某兩噸輕卡后橋設計論文

1、沈陽理工大學學士學位論文目錄摘 要IIIAbstractIV1緒論11.1課題的設計任務11.2驅動橋的國內外發(fā)展概況11.3課題的技術路線22總體方案設計42.1驅動橋總成的結構形式選擇42.2主減速器結構形式的選擇52.3主減速器錐齒輪支承形式的選擇52.3.1主動錐齒輪的支承形式52.3.2從動錐齒輪支承62.4主減速器傳動形式的選擇62.5差速器結構形式的選擇82.6半軸結構形式的選擇83主減速器齒輪副設計103.1傳動系載荷計算103.2主減速器設計計算113.2.1主從動錐齒輪齒數的選擇113.2.2從動錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數的計算113.2.3主從動錐齒輪的齒面寬度計算123.

2、2.4齒輪的偏移方向的選擇和偏移距計算123.2.5螺旋角的選擇123.2.6法向壓力角的選擇123.2.7雙曲面齒輪幾何尺寸計算結果123.3主減速器雙曲面齒輪的強度計算及校核213.3.1單位齒長圓周力的計算213.3.2雙曲面錐齒輪輪齒彎曲強度校核223.3.3輪齒接觸強度校核243.3.4錐齒輪材料及熱處理253.4主減速器齒輪的設計結果264軸承的選擇284.1軸承支承受力分析284.2軸承選擇314.2.1軸承類型選擇314.2.2軸承尺寸選擇324.2.3軸承壽命校核344.3軸承的設計結果345半軸設計365.1半軸扭矩計算365.2半軸直徑計算365.3半軸的強度計算及校核3

3、75.4花鍵設計385.5半軸花鍵校核385.6半軸材料及熱處理395.7半軸的設計結果406主減速器總成設計416.1差速器齒輪設計416.2差速器齒輪校核446.3差速器殼體設計456.4差速器設計結果457主減速器嚙合印記調整及預緊裝置設計477.1.1軸承的預緊477.1.2錐齒輪的調整488橋殼設計518.1橋殼設計518.1.1驅動橋殼的形式518.2橋殼的設計結果518.3橋殼強度校核528.3.1最大鉛垂力工況538.3.2最大側向力工況538.3.3最大切向力工況549課題的設計成果569.1設計成果5610結論57致謝58參考文獻59附 錄60摘要驅動橋是汽車總成中重要承載

4、結構之一，位于汽車傳動系的末端，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、右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路面和車架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。所以驅動橋結構形式和設計參數直接影響汽車的動力性、燃油經濟性、可靠性和汽車的使用壽命。本次課題設計是參考傳統(tǒng)的驅動橋的設計方法進行某兩噸輕型貨車的后驅動橋進行設計。首先通過已知的汽車相關參數，確定驅動橋整體方案，包括驅動總成結構形式為整體式驅動橋，主減速器結構形式為單級主減速器，主減速器傳動形式選擇雙曲面錐齒輪傳動，主減速器主動錐齒輪選擇懸臂

5、式支承，從動錐齒輪跨置式支承，差速器結構形式選擇對稱式直齒錐齒輪差速器，半軸結構形式選擇全浮式半軸，橋殼結構形式為整體式沖壓焊接橋殼。然后對主減速器錐齒輪、軸承、半軸、差速器齒輪等主要零件尺寸計算，并進行強度校核。接下來是對差速器殼，主減速器殼和橋殼等不需要計算的零件設計，但必須要滿足汽車的使用要求。最后利用CATIA和UG三維建模軟件繪制零件三維圖并進行裝配。關鍵詞：輕型載貨汽車；驅動橋；CATIA建模AbstractDrive axle is automobile assembly in an important bearing structure, located at the end

6、of the automobile transmission system, and its basic function is the first increase torque and reducing the speed, change the torque transfer direction, which increases from the drive shaft or directly from the transmission of torque and torque and reasonable distribution to the left and right wheel

7、s; secondly, drive axle must bear the effect of road and the frame or body between the vertical force, longitudinal force and lateral force, and braking torque and reaction torque. So the structural form and design parameters of drive axle directly influence the power performance, fuel economy, reli

8、ability and service life of the vehicle.This topic design is refers to the traditional drive bridge design method carries on the design of the rear drive axle of a two ton light truck. First through known auto correlation parameters, determine the whole drive axle scheme, includes a drive assembly s

9、tructure is an integral type driving axle, main reducer structure in the form of a single-stage main reducer and deceleration transmission form of hypoid gear selection, main reducer is active bevel gear selection cantilever support, driven bevel gear is arranged supporting type, the structure of th

