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1、中北大學2012屆畢業(yè)設計說明書畢業(yè)設計說明書BJ2022汽車單級主減速器及差速器的結構設計與強度分析機電工程學院0801074117歐陽劍學生姓名： 學號： 地面武器機動工程學 院： 崔志琴專 業(yè)： 指導教師： 2012年 6月BJ2022汽車單級主減速器及差速器的結構設計與強度分析摘要汽車主減速器及差速器是汽車傳動中最重要的部件之一。它能夠將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩傳給驅動車輪，以實現降速增扭。本次設計的是有關BJ2022汽車的主減速器和差速器，并要使其具有通過性。本次設計的內容包括有：方案選擇，結構的優(yōu)化與改進。齒輪與齒輪軸的設計與校核。并且在設計過程中，描述了主減速器的組成和差速器
2、的差速原理和差速過程。方案確定主要依據原始設計參數，對比同類型的減速器及差速器，確定此輪的傳動比，并對其中重要的齒輪進行齒面接觸和齒輪彎曲疲勞強度的校核。而對軸的設計過程中著重齒輪的布置，并對其受最大載荷的危險截面進行強度校核。主減速器及差速器對提高汽車行駛平穩(wěn)性和其通過性有著獨特的作用，是汽車設計的重點之一。關鍵詞：驅動橋，主減速器，差速器，半軸BJ2022 car single stage and the structure of the main reducer differential design and strength analysisABSTRACTAutomobil redu
3、ction final drive and differential is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope .The problem of this design is BJ2022 car differential unit ,it s properly in common use . The design of scheme, the better design and improvement of
4、structure ,the design and calibration of gear and gear shiftes , and the select of bearings , and also the design explain the construction of differential action .The ting of the scheme desierment main deside. The drive ratio of gear,according to orginal design parameter and constrasting the same ty
5、pe reduction final drive ang differential assay . It realize planet gear in the design of structure . It put to use alteration better gears transmission in the design of gear , and compare the root contact tired strength of some important gears and the face twirl tired strength . It eraphaize pay at
6、tention to the place of gears. Compare the strength of the biggest load dangraes section. It require structure simple and accord with demand in select of bearings .The Lord reducer to improve the car driving and differential stability and its through sex has a unique function, is one of the focal po
7、ints of automotive design.Key words : Drive axle,Main reducer,Differential,Axle 目錄第一章 緒論11.1 選題的背景與意義11.2 研究的基本內容11.2.1 主減速器的作用11.2.2 主減速器的工作原理21.2.3 國內主減速器的狀況21.2.4 國內與國外差距21.3 課題研究內容3第二章 主減速器的設計42.1 主減速器概述42.2 主減速器方案的選擇42.3 主減速器主從動齒輪的支承方案42.31 主動雙曲面錐齒輪42.32 從動雙曲面錐齒輪52.4 基本參數的選擇與計算載荷的確定52.41 齒輪計算載荷
8、的確定52.42 主減速器齒輪基本參數的選擇82.43 主減速器準雙曲面圓錐齒輪的集合計算112.44 主減速器錐齒輪強度計算142.45 主減速器齒輪的材料及熱處理17第三章 差速器的設計193.1 差速器概述193.2 差速器的結構形式選擇193.3 差速器齒輪的基本參數選擇203.31 行星齒輪數目的選擇203.32 行星齒輪球面半徑的選擇203.33 行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇213.34 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定213.35 壓力角223.36 行星齒輪軸直徑及支承長度223.4 差速器齒輪的集合計算233.5 差速器齒輪的強度計算24第四章 軸的設計264.
