【全套帶圖】越野車驅動橋后橋設計

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購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 第 1章 緒 論 述 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，在機構設計中日益朝著 “ 零件標準化、部件通用化、產(chǎn)品系列化 ” 的方向發(fā)展及生產(chǎn)組織的專業(yè)化目標前進。 汽車驅動橋位于傳動系的末端 , 一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。其基本功用是增扭、降速和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。 根據(jù)車橋上車輪的作用，車橋又可分為轉向橋、驅動橋、轉向驅動橋和支持橋四種類型。其中，轉向橋和支持橋都屬于從動橋，一般 越野車 多以前橋為轉向橋，而后橋為驅動橋。 驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛型式密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸掛時，例如在絕大多數(shù)的載貨汽車和部分小轎車上，都是采用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅動橋。 動橋 設計的要求 設計驅動橋時應當滿足如下基本要求： 1）選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定 的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。 2）齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。 3）具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。與懸架導向機構運動協(xié)調。 4）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 動橋設計方案的確定 減速器結構方案的確定 1）主減速器齒輪 的類型 螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。本次設計采用螺旋錐齒輪。 2）主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 本次設計選用： 主動錐齒輪： 騎馬 式支撐（圓錐滾子軸承） 從動錐齒輪：騎馬式支撐（圓錐滾子軸承） 3）從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用 細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上。 4）主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需 要 預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的 1/2。預緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的 30％。 主動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母 （利用軸承座實現(xiàn)） ，從動錐齒輪軸承預緊度的 調整采用調整螺母。 5）主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產(chǎn)品系列及制造條件有關，但它主要取決于動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數(shù)目及布置形式等。 本次設計主要從越野 車傳動比及載重量超過 2t， 保證離地間隙 等方面 考慮， 主減速器 采用 單 級減速 即可 。 速器結構方案的確定 差速器的結構型式選擇，應從所設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。 差速器的結構型式有多種，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，各驅動車輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此幾購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 乎都采用了結構簡單、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 。 軸型式的確定 圖 半軸型式及受力簡圖 [1] (a)半浮式；（ b） 3/4 浮式；（ c）全浮式 3/4 浮式半軸，因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，故未得到推廣。全浮式半軸廣 泛應用于輕型以上的各類汽車上。本次設計選擇全浮式半軸。 殼型式的確定 [2] 橋殼有可分式、整體式和組合式。 整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 橋殼猶如一個整體的空心梁，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，構成單獨的總成，調整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。本次設計選擇整體式橋殼 。 本章 首先進行了驅動橋總成的概述。通過分析確定了驅動橋各 主要部件的型式。主減速器的減速形式 ， 主減速器齒輪的類型 ， 主 、從 動錐齒輪的支承 形式 及安裝方式 ，主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 ，差速器、半軸及橋殼型式的初步選定 。 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 第 2章 主減速器設計 2] 主減速比對主減速器的結構形式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。