10、e differential form of symmetrical straight tooth bevel gear differential, half shaft structure form selection full floating axle, the axle housing structure is integrally pressed welding axle housing. Then the main reducer bevel gears, bearings, half shaft, differential gears, and other major parts

11、 of the size of the calculation, and the strength of the check. Next to the differential housing, the main reducer shell and axle housing and other parts of the design does not need to be calculated, but must meet the requirements of the use of the car. Finally use CATIA and UG 3D modeling software

12、to draw parts of the three-dimensional drawing and assembly.Key words: light truck; drive axle; CATIA modeling861 緒論1.1 課題的設計任務（1）設計參數：本課題設計一種輕型卡車用的后驅動橋，原始設計參數如下：最高車速95 km/h最大爬坡度0.3最大總質量4235 kg 軸荷分配1588kg / 2647kg最大扭矩320 N.m / 2000 r/min額定功率73kw / 3200 r/min輪胎規(guī)格7.00-16輪距1400速比變速器：5.557，2.769，1.644，1

13、.0，R5.15；主減速比：5.83。（2）設計任務：完成主減速器、軸承、半軸的設計計算；完成主減速器總成、差速器總成、橋殼的設計，并將其組裝成驅動橋總成。要求使用CATIA軟件完成驅動橋的三維設計，并使用AutoCAD軟件繪制二維工程圖紙。1.2 驅動橋的國內外發(fā)展概況當前我國汽車零配件行業(yè)現狀主要表現為：一是零部件企業(yè)普遍呈現散、弱、小的特點，國內零部件企業(yè)共有兩萬多家，其中中等規(guī)模以上汽車零部件企業(yè)近8000家，并且90%集中在低端。零部件企業(yè)缺少自主知識產權的核心技術，極大的制約了汽車工業(yè)的自主創(chuàng)新和自主開發(fā)；二是汽車零部件行業(yè)相對于整車制造行業(yè)投入小，但是行業(yè)整體的盈利能力比汽車整車

14、制造行業(yè)好；三是汽車零部件企業(yè)主要為汽車整車制造廠配套生產，普遍采用OEM訂單方式生產，與整車廠商關聯度緊密，形成以整車廠商為龍頭，零部件企業(yè)為依托的產業(yè)集群。車橋行業(yè)的發(fā)展依賴于商用車行業(yè)的發(fā)展，近些年商用車市場形式良好，尤其是重卡市場更是推動了車橋行業(yè)的迅速發(fā)展，各生產廠家已經形成了系列化、批量化、專業(yè)化的生產格局。近幾年來，國內各車橋公司引進國外技術或自主研發(fā)各種重型車橋，有些已被廣泛應用。目前，國內車橋市場可謂競爭激烈，比較有知名度的廠家有東風德納車橋有限公司、中國重汽濟南橋箱有限公司，青特集團有限公司、一汽解放汽車有限公司車橋分公司 、陜西漢德車橋有限公司、安徽安凱福田曙光車橋有限公

15、司、山東鵬翔汽車有限公司等主要生產企業(yè)。在以前，國內商用車整車生產企業(yè)的發(fā)展戰(zhàn)略是車身必須自己生產，發(fā)動機爭取自己生產，而車橋一般采用社會資源。然而隨著近些年商用車市場競爭激烈，為了在核心總成上不受制于人，近些年，國內一汽解放、東風汽車和中國重汽等主要商用車企業(yè)有的采取投巨資、重兵布局發(fā)展自己的車橋業(yè)務方式，有的采取積極主動與有關大型車橋生產企業(yè)建立長期戰(zhàn)略聯盟的方式，以確保自己穩(wěn)定的零部件供應。經過市場的洗禮，研發(fā)實力強、產品質量優(yōu)異的大廠家將會引領車橋行業(yè)的潮流。隨著汽車行業(yè)的發(fā)展，汽車在節(jié)能、環(huán)保、舒適等方面的性能將顯著提升，這就要求車橋產品的性能進一步提高。車橋作為卡車的核心總成，其總

16、要性也越來越被關注。在國外，一方面汽車行駛的路況越來越好，平均車速逐漸提高，另一方面節(jié)約能源，減少對環(huán)境的污染意識使得發(fā)動機正向著大轉矩和低轉速的方向發(fā)展。為適應以上情況，汽車驅動橋速比應該減小，主減速比小的驅動橋沒必要采用雙級減速器。因而目前在國外貨車上廣泛的采用的是單級減速驅動橋，單級驅動橋具有成本低，質量輕，維修保養(yǎng)簡單，傳動效率高，噪音小，溫升低和整車油耗低等優(yōu)點。目前國外技術比較成熟的單級驅動橋的生產廠商有美國伊頓（EATON）公司，美國洛克威爾（ROCKWELL）公司，德國蔡夫(ZF)公司和曼(MAN)公司。1.3 課題的技術路線（1）總體方案設計，根據已給數據進行整車性能計算，選

