畢業(yè)設(shè)計（論文）-汽車單級驅(qū)動橋總成設(shè)計

廣西工學(xué)院2011屆畢業(yè)設(shè)計說明書課題名稱汽車單級驅(qū)動橋總成設(shè)計系別汽車工程系專業(yè)汽車服務(wù)工程班級汽服071學(xué)號2007姓名指導(dǎo)教師2011年5月廣西工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計說明書廣西工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書汽車單級驅(qū)動橋總成設(shè)計系別汽車工程系專業(yè)汽車服務(wù)工程班級汽1學(xué)號200701姓名指導(dǎo)教師教研室主任系主任2011年3月PAGEV摘要本次設(shè)計為參照乘用轎車驅(qū)動橋來進行的，目的是為了檢驗大學(xué)幾年的學(xué)習(xí)成果以及為將來的工作打下堅實的基礎(chǔ)。說明書中闡述了驅(qū)動橋殼的功能與作用、設(shè)計的要求及其工作原理，通過查閱大量的汽車設(shè)計資料，以及結(jié)合所學(xué)的知識，對該驅(qū)動橋殼進行了方案論證、結(jié)構(gòu)方案分析以及設(shè)計計算。本次設(shè)計的驅(qū)動橋采用半浮式半軸的整體式橋殼單級螺旋錐齒輪傳動。普通對稱式圓錐行星齒輪（兩個）的差速形式。設(shè)計中包括了驅(qū)動橋殼、主減速器和差速器等各項參數(shù)的確定，其中包括主要參數(shù)的選擇計算、受力情況、強度校核等，并且還對一對齒輪上的支承軸承進行了壽命校核。以及對本次設(shè)計做出總結(jié)。整個畢業(yè)設(shè)計歷時兩個多月，在老師的悉心指導(dǎo)和同學(xué)的熱心幫助下得以順利完成。最后感謝在畢業(yè)設(shè)計期間給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W(xué)。從這次畢業(yè)設(shè)計中，我必將受益非淺。關(guān)鍵詞：乘用轎車驅(qū)動橋設(shè)計后橋主減速器AbstractThesecond-rowseatdesignedforpassengercardriveaxlehousingtocarryout,.ThepurposewastotesttheUniversityofyearsoflearningoutcomesAswellasfutureworktolayasolidfoundationforwork.Setforthinthespecificationpreparedbythedriveaxlehousingfunction、Thedesignrequirementsanditsworkingprinciple,Throughaccesstoalargenumberofautomotivedesigninformation,Aswellasthecombinationoflearnedknowledge,Ofthedriveaxlehousingprogramcarriedoutfeasibilitystudies,Structuralanalysisanddesignandcalculationprograms.Thedesignofthedriveaxlewithsemi-floatingaxleasawholeBridgeShellSingle-stagespiralbevelgear.Generalsymmetricconeplanetarygear(2)indifferentialform.Design,includingthedriveaxlehousing,TheparametersofthemainreductiongearanddifferentialdeterminationofIncludingthemainparametersofthechoiceofcalculation,Forcesituation,Intensitycalibration,etc.Andalsotothetwopairsofgearsonthesupportingbearingsofthelifeofchecking.Inthefinal,tosumupthisdesign.Lastedformorethantwomonthsthewholegraduationproject,theteachersofyourinstructorsandfellowstudentsenthusiasticassistancehasbeencompletedsmoothly.Finallythankforgivingmeduringthegraduationprojecttohelpteachersandstudents.Graduationfromthisdesign,Iwillgreatlybenefitfrom.Keywords:PassengercarBridgeDesignRearaxleMainreducer