0利用在不同的下的功率平衡圖來計算對汽車動 力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇0是汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 表 本參數(shù)表 名稱 代號 數(shù)值 驅動形式 4×4 總質量／ t 距 ／ 725 前輪距 ／ 500 后輪距 ／ 1510 最小離地間隙 ／ 225 排量 ／ L 動機最大功率／ 轉速／ r／ 92動機最大轉矩／ 及轉速／ r／ 190胎型號 265/65 高車速／ h 140 為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大 10%～ 25%，即按下式選擇： a 7 7 (式中 r——車輪的滾動半徑，變速器最高檔傳動比， 分動器或加力器的高檔傳動比，； 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 —輪邊減速器的傳動比， 1。 經(jīng)計算，本文選取0i= 減速齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（?T ,）的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即 ???? 0m a x/n= ） （ i ??? ? ?? 2=） （ 式中：發(fā)動機最大扭矩 190 ； —由發(fā)動機到所計算的為加速器從動齟 輪之間的傳動系最低檔傳動比； 0i 1i =? ——上述傳動部分的效率，取 T? = 0K——超載系數(shù)，取0K= r ——滾動半徑，取 r =（ 265 毫米 X 65%） +（ 17 X 米 /2） = n——驅動橋數(shù)目 2； 2G ——汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大負荷， N；但后橋來說還應考慮到汽車加速時負載增大量，可初取： 2G = 1 1 8%??滿i,? ——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，分別取 1。 由式 ((得的計算載荷，是最大 轉矩而 不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路 車倆穩(wěn)定 ，其正常持 轉 矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉矩為 )()(??????=） （ 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 表 驅動橋質量分配系數(shù) [1] 車型 空載 滿載 前軸 后軸 前軸 后軸 轎車 前置發(fā)動機前輪驅動 56%~66% 34%~44% 47%~60% 40%~53% 前置發(fā)動機后輪驅動 50%~55% 45%~50% 45%~50% 50%~55% 后置發(fā)動機后輪驅動 42%~59% 41%~50% 40%~45% 55%~60% 貨車 4× 2 后輪單胎 50%~59% 41%~50% 32%~40% 60%~68% 4× 2 后輪雙胎，長頭、短頭車 44%~49% 51%~55% 27%~30% 70%~73% 4× 2 后輪雙胎，平頭車 49%~54% 46%~51% 32%~35% 65%~68% 6× 4 后輪雙胎 31%~37% 63%~69% 19%~24% 76%~81% 客車 前置發(fā)動機后輪驅動 中置發(fā)動機后輪驅動 后置發(fā)動機后輪驅動 式中：汽車滿載總重 1960×9208N； 所牽引的掛車滿載總重， N，僅用于牽引車取 0； —道路滾動阻力系數(shù)， 越野 車通常取 初選 —汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。貨車通常取 初選購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 取 —汽車性能系數(shù) ])(1 9 0 01m a ??（ 當 m G ?=6 時，取 . 減速器齒輪參數(shù)的選擇 [3] 1）齒數(shù)的選擇 對于普通 單 級主減速器， 當0應盡量使主動齒輪的齒數(shù) 1z 取得小些，以得到 滿意的驅動橋離地間隙 ，當 0i ≥6 時， 1z 的最小值為 5，但是為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度， 1z 最好大于 5.，這里 1z 取 7。為了磨合均勻，主、從動齒輪的齒數(shù) 1z 、 2z 之間應避免有公約數(shù)，這里 2z 取 45。 2）節(jié)圓直徑地選擇 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉矩（見式 式 取兩者中較小的一個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出： 32 2 ?= （ 式中：2直徑系數(shù)，取23～ 16； 計算轉矩， ，取 初取 2d =200 3）齒輪端面模數(shù)的選擇 2d 選定后，可按式 22 / =出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核 3t T??= 模數(shù)系數(shù)，取04。 4）齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐鼿 輪鼿面寬度推薦為 ： F=d =31初取 35 5）螺旋錐齒輪螺旋方向 一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢。 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 6）螺旋角的選擇 螺旋角應足夠大以使 ? 大傳動就 越平 穩(wěn)噪聲越 低。螺旋角過大時會引起軸向劚亦過大，因此應有一個適當?shù)姆秶?。在一般機械制造用的標準 制中，螺旋角推薦用 35°。 減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 [4] 表 減速器齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數(shù) 1z 7 2 今動齒輪齒數(shù) 2z 45 3 模數(shù) m 齒面寬 b 2b =35 5 工作齒高 ? ? 6 全齒高 ? h =8 7 法向壓力角 ? ? =20° 8 軸交角 ? ? =90° 9 節(jié)圓直徑 d =m z ?1d 32 2d =203 ㎜ 10 節(jié)錐角 ?1? 12? =90°- 1? 1? =2? =11 節(jié)錐距 11d =22d 103 12 周節(jié) t=m t=3 齒頂高 21 ? 2 14 齒根高 15 徑向間隙 c= c=1 16 齒根角 0?1f? =2f? =17 面錐角 211 ?? ?? ； 122 ?? ?? 