9、1 主動錐齒輪軸的設計264.11 錐齒輪齒面上的作用力264.12 齒寬中點處的圓周力274.13 錐齒輪的軸向力和徑向力284.14 軸和軸承的計算294.15 齒輪軸承徑向載荷的計算304.16 主動錐齒輪軸參數設計304.17 主動錐齒輪軸的校核314.2 行星齒輪軸的設計334.21 行星齒輪軸直徑及支承長度334.22 普通平鍵的選擇344.23 圓柱銷的選擇344.24 計算載荷的確定344.25 行星齒輪軸的強度計算354.3 半軸的設計354.31 半軸概述354.32 半軸計算載荷的確定364.33 半軸桿部直徑的選擇364.34 半軸的強度計算36第五章 結論38參考文獻
10、39致謝40第一章 緒論1.1 選題的背景與意義通過學校的實習我對汽車的構造及各總成的原理有了一定的了解，同時結合以前課堂學習的理論知識，對于進行汽車一些總成的設計有了一定的理論基礎，現選擇課題內容為對BJ2022汽車的使用性能的驅動橋（主減速器及差速器）進行設計。通過本課題可以進一步加深對汽車構造、汽車設計及汽車各總成的工作原理，特別是本課題驅動橋中的主減速器及差速器與半軸的認識和了解；同時經過設計過程，了解學習一些現代汽車工業(yè)的新設計方法及新技術，對于即將從事汽車行業(yè)工作的我也是一種鍛煉，為即將的工作做鋪墊。1.2 研究的基本內容1.2.1 主減速器的作用汽車傳動系的總任務是傳遞發(fā)動機的動
11、力，使之適應于汽車行駛的需要。在一般汽車的機械式傳動中，有了變速器還不能解決發(fā)動機特性與汽車行駛要求間的矛盾和結構布置上的問題。而主減速器是在汽車傳動系中起降低轉速，增大轉矩作用的主要部件。當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用。它是依靠齒數少的齒輪帶齒數多的齒輪來實現減速的，采用圓錐齒輪傳動則可以改變轉矩旋轉方向。汽車正常行駛時，發(fā)動機的轉速通常比較高，如果將很高的轉速只靠變速箱來降低下來，那么變速箱內齒輪副的傳動比則需要很大，齒輪的半徑也相應加大，也就是說變速箱的尺寸會加大。另外，轉速下降，扭矩必然增加，也加大了變速箱與變速箱后一級傳動機構的傳動負荷。所以，在動力向左右驅動輪分流的差速
12、器之前設置一個主減速器，可以使主減速器前面的傳動部件，如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，同時也減小了變速箱的尺寸和質量，而且操控靈敏省力。1.2.2 主減速器的工作原理從變速器或分動器經萬向傳動裝置輸入驅動橋的轉矩首先傳到主減速器，主減速器的一對齒輪增大轉矩并相應降低轉速，以及當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩的旋轉方向。1.2.3 國內主減速器的狀況 現在國家大力發(fā)展高速公路網，環(huán)保、舒適、快捷成為汽車市場的主旋律。對整車主要總成之一的驅動橋而言，小速比、大扭矩、傳動效率高、成本低逐漸成為汽車主減速器技術的發(fā)展趨勢。在產品上，國內汽車市場用戶主要以承載能力強、齒輪疲勞壽命高、結構先進
13、、易維護等特點的產品為首選。目前己開發(fā)的產品，如陜西漢德引進德國撇N公司技術的485單級減速驅動橋，一汽集團和東風公司的13噸級系列車橋為代表的主減速器技術，都是在有效吸收國外同類產品新技術的基礎上，針對國內市場需求開發(fā)出來的高性能、高可靠性、高品質的車橋產品。這些產品基本代表了國內車用減速器發(fā)展的方向。通過整合和平臺化開發(fā)，目前國內市場形成了457、460、480、500等眾多成型穩(wěn)定產品，并被用戶廣泛認可和使用。設計開發(fā)上，CAD、CAE等計算機應用技術，以及AUT優(yōu)AD、UG16、CATIA、proE等設計軟件先后應用于主減速器的結構設計和齒輪加工中，有限元分析、數模建立、虛擬試驗分析等
14、也被采用;齒輪設計也初步實現了計算機編程的電算化。新一代減速器設計開發(fā)的突出特點是:不僅在產品性能參數上進一步進設計上完全遵從模塊化設計原則，產品配套實現車型的平臺化，造型和結構更加合理，更宜于組織批量生產，更適應現代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應對頻繁的車型換代和產品系列化的特點，這些都對基礎件產品提出愈來愈高的配套要求，需要在產品設計上不斷地進行二次開發(fā)和持續(xù)改進，以滿足快速多變的市場需求。1.2.4 國內與國外差距我國的車用減速器開發(fā)設計不論在技術上、制造工藝上，還是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齒輪制造技術缺乏獨立開發(fā)與創(chuàng)新能力，技術手段落后(國外己實現計算機編程化、電算化)。目前比較突出
15、的問題是，行業(yè)整體新產品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當比例的產品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產品品牌，行業(yè)整體散亂情況依然嚴重。這需要我們加快技術創(chuàng)新、技術進步的步伐，提高管理水平，加快與國際先進水平接軌，開發(fā)設計適應中國國情的高檔車用減速器總成，由仿制到創(chuàng)新，早日縮小并消除與世界先進水平的差距。目前，上汽集團、東風、一汽、北汽等各大汽車集團也正在開展合作項目，希望早日實與世界先進技術的接軌，爭取設計開發(fā)的新突破。1.3 課題研究內容 汽車主減速器是汽車驅動橋中的一個重要部件，汽車驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力
