1、2006級車輛工程課程設(shè)計說明書第一章驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案分析由于要求設(shè)計的是貨車的后驅(qū)動橋，一般選用非斷開式結(jié)構(gòu)以與非獨立懸架相適應(yīng)，該種形式的驅(qū)動橋的橋殼是一根支撐在左右驅(qū)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(qū)動橋，驅(qū)動車輪都屬于簧下質(zhì)量。驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式有多種，基本形式有三種如下：1）中央單級減速驅(qū)動橋。此是驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)中最為簡單的一種，是驅(qū)動橋的基本形式，在載重汽車中占主導(dǎo)地位。一般在主傳動比小于6的情況下，應(yīng)盡量采用中央單級減速驅(qū)動橋。目前的中央單級減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動小齒輪采用騎馬式支承，有差速鎖裝置供選用。2）中

2、央雙級驅(qū)動橋。在國內(nèi)目前的市場上，中央雙級驅(qū)動橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產(chǎn)品，事先就在單級減速器中預(yù)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(gòu)，將原中央單級改成中央雙級驅(qū)動橋，這種改制“三化”（即系列化，通用化，標準化）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(chǎn)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(qū)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(zhì)量較大時，作為系列產(chǎn)品而派生出來的一種型號，它們很難變型

3、為前驅(qū)動橋，使用受到一定限制；因此，綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅(qū)動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅(qū)動橋存在。3）中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋。輪邊減速驅(qū)動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當前輪邊減速橋可分為2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅(qū)動橋。圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動構(gòu)成的輪邊減速器，輪邊減速比為固定值2,它一般均與中央單級橋組成為一系列。在該系列中，中央單級橋仍具有獨立性，可單獨使用，需要增大橋的輸出轉(zhuǎn)矩，使牽引力增大或速比增大時，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星齒輪式減速

4、器即可變成雙級橋。這類橋與中央雙級減速橋的區(qū)別在于：降低半軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，把增大的轉(zhuǎn)矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上，其“三化”程度較高。但這類橋因輪邊減速比為固定值2,因此，中央主減速器的尺寸仍較大，一般用于公路、非公路軍用車。圓柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋，一般減速比在3至4.2之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于3,這樣大錐齒輪就可取較小的直徑，以保證貨車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質(zhì)量大，價格也要貴些，而且輪毅內(nèi)具有齒輪傳動，長時間在公路上行駛會產(chǎn)生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅(qū)動橋，它不如中央單級減速橋。況且由于

5、隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，貨車驅(qū)動橋技術(shù)已呈現(xiàn)出向單級化發(fā)展的趨勢，主要是單級驅(qū)動橋還有以下幾點優(yōu)點：(1)單級減速驅(qū)動橋是驅(qū)動橋中結(jié)構(gòu)最簡單的一種，制造工藝簡單，成本較低，是驅(qū)動橋的基本類型，在貨車上占有重要地位；(2)貨車發(fā)動機向低速大轉(zhuǎn)矩發(fā)展的趨勢，使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展；(3)隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，貨車使用條件對汽車通過性的要求降低。因此，貨車不必像過去一樣，采用復(fù)雜的結(jié)構(gòu)提高通過性；單級橋產(chǎn)品的優(yōu)勢為單級橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產(chǎn)品設(shè)計的角度看，重型車產(chǎn)品在主減速比小于6的情況下，應(yīng)盡量選用單級減速驅(qū)動橋。所以此設(shè)計采用單

6、級驅(qū)動橋再配以鑄造整體式橋殼。圖1-1Meritor單后驅(qū)動橋為中國重汽引進的美國ROCKWELL公司13噸級單級減速橋的外形圖。36圖1-1Meritor（美馳）單后驅(qū)動橋第二章主減速器設(shè)計2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主減速器的結(jié)構(gòu)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。2.1.1 主減速器的齒輪類型因螺旋錐齒輪能承受較大的負荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端，因此其工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時，噪聲和振動也很小。主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式。2.1.2 主減速器的減速形式由于i=5.833<6

