某商用車雙級減速驅動橋設計論文

《某商用車雙級減速驅動橋設計論文》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《某商用車雙級減速驅動橋設計論文（58頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

某商用車雙級減速驅動橋設計 摘 要 驅動橋位于傳動系末端，是汽車行駛系的重要組成部分。其基本功用是增扭、降速，改變轉矩的傳遞方向，并將轉矩合理地分配給左、右驅動車輪。本論文的主要內容是雙級減速驅動橋的設計、計算、校核與分析過程。 緒論部分對本課題的研究目的和意義、國內外研究現(xiàn)狀、本課題所采用的研究方法、技術路線進行了說明。 本設計所需參數(shù)參考CA1092的相關參數(shù)，故驅動橋結構方案及主減速器減速形式在設計之前已經(jīng)確定為雙級主減速器式驅動橋。 設計部分對主減速器基本參數(shù)的選擇與計算載荷的確定，差速器齒輪主要參數(shù)的計算，半軸的形式與結構設計、橋殼的設計與計算進行了詳細的說明。 校核部分對主減速器錐齒輪的強度及其軸承的載荷、差速器齒輪強度、半軸及其花鍵的強度進行了計算與校核。 有限元分析部分用ANSYS Workbench對驅動橋殼進行了滿載軸荷下的垂直彎曲剛度和垂直彎曲靜強度分析。 關鍵詞：驅動橋；雙級主減速器；差速器；驅動橋殼；有限元分析 Design of Two-Stage Final Driving Axle of Commercial Vehicle Abstract Driving axle is located at the end of the drive line.As one of main component of vehicle drive line, its basic effect is to enlarge the torques that comes from the drive shafts or directly from the transmission, and distributes the torques to side wheels.The main content of this thesis is designing,calculating,verifying and analysing of the two-stage deceleration drive axle. In the exordium part,it introduced the research objectives and significance of the project,research actuality,research method and technical route. The parameter of this design consults the JieFang CA1092.Therefore the structural concept and type of final drive have been intended to be the two-stage deceleration drive axle. In the designing part,it elaborate choices of the main parameters of final drive,determination of design load,calculation of the main parameters of differential gears,design and calculation of semi-axis and axle housing. In the verifying part,it verified strength for bevel gears in final drive and their bearings,differential gears,semi-axis and its spline. In the finite element analysis (FEA)part, it analyses vertical bending rigidity and vertical bending static strength of the axle housing using ANSYS Workbench. Key Words：Driving Axle,Two-Stage Final Drive,Differential,Axle-Housing, Finite Element Analysis 目 錄 摘 要 I Abstract II 第 1 章 緒論 1 1.1 本課題研究的目的和意義 1 1.2 國內外研究現(xiàn)狀概述 1 1.3 本文主要研究內容 2 第 2 章 設計方案的確定 4 2.1 概述 4 2.2 設計主要參數(shù) 4 2.3 主減速比的計算 5 2.4 主減速器的結構形式 5 2.5 差速器的結構形式 7 2.6 半軸的結構形式 7 2.7 驅動橋殼的結構形式 8 2.8 本章小結 8 第 3 章 驅動橋的結構設計與計算 9 3.1 主減速器的設計與計算 9 3.1.1 主減速比的分配 9 3.1.2 一級減速器螺旋錐齒輪的設計 9 3.1.3 二級斜齒圓柱齒輪的設計 18 3.1.4 主減速器的潤滑 21 3.2差速器的設計計算 22 3.2.1差速器的作用 22 3.2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 22 3.2.3 差速器齒輪強度計算 24 3.2.4 差速器齒輪的材料 26 3.3 車輪傳動裝置設計 26 3.3.1 結構形式分析 26 3.3.2 半軸直徑初選 27 3.3.3 半軸的強度校核 27 3.3.4 半軸的結構要求 27 3.4 制動器的設計計算 28 3.4.1 概述 28 3.4.2 盤式制動器主要參數(shù)的確定 28 3.4.3 盤式制動器的設計計算 29 3.4.4 制動器主要零部件的結構設計 33 3.4.5 制動驅動機構的設計與計算 35 3.5 本章小結 37 第 4 章 驅動橋殼設計與分析 38 4.1 驅動橋殼結構方案分析 38 4.2 驅動橋殼的有限元分析 38 4.2.1 實體模型建立與導入 38 4.2.2 材料屬性及網(wǎng)格劃分 39 4.2.3 施加載荷和約束 40 4.3 橋殼的靜態(tài)有限元分析 41 4.3.1 概述 41 4.3.2 最大垂向力工況 41 4.3.3 最大牽引力工況 43 4.3.4 最大制動力工況 45 4.3.5 最大側向力工況 47 4.4 本章小結 49 結 論 50 致 謝 51 參考文獻 52 - IV - 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） XLI - - 第 1 章 緒論 1.1 本課題研究的目的和意義 驅動橋位于傳動系末端。