5噸級的貨車后驅動橋設計【雙級主減速器】,雙級主減速器,貨車,驅動,設計,雙級主,減速器 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（畢業(yè)論文） 摘 要 驅動橋作為汽車的重要組成部分，它的性能的好壞直接影響整車性能。其一般由主減速器、差速器、半軸及橋殼四部分組成，基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右車輪，并使左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；此外，還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。此次設計先論述了驅動橋的總體結構，在分析驅動橋各部分結構型式、發(fā)展過程及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎上，確定了總體設計方案：采用整體式驅動橋，主減速器的減速型式采用雙級減速器，主減速器齒輪采用螺旋錐齒輪，差速器采用圓錐行星齒輪差速器，半軸采用全浮式型式，橋殼采用鑄造整體式橋殼。此次設計中，主要完成了雙級減速器、圓錐行星齒輪差速器、全浮式半軸的設計和橋殼的校核及材料選取等工作。 關鍵字：驅動橋、雙級主減速器、弧齒錐齒輪、 ABSTRACT Driving axle assembly is one of the important vehicle carrying pieces and can directly impact on the whole vehicle's performance and its effective life. Driving Axle is consisted of Main Decelerator, Differential Mechanism, Half Shaft and Axle Housing. The basic function of Driving Axle is to increase the torque transmitted by Drive Shaft or directly transmitted by Gearbox, then distributes it to left and right wheel, and make these two wheels have the differential function which is required in Automobile Driving Kinematics; besides, the Driving Axle must also stand the lead hangs down strength, the longitudinal force and the transverse force acted on the road surface, the frame or the compartment lead.The configuration of the Driving Axle is introduced in the thesis at first. On the basis of the analysis of the structure and the developing process of Driving Axle, the design adopted the Integral Driving Axle, Double Reduction Gear for Main Decelerator’s deceleration form, Spiral Bevel Gear for Main Decelerator’s gear, Full Floating for Axle and Casting Integral Axle Housing for Axle Housing. In the design, we accomplished the design for Double Reduction Gear, tapered Planetary Gear Differential Mechanism, Full Floating Axle, the checking of Axle Housing and the election of the material and so on. Key words: Driving Axle；Double Main Decelerator；Single Reduction Final Drive 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 目 錄 III 第1章 緒論 1 1.1選題的目的和意義 1 1.2研究現(xiàn)狀 1 1.2.1國內現(xiàn)狀 1 1.2.2國外現(xiàn)狀 2 第2章 驅動橋結構方案分析 4 第3章 主減速器設計 5 3.1 主減速器的結構形式 5 3.1.1 主減速器的齒輪類型 5 3.1.2 主減速器的減速形式 5 3.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 5 3.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 6 3.2.1 主減速器計算載荷的確定 6 3.2.2 主減速器基本參數(shù)的選擇 8 3.2.3主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 10 3.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 10 3.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 14 3.2.6 主減速器軸承的計算 15 第4章 差速器設計 22 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 22 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 23 4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 24 4.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 24 4.3.2 差速器齒輪的幾何計算 26 4.3.3 差速器齒輪的強度計算 26 第5章 驅動半軸的設計 28 5.1 全浮式半軸計算載荷的確定 28 5.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 29 5.3 全浮式半軸的強度計算 29 5.4 半軸花鍵的強度計算 30 第6章 驅動橋殼的設計 31 6.1 鑄造整體式橋殼的結構 31 6.2 橋殼的受力分析與強度計算 32 6.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算 32 6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算 35 6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 35 結 論 38 致 謝 39 參考文獻 40 附 錄 41 IV 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 第1章 緒論 1.1選題的目的和意義 驅動橋作為汽車傳動系統(tǒng)中的主要部件,實現(xiàn)著減速增扭,改變傳動方向,實現(xiàn)差速的作用；驅動橋設計的知識比較廣，有利于鍛煉學生的能力。隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為發(fā)展趨勢。驅動橋性能直接影響整車的性能和有效使用壽命。