目錄摘要 IAbstract II前言 1第一章總體方案設(shè)計 21.1車型參數(shù) 21.2概述 21.3驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)型式及選擇 31.4主減速器設(shè)計 41.4.1主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 51.4.2單級主減速器傳動形式分析 41.4.3雙曲面齒輪傳動與螺旋錐齒輪傳動比較選擇 61.5主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 71.5.1主動錐齒輪的支承 71.5.2從動錐齒輪的支承選擇 91.6差速器設(shè)計 91.6.1對稱式圓錐行星齒輪差速器 91.6.2強制鎖止式防滑差速器 91.6.3自鎖式差速器 101.7驅(qū)動車輪的傳動裝置 101.7.1半浮式半軸 111.7.23/4浮式 111.7.3全浮式半軸 111.8驅(qū)動橋殼設(shè)計 121.8.1驅(qū)動橋殼應(yīng)滿足如下設(shè)計要求 121.8.2驅(qū)動橋殼結(jié)構(gòu)方案分析 12第二章主減速器設(shè)計 142.1錐齒輪計算載荷的確定 142.1.1按日常行駛轉(zhuǎn)矩MGF確定從動錐齒輪計算載荷 142.1.2按發(fā)動機最大使用轉(zhuǎn)矩來確定從動錐齒輪計算載荷MGe 152.1.3按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪計算載荷MGS 152.2錐齒輪主要參數(shù)的選擇 162.1.1主從動錐齒輪齒數(shù)Z1、Z2的選擇 162.2.2從動錐齒輪大端節(jié)圓直徑和端面模數(shù)的選擇 172.2.3齒面寬b的選取 172.2.4螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向 182.2.5螺旋角βm的選擇 182.2.6齒輪法向壓力角的選擇 182.3主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 192.3.1單位齒長上的圓周力 212.3.2輪齒的彎曲疲勞強度計算 222.3.3輪齒接觸強度的計算 232.4主減速器軸承計算及選擇 242.4.1錐齒輪面上的作用力 242.4.2主減速器軸承載荷的計算 272.4.3錐齒輪軸承型號的確定 282.5主減速器齒輪的材料及熱處理 302.6主減速器的潤滑 31第三章差速器設(shè)計 323.1概述 323.2差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇 323.3圓錐行星齒輪差速器 323.4差速器錐齒輪的強度計算 35第四章半軸的設(shè)計 384.1概述 384.2半軸的計算 384.3半軸花鍵的強度計算 404.4半軸的強度校核 414.5半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及材料與熱處理 42第五章橋殼的設(shè)計 435.1驅(qū)動橋殼結(jié)構(gòu)方案選擇 435.2驅(qū)動橋殼強度計算 455.3材料的選擇 48結(jié)束語 50致謝 51參考文獻 52廣西工學(xué)院2010屆畢業(yè)設(shè)計說明書PAGE63前言隨著經(jīng)濟和科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，汽車工業(yè)也逐漸成為我國的支柱產(chǎn)業(yè)，汽車已經(jīng)進入千家萬戶。而隨著我國加入了WTO，人民的生活水平得到不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級消費品已進入平常家庭。在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨更多的機遇和挑戰(zhàn)，隨著改革開放，我國的汽車工業(yè)也將會有質(zhì)的飛躍。隨著汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設(shè)計出更經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當(dāng)前汽車設(shè)計者的緊迫問題，也是我們作為汽車工程本科畢業(yè)生，必須肩負的重任。在面臨著前所未有的機遇的同時，我們要努力為我們的汽車工業(yè)做出應(yīng)有的貢獻。經(jīng)過四年的刻苦學(xué)習(xí)，我掌握了多門基礎(chǔ)知識和專業(yè)知識。更閱讀了大量的專業(yè)書籍，為從事汽車行業(yè)的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。在大學(xué)畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委的要求，進行了這次設(shè)計。畢業(yè)設(shè)計是對我們在大學(xué)期間所學(xué)知識的一次檢閱，充分體現(xiàn)了一個設(shè)計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。畢業(yè)設(shè)計總體質(zhì)量的好壞也直接體現(xiàn)了畢業(yè)生的獨立創(chuàng)造設(shè)計能力。由于畢業(yè)設(shè)計具有特殊的重要意義，在兩個多月的畢業(yè)設(shè)計時間里我們到單位實習(xí)，并閱讀了大量的汽車資料，虛心向老師請教，且在老師的指導(dǎo)下，將老師傳授的設(shè)計方法運用到自己的設(shè)計中，使本次畢業(yè)設(shè)計得以順利完成。本人的設(shè)計題目、要求及任務(wù)是：汽車單級驅(qū)動橋總成設(shè)計第一章總體方案設(shè)計1.1車型參數(shù)［1］本設(shè)計的車型：乘用轎車參考車型：標致505GTi型號：505GTiEstate牌號：標致名稱：乘用轎車生產(chǎn)廠家：標致本設(shè)計車型的主要參數(shù)：外型尺寸（長寬高）：4898×1730×1540前后輪距：1470/1440mm總質(zhì)量：1580kg整備質(zhì)量：1393kg最小離地間隙：130mm最高車速：170km/h發(fā)動機最大扭矩：188/4250（N.m/r/min）最大功率：97kw/5750（r/min）變速器速比：1檔3.59,2檔2.09，3檔1.37，4檔1.00，5檔0.82倒檔3.63主減速器速比：4.11輪輞規(guī)格：62J×14，輪胎類型與規(guī)格：195/70R141.2概述驅(qū)動橋處于動力傳動系的末端，不僅是汽車的動力傳遞機構(gòu)，也是行走機構(gòu)。其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將動力合理地分配給左、右驅(qū)動功能。驅(qū)動橋是汽車傳動系中的主要總成之一。驅(qū)動橋的設(shè)計是否合理直接關(guān)系到汽車使用性能的好壞。驅(qū)動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅(qū)動橋殼等組成。主減速器：將低由傳動軸傳來的轉(zhuǎn)速并增大扭矩。差速器：在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩并保證兩輸出軸可能以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)。半軸：接受并傳遞轉(zhuǎn)矩到兩邊驅(qū)動車輪。驅(qū)動橋殼：支承汽車整體質(zhì)量，并承受由車輪傳來的由路面不平引起的反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳遞給支架或車身。驅(qū)動橋設(shè)計應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求：1.

所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。

2.

外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。

3.

齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。

4.

在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率。

5.

在保證足夠的強度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，尤其是簧下質(zhì)量應(yīng)盡量小，以改善汽車平順性。

6.

與懸架導(dǎo)向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)，對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，還應(yīng)與轉(zhuǎn)向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)。