17、擇確定車橋的形式。（2）主減速器雙曲面錐齒輪副設計，根據已知的數據計算確定主減速器雙曲面錐齒輪的尺寸參數，并用UG和CATIA三維建模軟件繪制出實體。（3）4個軸承的選擇，其中兩個是主減速器主動錐齒輪軸的支承軸承，另兩個是主減速器殼的支承軸承，根據已知數據計算，選擇合適大小的軸承，確定軸承的位置和主動錐齒輪軸的尺寸，并設計合理的預緊裝置，調整齒輪的嚙合印記，用CATIA三維建模軟件造型。（4）主減速器殼設計，軸承預緊及齒面嚙合印記調整，由前幾步已知的尺寸確定主減速器殼尺寸，進行主減速器殼支稱軸承預緊和主減速器齒輪嚙合印記調整，并用CATIA三維建模軟件繪制實體。（5）半軸計算及設計（全浮式），

18、確定半軸形式，并由已知數據計算確定半軸直徑，校核花鍵，用CATIA三維軟件繪制半軸。（6）差速器和殼的設計及驗算，根據已有零件尺寸，直接確定差速器和殼的尺寸，進行相應的校核，用CATIA軟件建模。（7）橋殼設計及校核，選擇橋殼形式，根據已有零件尺寸直接確定橋殼尺寸，進行靜強度校核，用CATIA繪制橋殼模型。2 總體方案設計2.1 驅動橋總成的結構形式選擇驅動橋在汽車傳動系統(tǒng)的末端，主要由差速器、主減速器、驅動橋殼和半軸等組成。其功用是：將發(fā)動機傳來的轉矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅動輪，并減小轉速、增大扭矩；通過主減速器錐齒輪副改變扭矩的傳遞方向；通過差速器實現兩側車輪以不同的轉速轉彎。

19、驅動橋總成的結構形式，按其總體布置來說共有三種，普通的非斷開式驅動橋(見圖2.1 a)、帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋(見圖2.1 b)和斷開式驅動橋(見圖2.1 c)。按其工作特性，它們又可分為兩類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。 圖 2.1 驅動橋總體布置形式簡圖非斷開式驅動橋通過彈性懸架與汽車車架連接，由于半軸套管與主減速器殼是剛性地連接成一體的，因而兩側的半軸和驅動輪不可能在橫向平面內作相對運動，因此稱這種驅動橋為非斷開式驅動橋，也叫整體式驅動橋。有些轎車和越野汽車全部或部分驅動輪采用獨立懸架，就是將兩側的驅動輪分別用彈性懸架與車架相連，兩輪可彼此獨立地相對于車架上下跳動。與此相應，主

20、減速器殼固定在車架上。驅動橋殼應制成分段并通過鉸鏈連接，這種驅動橋就是斷開式驅動橋。非斷開式驅動橋結構簡易，制造工藝性好，成本低，可靠性好，維修調整方便，廣泛應用于貨車和部分轎車上，但是其懸掛質量較大，對降低動載荷和提高平順性不利。斷開式驅動橋結構較復雜，成本較高。但是，它們與獨立懸架接合起來，對于改善汽車平順性、操縱穩(wěn)定性和通過性有利，所以在轎車和高通過性的越野汽車上應用相當廣泛。本次課題設計的是某兩噸貨車的后驅動橋，所以驅動橋總體形式選擇整體式。2.2 主減速器結構形式的選擇主減速器的功用是增大輸入的轉矩并相應降低轉速，以及對于縱置發(fā)動機改變扭矩旋轉方向。為了順應各種車型和使用要求，主減速

21、器有多種布局形式。根據主減速器所具有的齒輪副的數量可以分為單級主減速器（有一對齒輪副）和雙級主減速器(有兩對齒輪副)。而雙級主減速器又可分為整體式和分開式兩種。其中，分開式雙級主減速器的第一級設于驅動橋中部（稱為中央減速器），而第二級設于輪邊(稱為輪邊減速器)。當主減速器具有兩個擋位時，稱為雙級主減速器。單級主減速器常由一對圓錐齒輪構成。單級主減速器結構較簡單，體積小，質量小，成本低，傳動效率高，使用簡便。但是主傳動比不能過大，一般不能超過7.0。如果進一步提高主減速比，將會增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，降低汽車通過性，并且會使從動齒輪熱處理復雜化。由于有上述特點，單級主減速器廣泛應用于