一般由橋殼、主減速器、差速器和半殼等元件組成，結構更復雜，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經(jīng)車輪、車架及承載式車身經(jīng)懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結構型式和設計參數(shù)除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經(jīng)濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。通過重型貨車驅動橋的設計,鍛煉學生獨立的思考問題和解決問題的能力,同時鍛煉學生掌握驅動橋設計的步驟和過程,鍛煉學生查閱工具書的能力和自學能力.培養(yǎng)學生嚴謹?shù)墓ぷ鲬B(tài)度和工作能力.隨著汽車工業(yè)的發(fā)展及汽車技術的提高，驅動橋的設計，制造工藝都在日益完善。驅動橋也和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在結構設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產品系列化”的方向發(fā)展及生產方式達到驅動橋產品的系列化或變型的目的，通過對驅動橋的設計可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車與機械設計的全面知識和技能。因此，此題目的設計尤為重要。 1.2研究現(xiàn)狀 1.2.1國內現(xiàn)狀 我國驅動橋制造企業(yè)的開發(fā)模式主要由測繪、引進、自主開發(fā)三種組成。主要存在技術含量低，開發(fā)模式落后，技術創(chuàng)新力不夠，計算機輔助設計應用少等問題。國內的大多數(shù)中小企業(yè)中，測繪市場銷路較好的產品是它們的主要開發(fā)模式。特別是一些小型企業(yè)或民營企業(yè)由于自身的技術含量低，開發(fā)資金的不足，專門測繪、仿制市場上銷售較旺的汽車的車橋售往我國不健全的配件市場。這種開發(fā)模式是無法從根本上提高我國驅動橋產品開發(fā)水平的。中國驅動橋產業(yè)發(fā)展過程中存在許多問題，許多情況不容樂觀，如產業(yè)結構不合理、產業(yè)集中于勞動力密集型產品；技術密集型產品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家；生產要素決定性作用正在削弱；產業(yè)能源消耗大、產出率低、環(huán)境污染嚴重、對自然資源破壞力大；企業(yè)總體規(guī)模偏小、技術創(chuàng)新能力薄弱、管理水平落后等。我國汽車驅動橋的研究設計與世界先進驅動橋設計技術還有一定的差距，我國車橋制造業(yè)雖然有一些成果，但都是在引進國外技術、仿制、再加上自己改進的基礎上了取得的。個別比較有實力的企業(yè)，雖有自己獨立的研發(fā)機構但都處于發(fā)展的初期。我國驅動橋產業(yè)正處在發(fā)展階段，在科技迅速發(fā)展的推動下，高新技術在汽車領域的應用和推廣，各種國外汽車新技術的引進，研究團隊自身研發(fā)能力的提高，我國的驅動橋設計和制造會逐漸發(fā)展起來，并跟上世界先進的汽車零部件設計制造技術水平。 1.2.2國外現(xiàn)狀 國外驅動橋主要采用模塊化技術和模態(tài)分析進行驅動橋的設計分析，模塊化設計是對在一定范圍內的不同功能或相同功能不同性能、不同規(guī)格的機械產品進行功能分析的基礎上,劃分并設計出一系列功能模塊,然后通過模塊的選擇和組合構成不同產品的一種設計方法. 以DANA為代表的意大利企業(yè)多已采用了該類設計方法, 模態(tài)分析是對工程結構進行振動分析研究的最先進的現(xiàn)代方法與手段之一。它可以定義為對結構動態(tài)特性的解析分析(有限元分析)和實驗分析(實驗模態(tài)分析)，其結構動態(tài)特性用模態(tài)參數(shù)來表征。模態(tài)分析技術的特點與優(yōu)點是在對系統(tǒng)做動力學分析時，用模態(tài)坐標代替物理學坐標，從而可大大壓縮系統(tǒng)分析的自由度數(shù)目，分析精度較高。 優(yōu)點是減少設計及工裝制造的投入, 減少了零件種類, 提高規(guī)模生產程度, 降低制造費用, 提高市場響應速度等。國外企業(yè)位減少驅動橋的振動特性，對驅動橋進行模態(tài)分析，調整驅動橋的強度，改善整車的舒適性和平順性。 20世紀60年代以來，由于電子計算機的迅速發(fā)展，有限元法在工程上獲得了廣泛應用。有限元法不需要對所分析的結構進行嚴格的簡化，既可以考慮各種計算要求和條件，也可以計算各種工況，而且計算精度高。有限元法將具有無限個自由度的連續(xù)體離散為有限個自由度的單元集合體，使問題簡化為適合于數(shù)值解法的問題。只要確定了單元的力學特性，就可以按照結構分析的方法求解，使分析過程大為簡化，配以計算機就可以解決許多解析法無法解決的復雜工程問題。目前，有限元法己經(jīng)成為求解數(shù)學、物理、力學以及工程問題的一種有效的數(shù)值方法，也為驅動橋殼設計提供了強有力的工具。驅動橋的參數(shù)化設計，參數(shù)化設計是指設計對象模型的尺寸用變量及其關系表示，而不需要確定具體數(shù)值，是CAD技術在實際應用中提出的課題，它不僅可使CAD系統(tǒng)具有交互式繪圖功能，還具有自動繪圖的功能。目前它是CAD技術應用領域內的一個重要的、且待進一步研究的課題。利用參數(shù)化設計手段開發(fā)的專用產品設計系統(tǒng)，可使設計人員從大量繁重而瑣碎的繪圖工作中解脫出來，可以大大提高設計速度，并減少信息的存儲量。未來的驅動橋智能化控制系統(tǒng)已經(jīng)在汽車業(yè)得到了快速發(fā)展，現(xiàn)代汽車上使用的制動防抱死控制、電子穩(wěn)定控制裝置、驅動力控制系統(tǒng)等系統(tǒng)。驅動力控制系統(tǒng)通過控制發(fā)動機轉矩和汽車的制動系統(tǒng)等手段來控制驅動力，即在汽車起步，加速時減少驅動力,防止驅動力超過輪胎與路面的附著力而導致車輪空轉打滑，保持最佳的驅動力,改善汽車的方向穩(wěn)定性和操縱性。另外，汽車電子控制系統(tǒng)和總線驅動系統(tǒng)的迅速發(fā)展，如線控換擋、線控轉向、線控制動等的研究開發(fā)。概念車底盤—滑板結構就是總線控制、燃料電池驅動的，加上不同形狀車身的轎車，現(xiàn)在已經(jīng)開始啟動，通用公司宣傳，這種車有可能在未來10年上市。當線控這一目標實現(xiàn)時，汽車將是一種完全的高新技術產品，發(fā)動機、變速器、傳動軸、驅動橋、轉向機全都不見了，當然四個輪子還是要的。到那時，汽車就可以說是一臺裝在輪子上的計算機了。 第2章 驅動橋結構方案分析 由于要求設計的是5噸級的后驅動橋，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，該種形式的驅動橋的橋殼是一根支撐在左右驅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，此時驅動橋，驅動車輪都屬于簧下質量。 中央雙級驅動橋。在國內目前的市場上，中央雙級驅動橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產品，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動橋，這種改制程度高， 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)值或牽引總質量較大時，作為系列產品而派生出來的一種型號，它們很難變型為前驅動橋，使用受一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。如圖2-1解放驅動橋為中國最早的雙級主減速器驅動橋。 圖2-1 解放CA1091型驅動橋 第3章 主減速器設計 3.1 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。 3.1.1 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%。 