16、合理的分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直立、縱向力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼組成。本次設計主要先了解驅動橋的原理，對BJ2022汽車驅動橋中的主減速器、差速器、半軸等重要部件等進行了詳細的設計。在設計過程中，根據汽車設計的原則與步驟，進行了詳細的計算，還對各部件進行了強度的校核。在本設計中還采用了AutoCAD繪圖軟件進行了零件圖的繪制，通過對AutoCAD的編輯工具與命令的運用，掌握了從AutoCAD基礎零件的繪制到各類零件圖的創(chuàng)建與繪制的方法，并且理解了機械圖繪制的工作流程。為今后更好的學習和掌握各種應用軟件和技能打下堅實的基礎。第二
17、章 主減速器的設計2.1 主減速器概述汽車主減速器有單級式、雙級式等幾種。由于單級式主減速器結構簡單、質量小、尺寸緊湊以及造價低。廣泛用在主減速比的各種中、小型汽車上。這次設計的為四輪驅動越野汽車，主傳動比不到7.6，故這次設計采用單級主減速器。單級主減速器有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪等兩種形式。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。在此選用準雙曲面齒輪傳動，雙曲面齒輪與弧齒錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪齒輪傳動具有更大的傳動比。此外由于偏移距地存在，使得雙曲面齒輪比相應的弧齒錐齒輪的尺寸要小，從而可以獲得更大的離地間隙。還有就是雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃渝F齒輪的螺旋角較大，同時嚙
18、合的齒數較多，重合度更大，即可提高傳動的平穩(wěn)性。 2.2 主減速器方案的選擇因為如果保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。所以一般情況下，當要求傳動比大于4.5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。2.3 主減速器主從動齒輪的支承方案2.31 主動雙曲面錐齒輪對于在轎車和裝載質量在2T以下的載貨汽車上，由于載荷較小，主減速器主動齒輪的軸線偏轉角的絕對值不大，所以主動錐齒輪最好采用結構簡單，布置方便及成本較低的懸臂式支承，這樣既保證了支承剛度又能使結構簡單，方便制造。2.32 從動雙曲面錐齒輪從動錐齒輪的支承選擇跨置式的，這種支承可以增大支承剛度，使軸承負荷減小，齒輪
19、嚙合條件改善。2.4 基本參數的選擇與計算載荷的確定2.41 齒輪計算載荷的確定由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準確地算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低擋傳動比時和驅動車輪在良好路面上開始滑轉時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉矩的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的載荷。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： (2-1)式中，為計算轉矩(Nm)；為猛接離合器所產生的動載系數，液力自動變矩器：=1，具有手動操縱的機械變速器的高性能賽車：=3，一般情況下取=2。本文取=2；為
20、發(fā)動機最大轉矩，=180Nm，為液力變矩器變矩系數，=1.7 ；為低擋傳動比，=3.93 ；為分動器傳動比，=2.6；為總傳動比，=4.55；為傳動效率，=0.9；為計算驅動橋數；=2。帶入公式得：2）、 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 (2-2)式中：負荷轉移系數1.2；汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對后橋來說還應考慮到汽車加速時的負荷增大量；14600N；輪胎對路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，??；對越野汽車?。粚τ诎惭b專門的肪滑寬輪胎的高級轎車??；此車取1；車輪的滾動半徑；0.365m；，分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比(例
21、如輪邊減速器等)。該車無輪邊減速器，故，；帶入公式得：3）、 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩汽車的類型很多，行駛工況又非常復雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用汽車和越野汽車則常在高負荷低車速條件下工作，沒有簡單的公式可算出汽車的正常持續(xù)使用轉矩。但對于公路車國內來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩根據所謂平均比牽扯引力的值來確定，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩： (2-3)式中：汽車滿載總重量；所牽引的掛車的滿載總重量，但僅用于牽引車的計算；道路滾動陰力系數，計算時對于轎車可?。粚τ谳d貨汽車可取0.0150.020；對于越野汽車可取0.0200.035； 汽車
22、正常使用時的平均爬坡能力系數，通常對轎車取0.08載貨汽車和城市公共汽車取0.050.09；對長途公共汽車取0.060.10；對越野汽車取0.090.30；汽車或汽車列車的性能系數；當時，取帶入公式得：在上述確定從動錐齒輪計算轉矩的三種方法中，第1、2兩種方法用于確定最大計算轉矩，應該取他們之中較小的數值。設是確定的最大計算轉矩，則用于進行靜強度計算和用做選擇錐齒輪主要參數的依據。利用第3種方法確定的計算轉矩（日常行駛平均轉矩）則用來進行錐齒輪的疲勞強度計算。4）、主動錐齒輪的計算轉矩為： (2-4)式中，為主動錐齒輪的計算轉矩()；為從動錐齒輪的計算轉矩即；為主傳動比；為主、從動錐齒輪間的傳