7、,一般采用單級主減速器，單級減速驅(qū)動橋產(chǎn)品的優(yōu)勢：單級減速驅(qū)動車橋是驅(qū)動橋中結(jié)構(gòu)最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅(qū)動橋的基本型,在貨車上占有重要地位；目前貨車發(fā)動機向低速大扭矩發(fā)展的趨勢使得驅(qū)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，許多貨車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，貨車產(chǎn)品不必像過去一樣，采用復(fù)雜的結(jié)構(gòu)提高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅(qū)動橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡化，單級減速驅(qū)動橋機械傳動效率提高，易損件減少,可靠性增加。2.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式1）主動錐齒輪的支承跨置式支承的支承剛度高于懸臂式。，由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩

8、個圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動錐齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角,有利于整車布置，所以選用跨置式。2）從動錐齒輪的支承為了使從動錐齒輪背面的支承凸緣有足夠的位置設(shè)置加強筋及增強支承的穩(wěn)定性，從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承。2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算2.2.1 主減速器計算載荷的確定1 .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二TemaxiKo%/nNm(2-1)式中：iTL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7.31*5.833=42.639;Temax發(fā)動機的輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取300Nm；

9、nT傳動系上傳動部分白勺傳動效率,在此取0.9;n該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目在此取1;Ko由于猛結(jié)合離合器而產(chǎn)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Ko=1.0,當性能系數(shù)fp>0時可取Ko=2.0;16-0.195g當0.195ag<16fp“00'Temax)Temax>(2-2)|o當0.1958g>16|Temaxma汽車滿載時的總質(zhì)量在此取5500kg;550010所以0.195一薪一=35.75>16fp=0,即Ko=1.0由以上各參數(shù)可求Tce丁30042.6391.00.9,Tce=115

10、12.5Nm12 .按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩TcsTcs=G2中rj”iLBNm(2-3)式中：G2汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，在此取30000N;: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;rr車輪的滾動半徑，在此取0.483m；“LB,握分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪之間的傳動效率和傳動比，”LB取0.9,由于沒有輪邊減速器癌取1.0所以 Tcs=G2：r" lb=13685N m300000.850.483iLB=0.91.03 .按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcf對于公路車輛來說，使用條件較非公

11、路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來確定：(2- 4)Tcf=(GlfRfHfPiLB'LBn式中：Ga汽車滿載時的總重量，在此取55000N;Gt所牽引的掛車滿載時總重量，N,但僅用于牽引車的計算；fR道路滾動阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.0150.020;在此取0.018;fH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0.050.09在此取0.07;fp汽車的性能系數(shù)在此取0；Lb,展，n見式（2-1）,（2-3）下的說明(GaGt)E所以TcffRfH-fPiLB-LBn55000 0.4831.0 0.9 10.018 0.07 0 =2597.5N

12、m式（2-1）式（2-4）參考汽車設(shè)計實用手冊1式（4-6-12）式（4-6-14）2.2.2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)乙和Z2,從動錐齒輪大端分度圓直徑D2、端面模數(shù)mt、主從動錐齒輪齒面寬b1和b2、中點螺旋角P、法向壓力角a等。1.主、從動錐齒輪齒數(shù)乙和z2選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：1）為了磨合均勻，Zi,Z2之間應(yīng)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(yīng)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商用車zi一般不小于6。4）主傳動比i。較大時，乙盡量取得小一些，以便得到滿意的離

13、地間隙。5）對于不同的主傳動比，乙和Z2應(yīng)有適宜的搭配。根據(jù)以上要求參考汽車設(shè)計實用手冊1中表4-6-12取乙=6,Z2=35,z1+Z2=4140.2 .從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)mt對于單級主減速器，增大尺寸D2會影響驅(qū)動橋殼的離地間隙，減小D2又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。D2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即D2=Kd237Tl(2-5)Kd2直徑系數(shù)，一般取13.016.0Tc從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，Nm,為Tce和Tcs中的較小者所以D2=(13.016.0)3/11512.5=(293.5361.3)mm初選D2=315mm則mt=D2/z?=315/3

14、5=9mm根據(jù)mt=Km床來校核ms=9的選取是否合適，其中Km=(0.30.4)此處，mt=(0.30.4)3/11512.5=(6.779.03),因此滿足校核。3 .主，從動錐齒輪齒面寬口和b2錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應(yīng)力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。對于從動錐齒輪齒