3.1.2 主減速器的減速形式 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動橋相比，由于產品結構簡化，雙級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。 3.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 作為一個5噸級的驅動橋，傳動的轉矩不是很大，所以主動錐齒輪采用懸臂式支承。齒輪以其齒輪大端一側的軸頸懸臂式地支持與一對軸承的外側。 主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的型式、支承間的距離和載荷在軸承之間的分布即載荷離兩端軸承支承中心間的距離之比例而定。為了使從動錐齒輪背面的支承凸緣有足夠的位置設置加強筋及增強支承的穩(wěn)定性，距離應不小于從動錐齒輪節(jié)圓直徑的70%。兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使他們的圓錐滾子大端朝內相向，小端朝外相背。 3.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 3.2.1 主減速器計算載荷的確定 3.2.1.1 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 （3-1） 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6.24，此數(shù)據(jù)此參解放CA141車型； ——發(fā)動機的輸出的最大轉矩，此數(shù)據(jù)參考解放CA141車型在此取380； ——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.9； ——該汽車的驅動橋數(shù)目在此取1； ——由于猛結合離合器而產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； （3-2）——汽車滿載時的總質量在此取20000 ； 所以 0.195 =25.66>16 ，即=1.0。由以上各參數(shù)可求 ==2134.08 3.2.1.2 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （3-3） 式中 ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，預設后橋所承載5474N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8.25-20，滾動半徑為 0.46m； ，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.95，由于沒有輪邊減速器取1.0 所以==3493.4 3.2.1.3 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： （3-4） 式中 ——汽車滿載時的總重量，參考解放CA141車型在此取9310N； ——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0.015 ——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0.05 —— 汽車的性能系數(shù)在此取0； ，，n——見式（3-1），（3-3）下的說明。 所以 ==2807.89 式（3-1）～式（3-4）參考《汽車車橋設計》式（3-10）～式（3-12）。 3.2.2 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)、從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、主從動齒輪齒面寬、中點螺旋角、法向壓力角等。 3.2.2.1 主減速器主、從動錐齒輪及圓柱齒輪齒數(shù) 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貨車一般不小于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，而對于普通雙級主減速器來說，由于第一級的減速比比第二級小些，這時，第一級主動錐齒輪的齒數(shù)可選得交大，約在9～15范圍內。第二級圓柱齒輪傳動的齒數(shù)和可選在6810的范圍內。 根據(jù)以上要求參考《汽車車橋設計》中表3-12 表3-13取=11 =25 =13 =49 3.2.2.2 從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù) 可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 （3-5） ——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）=（167～205） 初選=180 則=/=180/25=7.2，參考《機械設計手冊》表23.4-3中選取8 則=184 根據(jù)=來校核=8選取的是否合適，其中=（0.3～0.4）。此處，=（0.3～0.4）=（7.7～10.2），因此滿足校核。 3.2.2.3 主，從動錐齒輪齒面寬 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： =0.155184=28.5 在此取29 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=32。 3.2.2.4 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。 小的值以防止軸向力過大，通常取37.4°。 3.2.2.5 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，驅動汽車前進。 3.2.2.6 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，中型載貨汽車可選用20°的壓力角。 3.2.2.7 主減速器主、從動圓柱齒輪基本參數(shù)的選擇 中心距 mm （3-6） 式中 ——見式（3-3）下的說明，式（3-6）參考《驅動橋橋設計》式（3-25） 所以 ，初選A=183mm 齒寬 ，取，因為與嚙合所以==65。 =4.57 《機械設計手冊》表23.4-3中取 3.2.3主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 詳見附錄表-1及附錄表-2 3.2.4 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。 汽車驅動橋齒輪的許用應力(Nmm)見附錄-3 3.2.4.2 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 (3-7) 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32mm. 按發(fā)動機最大轉矩計算時： N／mm （3-8） 式中 ——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取380； ——變速器的傳動比； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取88mm. 按上式 N／mm 按最大附著力矩計算時： N／mm （3-9） 式中 ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取5474N； ——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0.46m 按上式=727 N／mm 在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，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。