7.結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調(diào)整方便。1.3驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)型式及選擇［2］驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式與驅(qū)動車輪的懸架形式密切相關(guān)。當(dāng)車輪采用非獨立懸架時，驅(qū)動橋應(yīng)為非斷開式(或稱為整體式)，即驅(qū)動橋殼是一根連接左右驅(qū)動車輪的剛性空心梁，而主減速器、差速器及車輪傳動裝置(由左、右半軸組成)都裝在它里面。當(dāng)采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調(diào)，驅(qū)動橋應(yīng)為斷開式。這種驅(qū)動橋無剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動車輪則與車架或車身作彈性聯(lián)系，并可彼此獨立地分別相對于車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動；當(dāng)車輪采用獨立懸架時，驅(qū)動橋應(yīng)為斷開式?，F(xiàn)把它們各自的結(jié)構(gòu)特點分析（如：表1-1）：表1-1驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)型式及選擇形式斷開驅(qū)動橋非斷開驅(qū)動橋特點結(jié)構(gòu)特點橋殼分段，彼此之間用鉸鏈連接，可作相對運動；主減速器、差速器等固定在支架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動輪通過獨立懸架與支架或車身連接，兩輪可彼此獨立地相對于支架或車身上下跳動橋殼是一根支承在左、右驅(qū)動輪上的剛性空心梁，而主減速器、差速器和半軸等傳動部件都裝在其內(nèi)；整個驅(qū)動橋通過懸架與支架或車身連接優(yōu)點減低簧下質(zhì)量從而改善汽車通過性，提高行使平順性，平均車速提高。降低車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命。與地面接觸良好，抗側(cè)滑能力提高，汽車的持縱穩(wěn)定性更好結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝性好，成本低，工作可靠，維修和調(diào)整容易缺點結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高簧下質(zhì)量大，對降低動載荷不利，平順性差，Hmin小，通過性不好應(yīng)用越野車、轎車各種貨車、客車及多數(shù)越野車和部分轎車選取非斷開驅(qū)動橋1.4主減速器設(shè)計1.4.1主減速器結(jié)構(gòu)方案分析汽車的主減速器有單級主減速器和雙級主減速器，減速型式的選擇與汽車的類型及使用條件有關(guān)，有時也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它主要取決于由動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比i0的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置型式等。本車型采用單級主減速器，由于單級主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低等優(yōu)點，因而廣泛地用在主減速比i0≤7.6的各種中小型汽車上。例如：轎車、輕型載貨汽車都是采用單級主減速器，大多數(shù)中型載貨汽車也采用這種型式。1.4.2單級主減速器傳動形式分析單級主減速器傳動形式主要有四種：螺旋錐齒輪傳動、雙曲面齒輪傳動、圓柱齒輪傳動和蝸輪蝸桿傳動。它們的傳動形式如圖［3］（1-1）：圖1-1單級主減速器傳動形式1）雙曲面齒輪傳動雙曲面齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E（偏移距），由于偏移距的存在，使主動齒輪螺旋角β1大于從動齒輪螺旋角β2，從而使雙曲面齒輪傳動比大于相同尺寸的螺旋錐齒輪傳動比。2）螺旋錐齒輪傳動而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)移向另一端，另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時齒合，所以它工作平穩(wěn)，能承受較大的負荷，制造也簡單。但在工作中噪聲大，對齒合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大而噪聲增大。為保證齒輪副的正確齒合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高了支承剛度，增大殼體剛度。3）蝸桿蝸輪傳動蝸桿蝸輪傳動比較大（i0﹥7）在任何轉(zhuǎn)速使用下均能工作非常平穩(wěn)且無噪聲，便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動的布置，能傳遞大的載荷，使用壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，折裝方便，調(diào)整容易。但制造成本高，傳動效率低，應(yīng)用于重型多橋驅(qū)動汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動機的大客車上。4）圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋和雙級主減速器置通式驅(qū)動橋。1.4.3雙曲面齒輪傳動與螺旋錐齒輪傳動比較選擇表1-2從動輪的選擇類型螺旋錐齒輪雙曲面齒輪優(yōu)點由于螺旋角較大，摩擦損失較小，傳動效率高達99%，抗膠合能力強，軸承負荷小，潤滑成本低。工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。兩者尺寸相同時，此種齒輪傳動比i0大，當(dāng)i0一定且從動齒輪尺寸相同時，此類齒輪直徑大，輪齒強度大，剛度大。當(dāng)i0一定，主動齒輪尺寸相同，此類齒輪Hmin較大。此類齒輪有側(cè)向滑動和縱向滑動，縱向滑動可使其運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。β1>β2，重合度大，可提高傳動平穩(wěn)性和彎曲強度。其主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。缺點同尺寸時傳動比小，同傳動比時齒輪強度和剛度較小。Hmin小。在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為96％，齒面間大的壓力和摩擦功，可能導(dǎo)致油膜破壞和齒面燒結(jié)咬死，即抗膠合能力較低。雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，選取螺旋錐齒輪1.5主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。1.5.1主動錐齒輪的支承［4］主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。圖1-2主減速器錐齒輪的支承形式a)主動錐齒輪懸臂式b)主動錐齒輪跨置式c)從動錐齒輪懸臂式支承結(jié)構(gòu)(圖1-2a)的特點是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長度a，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a。為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)。懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。不跨置式支承結(jié)構(gòu)(圖1-2b)的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導(dǎo)向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導(dǎo)向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С兄械膶?dǎo)向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個軸承。參考所選車型屬于乘用轎車且僅用于跑一般運輸，所需傳遞最大扭矩較小，因此主減速器主動錐齒輪采用懸臂式支承。1.5.2從動錐齒輪的支承選擇從動錐齒輪的支承(圖1-2c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關(guān)。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設(shè)輔助支承。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應(yīng)保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖（1-3c）所示。

