. [2]林秉華.最新汽車設計實用手冊[M]