23、動效率。計算時，對于弧齒錐齒輪副，取95%；對于雙曲面齒輪副，當時，取85%，當時，取90%。本文取90%。將各數據代入公式得： 2.42 主減速器齒輪基本參數的選擇在選定主減速比，主減速器的減速形式，齒輪類型及計算載荷以后，可根據這些已知參數選擇主減速器齒輪的最主要的幾項參數。主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數和，主、從動錐齒輪大端分度圓直徑、，端面模數，主、從動錐齒輪齒面寬和，中點螺旋角，法向壓力角等。1）、主、從動錐齒輪齒數和選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：1)為了磨合均勻，、之間應避免有公約數；2)為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不少于
24、40；3)為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于轎車，一般不少于9；對于貨車，一般不少于6；4)當主傳動比主較大時，盡量使取得少些，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。傳動比（）推薦的主動齒輪最小齒數（）主動齒輪齒數允許范圍（）2.01715192.51512163.01110143.5109124.098104.58795.07696.06587.06578.0556表2.1參考表2.1，選取=8 ，=372）、從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數可根據經驗公式初選，即 (2-5) 式中：直徑系數，一般取13.016.0； 從動錐齒輪的計算轉矩，為和中的較小
25、者。所以 初選 則 并用下式較核： (2-6)所以滿足要求，則。式中：- 齒輪大端端面模數；- 模數系數，?。?）、從動齒輪齒面寬 雙曲面齒輪的齒面寬一般取為：故初取從動齒輪齒面寬4）、雙曲面齒輪的偏移距E 對于轎車、輕型客車、貨車，E值不應超過從動齒輪節(jié)錐距的40%，或接近于的20%。故偏移距E可取 故初取偏移距5）、中點螺旋角的選擇 雙曲面齒輪傳動由于有了偏移距E，使主、從動齒輪的中點螺旋角不等，且主動齒輪的大，從動齒輪的小。但是，在選擇螺旋角的時，應考慮它對齒面重疊系數輪齒強度和軸向力的影響。螺旋角應足夠大，但螺旋角過大會使軸向力過大，因此兼顧考慮。汽車主減速器錐齒輪的平均螺旋角為354
26、0，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35，在此初選用為35。 6）、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。 7）、法向壓力角法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切得最少齒數。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于小負荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可
27、使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。對于雙曲面齒輪，從動齒輪輪齒兩側的壓力角是相等的，但是主動齒輪輪齒兩側的壓力角是不相等的。選取平均壓力角時，乘用車為19或20，商用車為20或2233 。本設計是BJ2022越野車，因此法向壓力角為為20。2.43 主減速器準雙曲面圓錐齒輪的集合計算表 2.2 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數表序號計算公式數值注 釋18小齒輪齒數237大齒輪齒數37mm模數440mm大齒輪齒面寬520壓力角611.27mm齒工作高,查表2.3取1.61712.52mm齒全高,查表2.3取1.788890軸交角956mm小齒輪分度圓直徑1012.2小齒輪節(jié)錐角1177.8大齒輪節(jié)錐角1213
28、2.50mm節(jié)錐距1321.99周節(jié)142.275mm大齒輪齒頂高,查表2.3取0.325158.995mm小齒輪齒頂高163.525mm小齒輪齒根高1710.245mm大齒輪齒根高181.25mm徑向間隙19152小齒輪齒根角204.42大齒輪齒根角2116.62小齒輪面錐角 2279.32大齒輪面錐角2310.68小齒輪根錐角2473.38大齒輪根錐角2573.58mm小齒輪外緣直徑26259.96mm大齒輪外緣直徑27127.60mm小齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離2825.78mm大齒輪節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離295.859mm大齒輪理論齒厚，查表2.4取0.8373016.131mm小齒輪
29、理論齒厚3135螺旋角表2.3 載貨、公共、牽引汽車或壓力角為20的其他汽車錐齒輪的、和主動齒輪齒數567891011從動齒輪最小齒數34333231302926法向壓力角20螺旋角 354035齒工作高系數1.4301.5001.5601.6101.6501.6801.9561.700齒全高系數1.5881.6661.7331.7881.8321.8651.8821.888大齒輪齒頂高系數0.1600.2150.2700.3250.3800.4350.4900.46+表2.4 錐齒輪的大齒輪理論齒厚z 67891011300.9110.9570.9750.9971.0231.053400.8