圖1-3a-b從動錐齒輪輔助支承圖1-3c主、從動錐齒輪的許用偏移量1.6差速器設(shè)計差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇，應(yīng)從所設(shè)計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求［5］。差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種。大多數(shù)汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅(qū)動車輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此幾乎都采用了結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅(qū)動輪間的所謂輪間差速器使用；對于經(jīng)常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側(cè)驅(qū)動車輪滑轉(zhuǎn)而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自鎖式兩類。自鎖式差速器又有多種結(jié)構(gòu)型式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。1.6.1對稱式圓錐行星齒輪差速器普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，2個行星齒輪(少數(shù)汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差逮器采用十字軸結(jié)構(gòu))，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上．有些越野汽車也采用了這種結(jié)構(gòu)，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內(nèi)摩擦，提高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置——差速鎖等。由于整速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速界從動齒輪尺寸時，應(yīng)考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導(dǎo)向軸承支座的限制。1.6.2強制鎖止式防滑差速器［6］充分利用牽引力的最簡單的一種方法是在普通的圓錐齒輪差速器上加裝差速鎖，必要時將差速器鎖住。此時左、右驅(qū)動車輪可以傳遞由附著力決定的全部轉(zhuǎn)矩。當(dāng)汽車駛?cè)胼^好的路面時，差速器的鎖止機構(gòu)應(yīng)即時松開，否則將產(chǎn)生與無差速器時一樣的問題，例如使轉(zhuǎn)彎困難、輪胎加速磨損、使傳動系零件過載和消耗過多的功率等。由于上述種種原因，強制鎖住差速器的方法未得到廣泛應(yīng)用。1.6.3自鎖式差速器 為了充分利用汽車的牽引力，保證轉(zhuǎn)矩在驅(qū)動車輪間的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述強制鎖止式差速器的缺點，創(chuàng)造了各種類型的自鎖式差速器。用以評價自鎖式差速器性能的主要參數(shù)，是它的鎖緊系數(shù)。為了提高汽車的通過性，似乎是鎖緊系數(shù)愈大愈好，但是過大的鎖緊系數(shù)如前所述，不但對汽車轉(zhuǎn)向操縱的輕便靈活性、行駛的穩(wěn)定性、傳動系的載荷、輪胎磨損和燃料消耗等，有不同程度的不良影響，而且無助于進一步提高驅(qū)動車輪抗滑能力。因此設(shè)計高通過性汽車差速器時，應(yīng)正確選擇鎖緊系數(shù)值。一般越野汽車的低壓輪胎與地面的附著系數(shù)的最大值為0.7~0.8(在于燥的柏油或混凝工路面上)，而最小值為0.1~0.2(在開始溶化的冰上)。可見相差懸殊的附著系數(shù)的最大比值為8。因此，為了充分利用汽車牽引力，差速器的鎖緊系數(shù)K實際上選定為8就已足夠。而汽車在不好的道路和無路地區(qū)行駛的實踐表明，各驅(qū)動車輪與地面附著系數(shù)不同數(shù)值之比，一般不超過3~4。因此選取K＝3~4是合適的，在這種情況下汽車的通過性可以得到顯著的提高，而其轉(zhuǎn)向操縱等使用性能實際上并不變壞。自鎖式差速器有滑塊-凸輪式、蝸輪式、自由輪式等多種形式。選?。浩胀▽ΨQ式圓錐行星齒輪。1.7驅(qū)動車輪的傳動裝置驅(qū)動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。在斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，驅(qū)動車輪的傳動裝置包括半軸和方向節(jié)傳動裝置且多采用等速方向節(jié)。在一般非斷開式驅(qū)動橋上，驅(qū)動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來，在裝有輪邊減速器的驅(qū)動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器主動齒輪連接起來。普通非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種。如圖1-4所示：圖1-4半軸支撐形式1.7.1半浮式半軸半浮式半軸的內(nèi)端支承方式與上述相同，即半軸內(nèi)端不承受力及力矩。作用在車輪上的各反力及力矩都必須經(jīng)過半軸傳給驅(qū)動橋殼。因半軸內(nèi)端不受彎矩，而外端卻承受全部彎矩和轉(zhuǎn)矩，故稱為半浮式。半浮式支承中，半軸與橋殼中的軸承一般只用一個，為使半軸和車輪不致于被向外的側(cè)向力拉出，該軸承必須承受向外的軸向力。半浮式半軸支承結(jié)構(gòu)簡單，廣泛用于承受載荷較小的轎車上。1.7.23/4浮式3/4浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則一其端部凸緣與輪轂用螺釘連接，該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕、一般僅用在轎車和輕型貨車上。1.7.3全浮式半軸全浮式半軸支承廣泛應(yīng)用在各種貨車上。輪轂通過兩個相距較遠的圓錐滾子軸承支承在半軸套管上。半軸內(nèi)端用花鍵與差速器的半軸齒輪連接。在外端，路面對驅(qū)動輪的作用力(垂直反力FZ、切向反力FX和側(cè)向反力Fr)以及由它們形成的彎矩，直接由輪轂通過兩個錐軸承傳給橋殼，完全不由半軸承受。同樣，在內(nèi)端作用在主減速器從動錐齒輪上的力及彎矩全部由差速器殼直接承受，與半軸無關(guān)。因此這樣的半軸支承形式，使半軸只承受轉(zhuǎn)矩，而兩端均不承受任何反力和反力矩，故稱為全浮式支承形式。所謂“浮”是對卸除半軸的彎曲負荷而言。為防止輪轂及半軸在側(cè)向力作用下發(fā)生軸向竄動，輪轂內(nèi)的兩個錐軸承的安裝方向必須使它們能分別承受向內(nèi)和向外的軸向力。軸承的預(yù)緊度可調(diào)整，并有鎖緊螺母鎖緊。優(yōu)點：全浮式支承的半軸易于拆裝，只需擰下半軸凸緣上的螺釘，就可將半軸從半軸套管中抽出，而車輪和車橋照樣能支持住汽車。選?。喝∈桨胼S1.8驅(qū)動橋殼設(shè)計驅(qū)動橋殼的主要功用是支承汽車質(zhì)量，并承受由車輪傳來的路面反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車架（或車身）；它又是主減速器，差速器，半軸的裝配基體。1.8.1驅(qū)動橋殼應(yīng)滿足如下設(shè)計要求［7］（1）應(yīng)具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪齒合正常并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應(yīng)力。（2）在保證強度和剛度的前提下，盡量減小質(zhì)量以提高汽車行駛平順性。（3）保證足夠的離地間隙。（4）結(jié)構(gòu)工藝性好，成本低。（5）保護裝于其上的傳動系部件和防止泥水浸入。（6）折裝、調(diào)整、維修方便。1.8.2驅(qū)動橋殼結(jié)構(gòu)方案分析驅(qū)動橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種。1）可分式橋殼可分式橋殼的整個橋殼由一個垂直接合面分為左右兩部分，每一部分均由一個鑄件殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)接。在裝配主減速器及差速器后左右兩半橋殼是通過在中央接合面處的一圈螺栓聯(lián)成一個整體。其特點是橋殼制造工藝簡單、主減速器軸承支承剛度好。但對主減速器的裝配、調(diào)整及維修都很不方便，橋殼的強度和剛度也比較低。過去這種所謂兩段可分式橋殼見于輕型汽車，由于上述缺點現(xiàn)已很少采用。