其基本功用是增扭、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，并將轉矩合理地分配給左、右驅動車輪驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼組成，轉向驅動橋還有等速萬向節(jié)。 載重汽車作為汽車的一個分類，在人們日常生活中承擔了重要的任務。大多數(shù)短途、中長途貨運都是由載重汽車來完成的。對于重型載貨汽車來說，要傳遞的轉矩較乘用車和客車以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用[1]。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟性也是各商用車生產(chǎn)商來提高其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶，為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。而驅動橋則是傳動系中將動力轉化為能量的最終執(zhí)行者[2]。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的驅動橋成為新的課題。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀概述 汽車行業(yè)的飛速發(fā)展，帶動了整個國內汽車零部件企業(yè)的向前推進。就目前車橋行業(yè)的發(fā)展趨勢而言，呈現(xiàn)出以下主要特點： 1） 由于整車的市場集中度增加，目前國內車橋行業(yè)趨向于技術上強強聯(lián)手，共謀發(fā)展[3][4]； 2） 由于近幾年國家對汽車零部件行業(yè)出臺相應的政策，以扶持其走向正軌，所以整體來看車橋行業(yè)布局已大體完成[5]； 3） 外資不斷投入，國內車橋企業(yè)亟待技術上的獨立[6]； 4） 大噸位、多軸化、大馬力、節(jié)能、環(huán)保、舒適等方面發(fā)展的趨勢，要求重型車橋要輕量化、大扭矩、低噪聲、寬速比、壽命長和低生產(chǎn)成本。[7][8]零部件企業(yè)與整機企業(yè)同步設計、開發(fā)，系統(tǒng)化集成、模塊化供貨。[9] 業(yè)內專家認為，總體而言，現(xiàn)在重型汽車有向節(jié)能、環(huán)保、舒適等方面發(fā)展的趨勢，要求重型車橋要輕量化、大扭矩、低噪聲、寬速比、壽命長和低生產(chǎn)成本。 從國際趨勢看，車橋向輕量化發(fā)展是必然，因為向輕量化發(fā)展，材料節(jié)省，可以降低成本。 在噪聲方面，國內重型車橋跟國外的差距較大，今后需要在這方面有所改進。造成車橋噪聲的主要因素在于齒輪精度不夠，所以，車橋齒輪要向高強度、高精度方向發(fā)展。齒輪的高強度化制造技術關鍵在于：高強度齒輪鋼的開發(fā)和齒輪強化技術的應用。齒輪的高精度制造技術包括合理選材、高精度淬火技術和從動齒輪壓力淬火技術[10][11]。 1.3 本文主要研究內容 本課題研究的是商用車雙級減速驅動橋。 為了使設計研究結果建立在科學、嚴謹?shù)幕A上，使設計更符合實際情況，研究思路和方法的選擇與運用至關重要。對驅動橋設計提出了以下研究思路和方法： 1）通過實習、調查、上網(wǎng)以及文獻檢索等多種有效方法，系統(tǒng)收集驅動橋的研究成果和相關信息。 2）在對國內外驅動橋的技術現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢、市場等情況進行系統(tǒng)分析研究的基礎上，確定設計策略，作為構思總體設計方案的指導思想； 3）參數(shù)化設計：根據(jù)整體設計要求與主要參數(shù)，確定主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼的件結構形式和基本參數(shù)； 4）計算機三維造型：根據(jù)理論計算的主要參數(shù)，運用CATIA對各零件和總成進行三維造型和裝配，要遵循三維造型的原則。并畫出二維裝配圖 5）有限元分析：基于ANSYS對驅動橋殼進行有限元分析。 雙級主減速器在一些減速比比較大的減速器常常采用，第一級為錐齒輪傳動，第二級為圓柱斜齒輪傳動。 雙級主減速器的結構特點： 1）第一級為圓錐齒輪傳動，其調整裝置與單級主減速器類同； 2）由于雙級減速，減小了從動錐齒輪的尺寸，其背面一般不需要止推裝置； 3）第二級為圓柱齒輪傳動，圓柱齒輪多采用斜齒或人字齒，傳力平穩(wěn)； 4）雙級主減速器的減速比為兩對副減速比的乘積。 驅動橋殼的常規(guī)設計方法是將橋殼看成一個簡支梁并校核幾種典型計算工況下某些特定斷面的最大應力值，然后考慮一個安全系數(shù)來確定工作應力，這種設計方法有很多局限性。因此近年來，許多研究人員利用有限元分析法對驅動橋殼進行了計算和分析[12]。 第 2 章 設計方案的確定 2.1 概述 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，以保證汽車在給定條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。 2） 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求。 3） 齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4） 在各種載荷和轉速工況下有高的傳動效率。 5） 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，以減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車行駛平順性。 6） 與懸架導向機構運動協(xié)調；對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。 7） 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修、調整方便。 