15、面寬b2,推薦不大于節(jié)錐A2的0.3倍，即b2E0.3A2,而且b2應(yīng)滿足b2<10mt,對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用：b2=0.155D2=0.155M315=48.825mm在止匕取50mm一般習(xí)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%®為合適，在此取b1=55mm4 .中點螺旋角P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P時應(yīng)考慮它對齒面重合度名，輪齒強度和軸向力大小的影響，P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

16、度越高，君應(yīng)不小于1.25,在1.52.0時效果最好，但P過大，會導(dǎo)致軸向力增大。汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°40。，而商用車選用較小的P值以防止軸向力過大，通常取35°。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(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應(yīng)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，從錐頂看為順時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為逆時針，驅(qū)動汽車前進。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(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對

17、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，規(guī)定載貨汽車可選用20。的壓力角。2.2.3主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算表2-1主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表序號項目計算公式計算結(jié)果1主動齒輪齒數(shù)Z162從動齒輪齒數(shù)Z2353端面模數(shù)m9mm4齒卸范bb=55mmb2=50mm5齒工作高hg=H1*mha=13.5mmg6齒全同h=H2*mh=15.0mm7法向壓力角aa=20°8軸交角zE=90。9節(jié)圓直徑d=mzd1=54mmd2=315mm10節(jié)錐角z+z11=arctanZ2了2=90

18、76;-71r=14。七=76°11節(jié)錐距Add2Ao=2sin，2sin2Ao=159.79mm12mrt=3.1416mt=28.2744mm13齒頂高'h1=hg-h2;'.,h2=Kam,%=11.565mm,卜2=1.935mm14齒根高'h1=hh1,'h2=h-h2h1=3.435mm.'h2=13.065mm15徑向間隙c=h-hgc=1.5mm16齒根角,''hhh1o1一arctanAo同+h2%一arctanAo初=1.231°d=4.674°17面錐角?a2=72+61務(wù)=14.402

19、°"2=81.503°18根錐角y_ya，R1，101RR2=22a2Vr1=8.497°尸r2=75.598°19齒頂圓直徑'd01=d1+2h1cos；，.一.',do2=d2+2h2cos；2d01=76.797d02=315.6520節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離d2.'.yx01=h1sin/12d1j'c、vx02=h2sin弋22x01=155.546°x02=25.093°21理論弧齒厚s1=t_s2s2=SkmSi=20.71mms2=7.56mm22齒側(cè)間隙B=0.3050.406

20、0.4mm23螺旋角P=352.2.4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(yīng)對其強度進行計算，以保證具有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。1)齒輪的損壞形式及壽命齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下：(1)輪齒折斷主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應(yīng)力。如果最高應(yīng)力點的應(yīng)力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生初始的

21、裂紋。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴大，最后導(dǎo)致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。過載折斷：由于設(shè)計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。止匕外，由于裝配的齒側(cè)間隙調(diào)節(jié)不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端(經(jīng)常是大端)沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷

22、面。為了防止輪齒折斷，應(yīng)使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。(2)齒面的點蝕及剝落齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70犯上它主要由于表面接觸強度不足而引起的。點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結(jié)果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應(yīng)力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。一般首先產(chǎn)生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至?xí)饾u使齒面成塊剝落，引

23、起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應(yīng)力。在允許的范圍內(nèi)適當加大齒面寬也是一種辦法。齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。（3）齒面膠合在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破

24、壞形成金屬齒表面的直接摩擦?xí)r，因高溫、高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。（4）齒面磨損這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應(yīng)予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。汽車驅(qū)動橋的齒輪，

25、承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過210.9N/mn2.表2-2給出了汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力數(shù)值。表2-2汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力N/ mm2計算載荷主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力按式（2-1）、式（2-3）計算出的最大計算轉(zhuǎn)矩Tce,Tcs中的較小者7002800980按式（2-4）計算出的平均計算轉(zhuǎn)矩Tcf210.91750210.9實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（