22、轎車和輕、中型貨車上。雙級主減速器有兩對齒輪副傳動，與單級主減速器相比，可以在保證離地間隙相同的情況下得到更大的傳動比（712），但是其尺寸較大，質量較大，成本高傳動效率低。雙級主減速器主要用于中、重型貨車、越野車和大客車上。本課題設計的是某兩噸貨車的后驅動橋，所以本課題設計選擇單級主減速器。2.3 主減速器錐齒輪支承形式的選擇2.3.1 主動錐齒輪的支承形式圖 2.2 主動錐齒輪支承主減速器主動錐齒輪有兩種支承形式，即懸臂式支承（見圖2.2 a）、跨置式支承（見圖2.2 b）。在懸臂式支承設計中，圓錐滾子軸承布置得大端向外，以增加支承間的距離b，并減小懸臂長度a，這樣可以改善支承剛度。一般要

23、求兩軸承支承間距要比2.5倍的懸臂長度還要大?？拷X輪的軸徑直徑d應該不小于懸臂長度a，懸臂式支承的優(yōu)點是其結構簡單；缺點是支承剛度較差。這種結構主要用于傳遞轉矩較小的車橋、輕型貨車的單級主減速器，以及許多雙級主減速器中?？缰檬街С械闹С袆偠容^大，可以保證嚙合良好，提高齒輪承載能力，適用于傳遞較大的轉矩。本課題設計所選主動錐齒輪支承形式為懸臂式。2.3.2 從動錐齒輪支承圖 2.3 主減速器從動錐齒輪支承本課題所選從動錐齒輪支承形式為跨置式，如圖2.3所示，其中從動錐齒輪固結于差速器總成，通過一對圓錐滾子軸承支承。在設計中，圓錐滾子軸承應該布置的大端向內，以減小支承跨距（圖中c+d），這樣可以

24、增加支承的剛度。另外為了增加支承剛度，一般要在差速器殼上加筋。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼處有足夠的位置設置加強筋，距離c+d應該不小于從動齒輪大端分度圓直徑的70%。2.4 主減速器傳動形式的選擇主減速器的傳動形式主要有：螺旋錐齒輪傳動（如圖2.4 a所示）、雙曲面齒輪傳動（如圖2.4 b所示）、圓柱齒輪傳動（如圖2.4 c所示）和蝸桿渦輪傳動（如圖2.4 d所示）。螺旋錐齒輪傳動的特點是:零件制造相對簡單,但其工作噪音大,對嚙合精度十分敏感，當齒輪副錐頂稍有不吻合,便會使工作條件急劇變壞,從而使磨損加劇，噪聲增大。為保證齒輪副的準確嚙合，必需將軸承預緊，提高支承剛度，增大主減速器殼體剛度

25、。渦輪蝸桿傳動的特點：可以在輪廓尺寸較小、結構質量較小的情況下得到較大的傳動比（傳動比可以大于7），工作平穩(wěn)、無聲，適宜把多驅動橋汽車的驅動橋布置成貫通式。但是，其傳動效率較低，成本較高，要求采用價格高的材料（渦輪齒圈要求用高質量的錫青銅）。由于有以上特點，蝸桿渦輪傳動僅在生產批量不大的少數場合得到應用，例如在個別重型多軸驅動汽車，具有高轉速發(fā)動機的大客車以及某些高級轎車上采用這圖 2.4 主減速器 的傳動形式種傳動方式，只有在少量生產時才可以考慮采用這種結構。圓柱齒輪傳動的特點：圓柱齒輪應用于發(fā)動機縱置的驅動橋結構當中。雙曲面齒輪傳動的特點：主、從動軸軸線不相交，而是有一偏移距E，這是與螺旋

26、錐齒輪的差別。由于存在偏移距，使得主動齒輪與從動齒輪的螺旋角不相等，且主動齒輪螺旋角大于從動齒輪螺旋角。雙曲面齒輪一個最大的特點就是當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪的尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。從另一個角度說，當傳動比確定且從動齒輪尺寸相同的時候，雙曲面主動錐齒輪比螺旋錐齒輪有較大的直徑，從而有較高的輪齒強度和較大的主動齒輪軸，軸承剛度也大。再從第三個角度看，當傳動比和主動齒輪尺寸一定時，雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪的小，因而可以增大主減速器殼處的離地間隙。但是，雙曲面齒輪傳動也有缺點，即摩擦較為嚴重。在工作過程中，除了有沿齒高方向的側向滑動之外，還有延齒長方向的縱向滑動，而這種