2.2 設計主要參數(shù) 本設計參數(shù)參考解放CA1092相關參數(shù)（表2-1）。 表 21 設計主要參數(shù)表[13] 發(fā)動機型號 YC4D140-41 排量，L 4.2 額定功率，kW 103 額定轉速，r/min 2800 最大扭矩 450 最高車速，km/h 95 輪胎規(guī)格 8.25-16LT 14PR 軸荷 3585/5200 軸距，mm 4760 輪胎數(shù) 6 前輪距 1706 后輪距 1658 總質量，kg 8785 整備質量，kg 3660 一擋傳動比 7.64 最高擋傳動比 1.0 2.3 主減速比的計算 主減速比的計算公式對于具有很大功率的轎車、客車、長途公共汽車，尤其是對競賽汽車來說，在給定發(fā)動機最大功率Pemax的情況下，所選擇的i0值應能保證這些汽車具有盡可能高的最高車速vamax。[14]對于其他車來說，主減速比i0一般應選的比按上式求得的要大10%~25%，即 （2-1） 式中，np為額定轉速，104kW； vamax為最高車速，95km/h； igH為變速器最高擋傳動比，為1.0（直接擋）； iFH為分動器或加力器高檔傳動比，取1.0； iLB為輪邊減速器傳動比，取1.0； rr為車輪的滾動半徑，。 故初選確定主減速比為5.74。 2.4 主減速器的結構形式 2.4.1 主減速器齒輪的類型 螺旋錐齒輪能夠承受大的載荷，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[15]，且當傳動比小于2.0時選用螺旋錐齒輪更合理，故本次設計采用螺旋錐齒輪。 2.4.2 雙級主減速器的結構方案 整體式雙級主減速器主要有三種結構方案：第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪（圖2-1a）；第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪（圖2-1b）；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪（圖2-1c）。 對于第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器，可有縱向水平布置（圖2-1d）、斜向布置（圖2-1e）和垂向布置（圖2-1f）三種布置方案。 圖2-1 雙級主減速器布置方案 縱向水平布置可以使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車的質心高度；但使縱向尺寸增加，用在長軸距汽車上可少量減少傳動軸長度。因此，他不宜用于短軸距汽車，因為過短的傳動軸會導致萬向傳動軸加大。垂向布置使驅動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角；但由于主減速器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度，不利于齒輪工作。這種布置可便于貫通式驅動橋的布置。斜向布置對傳動軸布置和提高橋殼剛度有利。 2.4.3 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器必須保證主、從動齒輪油良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、齒輪的裝配調整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度有關。 本設計主動錐齒輪采用懸臂式支承（圖2-2a），從動錐齒輪采用跨置式支承（圖2-2c）。 懸臂式支承的結構特點是，在錐齒輪大端一側有較長的軸，并在其上安裝一對圓錐滾子軸承。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向力有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應大于2.5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70%還大，另外靠近齒輪的軸徑不小于尺寸a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。 為了增加從動錐齒輪的支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了是從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。 圖2-2 主減速器錐齒輪的支承形式 2.5 差速器的結構形式 差速器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。差速器按其結構特征不同，分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，它具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，故應用廣泛。它又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。 本次設計采用普通錐齒輪式差速器，它結構簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本設計的汽車驅動橋。 2.6 半軸的結構形式 半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種形式。 全浮式半軸的結構特點是，半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相連，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承受轉矩，作用于驅動輪上的其他反力和彎矩全部由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同心、半軸法蘭平面相對其軸線不垂直等因素，由此引起的彎曲應力一般為5~70MPa。全浮式半軸主要用于總質量較大的商用車上。 本次設計選擇全浮式半軸。 2.7 驅動橋殼的結構形式 驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量，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（車身）；它又是主減速器、差速器、半軸的裝配基體。 