2）整體式橋殼整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一整體的空心粱，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構(gòu)成單獨的總成，調(diào)整好以后再由橋殼中部前面裝入橋殼內(nèi)，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調(diào)整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。按制造工藝不同，整體式橋殼可分為鑄造式、鋼板沖壓焊接式和擴張成形式三種。鑄造式橋殼的強度和剛度較大，但質(zhì)量大，加工面多，制造工藝復(fù)雜，主要用于中、重型貨車上。鋼板沖壓焊接式和擴張成形式橋殼質(zhì)量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產(chǎn)，廣泛應(yīng)用于轎車和中、小型貨車及部分重型貨車上。3）組合式橋殼組合式橋殼是將主減速器殼與部分橋殼鑄造為一體而后用無縫鋼管分別壓入殼體兩端，兩者間用塞焊或銷釘固定，它的優(yōu)點是從動齒輪軸承的支承剛度較好，主減速器的裝配、調(diào)整比可分式橋殼方便，然而要求有較高的加工精度，常用于轎車、輕型貨車中。選取：整體式橋殼(鋼板沖壓焊接式)本設(shè)計確定方案如下：參考車型：標致505GTi驅(qū)動形式：前置后驅(qū)動驅(qū)動橋：非斷開式驅(qū)動橋主減速器：單級主減速器（螺旋錐齒輪傳動）主動齒輪支承方式：懸臂式支承差速器：普通對稱式圓錐行星齒輪（兩個）半軸：全浮式半軸橋殼：整體式橋殼(鋼板沖壓焊接式)第二章主減速器設(shè)計2.1錐齒輪計算載荷的確定［8］2.1.1對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉(zhuǎn)速的情況下，所選擇的i值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時i值應(yīng)按下式來確定：式中車輪的滾動半徑，此處給定輪胎型號為195/70R14，查表得滾動半徑為305mm。igh變速器量高檔傳動比。igh=0.82把最大功率時轉(zhuǎn)速np=4250r/n,最高車速=170km/h代入上式計算得i=3.51按日常行駛轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪計算載荷式中：汽車總重量，15800N；車輪滾動半徑，0.306m；從動錐齒輪到輪邊減速比，取1；驅(qū)動軸傳動效率，圓弧錐齒輪取0.90；公路坡度系數(shù)，它代表汽車在設(shè)計時要求能夠持續(xù)爬坡的能力，而不是公路的坡度系數(shù)，取0.08；性能系數(shù)，代表汽車在坡度上的加速能力，取0.017；道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取f＝0.010~0.015；載貨汽車取0.015~0.020；越野汽車取0.020~0.035；該車取0.015代入公式可得：=601.66所以，N.m最大計算扭矩取1，2計算的較小值，所以2132.07N.m計算轉(zhuǎn)矩：N.m2.1.2按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩ＴceTce=式中：Tce計算轉(zhuǎn)矩，Nm；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；Temax=188N.mn計算驅(qū)動橋數(shù)，n=1；if分動器傳動比，if=1；i0主減速器傳動比，i0=3.51；η變速器傳動效率，η=0.90；k液力變矩器變矩系數(shù)，K=1；Kd由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，Kd=1；i1變速器最低擋傳動比，i1=3.59；將數(shù)據(jù)代入上式可得：Tce=2132.07N.m2.1.3按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪計算載荷按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩式中：每個驅(qū)動軸上的重量，為60%G=60%×15800=9480N加速時重量轉(zhuǎn)移系數(shù)，此處為1.1；輪胎與路面的附著系數(shù)，對于一般輪胎的公路用汽車在良好的混凝土或瀝青路上可取0.85；車輪滾動半徑，0.306m；車輪到從動錐齒輪間的傳動比，取1；車輪到從動錐齒輪間的傳動效率，一般為0.9；將數(shù)據(jù)代入公式可得到=3013.69N.m2.2錐齒輪主要參數(shù)的選擇［9］能夠表征齒輪副的參數(shù)有很多，主要參數(shù)有減速比（由總布置確定），主、從動齒輪齒數(shù)Z1、Z2，從動錐齒輪的節(jié)圓直徑d2、端面模數(shù)ms，法向壓力角αon，螺旋角βm等。2.2.1主從動錐齒輪齒數(shù)z1、z2的選擇對于單級主減速器，當(dāng)i0較大時，則應(yīng)盡量使主動齒輪的齒數(shù)取值小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙。當(dāng)i0≥6時，z1的最小值可取為5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，z1最好大于5。當(dāng)i0較小(如i0=3.5~5)時，引可取為7~12，但這時常常會因主、從動齒輪齒數(shù)太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙。為了磨合均勻，主、從動齒輪的齒數(shù)z1，z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對于載貨汽車應(yīng)不少于40，對于轎車應(yīng)不少于50。在選取齒數(shù)時，應(yīng)根據(jù)減速比的值和齒輪加工方法確定主動齒輪齒數(shù)z1，然后再選取z2。根據(jù)以上的說法，此車所選z1=10，z2取41。所以計算得i=3.51，2132.07N.m，N.m。2.2.2從動錐齒輪大端節(jié)圓直徑和端面模數(shù)的選擇從動錐齒輪的節(jié)圓直徑徑（又叫分度圓直徑）可以根據(jù)從動錐齒輪上的計算轉(zhuǎn)矩按經(jīng)驗公式確定［2］：d2=Kd2（2-4）式中：d2——從動錐齒輪大端節(jié)圓半徑mm；Kd2——直徑系數(shù)，取13～16——從動錐齒輪上的計算轉(zhuǎn)矩，取與中的最小值，N·m初取d2=Kd2=210mm從動錐齒輪的節(jié)圓半徑確定后，端面模數(shù)m2可按m=d2/z2計算得：m=d2/z2=5.12mm根據(jù)較核公式較核［3］：m=Km（2-5）式中：Km——模數(shù)系數(shù)，取0.3～0.4；——從動錐齒輪上的計算轉(zhuǎn)矩，取與中的最小值，N·mms=Km=（0.3～0.4）=4.050～5.400mm計算后得較核m＞d2/z2。故m=5mm修正得：d2=ms/Z2=5×41=205mm2.2.3齒面寬b的選取通常講齒面寬，指從動大齒輪的齒面寬F2，螺旋錐齒輪副的小齒輪齒面寬F1較F2大10﹪，齒面寬過寬并不能增加輪齒的強度及壽命，反而由于加工原因，易引起齒根處應(yīng)力集中，一般齒面寬?。篎2=0.155d2=0.155×205=31.775mm圓整為32mm，所以b1=1.1×32=35mm2.2.4螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向分為“左旋”與“右旋”兩種。對著齒面看去，如果輪齒的彎曲方向從其小端至大端為順時針走向時，則稱為右旋齒，反時針時則稱為左旋齒。主、從動齒輪的螺旋方向是不同的。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪在傳動時所產(chǎn)生的軸向力，其方向決定于齒輪的螺旋方向和旋轉(zhuǎn)方向。螺旋方向的確定主要是根據(jù)所要求的軸向力的方向是離開錐頂，這樣可以使齒輪嚙合間隙有增大的趨勢，不致于使輪齒卡死而損壞。因此，一般汽車主減速器的主動錐齒輪為左旋方向，從動錐齒輪為右旋。2.2.5螺旋角β的選擇螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的。節(jié)錐齒線(節(jié)錐表而與齒廓表面的交線)上任一點的螺旋角，是該點處的切線和節(jié)錐頂點與該點的連線之間的夾角。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋角沿節(jié)錐齒線是變化的，齒面寬中點處的螺旋角稱為齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角。螺旋錐齒輪傳動主、從動齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角是相等的。選擇齒乾的螺旋角時，應(yīng)考慮到它對齒面(或縱向)重疊系數(shù)、輪齒強度和軸向力的大小有影響。螺旋角應(yīng)足夠大以使重疊系數(shù)不小于1.25。因重疊系數(shù)愈大傳動就愈平穩(wěn)噪聲就愈低。對轎車應(yīng)≥1.5～1.8。當(dāng)≥2.0時可得到很好的結(jié)果。螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此應(yīng)有一個適當(dāng)?shù)姆秶Ｆ囍鳒p速器錐齒輪的螺旋角多在35°~40°，轎車選擇較大的值來保證有較大的重疊系數(shù)。