1a? =2a? =18 根錐角 1f? = 11 f?? ? 2f? = 22 f?? ? 1f? =2f? =購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 19 齒頂圓直徑 1111 c aa ? 2 221 10 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 1121 s ak ? 212 22 1 理論弧齒厚 21 ? k?2 1s =s =2 齒側間隙 B=3 螺旋角 ? ? =35° 減速器螺旋錐齒輪的強度計算 [4] 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。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 螺旋錐齒輪的強度計算： （ 1）主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 ① 單位齒長上的圓周力 式中： p ——單位齒長上的圓周力， N/P——作用在齒輪上的圓周力， N，按發(fā)動機最大轉矩 按發(fā)動機最大轉矩計算時： ??21013m a x =93N/ （ 為一檔傳動比，取最大附著力矩計算時 ： 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 r?????210232 ?=N （ 雖然附著力矩產(chǎn)生的 p 很大，但由于發(fā)動機最大轉矩的限制 p 最大只有893N/知，校核成功。 ② 輪齒的彎曲強度計算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力)/( 2為 ?????????203102? （ 式中：0K——超載系數(shù) 尺寸系數(shù) 載荷分配系數(shù) ，取； 質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪， 當 齒 輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取 1； J——計算彎曲應力用的綜合系數(shù)，見圖 從動齒輪上的應力2w?=00 從動齒輪上的應力 '2w?= 當計算主動齒輪時， 與從動相當，而 12 ，故1w?<2w?， '1w?< '2w?綜上所述，故所計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。 汽車主減速器齒輪的損壞形式主要時疲勞損壞，而疲勞壽命主要與日常行駛轉矩即平均計算轉矩T 或只能用來檢驗最大應力，不能作為疲勞壽命的計算依據(jù)。 （ 2）輪齒的接 觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力j?（ ：???????? 3011102? （ 式中：材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 232.6 21 ； 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 0K=1，，，； 相嚙合齒輪的齒數(shù) 圖 曲計算用綜合系數(shù) J[1] 表面質量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取 1； J—— 計算應力的綜合系數(shù)，見圖 示 。 1750?=1750?=2800符合要求、校核合理。 大齒輪齒數(shù) 圖 觸強度計算綜合系數(shù) J[1] 求綜合系數(shù)齒輪齒數(shù) 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 減速器齒輪的材料及熱處理 [5] 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、工作時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求： （ 1）具有高的彎曲疲勞強度和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）輪齒芯部應有適當?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)律性易控制，以提高產(chǎn)品質量、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、硅為主的合金結構鋼系統(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 nM 2,20 ， M o 20,20 ，及 在本設計中 采用了 用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，齒輪表面硬度可高達 4，而芯部硬度較低，當 m≤ 8 時為 45。 對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當端面模數(shù) m≤ 5 時，為 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草熱處理及精加工后均予以厚度為 磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層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，為了提高其耐磨性進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，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。 減速器軸承的計算 [4] 設計時，通常是先根據(jù)主減速器的結構尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。 （ 1） 作用在主減速器主動齒輪上的力 齒面寬中點的圓周力 P 為 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 ? （ 式中： T——作用在該齒輪上的轉矩。主動齒輪的當量轉矩 該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 注：汽車在行駛過程中，由于變速器檔位的改變，且發(fā)動機也不盡處于最大轉矩狀態(tài)，因此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是疲勞損傷，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 ?3 354322311m a x )100)100()100([100 1 ?????? ? ⅣⅡ （? （ 式中：421 ,,, ——變速器 Ⅰ ， Ⅱ ， ? ， Ⅴ 檔使用率為 1％， 3％， 5％， 16％，75％； ⅤⅡⅠ ，， ,——變速器的傳動比為 421 ,,, ——變速器處于 Ⅰ ， Ⅱ ， ? ， Ⅴ 檔時的發(fā)動機 轉 矩利用率 50％，60％， 70％， 70％， 60％。 