驅動橋殼應滿足如下設計要求 1） 應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應力。 2） 在保證強度和剛度的前提下，盡量減小質量以提高行駛平順性。 3） 保證足夠的離地間隙。 4） 結構工藝性好，成本低。 5） 保護裝于其上的傳動系部件和防止泥水浸入。 6） 拆裝、調整，維修方便。 2.8 本章小結 本章首先確定了主減速比，以方便確定其它參數(shù)。確定了主減速器、差速器、半軸及驅動橋殼的結構形式。 第 3 章 驅動橋的結構設計與計算 3.1 主減速器的設計與計算 3.1.1 主減速比的分配 錐齒輪-圓柱齒輪式雙級主減速器在分配傳動比時，通常將圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動比的比值取在1.4~2.0范圍內，而且錐齒輪傳動比一般為1.7~3.3，這樣可以減小錐齒輪嚙合時的軸向力和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時可使主動錐齒輪的齒數(shù)適當增多，使其支承軸頸的尺寸適當加大，改善支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。 設一級減速齒輪的傳動比為i01；二級減速齒輪的傳動比為i02。根據(jù)傳動比分配要求，有i01/i02=1.4~2.0，且i01i02=7.64，初選i01≈2.0，則i02≈2.9。 3.1.2 一級減速器螺旋錐齒輪的設計 3.1.2.1 主減速器齒輪計算載荷的確定 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Tce （3-1） 式中，Tce為計算轉矩，N?m；n為驅動橋數(shù)，為1；i01為主減速器一級傳動比，為1.923；i1為變速器1擋傳動比，為7.64；if為分動器傳動比，取1.0；η為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，取0.9；k為液力變矩器變矩系數(shù)，，k0為最大變矩系數(shù)；Temax為發(fā)動機最大轉矩，為450N?m；kd為猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，液力自動變速器kd=1，手動操縱的機械變速器高性能賽車kd=3，性能系數(shù)fi=0的汽車kd=1；fi>0的汽車kd=2或由經(jīng)驗選定。其計算公式如下 當時 0 當時 式中，ma為汽車滿載質量（若有掛車，則要加上掛車質量），為8785kg。則 ， 故fi=0，kd=1，則 N?m 2.按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcs （3-2） 式中，Tcs為計算轉矩，N?m；G2為滿載狀態(tài)下1個驅動橋上的靜載荷，為50960N；m2為汽車最大加速度時的后軸負載荷轉移系數(shù)，商用車為1.1~1.2，取1.1；φ為輪胎與路面間的附著系數(shù)，在安裝一般輪胎的汽車在良好的混凝土或瀝青路，取0.85；im為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，為2.985；ηm為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率，取0.9。則 N?m 3.按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcf （3-3） 式中，Tcf為計算轉矩，N?m；Ga為汽車滿載總重量，為86093N；fR為道路滾動阻力系數(shù)，對于貨車可取0.015~0.020，取0.016；fH為平均爬坡能力系數(shù)，對于轎車可取0.08；對于貨車和公共汽車可取0.05~0.09，取0.07；fi為汽車性能系數(shù)，取值同前，為0；其他參數(shù)同前。則 N?m 由式（3-1）和式（3-2）求得的計算轉矩，是作用到從動錐齒輪上的最大轉矩，不同于式（3-3）求得的日常行駛平均轉矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉矩Tc應取前面兩種的較小值，即Tc=min[Tce,Tcs];當計算錐齒輪疲勞壽命時，Tc取Tcf。 主動錐齒輪的計算轉矩為 （3-4） 式中，Tz為主動錐齒輪的計算轉矩，N?m；i0為主傳動比；ηG為主、從動錐齒輪間的傳動效率，計算時對于弧齒錐齒輪副，ηG為95%。 當計算錐齒輪最大應力時，Tc=5950.15N?m，則 N?m 當計算錐齒輪的疲勞壽命時，Tc=1137.54N?m，則 N?m 3.1.2.2 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)z11和z12、從動錐齒輪大端分度圓直徑D12和端面模數(shù)ms、主、從動錐齒輪齒面寬b11和b12、中點螺旋角β、法向壓力角α等。 1.主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2 選擇主、從動錐齒輪數(shù)時應考慮如下因素： 1） 為了磨合均勻，z11和z12之間避免有公約數(shù)。 2） 為了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)和應不少于40。 3） 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于乘用車，z11一般不少于9；對于商用車，z11一般不少于6。 4） 主傳動比i0較大時，z1盡量取得少些，以便得到滿意的離地間隙。 5） 對于不同的主傳動比，z1和z2應有適宜的搭配。 本設計初選一級減速齒輪的主動齒輪齒數(shù)為z11=13，從動錐齒輪的齒數(shù)z12=25，則i01=1.923，i02=5.74/1.923=2.985,i02/i01=1.55,在1.4~2.0范圍內，符合要求。 2.從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms 對于單級主減速器，增加尺寸D2會影響驅動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D2又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 （3-5） 式中，D2從動齒輪大端分度圓直徑（mm）；為直徑系數(shù)，一般為13.0~15.3，取14.0；Tc為從動錐齒輪的計算轉矩，Tc=min[Tce,Tcs]，為5950.15N?m。