26、即平均計算轉(zhuǎn)矩）有關(guān),而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tec和最大附著轉(zhuǎn)矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。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P p=b2N/ mm(2-6)式中：P作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩G2竹r兩種載荷工況進行計算，N；b2 從動齒輪的齒面寬，在此取 50mm.按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時：3Te max |g 10d1h萬b2N / mm

27、(2-7)式中：Temax發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 300N m ； ig 變速器的傳動比，在此取7.31;d1主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 54mm.3按上式 _ 300 7.31 10工 P 一 54502= 1624 N/mm按最大附著力矩計算時:G2 rr 103 p =d2.一 b22N /mm(2-8)式中：G2 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅(qū)動橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取30000NJ;中一一輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取 0.85:rr 輪胎的滾動半徑，在此取0.483m30000 0.85 0.483 103315 cn 502= 1564

28、N/mm在現(xiàn)代汽車的設(shè)計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)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(nèi)。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1786.25N/mn2 。(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(yīng)力為3_2 10 T K0 Ks Km；二；2；Kv b z m JN/ mm2(29)式中：T該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N - m;K0 超載系數(shù)；在此取1.0Ks 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(guān),當m 21.6時,Km載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用跨置式支承型式時，當一個齒輪用跨置式支承型式取1.1

29、01.25。支承剛度大時取小值Km = 1.00 1.1;Kv質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)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;b計算齒輪的齒面寬，mm;z計算齒輪的齒數(shù)；m端面模數(shù)，mm;J計算彎曲應(yīng)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(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應(yīng)力計算的影響。計算彎曲應(yīng)力時本應(yīng)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。按汽車設(shè)計圖9-62選取小齒輪的J=0.285,大齒輪J=0.235.按上式c-22 103 11512.5 1 0,772 1.05 TT1 55

30、 6 0.9 5,833 90.2852 2= 466.7N/mm < 700N/mm：2_ 3_2 1011512.5 1 0,772 1.05'21 50 35 90.235. .2 2=560.1 N/ mm <700N/mm所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求（3）輪齒的表面接觸強度計算錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為_Cp 2TK0KsKmKf 103；-jd1 tKvbJ2N/ mm(2-10)式中：T主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩；1Cp材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6N/mm;K。，Kv,Km見式（2-9）下的說明；Ks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)

31、驗的情況下，可取1.0;Kf表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銃齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0J計算接觸應(yīng)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，按汽車設(shè)計圖9-65選取J=0.12.=1353.61750 N/mm2232.6211512.510.7721.05110354；1500.1265.8330.9主、從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力相等。所以均滿足要求2.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是

32、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(qū)動橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：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(yīng)有高的硬度；輪齒心部應(yīng)有適當?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；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(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率；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

33、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(yīng)達到5864HRC而心部硬度較低，當端面模數(shù)m8時為2945HRC由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產(chǎn)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0.0050.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應(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

34、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(chǎn)生。2.2.6 主減速器軸承的計算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)按輸入的當量轉(zhuǎn)矩Td進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉(zhuǎn)矩可按下式計算：Td13fi1 Ig1 I100、 10

35、0 1、100jf.fT3 V+ fl3 |g3| +100J1fTR'WJIgRI >< 100J(2-11)式中：Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取300N現(xiàn)用，化fiR變速器在各擋的使用率，可參考表2-3選?。籌g1,Ig2-IgR變速器各擋的傳動比；fT1,fT2.fTR變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表2-3選取;表2-3fI及fT的參考值f:h電、轎車公共汽車載貨汽車山擋N檔W擋N檔帶超速擋1W首N檔帶越速擋V擋Kt<»Kt>801擋u擋urnIV擋v擋粗速擋j990142075口評2,51680.72627651415503013】1

36、850.53,57593。,52S1577.5AI-i擋口擋m擋w擋V檔超速搭60605070占5606。6560505070706060707060607550607Q6。506。7070口。5060707060由表中殺辭，其中丁*山發(fā)動機量大轉(zhuǎn)矩，N如G*一汽車總力此經(jīng)計算Td為318.6Nm對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑d2m=d2-bsin2Z1dim=d2mZ2經(jīng)計算dim=45.55mmd2m=265.7mm式(2-11)參考汽車設(shè)計實用手冊1。(1)齒寬中點處的圓周力齒寬中點處的圓周力為(2-12)F=*dm式中：T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量轉(zhuǎn)矩見