對于螺旋錐齒輪 222 s dd m ??= （ 2121 = （ 式中：mm 1 ,——主、從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑； F ——從動齒輪齒面寬 ，取 F =35； 2? ——從動齒輪的節(jié)錐角 ； 計算得 ： P =旋錐齒輪的軸向力與徑向力 主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉方向為順時針： )c t a nc 11 ????? ???? 21729（ N） （ 買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 )s t a nc 11 ????? ???? N） （ 從動齒輪的螺旋方向為右： )c t a nc 22 ????? ???? N） （ )s t a nc 22 ????? ???? N） （ 式中： ? ——齒廓表面的法向壓力角 20? ； 21,?? ——主、從動齒輪的節(jié)錐角 ， 。 （ 2） 主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷，就是上述的齒輪軸向力。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力、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、支承型試和軸承位置已確定，并算出齒輪的徑向力、軸向力及圓周力以后，則可計算出軸承的徑向載荷。 ① 騎馬 式支 承主動錐齒輪的軸承徑向載荷 如圖 a）所示軸承 A、 B 的徑向載荷為 212 )(1 mA ??=10957（ N） （ 212 )(1 mB ??=N） （ （ a） (b) 圖 減速器軸承的布置尺寸 [1] 其尺寸為： 懸臂式支撐的主動齒輪 a=b=51， c=式中 ： P ——齒面寬中點處的圓周力； A ——主動齒輪的軸向力； 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 R ——主動齒輪的徑向力； 主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 減速器的潤滑 [3] 主加速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤滑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 靠 近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)過近油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的下端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅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流進差速器，有的采用專門的倒油匙。 為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的漏油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通 氣塞，后者應避開油濺所及之處。 加油孔應設置在加油方便之處，油孔位置也決定了油面位置。放油孔應設在橋殼最低處，但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。 章小結 本章根據(jù)所給 基礎數(shù)據(jù) 確定了主減速器的參數(shù)， 進行了主減速器齒輪計算載荷的計算、齒輪參數(shù)的選擇，螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 并對主減速器 齒輪的材料及熱處理， 軸承的預緊， 主減速器的 潤滑 等 做了必要的 說明 。 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 第 3章 差速器設計 述 根據(jù)汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路 的特征， 為了消除由于左右車輪在運動學上的不 協(xié)調而產(chǎn)生的弊病，汽車左右驅動輪間都有差速器，保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求 。 差速器作用 是 分配兩輸出軸轉矩，保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動。 本次設計選用的普通錐齒輪式差速器結構簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設計的汽車驅動橋。 稱式圓錐行星齒輪差速器 設計中采用的 普通對稱式圓錐行星齒輪差速器（ 如圖 差速器左殼為整體式，2 個半軸齒輪， 4 個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪以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，所以本設計采用該結構。 圖 央為 普通對稱式圓錐行星齒輪差速器 [3] 由于差速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故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 廓尺寸也受到從動齒及主動齒輪導向軸承支座的限制。普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖，如圖 示 。 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 圖 通圓錐齒輪差速器的工作原理圖 [1] 速器齒輪的基本參數(shù)選擇 （ 1） 行星齒輪數(shù)目的選擇 越野 車多用 4 個行星齒輪。 （ 2）行星齒輪球面半徑 確定 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑 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，在一定程度 上表征了差速器的強度。 