則 mm 圓整取D2=250mm。 ms由下式計算 ms=D2/z2 （3-6） 式中，ms為齒輪端面模數(shù)。則 ms=250/25=10 同時，ms還應滿足 （3-7） 式中，Km為模數(shù)系數(shù)，取0.3~0.4，本設計取0.35。則 =7.25 經(jīng)驗算滿足要求，故ms=10。 3.主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應力集中，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。但是齒面過窄，輪齒的表面耐磨性會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬b2，推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2，而且b2應滿足b2≤10ms，一般也推薦b2=0.155D2。對于弧齒錐齒輪，b1一般比b2大10%。則 b2=0.155D2=0.155250=38.75 圓整為40mm，則b1為44mm。 4、中點螺旋角β 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。 弧齒錐齒輪副中的中點螺旋角是相等的。 選擇β時，應考慮它對齒面重合度εF、輪齒強度和軸向力大小的影響。β越大，則εF也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般εF應不小于1.25，在1.5~2.0時效果最好。但是β過大，會導致軸向力增加。 汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35~40。商用車選用較小的β值以防止軸向力過大，通常取35。 故中點螺旋角取35。 5. 螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。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軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 故采用主動錐齒輪左旋，從動錐齒輪右旋。 6.法向壓力角ɑ 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減小齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力較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，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。對于弧齒錐齒輪，商用車的ɑ為20或2230。 故取法向壓力角ɑ為20。 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算見表3-1。 表3-1 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 名稱 代號 小齒輪 大齒輪 計算結果 1 齒數(shù)比 u u=z1/z2,按傳動要求確定 1.923 2 大端分度圓直徑 de de1按強度計算或按結構初定 de2=z2m2 de1=130mm de2=250mm 3 齒數(shù) z 設計值　 設計值 z1=13，z2=25 4 端面模數(shù) ms ms=de2/z2可適當圓整 10 5 分錐角 δ δ1=30.53 δ2=59.47 6 外錐距 Re Re=de1/2sinδ1 140.88mm 7 齒寬系數(shù) ΦR ，常取0.3 0.3 8 切向變位系數(shù) xt xt1按機械設計手冊表8.4-9選取 xt2=-xt1 xt1=0.035mm xt2=-0.035mm 9 徑向變位系數(shù) x x1按機械設計手冊表8.4-10選取 x2=-x1 x1=0.29mm x2=-0.29mm 10 齒頂高 ha ha=(ha*+x)ms ha*=0.85 ha1=11.4mm ha2=5.6mm 11 齒根高 hf hf=(ha*+c*-x)ms hf1=13.28mm hf2=7.48mm 12 頂隙 c c=c*ms c*=0.188 1.88mm 13 齒頂角 θa 等頂隙收縮齒θa1=θf2 θa2=θf1 θa1=32237" θa2=559 14 齒根角 θf θf1=559 θf2=32237" 15 頂錐角 δa 等頂隙收縮齒 δa1=δ1+θf2 δa2=δ2+θf1 δa1=33.907 δa2=65.453 16 根錐角 δf δf1=δ1-θf1 δf2=δ2-θf2 δf1=24.457 δf2=56.093 17 齒頂圓直徑 dae dae1=de1+2ha1cosδ1 dae2=de2+2ha2cosδ2 dae1=150.23mm dae2=256.66mm 18 錐頂?shù)捷喒诰嚯x Ak Ak1=119.74 Ak2=60.497 3.1.2.4 主減速器錐齒輪的強度計算 在選好主減速器錐齒輪的主要參數(shù)后，可根據(jù)所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據(jù)所確定的計算載荷進行強度驗算，以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。 輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 1. 單位齒長圓周力 主減速器錐齒輪表面的耐磨性，常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算，即 （3-8） 式中，p為輪齒上的單位齒長圓周力，N/mm；F為作用在輪齒上的圓周力，N；b2為從動齒輪的齒面寬，mm。 許用的單位齒長圓周力[p]見教材表5-1。在現(xiàn)代汽車設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，[p]有時高出表中數(shù)值的20%~25%。 按發(fā)動機最大轉矩計算時 103 （3-9） 式中，ig為變速器傳動比；D1為主動錐齒輪中點分度圓直徑，mm；其他符號同前。則 103=1190.008N 查表得，[p]=1429N，故符合要求。 