27、齒面之間的縱向滑動是雙曲面齒輪傳動所特有的。這種縱向滑動可以改善齒輪的磨合過程，并使其工作安靜平穩(wěn)。但是，它也使摩擦損失增加，從而降低傳動效率。由于這種縱向滑動是隨著偏移距的增大而增大的，所以在設計中不應該把偏移距選的過大。在工作過程中，雙曲面的齒面間壓力較大、摩擦較大，可能導致破壞齒面之間的油膜，甚至導致齒面燒結咬死。因此，設計雙曲面齒輪時要注意潤滑問題，一般采用特殊潤滑油。表2.1所示為雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪的優(yōu)缺點比較。由于雙曲面齒輪有上述很多優(yōu)點，因此得到了廣泛應用。表 2.1 雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪的優(yōu)缺點比較特點雙曲面齒輪螺旋齒輪運轉平穩(wěn)性優(yōu)良抗彎強度提高30%較低接觸強度高較低抗

28、膠合能力較弱強滑動速度大小效率對安裝誤差的敏感性約0.98取決于支承剛度和刀盤直徑約0.99取決于支承剛度和刀盤直徑軸承負荷小齒輪的軸向力較大小齒輪的軸向力較小潤滑油用防刮傷添加劑的特種潤滑油普通潤滑油根據設計要求，本課題選擇的主減速器傳動形式為雙曲面齒輪傳動。2.5 差速器結構形式的選擇當汽車轉彎行駛或在不平路面上行駛時，左右驅動輪滾動的角速度是不相同的，這一功能就是靠差速器來實現的。差速器的種類有很多，包括齒輪式差速器、強制鎖止式差速器、高摩擦自鎖式差速器、牙嵌式自由輪差速器、托森差速器、粘性聯軸差速器等。本課題設計的驅動橋用于公路運輸的輕型貨車，對越野性要求不高，其差速器不配備防滑轉功能

29、。故選擇齒輪式差速器中的對稱式錐齒輪差速器。2.6 半軸結構形式的選擇布置在中央的主減速器若安裝在剛性車橋上，則主減速器和車輪之間用軸來傳動，此軸稱為半軸，半軸必成對出現，左右各一個。在非斷開式驅動橋中，車輪傳動裝置的主要部件是半軸。根據車輪端的支承方式不同，半軸型式可分為半浮式、34浮式和全浮式三種型式，如圖2.5所示。全浮式半袖（如圖2.5c所示）的安裝結構特點是：半袖外端通過法蘭盤和車輪輪轂相連，車輪則直接通過兩個軸承支承在橋殼上，而半軸的內端用花鍵插在差速器半軸齒輪花鍵孔中。所說的半軸全浮，是指在外界垂直載荷和側向力作用下半軸不發(fā)生彎曲變形，半軸僅起傳遞轉矩的作用。假如沒有半軸，橋殼上

30、有兩個軸承，照樣能支承住汽車車輪，毫無影響，汽車能被推動行駛。所以采用全浮式半軸能提高汽車使用安全性。（a）半浮式 （b）34半浮式 （c）全浮式 圖2.5 半軸結構類型實際上，一般半軸長度都比較長，由于工藝上的原因，半軸的直徑不可能太小，因此，對于輕型汽車來說，它的強度足夠富裕，若半軸仍用全浮式，半軸的潛力未能充分發(fā)揮。因此可以采用半浮式半軸或3/4浮半軸。半浮式半軸（如圖2.5a所示）的車輪通過半軸支撐在橋殼上，在外界垂直載荷和側向力的作用下半軸要發(fā)生彎曲變形。半浮式半軸的支承布置：半軸靠近車輪端處通過一軸承支承在橋殼上，其內端通過花鍵支承在半軸齒輪上。這樣，可用簡單的輪轂來代替加工復雜的

31、輪轂，同時也就減輕了重量，半浮式結構一定要確保所選材料、設計制造及安裝質量。否則一旦半軸斷裂，嚴重時會造成車毀人亡。3/4浮式半軸（如圖2.5b所示）結構從外觀上很容易和半浮式半軸混淆，兩者主要區(qū)別在于車輪軸承布置相對于車輪中心平面的位置不同。若車輪中心相對于半軸外端有偏置則為半浮，若偏置距為零就是3/4浮了。由于偏置距為零，所以它的單列軸承一定布置在橋殼上，在垂直載荷作用下，半軸的彎曲變形很小，只是受側向力時半軸才會出現很大的彎曲變形，半軸受力狀況較半浮式大為改善，因此這類半軸是3/4浮式半軸。本次課題設計的驅動橋用于兩噸貨車，軸荷較大。對車橋的承載能力有一定的要求，需采用橋殼承載。故選擇全