球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定： 3= 圓整取 38中 ： —行星齒輪球面半徑系數(shù)， 于有 4 個行星輪的 越野車 取 定后，即根據(jù)下式預選其節(jié)錐距： 0A=（ 取 （ 3） 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)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應少于 10。半軸齒輪的齒數(shù)采用 14～ 25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在 2 范圍內。取 1z =16， 2z =24。 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) RL 2 , 之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目 n 所整除，否則將不能安裝，即應滿足： 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 2 ?= 42424?=12 （ 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 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角 21,?? ： ;r c t a n;r c t a 1 ?? ???? ? 式中 ： 21,—行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。 再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)： 22 011 0 s ?? = 取標準模數(shù) 3； 式中 ：210 ,, 算出模數(shù)后，節(jié)圓直徑 d 即可由下式求得： 4;3621 21 ???? （ 5）壓力角 ? 目前汽車差速器齒輪大都選用 '3022? 的壓力角，齒高系數(shù)為 少齒數(shù)可減至 10，并且再小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪 與半軸齒輪趨于等強度。 （ 6）行星齒輪安裝孔直徑 ? 及其深度 L 的確定 行星齒輪安裝孔 ? 與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度 L 就是行星齒輪在其軸上的支承長度。 ? = 02 ????? ??? [0???? = 式中 ：0； n——行星齒輪數(shù) 4； l——行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x， '25.0 ， '2d 是半軸齒輪齒面寬中點處的直 徑 2'2 8.0 ， 2d =54[c?]——支承面的許用擠壓應力，取為 69 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 [6] 表 汽車差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸計算步驟，表中計算用的弧齒厚系數(shù) τ見圖 表 車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表 序號 項 目 計 算 公 式 及 結 果 1 行星齒輪齒數(shù) 121?z 2 半軸齒輪齒數(shù) 242 ?z 3 模數(shù) 3?m 4 齒面寬 F ? = F=11m 5 齒工作高 齒全高 h= 壓力角 '3022??? 8 軸交角 ?? ?90 9 節(jié)圓直徑 4;36 21 21 ???? 10 節(jié)錐角 ;r c t a n;r c t a 1 ?? ???? ? 11 節(jié)錐距 11d =22d =2 周節(jié) t=3 齒頂高 ??? 根高 (12'2 ????向間隙 ? 16 齒根角 ?? r c t a n,r c t a 220''11 ???? ? 17 面錐角 ?? ????? ??????18 根錐角 ?? ????? ?????? 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 序號 項 目 計 算 公 式 及 結 果 19 外圓直徑 1 2021'1101 ?????? ?? 錐頂點至齒輪外緣距離 i i '21021'101 ?????? ???? 21 理論弧齒厚 a n)(2,2'1221 ????????? ?22 齒側間隙 （高精度） 注 :實際齒根高比上表計算值大 圖 車差速器直齒錐齒輪切向修正系數(shù)（弧齒系數(shù)） [1] 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，這是由于行星齒輪在差速器的工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左 /右驅動車輪有轉速差時行星齒輪和半軸齒輪之間有相對滾動的緣故。 汽車差速器齒輪的彎曲應力為 203102 ??? （ 式 中： T——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩， ； j （ 1 7 ???? 切向修正系數(shù) 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 n——差速器行星齒輪數(shù)目 4； 2z ——半軸齒輪齒數(shù) 24； 0K——超載系數(shù) 質量系數(shù) 尺寸系數(shù) mK s ； 載荷分配系數(shù) F——齒面寬 11m——模數(shù) 3； J——計算汽車差速器齒輪彎曲應力的總和系數(shù) 圖 相嚙合另一齒輪的齒數(shù) 圖 曲計算用綜合系數(shù) J[1] 以w?=w?]980 綜上所述，差速器齒輪強度滿足要求。 章小結 本章 介紹了 差速器 的作用及工作原理，基于對稱式圓錐行星齒輪差速器的基本參數(shù)進行了相應的設計計算，對差速器齒輪的幾何尺寸及強度進行了相應的計算 ， 最終求綜合系數(shù)買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 確定了所設計 差速器 的各個參數(shù)，取得機械設計、機械制造的標準值并滿足了強度計算和 校核。 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 第 4章 半軸設計 述 [2] 驅動車輪的傳動裝置 置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。