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1400N/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/ （3-10） 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＝0.77 　——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用懸臂式支承型式時，＝1.00～1.10式式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值。 　——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，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選取大齒輪＝0.182。 按上式 =34 N/<210.3 N/ 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 圖3-1 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/　　　　　 (3-11) 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(3-9)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； ——表面質量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（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3-2選取=0.135 按上式=1005 〈1750 N/。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（3-6）～（3-10）以及圖3-1，圖3-2均參考《汽車車橋設計》 圖3-2 接觸計算用綜合系數(shù) 3.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 驅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，以提高產品的質量、縮短制造時間、減少生產成本并將低廢品率； （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)象產生。 3.2.6 主減速器軸承的計算 3.2.6.1 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： 　(3-12) 式中 ——發(fā)動機最大轉矩，在此取380N·m； 　　　，…——變速器在各擋的使用率，可參考表2-3選取； 　　　，…——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3-1選??； 表3-1　及的參考值 經(jīng)計算為479Ｎ·ｍ 對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑 經(jīng)計算＝64mm =414m。式（3-11）參考《汽車車橋設計》［１］。 （1） 齒寬中點處的圓周力 ＝　N　 (3-13) 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(3-11); ——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 ==9.6KN （2）錐齒輪的軸向力和徑向力 圖3-3 主動錐齒輪齒面的受力圖 如圖3-3，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，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。在此平面內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： （3-14） （3-15） （3-16） 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 （3-17） （3-18） 由式（3-16）可計算 8519.13N 由式（3-17）可計算 =7134N 式（3-12）～式（3-17）參考《汽車設計》。 3.2.6.2 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。 對于采用懸臂式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖3-4所示 軸承A，B的徑向載荷分別為 R= （3-19） （3-20） 根據(jù)上式已知=8519.13N，=7134N，a=101.5mm ，b=51mm，c=152.5mm 所以軸承A的徑向力 圖3-4 主減速器軸承的布置尺寸 ==4370N 其軸向力為0 軸承B的徑向力 R==7572N （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 (3-21) 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動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為 r/min (3-22) 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30～35 km/h，在此取32.5 km/h。 所以有上式可得==163.89 r/min 而主動錐齒輪的計算轉速=163.89×4.444=728 r/min。所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (3-23) 式中 ——軸承的計算轉速，r/min。 由上式可得軸承A的使用壽命=6188 h 若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命即 = h (3-24) 所以==3076.9 h。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=13364N 軸向力A=20202N，所以=1.513076.9 h= 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（3-19）和式（3-20）已知F=25450N，=14000N，=6000N，a=410mm，b=160mm.c=250mm 所以，軸承C的徑向力： ==1040.3N 軸承D的徑向力： ==2310.5N 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》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 。 ===28963 h> 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=2310.5N，并且=.4187〉e 由《機械設計》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 ===4064.8 h > 所以軸承D滿足使用要求。 此節(jié)計算內容參考了《汽車車橋設計》和《汽車設計》關于主減速器的有關計算。 第4章 差速器設計 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖4-1 差速器差速原理 如圖4-1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4-1），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 （4-1） 若角速度以每分鐘轉數(shù)表示，則 （4-2） 式（4-2）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，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。 