32、浮式半軸。3 主減速器齒輪副設計3.1 傳動系載荷計算（1）按發(fā)動機最大扭矩與最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算扭矩 (3.1)式中：k液力變矩系數，k=1發(fā)動機最大轉矩，=320 N·m 變速器一擋傳動比，=5.557 分動器傳動比，=1 主減速器傳動比，=5.83 發(fā)動機到主減速器從動齒輪的傳動效率，對于雙曲面齒輪，取=0.9計算驅動橋數，=1猛接離合器所產生的動載系數，對于一般載貨汽車取 =1 將數據代入公式中得N·m（2）按驅動輪打滑扭矩確定從動錐齒輪的計算扭矩 (3.2)式中：滿載狀態(tài)下驅動橋上的靜載荷，N最大加速度時后軸負荷轉移系數，商用車=1.11.2，取1.2

33、 輪胎和路面間的附著系數。對安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好的 混凝土和瀝青路面上， =0.85。車輪滾動半徑(m)，=0.345m(輪胎高寬比按80%計算)主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，無輪邊減速器，取=1 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率，無輪邊減速器，取=1將數據代入公式得=N·m(3) 按日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算扭矩 (3.3) 式中：汽車滿載總重量，=4.2359.81000=41503N 車輪滾動半徑(m)，=0.345m主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，無輪邊減速器，取=1 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率，無輪邊減速器，取=1 驅動橋數，=

34、1 性能參數，取，當時，=0，所以=0 公路坡度系數，對于商用車而言，=0.050.09，取=0.08 道路滾動阻力系數，對于商用車而言，=0.0150.020，取=0.019將數據代入公式（3.3）得N·m本文選取和中的較小值來計算錐齒輪最大應力。計算中所選取的扭矩值為=9128N·m。若進行錐齒輪的疲勞壽命計算，其計算扭矩應取=1418 N·m。3.2 主減速器設計計算3.2.1 主從動錐齒輪齒數的選擇為了保證磨合均勻，主、從動錐齒輪的齒數應避免出現公約數，對于商用車, 一般不小于6。本次設計取7，根據主減速比取41。3.2.2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數的

35、計算節(jié)圓直徑可以根據經驗公式確定， （3.4）式中：從動齒輪大端分度圓直徑（mm） 直徑系數，一般為13.015.3 從動齒輪的計算轉矩（N·m），=9128N·m將數據代入公式（3.4）得=（272320 ）mm初選則=7.32 根據 （3.5）校核=（0.30.4）=（6.278.36）， 所以取值滿足條件。3.2.3 主從動錐齒輪的齒面寬度計算對于汽車工業(yè)，主減速器從動錐齒輪齒寬 =0.155 （3.6） 將數據代入公式（3.6）得=46.5 mm， =51.1 mm3.2.4 齒輪的偏移方向的選擇和偏移距計算對于轎車、輕型載貨汽車來說，一般情況下，偏移距=60mm，

36、E選擇45mm，雙曲面齒輪的螺旋方向為：主動錐齒輪左旋、從動錐齒輪右旋。主動錐齒輪在從動錐齒輪中心線下方。3.2.5 螺旋角的選擇由于主動錐齒輪與從動錐齒輪為雙曲面齒輪，所以二者的螺旋角并不是一樣的，且主動錐齒輪的螺旋角大于從動錐齒輪，本次設計初選主動錐齒輪螺旋角50°，從動錐齒輪螺旋角30°。3.2.6 法向壓力角的選擇壓力角的選擇與輪齒的強度有關，壓力角越大，輪齒的強度越高。并且能減少齒輪不產生根切的最小齒數。載貨汽車一般選用22.5°的壓力角。3.2.7 雙曲面齒輪幾何尺寸計算結果本文設計中，運用Excel表格編輯計算如表3.1所示雙曲面齒輪150個結構參數

37、。具體程序見附件。表3.1雙曲面齒輪的結構參數計算結果序號計算公式計算結果注釋17小齒輪齒數應不小于6241由及主減速比確定30.1707齒數比的倒數446.5大齒輪齒面寬5E45小齒輪軸線偏移距6300大齒輪分度圓直徑7152.4刀盤名義半徑845小齒輪的螺旋角91.1918100.2049110.979712127.2231大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑130.3465大小輪螺旋角差角正切值140.9380151.3510初定小輪擴大系數1621.7210小輪中點分度圓半徑換算值1729.3451小齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑181.2輪齒收縮系數19650.3151近似計算公法線K1