按驅動輪打滑的轉矩計算時 103 （3-10） 式中符號同前。則 103=1464.1N 查表得[p]=1429N，1.25[p]=1786N，故符合要求。 2. 輪齒彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為 103 （3-11） 式中，σw為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa；Tc為所計算齒輪的計算轉矩，N?mm，對于主動齒輪，Tc還要按式（3-4）進行換算；k0為過載系數(shù)，一般取1；ks為尺寸系數(shù)，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ms≥1.6mm時，ks=(ms/25.4)0.25=0.792121；km為齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結構，km=1.0~1.1；懸臂式結構，km=1.00~1.25，則主動輪取1.2，從動輪取1.05；kv為質量系數(shù)，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，kv=1.0；b為所計算齒輪的齒面寬，b1=44mm，b2=40mm；D為所討論的齒輪的大端分度圓直徑，D1=130mm，D2=250mm；Jw為所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，其值按機械設計手冊取得，取大齒輪J=0.206，小齒輪J=0.273。 上述按min[Tce,Tcs]計算的最大彎曲應力不超過700MPa；按Tcf計算的疲勞彎曲應力不應超過210MPa，迫害的循環(huán)次數(shù)為6106。 按min[Tce,Tcs]計算， 103=480.48<700MPa 故符合要求。 按Tcf計算， 103=91.86<210MPa 故符合要求。錐齒輪滿足設計需求，可用。 3.輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為 （3-12） 式中，σJ為錐齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa；D1為主動錐齒輪大端分度圓直徑，130mm；b為b1和b2中的較小值，為b2=40mm；ks為尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0；kf為齒面品質系數(shù)，它取決于吃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，kf取1.0；cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪：cp取232.6N1/2/mm；JJ為齒面接觸強度的綜合系數(shù)，其值按機械設計手冊取得，取0.88；k0，km，kv見式（3-11）的說明。 上述按min[Tce，Tcs]計算的最大接觸應力不應超過2800MPa；按Tcf計算的疲勞接觸應力不應超過1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的。 按min[Tce,Tcs]計算， <2800MPa 故符合要求。 按Tcf計算， <1750MPa 故符合要求。主、從動錐齒輪的齒面接觸應力是相同的，所以錐齒輪符合要求。 3.1.2.5 錐齒輪材料 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點，是傳東西中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應滿足如下要求： 1） 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。 2） 輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 3） 鍛造性能、可加工性及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 4） 選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而是選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。本設計采用20CrMnTi。 滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到碳含量較高的硬化層（一般碳的質量分數(shù)為0.8%~1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而心部較軟，具有良好的韌性，故該材料的抗彎強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于其碳含量較低，故鍛造性能和可加工性較好。其主要缺點是熱處理費用高；表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力是可能產(chǎn)生塑性變形；如果滲透層與心部的碳含量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.005~0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高齒輪壽命的25%。對于滑動速度高的齒輪可進行滲硫處理，以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，這樣即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。 3.1.3 二級斜齒圓柱齒輪的設計 3.1.3.1 斜齒圓柱齒輪主要參數(shù)的選擇 1.主、從動齒輪的齒數(shù)z21和z22 二級齒輪副的傳動比為i02=2.985，根據(jù)機械設計手冊，初選主動齒輪齒數(shù)為z21=14，z22=43，則 i02=z22/z21=3.07 驗算，i02/i01=1.597,在1.4~2.0之間，且14與43無公約數(shù)，故符合要求。 2.法向模數(shù)mn 選用推薦模數(shù)mn=6。 3.法向壓力角αn和螺旋角β 取法向壓力角αn=20，β的推薦值一般為15~20，故初選β=15。 4.主、從動齒輪的節(jié)圓直徑d21和d22 mm mm 故d21=87mm，d22=265mm。 