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接傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半鈾齒輪 和 輪 轂 連接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。 軸的設計與計算 半軸的主要尺寸是它的直徑，設計計算時首先應合理地確定其計算載荷。 半軸計算應考慮到以下三種可能的載荷工況： （ 1）縱向力 2X （驅動力或制動力）最大時（ 2X = ?2Z ） ， 附著系數(shù) φ 取 有側向力作用； （ 2）側向力 最大值發(fā)生于側滑時，為 滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù) φ1在計算中取 有縱向力作用； （ 3）垂向力最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為（ 時沒有縱向力和側向力的作用。 浮式半軸的設計計算 （ 1）全浮式半軸在上述第一種工況下 縱向力應按最大附著力計算，即 ?2 2'22?= （ 式中： 2G ——滿載靜止汽車的驅動橋對水平地面的載荷，取 'm ——汽車加速和減速時的質量轉移系數(shù)，對于后驅動橋可取 ?——輪胎與的地面的附著系數(shù) 對于驅動車輪來說，當 按發(fā)動機最大轉矩及傳動系最低檔傳動比計算所得的縱向力小于按最大附著力所決定的縱向力時，則按下式計算，即 m a ??= （ 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 式中： ? ——差速器的轉矩分配系數(shù) 發(fā)動機最大轉矩 190 ； —傳動系最低檔傳動比 T? ——汽車傳動效率 r ——輪胎滾動半徑 取兩者的較小值，所以 ?? X 22 矩為 : ????? 2 （ 注：第二種和第三種工況未計 算 ，圖 全浮式半軸支承示意圖 。 圖 浮式半軸支承示意圖 [3] （ 2）半軸的設計 ① 桿部直徑的選擇 設計時，半浮式半軸桿部直徑的初步選擇可按下式進行： 33 3 )[1 9 ???取 d=30 （ 式中： d——半軸桿部直徑 T——半軸的計算轉矩， ； ][? ——半軸轉矩許用應力， 半軸材料取 40][? 為 右，考慮安全系數(shù)在 間，可取 ][? =692 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 ② 半軸的扭轉應力可由下式計算： 331016??=[???92 （ 式中： ? ——半軸扭轉應力， T——半軸的計算轉矩 ； d——半軸桿部直徑 30 ③ 半軸花鍵的剪切應力為： 3101 2 6 . 2 8 1 6 [ ] 5 0 0()4z L b????? ? ? ?? （ 半軸花鍵的擠壓應力為： ? ?M P 1 26 5 )(4(10 3 ??????? ???（ 式中： T——半軸承受的最大轉矩 ； —半軸花鍵外徑， 20 —相配的花鍵孔內徑， z——花鍵齒數(shù) 18； 花鍵的工作長度 55b——花鍵齒寬， m??21=? ——載荷分布的不均勻系數(shù)，可取為 注：花鍵的選擇（ 30? 漸開線 ） 初選分度圓直徑 D=54模數(shù) m= 3，取標準模數(shù) m=3 ④ 半軸的最大扭轉角為 ? 3 ?????? 式中： T——半軸承受的最大轉矩， ； l——半軸長度 460 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 G——材料的剪切彈性模量 04 N/ J——半軸橫截面的極慣性矩， 432?= 軸的結構設計及材料與熱處理 [7] 為了使半軸和花鍵內徑不小于其干部直徑，常常將加工花鍵的端部都做得粗些，并使當?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應地增加。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。為了使半軸桿部和突緣間的過渡圓角都有較大的半徑而不致引起其他零件的干涉，常常將半軸 凸 緣用平鍛機鍛造。 本設計半軸采用 40半軸的熱處理采用高頻、中頻感應淬火。這種處理方法使半軸表面淬硬達 63~52 硬化層深約為其半徑的 1/3，心部硬度可定為35~30不淬火區(qū)（ 凸 緣等）的硬度可定在 277~248圍內。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力 ，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高十分顯著。 章小結 本章對半軸做了設計計算 。在全浮式半軸的設計計算中首先考慮到 三種可能的載荷工況 。對 縱向力（驅動力或制動力）最大時 ， 沒有側向力作用 這一工況進行了計算。做了必要的半軸設計計算并進行了 校核 選取了機械設計、機械制造標準值 ，對材料和熱處理做了 必要的 說明。 購買文檔送全套 紙 咨詢 14951605 下載文檔送對應的 紙 14951605 或 1304139763 第 5章 驅動橋橋殼的校核 述 [7] 驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅動橋的橋殼起著支承汽車荷 重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅動車輪上的牽引力、制動力、側向力和垂向力也是經(jīng)過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋完既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置（如半軸）的外殼。 在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質量。橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼 的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。 殼的受力分析及強度計算 殼的 靜彎曲應力計算 橋殼 猶如一空心橫梁，兩端經(jīng)輪轂軸承支承于車輪上，在鋼板彈簧座處橋殼承 受汽車的 簧上載荷，而沿兩側輪胎中心線，地面給輪胎以反力 2/2G （雙胎時則沿雙胎中心線），橋殼則承受此力與車輪重力算簡圖如圖 示。 橋殼按靜載荷計算時，在其兩鋼板彈簧座之間的彎矩為 2( ) 1 4 0 5 4 . 0 422sM g N m?? ? ? ? ?（ 式中 2G ——汽車滿載靜止水平路面