30、030.8180.8370.8600.8880.948500.7480.7570.7770.8280.8840.946600.7150.7290.7770.8280.8830.9452.44 主減速器錐齒輪強度計算在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，要驗算其強度，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠地工作。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。汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的
31、最大輸出轉矩和最大附著轉矩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力，不能作為疲勞損壞的依據。1）、主減速器準雙曲面齒輪的強度計算 1、單位齒長上的圓周力 在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用在其齒輪上的假定單位壓力即單位齒長的圓周力來估算，即 (2-7)式中：作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算； 從動齒輪的齒面寬，在此取。按發(fā)動機最大轉矩計算： (2-8)式中：發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此為； 變速器的傳動比，在此取一檔傳動比； 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取。帶入公式得：按最大附著力矩計算： (2-9)式中：汽車滿載時一個驅動橋給水平
32、地面的最大負荷，對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此為； 輪胎與地面的附著系數，在此?。?輪胎的滾動半徑，在此取。帶入公式得： 參數 按發(fā)動機最大轉矩計算時按驅動輪打滑轉矩計算時輪胎與地面的附著系數 汽車類別一擋二擋直接擋 轎車 893 536 321 893 085貨車 1429 - 250 1429 085大客車 982 - 214 -牽引車 536 - 250 - 065表2.5 許用單位齒長上的圓周力在現代汽車設計中，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高出表的。故上述兩種計算方法均符合標準。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
33、為： (2-10)式中： 該齒輪的計算轉矩； 超載系數；在此??； 尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關， 當時，在此； 載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，當一個齒輪用騎馬式支承時取，支承剛度大時取最小值； 質量系數，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； 計算齒輪的齒數； 端面模數； 計算彎曲應力的綜合系數（或幾何系數）。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，今用大端模數，而在綜合系數中進行修正。選取小齒輪的大齒輪。帶入公式得：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雙曲面齒輪輪齒齒面的計算接觸應力為 (
34、2-11)式中： 主動齒輪計算轉矩； 材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副??； 尺寸系數，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情況下，可?。?表面質量系數，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； 計算接觸應力的綜合系數（或稱幾何系數）。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、有效尺寬及慣性系數的因素的影響，選取。帶入公式得： 由于主、從動齒輪大小幾乎相當，所以均滿足接觸強度要求。2.45 主減速器齒輪的材料及熱處理汽車驅動橋主減速器的工作繁重，與傳動系其他齒輪
35、比較，具有載荷大、作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。所以，多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、減少生產成本并降低廢品率；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、雙曲面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
36、。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi。 用滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到5864HRC，而芯部硬度較低，當端面模數時為3245HRC。 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。這種表面不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。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。滲硫后摩擦系數可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪
37、咬死、膠合和擦傷等現象產生。第三章 差速器的設計3.1 差速器概述汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不等等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動，用來保證各驅動輪在各種
38、運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。3.2 差速器的結構形式選擇普通汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，應用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。普通齒輪式差速器的傳動機構為齒輪式。齒輪差速器分圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設置差速鎖。當一側驅動輪滑轉時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速鎖在軍用汽車上應用較廣。查閱汽車車橋設計，經方案論證，差速器結構形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。普通的對稱式圓錐行星
39、齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪(少數汽車采用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個行星齒輪的差速器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、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以及一些越野汽車上，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。3.3 差速器齒輪的基本參數選擇3.31 行星齒輪數目的選擇轎車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，故在此選用4個行星齒輪的形式。3.32 行星齒輪球面半徑的選擇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
40、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驗公式確定： (3-1)式中：行星齒輪球面半徑系數，可取2.522.99，對于有4個行星齒輪的轎車和公路載貨汽車取小值；對于有2個行星齒輪的轎車以及越野汽車、礦用汽車取最大值；??； 計算轉矩，取和的較小值。帶入公式得：差速器行星齒輪球面半徑確定以后，可根據，來預選其節(jié)錐距。帶入公式得： (3-2)初步取3.33 行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇為了獲得較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少。但一般不少于。半軸齒輪的齒數采用，大多數汽車的半軸齒輪與
41、行星齒輪的齒數比在的范圍內。差速器的四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、之和必須能被行星齒輪的數目所整除，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。初步定、。3.34 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(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，： (3-3) (3-4)再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數： (3-5)由于強度的要求在此取得： 3.35 壓力角目前，汽車差速器的齒輪大都采用的壓力角，齒高系數為。最小齒數可減少到，并且在小齒輪（行
42、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。3.36 行星齒輪軸直徑及支承長度行星齒輪軸直徑為 (3-6)式中： 差速器傳遞的轉矩，Nm；在此取； 行星齒輪的數目，在此為； 行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm， ，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而； 支承面的許用擠壓應力，在此取。帶入公式得：行星齒輪在軸上的支承長度為 (3-7)3.4 差速器齒輪的集合計算表3.1 半軸齒輪與行星齒輪參數序號項目計算公式計算結果1行星齒輪齒數，應盡量取最小值2半軸齒輪齒數3模數4齒面寬，5齒工作高6齒全高7壓力角一般汽車：8軸交角9節(jié)圓直徑，10節(jié)錐角，
43、11節(jié)錐距12周節(jié)13齒頂高，14齒根高，15徑向間隙16齒根角，17面錐角，18根錐角，19外圓直徑，20節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離，3.5 差速器齒輪的強度計算由于行星齒輪在差速器的工作中經常只起等臂推力桿的作用，只有左、右驅動車輪有轉速差時行星齒輪和半軸齒輪之間才有相對滾動，所以差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，而對于疲勞壽命則不予考慮。汽車差速器的彎曲應力應為： (3-8)式中：半軸齒輪的計算轉矩，在此為； 半軸齒輪齒數； 半軸齒輪齒寬，在此為； 行星齒輪數； 汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數，查得。帶入公式得：所以差速器齒輪滿足彎曲強度要求。第四章 軸的設計4.1 主動錐齒輪軸的設計4.