5.齒寬b 齒寬的計算公式為 b1=Φdd21 式中，Φd為齒寬系數(shù)，取0.85；d21為小齒輪分度圓直徑，87mm；則 b1=0.8587=74.32mm 圓整為75mm。 根據(jù)經(jīng)驗公式， b2=b1-5=75-5=70mm 故b1為75mm，b2=70mm。 6. 螺旋方向 本設計一級從動錐齒輪為右旋，為抵消部分軸向力，故主動斜齒圓柱齒輪的旋向應為左旋，則從動斜齒圓柱齒輪旋向為右旋。 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算見表3-2。 表3-2 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 名稱 代號 小齒輪 大齒輪 計算結果 1 齒數(shù)比 u u=z21/z22,按傳動要求確定 3.07 2 分度圓直徑 de d21=87mm d22=265mm 3 齒數(shù) z 設計值　 設計值 z21=14，z22=43 4 法向模數(shù) mn 推薦值 6 5 法向壓力角 α 推薦值 20 6 螺旋角 β 推薦值一般為15~20 15 7 齒寬系數(shù) Φd 一般取0.85 0.85 8 齒寬 b b1=Φdd21 b2=b1-5 b1=75mm b2=70mm 9 齒距 p p=πmn 18.84mm 10 齒頂高 ha ha=han*mn han*=1 6mm 11 齒根高 hf hf=cn*mn 7.5mm 12 齒全高 h h=ha+hf 13.5mm 13 中心距 a a=1/2(d1+d2) 可圓整 176mm 14 齒頂圓直徑 da da=d+2ha da1=99mm，da2=277mm 15 齒根圓直徑 df df=d-2hf df1=72mm，df2=250mm 3.1.3.2 圓柱齒輪的損壞形式 圓柱齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、齒面膠合、齒面磨損等。 輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下 1） 輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷； 2） 輪齒在重復載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。 輪齒工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在于齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點，稱之為齒面點蝕。它使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，并可能導致輪齒折斷。 負荷大、齒面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸處產(chǎn)生高溫作用的情況下使齒面間的潤滑油膜破壞，導致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，稱為齒面膠合。 3.1.3.3 輪齒強度計算 1. 輪齒彎曲強度計算 斜齒圓柱齒輪的彎曲應力為 （3-13） 式中，σw為齒輪的彎曲應力；Tg為計算載荷，取Temax=450000N?mm；β為齒輪螺旋角，為15，Kσ為應力集中系數(shù)，取1.50；z為小齒輪齒數(shù)，為14；mn為法向模數(shù)，為6；y為齒形系數(shù)，查得為0.19；Kc為齒寬系數(shù)，取8.0；Kε為重合度影響系數(shù)，取2.0。許用應力對貨車為100~250MPa。則 <100MPa 故符合要求。 2.輪齒接觸強度計算 輪齒接觸應力σj （3-14） 式中，σj為輪齒的接觸應力，MPa；F為齒面上的法向力，F(xiàn)=F1/（cosɑcosβ）；F1為圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d；Tg為計算載荷，為450000N?mm；d為節(jié)圓直徑，mm；ɑ節(jié)點處壓力角，β為齒輪螺旋角；則 E為齒輪材料的彈性模量，為2.1105MPa；b為齒輪接觸的實際寬度，為70mm；ρz、ρb為主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑；rb、rz為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。則對斜齒輪ρz=（rzsinɑ）/cos2β =13.91，ρb=（rbsinɑ）/cos2β =42.725。則 查得其許用應力范圍為1300~1400MPa，故符合要求。 3.1.3.4 齒輪的材料選擇 二級圓柱斜齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對可加工性及成本也應考慮。 國內汽車齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。 值得指出的是，采取噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施，能使齒輪得到強化。對齒輪進行強力噴丸處理以后，輪齒產(chǎn)生殘余壓應力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。在加大齒根圓弧半徑的同時，進行強力噴丸處理，不僅可使殘余壓應力進一步增加，還改善了應力集中。齒輪在熱處理之后進行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形，經(jīng)過磨齒后，齒輪精度要高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)，效率提高，并在同樣負荷條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高近一倍。 3.1.4 主減速器的潤滑 主減速器及差速器的齒輪、軸承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，通常是在從動錐齒輪的前端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時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的小端通向大端，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是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，但也考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。 