貨車通常取較小的值來防止軸向力過大。該車選為35°2.2.6齒輪法向壓力角的選擇加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)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，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，在此輕型轎車選擇壓力角 2.3主減速器螺旋錐齒輪的強度計算完成主減速器螺旋錐齒輪的幾何參數(shù)的計算后對其進行強度計算，以保證主減速器錐齒輪有足夠的強度和壽命，能安全可靠的工作。參數(shù)及其計算確定名稱代號計算公式和說明計算結(jié)果軸交角按需要確定，一般，最常用螺旋角通常，最常用。大端分度圓直徑按照經(jīng)驗公式初定，得到端面模數(shù)，然后分錐角，外錐距齒寬系數(shù)齒寬中點模數(shù)中點法向模數(shù)中點分度圓直徑中點錐距頂隙，頂隙系數(shù)齒頂高，齒頂高系數(shù)，齒根高,工作齒高全齒高齒根角齒頂角頂錐角根錐角2.3.1單位齒長上的圓周力［10］1）按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速計算（2-6）式中：Temax——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，取188N/m；ig——變速器速比，取i1=3.59，i5=0.82；d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，取50mm；F——從動齒輪的齒面寬，取32mm，=2×188×3.59×1000/(50×32)=843.65N/mm=2×188×0.82×1000/(50×32)=192.7N/mm2）按輪胎的最大附著力矩計算式中G2一—驅(qū)動橋?qū)λ降孛娴呢摵?，N；該車為滿載量為1580kg，所以為15484/2=7742N——輪胎與地面的附著系數(shù)；該車為0.85rr——輪胎的滾動半徑，m；該車為0.306d2——主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑，mm。該車為205=2×7742×0.85×0.306×1000/(35×205)=561.31N/mm表許用單位齒長上的圓周力2-2按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算按最大附著力矩計算附著系數(shù)1檔2檔直接檔轎車8935363218930.85貨車142925014290.85公共汽車9822140.85牽引汽車5362500.652.3.2輪齒的彎曲疲勞強度計算（2-7）式中：——計算彎曲應(yīng)力，N/mm2；——所討論的齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N·m,對于從動齒輪，按與中的最小值者和計算；對于主動齒輪，還需將上述計算轉(zhuǎn)矩換算到主動齒輪上；K0——載荷系數(shù)，對于汽車K0=1；Ks——尺寸系數(shù)，它反映了材料的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng)ms≥1.6mm時，Ks=(ms/25.4)0.25；此車為：0.67Km——齒面載荷分配系數(shù)，對于懸臂式支承Km=1.10~1.25，對于跨置式支承，Km=1.0~1.1；該車為懸臂式支承，故選1.25Kv——質(zhì)量系數(shù)，它與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線速度對齒間載荷的影響有光關(guān)，接觸好、周接及同心度準確時，取Kv=1；ms——端面模數(shù)，取5；F——所討論的齒輪面寬；該車為F1=32,F2=35Z——所討論的齒輪的齒數(shù)；Z2=41,Z1=10J——所討論的齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)，計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，大齒輪取0.235，小齒輪取0.230按與中的最小值計算從動錐齒輪的彎曲疲勞應(yīng)力：=2×2132.07×1×0.67×1.25×1000/（1×52×32×41×0.235）=463.45N/mm2按計算：=2×607.43×1×0.67×1.25×1000/（1×52×32×41×0.235）=132.02N/mm2主動錐齒輪的彎曲應(yīng)力計算：=2132.07×10/41=500.01N·m=607.43×10/41=148.15N·m按與中的較小值計算:=2×600.29×1×0.67×1.25×1000/（1×52×35×10×0.230）=416.16N/mm2按計算：=2×121.98×1×0.67×1.25×1000/（1×52×35×10×0.230）=123.30N/mm2根據(jù)公式，按與兩者的較小值計算是的最大彎曲應(yīng)力，對于汽車主減速器齒輪，不應(yīng)超過700N/mm2（或不超過材料強度極限的75%）；按計算的彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過210.9N/mm2，破壞的循環(huán)次數(shù)為6×106。計算得出的值為都不超過極限值，是合格的。2.3.3輪齒接觸強度的計算（2-8）式中：Cp——綜合彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副，取Cp=232.6N?/mm；d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，該車為32mm；Mp——主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩，為TGF=148.15N·m，TG=500.01N·m；Ks——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，取Ks=1；此車選為0.67Kf——表面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面最后加工的性質(zhì)，一般情況下對于制造精確的齒輪取Kf=1；K0——載荷系數(shù)，對于汽車K0=1；Km——齒面載荷分配系數(shù)，對于懸臂式支承，Km=1.10~1.25，該車取1.25；Kv——質(zhì)量系數(shù)，它與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線速度對齒間載荷的影響有光關(guān)，接觸好、周接及同心度準確是時，取Kv=1;b——齒面寬，取50mm；J——齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取得0.230［3］。按TGF計算：=741.1N/mm2按TGe、TGs兩者的較小值計算：=1644.1N/mm2主從動齒輪的接觸應(yīng)力是相等的。按最大轉(zhuǎn)矩（TGe、TGs兩者的較小值）計算時，許用接觸應(yīng)力為2800N/mm2；按日常行駛轉(zhuǎn)矩TGF計算式1750N/mm2。按最大轉(zhuǎn)矩（TGe、TGs兩者的較小值）計算時值為1644.1N/mm2，不超過許用接觸應(yīng)力2800N/mm2；按日常行駛轉(zhuǎn)矩TGF計算時值為741.1N/mm2，不超過許用接觸應(yīng)力1750N/mm2。符合條件。2.4主減速器軸承計算及選擇2.4.1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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)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(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計算：(2-11)式中：——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取188N·m；，…——變速器在各擋的使用率，可參考表2-3選??；，…——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2-3選??；表2-3及的參考值經(jīng)計算為119.28Ｎ·ｍ(1)齒寬中點處的圓周力F＝N式中：——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩，為上式計算結(jié)果。——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑.對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑經(jīng)計算＝205-32.sin73.6°=174.30mm=42.51mm按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力==1368.67N（2）錐齒輪的軸向力和徑向力圖2-3主動錐齒輪齒面的受力圖如圖2-3，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉(zhuǎn)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(nèi)，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O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)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：作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為由以上二式可計算得：=1109.01N=351.08N以上二式參考《汽車設(shè)計》。2.4.2主減速器軸承載荷的計算［11］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(yīng)考慮徑向力所應(yīng)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(dāng)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。軸承布置圖如下：其中：a=85mm，b=50mm，c=70mm，d=110mm。軸承受力如下表軸承號力的名稱公式計算結(jié)果A徑向力1859.02N軸向力1109.01NB徑向力641.90N軸向力00C徑向力1201.04N軸向力351.08ND徑向力1016.19N軸向力002.4.3錐齒輪軸承型號的確定軸承A計算當(dāng)量動載荷PP===0.60查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表15-7有錐齒輪圓錐滾子軸承e值為0.36，故>e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數(shù)fp=1.2。P=fp（XFr+YFa）將各參數(shù)代入式中，有：P=3081.20N軸承應(yīng)有的基本額定動負荷C′rCr=式中：ft—溫度系數(shù)，查文獻[4]，得ft=1；ε—滾子軸承的壽命系數(shù)，查文獻[4]，得ε=10/3；n—軸承轉(zhuǎn)速，r/min；L′h—軸承的預(yù)期壽命，5000h；對于無輪邊減速器的驅(qū)動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速為r/min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30～35km/h，在此取50km/h。所以有上式可得==424.9r/min而主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速=424.9×4.44=1886.6r/min將各參數(shù)代入式中，有；C′r=24.01kN初選軸承型號查《機械設(shè)計課程設(shè)計》表15-7，初選圓錐滾子軸承32007。=51.5kN>24.01kN驗算7205E圓錐滾子軸承的壽命Lh=將各參數(shù)代入上式中，有：Lh=13508h>5000h所選擇32007圓錐滾子軸承的壽命高于預(yù)期壽命，故選32007軸承,經(jīng)檢驗?zāi)軡M足。同樣的選擇方法，軸承B選擇30207型圓錐滾子軸承經(jīng)以上相同方法驗證均滿足要求。另外，對于軸，需滿足：P軸傳遞的功率，67kwA。=110，查《機械設(shè)計》表15-3，高等教育出版社所以，主動齒輪軸，28.1mm，從動齒輪軸，43.3mm，以上軸承也都滿足。2.5主減速器齒輪的材料及熱處理［12］汽車驅(qū)動橋主減速器的工作相當(dāng)繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、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板彎曲折斷、齒面疲勞點蝕(剝落)、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：（1）具有高的彎曲疲勞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(yīng)有高的硬度；（2）輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)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)律性易控制，以提高產(chǎn)品質(zhì)量、減少制造成本并降低廢品率；（4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應(yīng)我國的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結(jié)構(gòu)鋼系統(tǒng)。汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達HRC58～64，而芯部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)m>8時為HRC29~45，當(dāng)m<8時為HRC32~45。所以該車可選為HRC32~45對于滲碳層深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù)m≤5時，為0.9~1.3mm；m>5～8時，為1.0~1.4mm；m>8時，為1.2~1.6mm。所以該車可選為1.2由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副(或僅大齒輪)在熱處理及精加工(如磨齒或配對研磨)后均予以厚度為0.005~0.010~0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應(yīng)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進行滲硫處理。滲硫處理時的溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可顯著降低，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(chǎn)生。2.6主減速器的潤滑主減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應(yīng)注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤堵不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)。為此，通常是在從動齒輪的前端近主動齒輪處的主減速殼的內(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)過進油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉(zhuǎn)時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐浪子的小端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅(qū)動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油能流進差速器，有的采用專門的導(dǎo)油匙。為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內(nèi)部壓力增高所引起的謂油，應(yīng)在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應(yīng)避開油濺所及之處。加油孔應(yīng)設(shè)置在加油方便之處，抽孔位置也決定了油面位置低處，但也應(yīng)考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。第三章差速器設(shè)計3.1概述［13］根據(jù)汽車行駛運動學(xué)的要求和實際的車輪、道路以及它們之間的相互關(guān)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別的。例如，轉(zhuǎn)彎時外側(cè)車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅(qū)動車輪的轉(zhuǎn)速雖相等而行程卻又不同的這一運動學(xué)上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)或滑移。這不僅會使輪胎過早磨損、無益地消耗功率和燃料及使驅(qū)動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉(zhuǎn)向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉(zhuǎn)彎時有大的滑轉(zhuǎn)或滑移，易使汽車在轉(zhuǎn)向時失去抗側(cè)滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都裝有差速器，后者保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運動學(xué)要求。