44、11 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：(4-1)式中：發(fā)動機最大轉矩，在此取180；，變速器在各擋的使用率，可參考表4.1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
45、表4.1選??；表4.1 及的參考值 車 型 變速器擋位 轎車公共汽車載貨汽車擋 擋擋擋帶超速擋擋擋帶超速擋擋8080擋擋擋擋擋超速擋19901420750.82.51680.7262765141550301311850.53.5759300.5251577.5擋擋擋擋擋超速擋60605070656060656050507070606070706060755060706050607070705060707060注：表中，其中發(fā)動機最大轉矩；汽車總重力。經計算為171.98。4.12 齒寬中點處的圓周力齒寬中點處的圓周力為 (4-2)式中：作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩；該齒輪的齒面寬中點處
46、的分度圓直徑； 式中：，主、從動齒面寬中點分度圓的直徑； 從動齒輪齒寬； 從動齒輪節(jié)圓直徑； ，主、從動齒輪齒數； 從動齒輪的節(jié)錐角。由上式可以算出：，。主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力4.13 錐齒輪的軸向力和徑向力一級減速機構作用在主、從動錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為： (4-3) (4-4)由上面已知可得：4.14 軸和軸承的計算主動錐齒輪軸的設計計算：對于軸是用懸臂式支撐的，如圖4.1所示，齒輪以其齒輪大端一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承上。為了增加支承剛度，應使兩軸承的支承中心距比齒輪齒面寬中點的懸臂長度大兩倍以上，同時尺寸應比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，并使齒輪軸徑大于
47、或小于懸臂長。為了減小懸臂長度和增大支承間距，應使兩軸承圓錐滾子的小端相向朝內，而大端朝外，以使拉長、縮短，從而增強支承剛度。由于圓錐滾子軸承在潤滑時，潤滑油只能從圓錐滾子軸承的小端通過離心力流向大端，所以在殼體上應該有通入兩軸承間的右路管道和返回殼體的回油道。圖4.1 主動齒輪的支持型式另外，為了拆裝方便，應使主動錐齒輪后軸承（緊靠齒輪大端的軸承）的支承軸徑大于其前軸承的支持軸徑。根據上面可算出軸承支承中心距，在這里取。軸承的的選擇，在這里選擇主動錐齒輪后軸承為圓錐滾子軸承30209型，前軸承為圓錐滾子軸承30207型。由此可得到： (4-5)式中：軸承的最小安裝尺寸，由機械設計課程設計書可
48、查得。則，取=31.4。4.15 齒輪軸承徑向載荷的計算軸承A、B的徑向載荷分別為： (4-6) (4-7)式中：帶入公式得：4.16 主動錐齒輪軸參數設計圖4.2 主減速器錐齒輪軸此軸為花鍵軸，初選為 (4-8)取4.0，為變速器輸出的最大轉矩，則由于花鍵為標準件，所以查表得花鍵內徑，外徑。其軸的各段的尺寸為：第1段：主動錐齒輪，其齒寬為44，大端分度圓直徑為56，齒頂圓直徑為73.58；第2段：直徑為47，寬度為4；第3段：直徑為41,長4mm；第4段：這段與軸承相配合，其選用的軸承代號為30209,，其小徑為45，大徑為85，小徑寬為20.75，其軸的直徑為45，寬度為20；第5段：直徑
49、為41，長30mm；第6段：這段與軸承配合，其選用的軸承代號為30207，其小徑為35，大徑為72，小徑寬度為18.25。其軸的直徑為35，寬度為16；第7段：花鍵軸，花鍵小徑為32，大徑為35，花鍵軸寬為40；第8段：螺栓軸，螺栓直徑為M30。螺栓長度為40。由此計算可得主動錐齒輪的總長度為201。4.17 主動錐齒輪軸的校核齒輪上受到的計算轉矩為1609.91，齒輪的圓周力，軸向力，徑向力，并還知道兩軸承受徑向力和軸向力分別為，；，。其軸承所受的軸向力與軸受到的軸向力是一對作用力與反作用力，徑向力也是一對作用力與反作用力。規(guī)定齒輪受的軸向力和徑向力為正，前、后軸承給軸的力的方向分別與錐齒輪