有式（4-2）還可以得知：①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。 4.2 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4-2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4-2 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 4.3 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。 4.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 4.3.1.1 行星齒輪數(shù)目的選擇 載貨汽車采用4個行星齒輪。 4.3.1.2 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 (4-3) 式中 ——行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取3.52～3.99，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=76mm 所以預選其節(jié)錐距A=75mm 4.3.1.3 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。 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： （4-4） 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=12，=20 滿足以上要求。 4.3.1.4 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， ==31° =90°-=59° 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m m====6 由于強度的要求在此取m=10mm， 得=72mm ，=6×20=120mm 4.3.1.5 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22.3°的壓力角。 4.3.1.6 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?。? （4-5） 式中：——差速器傳遞的轉矩，N·m；在此取16768N·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69 MPa 根據(jù)上式 =96mm =0.5×96=48mm ≈34mm ≈37mm 4.3.2 差速器齒輪的幾何計算 詳見附錄表-4 4.3.3 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 (4-6) 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，其中，為差速器的行星齒輪數(shù)； ——半軸齒輪齒數(shù)； 、、、——見式（3-9）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4-1可查得=0.229 圖4-2 彎曲計算用綜合系數(shù) 根據(jù)上式==949MPa<980 MPa 所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。此節(jié)內容圖表參考了《汽車車橋設計》中差速器設計一節(jié)。 第5章 驅動半軸的設計 驅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動車輪。在一般的非斷開式驅動橋上，驅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，在此由于是載貨汽車，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。 5.1 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 （5-1） 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量轉移系數(shù)，可取1.2～1.4在此取1.3。 根據(jù)上式=2846 N 若按發(fā)動機最大轉矩計算，即 （5-2） 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（4-1）下的說明。 根據(jù)上式=2759.59 N 在此2759.59N ==2846.60.46=1320.8N·m 5.2 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 （5-3） 根據(jù)上式=（32.4～44.3）mm，根據(jù)強度要求在此取40mm。 5.3 全浮式半軸的強度計算 首先是驗算其扭轉應力： MPa （5-4） 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＝＝169 MPa< =(490～588) MPa 所以滿足強度要求。 5.4 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 (5-5) 半軸花鍵的擠壓應力為 MPa （5-6） 式中：——半軸承受的最大轉矩，N·m ，在此取10060N·m; ——半軸花鍵的外徑，mm，在此取40mm; ——相配花鍵孔內徑，mm，在此取35mm; ——花鍵齒數(shù)；在此取20 ——花鍵工作長度，mm，在此取80mm; ——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==44.7 MPa ==67.4 MPa 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71.05 MPa，擠壓應力[]不應超過196 MPa，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》中關于半軸的計算的內容。 第6章 驅動橋殼的設計 驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量，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。 驅動橋殼應滿足如下設計要求： (1) 應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常，并不使半軸產生附加彎曲應力； (2) 在保證強度和剛度的情況下，盡量減小質量以提高行駛的平順性； (3) 保證足夠的離地間隙； (4) 結構工藝性好，成本低； (5) 保護裝于其中的傳動系統(tǒng)部件和防止泥水浸入； (6) 拆裝，調整，維修方便。 考慮的設計的是載貨汽車，驅動橋殼的結構形式采用鑄造整體式橋殼。 6.1 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）沖擊值急劇降低的問題，得到了與常溫相同的沖擊值。為了進一步提高其強度和剛度，鑄造整體式橋殼的兩端壓入較長的無縫鋼管作為半軸套筒，并用銷釘固定。如圖6-1所示，每邊半軸套管與橋殼的壓配表面共四處，由里向外逐漸加大配合面的直徑，以得到較好的壓配效果。鋼板彈簧座與橋殼鑄成一體，故在鋼板彈簧座附近橋殼的截面可根據(jù)強度要求鑄成適當?shù)男螤睿ǔ６酁榫匦?。安裝制動底板的凸緣與橋殼住在一起。橋殼中部前端的平面及孔用于安裝主減速器及差速器總成，后端平面及孔可裝上后蓋，打開后蓋可作檢視孔用。 鑄造整體式橋殼的主要優(yōu)點在于可制成復