3.2差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇，應(yīng)從所設(shè)計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種。大多數(shù)汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅(qū)動車輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此幾乎都采用了結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅(qū)動輪間的所謂輪間差速器使用；本車采用對稱式圓錐行星齒輪差速器3.3圓錐行星齒輪差速器3.3.1行星齒輪差速器的確定1）行星齒輪數(shù)目的選擇依照《汽車工程手冊》，轎車及一般乘用車多用2個行星齒輪，貨車汽車和越野汽車多用4個，少數(shù)騎車用個行星齒輪。本車差速器應(yīng)選行星齒輪數(shù)為2個（輕載乘用車汽車）2）行星齒輪球面半徑的確定差速器的尺寸通常決定于，它就是行星齒輪的安裝尺寸，可根據(jù)公式來確定。=2.90×=37.3mm式中：—行星齒輪球面半徑系數(shù)，=2.52~2.99（有四個行星齒輪的轎車和公路用貨車取小值；有2個行星齒輪的轎車，以及越野汽車、礦用汽車取大值）；在此取2.95—差速器計算扭矩。在此為2132.07N.m計算得37.3mm取37mm3）預(yù)選其節(jié)錐距A0=(0.98～0.99)RB A0=0.98×37=36.26mm4）行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇為了得到較大的模數(shù)，以使齒輪有較高的強度，行星齒輪的齒數(shù)應(yīng)盡量少，但一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)取14~25；半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.5~2范圍內(nèi)；左、右半軸齒輪的齒數(shù)和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，否則將不能安裝。根據(jù)這些要求初定半軸齒輪齒數(shù)為18；差速器行星輪個數(shù)為2，齒數(shù)為10。5）行星齒輪節(jié)錐角、模數(shù)和節(jié)圓直徑的初步確定行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角、計算如下：6）大端模數(shù)及節(jié)圓直徑的計算m=sinγ1=sin26.57°=3.18mm取m=4（3-2）算出模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)圓直徑d1和d2：d1=mZ1=4×10=40mmd2=mZ2=4×18=72mm7）壓力角過去汽車差速器齒輪都選用壓力角，這時齒高系數(shù)為1，而最少齒數(shù)為13?，F(xiàn)在大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減少至10。某些重型汽車也可選用壓力角。`所以初定壓力角為8)行星齒輪安裝孔直徑及其深度的確定根據(jù)《汽車工程手冊》中：mm式中：—差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，N.m；—行星齒輪數(shù)；2—為行星齒輪支撐面中點到錐頂?shù)木嚯x（，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而），計算結(jié)果為28.8mm；—支撐面的許用擠壓應(yīng)力，取為69N/mm。3.3差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算序號參數(shù)代號計算所得值行星齒輪半軸齒輪1齒數(shù)Z10182模數(shù)m43齒面寬b10.5mm4工作齒高hg7.2mm5齒全高ht7.4mm6壓力角α22°30′7軸間夾角∑90°8節(jié)圓直徑d40mm72mm9節(jié)錐角γ29°03′60°57′10節(jié)錐距A041mm11周節(jié)t12.566mm12齒頂高5.86mm0.54mm13齒根高1.292mm6.608mm14徑向間隙0.803mm15齒根角δ1°48′9°10′16面錐角γ038°13′62°45′17根錐角γR27°18′51°47′18外圓直徑d038.8mm67.4mm19節(jié)錐頂點至齒面外緣的軸間距離X031.6mm16.4mm20理論弧齒厚s5.43mm3.99mm21齒側(cè)間隙B0.051mm22弦齒厚sX5.38mm3.96mm23弦齒高?X3.41mm1.593mm3.4差速器錐齒輪的強度計算［14］差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，對疲勞壽命則不予考慮，這是因為行星齒輪在工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左、右驅(qū)動車輪有轉(zhuǎn)速差時行星齒輪與半軸齒輪之間才有相對滾動的緣故。汽車的差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為：（N/mm）式中：—差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，N.m；—主減速從動輪所傳遞的扭矩；—行星齒輪數(shù)目；—半軸齒輪齒數(shù)；—超載系數(shù)，一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車，以及液力傳動的各類汽車均?。弧|(zhì)量系數(shù)，對驅(qū)動橋齒輪可?。弧叽缦禂?shù)，當(dāng)端面模數(shù)mm；—載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個齒輪均為騎馬式支撐時，??；、——分別為計算齒輪的齒面寬（mm）、和模數(shù)；—汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力計算用的綜合系數(shù)；查表為0.258—許用彎曲應(yīng)力為980N/mm；當(dāng)T。為2132.07N.m時，N.m計算得mpa>980不滿足要求，所以將F增大至27mm再次計算得=970.2<980，符合要求當(dāng)T。為時，N.m=272.99<980Mpa即滿足要求。第四章半軸的設(shè)計4.1概述驅(qū)動車輪的傳動裝置的基本功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給車輪。在本車上主要零件是半軸。本車用取全浮式半軸。半軸外端的突緣用螺釘與輪轂連接，而輪轂又借兩個圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動橋殼的半軸套上。半軸只承受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動車輪上的其他反力和彎矩全由橋殼承擔(dān)。4.2半軸的計算半軸的主要尺寸是它的直徑，設(shè)計與計算時首先應(yīng)合理地確定其計算載荷。半軸的計算應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況［15］：（1）縱向力X2最大時(X2＝Z2)，附著系數(shù)預(yù)取0.8，沒有側(cè)向力作用；（2）側(cè)向力Y2最大時，其最大值發(fā)生于側(cè)滑時，為Z2中，，側(cè)滑時輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)，在計算中取1.0，沒有縱向力作用；（3）垂向力Z2最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為(Z2-gw)kd，kd是動載荷系數(shù)，這時沒有縱向力和側(cè)向力的作用。由于車輪承受的縱向力、側(cè)向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即 故縱向力X2最大時不會有側(cè)向力作用，而側(cè)向力Y2最大時也不會有縱向力作用。初步確定半軸桿部直徑d=0.040m。半浮式半軸設(shè)計應(yīng)考慮如下三種載荷工況：縱向力最大，側(cè)向力為0：此時垂向力，=970×9.8=9506N縱向力最大值，計算時可取1．2，取0．8。得=5703.6N=4562.88N半軸彎曲應(yīng)力，和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為式中，為輪胎滾動半徑取0.306mm.a為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離，a取0.06m=69.75mpa=111.11mpa==232.9