37、式(2-11)；dm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F=2'318.6=13.99KN45.55(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)方向為順時針，F(xiàn)t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)t分解成兩個相互垂直的力Fn和Ff,Fn垂直于OA且位于/OOA所在的平面，F(xiàn)f位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。Ff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Fs。F與Ff之間的夾角為螺旋角P,Ft與Ff之間的夾角為法向壓力角F=Ft

38、cos:cosI-Fn=FTsin：=Ftan二/cosFFs=Ftcos二sin:二Ftan: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Faz1costansin1sincosFRz1costancos1-sinsin作用在從動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為Faz2costan工sin2-sincosFRz2costan-cos2sinsin由式（2-16）可計算Faz1313.9910cos35tan20sin9.728-sin35cos9.728由式（2-17）可計算l13.99103FRz1=tan20cos9,728-sin35sin9.728cos35,這樣就有

39、：(2-13)(2-14)(2-15)(2-16)(2-17)(2-18)(2-19)=10712N=4474N139910由式(2-18)可計算Faz2=(tan200sin80.272°-sin355cos80.272°)=4474Ncos353139910(2-19)可計算Frz213.9910(tan205cos80.272°+sin35sin80.272°)=10712Ncos35式（2-12）式（2-19）參考汽車設(shè)計32 .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(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生

40、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。對于采用跨置式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖2-4所示圖2-4主減速器軸承的布置尺寸軸承A,B的徑向載荷分別為(2-18)Ra=1Fb2Frzb_0.5Fazdm2a1.22RbFc，F(xiàn)RZC-0.5FaZdma(2-19)根據(jù)上式，已知Fazi=10712NFrzi=4474N,a=134mm,b=84mmc=50mm所以軸承A的徑向力Ra=*J(13989m84f_2447484-0.5107124

41、5.55=9914N其軸向力為0軸承B的徑向力Rb=113989502134_24474500.51071245.55=6279N其軸向力為Fa=Fazi=10712N已知Faz2=4474N,Frz2=10712Na=410mmb=160mm.c=250mm所以軸承C的徑向力Rc=，J(13989M160f十(1410_20712160-0.54474265.7=6104.0N其軸向力為Fa=Faz2=4474N軸承D的徑向力Rd=J(13989x250)2+(10712黑250+0.5父4474黑265.7)24101=11681.8N其軸向力為0(1)對于軸承A只承受徑向載荷所以采用圓柱

42、滾子軸承N213E此軸承的額定動載荷Cr為102KN所承受的當量動載荷Q=XRa=1X9914=9914N/所以有公式l=fCr106s(2-20).fpQ式中：ft為溫度系數(shù)，在此取1.0;fp為載荷系數(shù)，在此取1.2101X102X103'3x106=1.289X109s1.2x9914,此外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n2為2.66vam,.n2:r/minrr(2-21)式中：rr輪胎的滾動半徑，mvam汽車的平土§行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取3035km/h,在此取32.5km/h。所以有上式可得心等露5=178

43、.99r/min而主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速ni=178.99X5.833=1044.02r/min60n所以軸承能工作的額定軸承壽命:(2-22)式中：n軸承的計算轉(zhuǎn)速，r/min。9由上式可得軸承A的使用壽命Lh=-=20578h601044.02若大修里程S定為100000公里，可計算出預(yù)期壽命即SL'h=h(2-23)Vam所以L'h=100000=3076.9h和Lh比較，LhL'h,故軸承符合使用要求。32.5(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

44、同。在此選用7514E型軸承。A在此徑向力Rb=6279N軸向力FaZ=10712N所以一=1.71<e由機械設(shè)計2中R表18.7可查得X=1.0,Y=0.45cota=1.6乂0-45cota=1.80.4cot二當量動載荷Q=fd XR YA(2-24)式中：fd沖擊載荷系數(shù)在此取1.2由上式可得Q=1.2(1X13369+1.8X20202)=61618.5N由于采用的是成對軸承Cr、=1.71Cr所以軸承的使用壽命由式(2-20)和式(2-22)可得10,16670(Cr£716670/168000父1.71c、Lh=I=3876.6h>3076.9h=L'