50、受的力方向相反，則為負；徑向力為正，為負。后面花鍵軸和螺栓軸可以不用計算，其結果不受多大影響。 圖4.3 主動錐齒輪軸受力圖求出水平面上的彎矩并畫出彎矩圖：規(guī)定順時針方向為負，其齒輪受到的彎矩為正，后齒輪受到的彎矩為負，前齒輪受到的彎矩為正，如圖4.4所示：圖4.4 垂直面上彎矩圖求出垂直面上的彎矩并畫出彎矩圖：根據上面的方向，彎矩圖如圖4.5所示：圖4.5 垂直面上彎矩圖合成彎矩可得：由上面的圖可知，在后軸承受力點上的彎矩最大。 計算危險截面上的軸的直徑，軸的材料選擇20CrMnTi，經過調質等處理，彎曲許用應力，則： (4-9)由于軸最小處的直徑也大于28.35，所以校核成功。4.2 行星
51、齒輪軸的設計4.21 行星齒輪軸直徑及支承長度行星齒輪軸直徑為 (4-10)式中： 差速器傳遞的轉矩，在此??； 行星齒輪的數目，在此為； 行星齒輪支承面中點至錐頂的距離， ，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而； 支承面的許用擠壓應力，在此取。帶入公式得：圓整后取行星齒輪軸徑為20mm。行星齒輪在軸上的支承長度為4.22 普通平鍵的選擇由于軸徑在1722這個范圍內，根據機械設計課程設計手冊選擇為的普通平鍵，鍵的長度為20。4.23 圓柱銷的選擇參照機械設計課程設計手冊選擇公稱直徑為6的圓柱銷。4.24 計算載荷的確定 (4-11)式中：-發(fā)動機最大轉矩；-變速器一擋傳動比；-主減速比。4.25 行
52、星齒輪軸的強度計算扭轉應力： (4-12)取，則，即滿足強度要求。式中：-行星齒輪軸的扭轉應力，； -行星齒輪軸的計算轉矩，； -行星齒輪軸的桿部直徑，； -行星齒輪軸的扭轉許用應力，取。4.3 半軸的設計4.31 半軸概述驅動車輪傳動裝置的結構形式與驅動橋的結構形式密切相關，在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中，驅動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向節(jié)傳動裝置，且多采用等速萬向節(jié)；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和車輪的輪轂聯接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置還應包括輪邊減速器， 這時半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪聯接起來。半軸的型式主
53、要取決于半軸的支承型式。普通非斷開式驅動橋的半軸，根據其外端支承型式或受力狀況的不同可分為半浮式，3/4浮式和全浮式三種。全浮式半軸，其特點是輪轂通過一對滾錐軸承支承在半軸套筒上。這種半軸在理論上僅受到轉矩，而不承受其他的路面反力。全浮式半軸廣泛用于中、重型貨車。本設計采用的半軸支承形式是全浮式半軸支承。4.32 半軸計算載荷的確定計算載荷的確定 (4-13)式中：-差速器分配系數，對圓錐行星齒輪差速器可取=0.6；-變速器一擋傳動比；-主減速比。如果傳動系中尚有其他減速裝置，還應考慮其對半軸轉矩的影響，即在上述計算公式等式的右側，應乘以其減速裝置的傳動比。4.33 半軸桿部直徑的選擇在設計時
54、，全浮式半軸桿部直徑的初步選取可按下式進行； (4-14)圓整后取式中：-半軸的桿部直徑，； -半軸的計算轉矩，； -半軸的扭轉許用應力，。4.34 半軸的強度計算扭轉應力： (4-15)取，則，即滿足強度要求。式中：-半軸的扭轉應力，； -半軸的計算轉矩，； -半軸桿部直徑，； -半軸扭轉的許用應力，取。第五章 結論主減速器以及差速器總成是驅動橋和動力傳遞重要的部件，對傳遞發(fā)動機動力、可靠保證動力傳輸和提高汽車使用壽命都有很大的影響。本次畢業(yè)設計主要完成了BJ2022汽車主減速器、差速器總成的設計與計算，包括其主要零部件尺寸的設計計算和材料的選擇等。1) 根據驅動橋工作條件的要求，進行了齒輪結構的設計，通過計算，驗證了所設計的所有齒輪可以滿足強度要求。2) 差速器的差速功用是實現汽車轉彎的直接影響因素，差速齒輪的
汽車主減速器及差速器畢業(yè)設計說明書