3.2差速器的設計計算 3.2.1差速器的作用 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形成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。 差速器的作用為分配兩輸出軸轉矩，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。 3.2.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 圖3-1 普通對稱式圓錐行星齒輪差速器 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，它具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，故應用廣泛。它又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。 普通錐齒輪式差速器由于結構簡單、工作平穩(wěn)可靠，一直廣泛用于一般使用條件下的汽車驅動橋中（如圖3-1）。 本設計采用普通錐齒輪式差速器。 3.2.2.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇 1.行星齒輪數(shù)n 行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇，在承載不大的情況下n可取兩個，反之應取n=4。轎車差速器一般有2個行星齒輪；貨車和越野車一般有4個。 本設計取n=4。 2.行星齒輪球面半徑Rb 行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定 （3-15） 式中，Kb為行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb=2.5~3.0，對于有四個行星齒輪的乘用車和商用車取小值，取2.6；Td為差速器計算轉矩，Td=min[Tce,Tcs]，為5950.15N?m；Rb為球面半徑。則 mm 取整為47mm。 行星齒輪節(jié)錐距A0為 A0=（0.98~0.99）Rb （3-16） 則 A0=46.07~46.54mm，取46.5mm。 3. 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)z1、z2 為了使輪齒有較高的強度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒數(shù)z1應取少些，但z1一般不少于10.半軸齒輪齒數(shù)z2在14~25之間選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比z2/z1在1.5~2.0的范圍內。 為使兩個或四個行星齒輪能同時與兩個半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪的齒數(shù)和必須能被行星齒輪數(shù)整除，否則差速器不能裝配。 本設計取z1=10，z2=16，則z2/z1=1.6，且2z2=32能被4整除，故符合要求。 4. 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數(shù)m 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2分別為 γ1=arctan(z1/z2) （3-17） γ2=arctan(z2/z1) 則γ1=32，γ2=58。 錐齒輪大端的端面模數(shù)m為 （3-18） 則m=4.48≈5。 5.壓力角ɑ 汽車差速齒輪大都采用壓力角為2230、齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些總質量較大的商用車采用25壓力角，以提高齒輪強度。 本設計采用2230的壓力角，齒形系數(shù)為0.8。 6. 行星齒輪軸直徑d及支撐長度L 行星齒輪軸d為 （3-19） 式中，T0為差速器殼傳遞的扭矩，為5950.15N?m；n為行星齒輪數(shù)，為4；rd為行星齒輪支撐面中點到錐頂?shù)木嚯x，約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半；[σc]為支撐面允許擠壓應力，取98MPa。則 行星齒輪在軸上的支撐長度L為 L=1.1d （3-20） 則L=28.89≈29mm。 差速器齒輪的幾何尺寸計算見表3-3。 3.2.3 差速器齒輪強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左、右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪，主要應進行彎曲強度計算。 輪齒彎曲應力σw為 （3-21） 式中，n為行星齒輪數(shù)，為4；J為綜合系數(shù)，按圖3-1取得，取0.226；b2、d2分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑，b2=15mm，d2=80mm；Tc為半軸齒輪計算轉矩，Tc=0.6T0；kv、ks、km按主減速器齒輪強渡計算的有關數(shù)值選取，kv=1.0，ks=(m/25.4)0.25=0.6661，km=1.0。 當T0=min[Tce，Tcs]時，[σw]=980MPa；當T0=Tcf時，[σw]=210MPa。 按min[Tce,Tcs]計算，Tc=0.65950.15=3570.09N?m,則 故符合要求。 按Tcf計算，Tc=0.61137.54=682.524N?m，則 故符合要求。錐齒輪滿足設計需求，可用。 表3-3 差速器齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 名稱 代號 計算公式 計算結果 1 行星齒輪數(shù) z1 z1≥10，應盡量取小值 10 2 半軸齒輪齒數(shù) z2 z2=14~25 16 3 模數(shù) m 5