45、;hnIQ,728<61618.5)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(2-18)和式(2-19)已知F=25450NFaZ=9662N,Frz=20202Na=410mmb=160mm.c=250mm所以，軸承C的徑向力：Rc=1254501600220202160-0.59662406.822=10401.3N410軸承D的徑向力：Rd=1254502502202022500.59662406.822=23100.5N4101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

46、：=0.93e,在此e值為1.5tana約為0.402,由機械設(shè)計2中表18.7可查得X=0.4,Y=0.4cota=1.6所以Q=fd(XA+YR)=1.2(0.4X9662+1.6X10401.3)=24608.256N1016670 X163.89=2896-3 h> L'h''134097百I<24608.256)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=23100.5N,并且公=.4187eR由機械設(shè)計2中表18.7可查得X=0.4,Y=0.4cota=1.6所以Q=fd(XA+YR)=1.2X(1.6X23100.5)=44

47、352.96NLh = 16670 Crzf = 16670n 、Q ,163.89101 134097 '話 i =4064.8 h > L'h【44352.96 1所以軸承D滿足使用要求。此節(jié)計算內(nèi)容參考了汽車設(shè)計實用手冊1和汽車設(shè)計網(wǎng)關(guān)于主減速器的有關(guān)計算第三章差速器設(shè)計汽車在行駛過程中左，右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往不等。例如，轉(zhuǎn)彎時內(nèi)、外兩側(cè)車輪行程顯然不同，即外側(cè)車輪滾過的距離大于內(nèi)側(cè)的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側(cè)車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會

48、引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接,則行駛時不可避免地會產(chǎn)生驅(qū)動輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導(dǎo)致轉(zhuǎn)向和操縱性能惡化。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅(qū)動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足了汽車行駛運動學(xué)要求。差速器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動。差速器有多種形式，在此設(shè)計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。3.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理圖3-1差速器差速原理3與行星齒輪軸如圖3-1所示，對稱式錐齒輪差速器是一

49、種行星齒輪機構(gòu)。差速器殼5連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪6周連在一起，周為主動件,設(shè)其角速度為與。；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為叫和蟲2。AB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,ABC三點到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為ro當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時，顯然，處在同一半徑r上的A、BC三點的圓周速度都相等（圖3-1）,其值為0。于是=02=。0,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(zhuǎn)外，還繞本身的軸5以角速度84自轉(zhuǎn)時（圖），嚙合點A的圓周速度為以r=«0r+04r,嚙合點B的圓

50、周速度為世r=®0r-。4r。于是(3-1)(3-2)1r+2r=(0r+-4r)+(0r-4r)即1+-2=2-0若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)n表示，則n1n2=2n0式（3-2）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(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無關(guān)。因此在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應(yīng)轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動而無滑動。有式（3-2）還可以得知：當任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；當差速器殼的轉(zhuǎn)速為零（例如中央制動器制動傳動軸時）若一側(cè)半軸齒輪

51、受其它外來力矩而轉(zhuǎn)動，則另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動。3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)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3-2所示。由于其具有結(jié)構(gòu)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。11圖3-2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-半軸齒輪墊片;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3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計由于在差速器殼上裝著

52、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(yīng)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(dǎo)向軸承座的限制。3.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇1 .行星齒輪數(shù)目的選擇載貨汽車采用4個行星齒輪。2 .行星齒輪球面半徑Rb的確定圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑Rb,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。球面半徑母可按如下的經(jīng)驗公式確定：Rb=Kb3.Tmm(3-3)式中：Kb行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.522.99,對于有4個行星齒輪的載貨汽車取小值；T-計算

53、”矩，取Tce和Tcs的較小值，N-m.根據(jù)上式RB=2.63，11512.5=58.7mm所以預(yù)選其節(jié)錐距Ao=60mm3 .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(yīng)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1425,大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比zi/Z2在1.52.0的范圍內(nèi)。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(yīng)考慮它們之間的裝配關(guān)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)Z2L,Z2R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(yīng)