38、K2在大輪軸線上的投影200.0692大輪軸線在小輪回轉平面內偏置角正切211.0024220.0690233.9584大輪軸線在小輪回轉平面內偏置角240.3378初算大輪回轉平面內偏置角正切250.3589260.1924初算小輪分錐角正切270.9820280.3440290.9390301.1978第一次校正小輪螺旋角正切31-0.0021擴大系數修正量32-0.0004大輪擴大系數修正量的換算值33Sin1=（24）-（22）-（32）0.3378校正后大輪偏置角的正弦值340.3589350.1923校正后小輪分錐角正切3610.8872小齒輪節(jié)錐角370.9820小齒輪節(jié)錐角余弦

39、值380.3440第二次校正后的螺旋角差值的正弦3921.3145400.9316411.2131第二次校正后小輪螺旋角的正切值4250.5005小齒輪中點螺旋角430.6361小齒輪中點螺旋角余弦值4429.1860大齒輪中點螺旋角450.8730460.5586470.20484878.4237大齒輪節(jié)錐角490.9797500.20075129.836952633.981553663.8184兩背錐之和54113.3773大輪錐距在螺旋線中點切線方向投影5598.6718小輪錐距在螺旋線中點切線方向投影560.0849極限齒形角正切負值574.8540極限齒形角負值580.9964590

40、.0035600.00016111187.1462620.0013630.004864135.180765135.6673齒線中點曲率半徑661.1233670.03430.829368119.73550.18889691.01397029.229971-3.1695大齒輪節(jié)錐頂點小齒輪軸線距離72129.8648在節(jié)平面內大齒輪齒面寬中點錐距73153.1146大齒輪節(jié)錐距7423.2498大輪分錐上齒寬之半759.7526大齒輪在齒面寬中點處的齒工作高760.4663770.65587845輪齒兩側壓力角的總和79sin0.70718022.5平均壓力角810.9239平均壓力角余弦820

41、.4142平均壓力角正切831.5833846.7967雙重收縮齒齒根角的總和850.1300大齒輪齒頂高系數861.150-1.0200大輪齒根高系數871.2678大齒輪齒面寬中點處的齒頂高889.9976大齒輪齒面寬中點處的齒根高890.8836大輪齒頂角900.0154915.9132大齒輪的齒根角92sin0.1030931.6264大齒輪的齒頂高9412.3928大齒輪的齒根高951.51299614.0192大齒輪齒全高9712.5063大齒輪齒工作高9897.3072大齒輪的面錐角990.98261000.185510172.5105大齒輪的根錐角1020.95381030.3

42、0051040.3151105300.6527大齒輪外圓直徑10633.8955大端分度圓中心至軸線交叉點距離10732.3023大齒輪外圓至小齒輪軸線的距離1080.7478大端頂圓齒頂與分度圓處齒高之差1093.5450大端分度圓處與根圓處在齒高方向上高度差110-3.9173大齒輪面錐頂點至小齒輪軸線的距離111 0.3755大齒輪跟錐頂點至小齒輪軸線的距離112136.43341130.3298修正后小輪軸線在大輪回轉平面內的偏置角正弦1140.94401150.34941160.283711716.4819小齒輪的面錐角1180.95891190.29591206.22581219.

43、1274小齒輪面錐頂點至大齒輪軸線的距離1220.281412315.71420.96261245.6003；0.99521255.9547；0.99521260.0846-0.46241270.9672128119.97491290.963513022.4882131137.1327小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離13222.488513393.7980小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離134146.260113586.5481小齒輪的外圓徑136132.74231370.3390在大輪回轉平面內偏置角正弦13819.81611390.9408140-12.592214129.6000小齒輪根錐頂

44、點至大齒輪軸線的距離1420.174614310.0528小齒輪根錐角1440.98461450.17731460.2032最小齒側間隙允許值1470.2794最大齒側間隙允許值1480.11841498.5117150106.6146在節(jié)平面內大齒輪內錐距3.3 主減速器雙曲面齒輪的強度計算及校核3.3.1 單位齒長圓周力的計算主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用齒輪上的單位齒長圓周力來計算，即= （3.7）式中：輪齒上的單位齒長圓周力（N/mm） 作用在輪齒上的圓周力（N） 從動齒輪齒面寬（mm）1）按發(fā)動機最大轉矩計算時= （3.8） 式中：變速器傳動比 主動錐齒輪中點分度圓直徑，由前面表中

45、數據計算得mm（1）當變速器掛第一擋時，=5.557 =×10=1251.05 N/mm（2）當變速器掛直接擋時，=1，=×10=225.13 N/mm2）按驅動輪打滑的轉矩計算時=×10 （3.9） 式中：滿載狀態(tài)下驅動橋上的靜載荷，N最大加速度時后軸負荷轉移系數，商用車=1.11.2，取1.1將數據帶入（3.9）得=×10=1414.69N/mm許用單位齒長的圓周力見表3.2。在現代汽車設計中，由于材質和加工工藝的提高，單位齒長上的圓周力有時高出表中所列數值2025。表3.2 單位齒長的圓周力汽車類別按發(fā)動機最大轉矩計算時/Nmm按驅動輪打滑轉矩計算

46、時/Nmm輪胎與地面的附著系數一擋直接擋轎車8933218930.85貨車142925014290.85大客車9822140.85牽引車5362500.85對于貨車而言，掛一擋時單位齒長圓周力許用值P=1429 N/mm；掛直接擋時單位齒長圓周力許用值P=250 N/mm；按驅動輪打滑轉矩計算時P=1429 N/mm。對照后發(fā)現本次設計滿足許用值。3.3.2 雙曲面錐齒輪輪齒彎曲強度校核 汽車主減速器雙曲面齒輪的計算彎曲應力為 =×10 （3.9）式中：錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力（N/mm）計算齒輪的計算轉矩(N·m)，當按=min 計算時，對于主動錐齒輪= /=9128/5

47、.83=1565.69N·m，從動錐齒輪=9128N·m，當按計算時，主動錐齒輪=/=1418/5.83=243.22 N·m，從動錐齒輪=1418N·m過載系數，一般=1 d該齒輪大端分度圓直徑，從動錐齒輪大端直徑=300mm，主動錐齒輪大端直徑=+× sin=29.3451×2+51.1×sin10.89=68.34mm是端面模數（mm），從動錐齒輪端面模數=7.32mm，主動錐齒輪端面模數=/=68.34/7=9.76mm齒根彎曲強度和齒面接觸強度的尺寸系數，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關。當

48、1.6 mm時，=（/25.4）；當1.6 mm時，=0.5，=9.76mm，則=（9.76/25.4）=0.787，=7.32mm，則=（7.32/25.4）=0.733軸核分配系數：對于懸臂式結構 =1.11.25。取=1.1質量系數，當齒輪接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，=1b計算齒輪的齒面寬度，主動錐齒輪齒面寬度=51.1mm，從動錐齒輪齒面寬=46.5mm所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數, =22.5°(小齒輪)=0.35，(大齒輪)=0.293（查文獻 1183頁）按=min 計算時，彎曲應力不應超過700 N/mm, 按=計算的彎曲應力不應超過210.9 N/mm。1

49、）對于主動錐齒輪來說 （1）按驅動輪打滑計算，對于主動錐齒輪，代入數值得 =×10=302.99MPa<700 MPa （2）按汽車日常行駛當量計算 =×10=47.07 MPa <210 MPa2）對于從動錐齒輪來說 （1）按驅動輪打滑計算，對于從動錐齒輪 =×10=491.98MPa <700 MPa （2）按汽車日常行駛當量計算 =×10=76.43MPa <210 MPa所以齒輪輪齒滿足彎曲強度。3.3.3 輪齒接觸強度校核因為主、從動錐齒輪的齒面接觸應力相等，所以只需求得一個齒輪上應力就可以，錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為=

50、 (3.10)式中：錐齒輪輪齒的齒面接觸應力（MPa）主動錐齒輪大端分度圓直徑（mm），=68.34mm取和中的較小者（mm），b=46.5mm尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常=1.0 齒面品質系數，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等），對于制造精確的齒輪，=1.0綜合彈性系數，鋼對鋼齒輪，=232.6N/mm主動錐齒輪計算轉矩，當按=min 計算時= / =9128/5.83=1565.69N·m，當按計算時，=/=1418/5.83=243.22 N·m齒面接觸強度的綜合系數，取=0.21（取值來自于參考文獻查文獻 1189頁）

51、按=min 計算的最大接觸應力不應超過2800 MPa, 按=計算的疲勞接觸應力不應超過1750 MPa。（1）錐齒輪按=計算時=1927.38MPa=2800 MPa，符合要求。（2）錐齒輪按=計算時=759.65MPa=1750 MPa，符合要求。所以主減速器雙曲面齒輪輪齒滿足接觸強度。3.3.4 錐齒輪材料及熱處理汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其它齒輪比較，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。根據這些情況，驅動橋齒輪材料應滿足以下的要求：1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有較高的硬度以保證有較高的耐磨性；2）輪齒心部應有適當的韌性，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、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理變形小或者變形規(guī)律易控制，以提高產品質量、縮短制造時間、減小生產成本并降低廢品率。4）選擇齒