某運動型轎車驅動橋整體設計

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1、 某運動型轎車驅動橋整體設計 The driving axle devise of sport car 總計 畢業(yè)設計（論文） X 頁 表 格 X 個 插 圖 X 幅 5 摘要 驅動橋是車輛四大總成之一的地盤系統(tǒng)的重要組成部分，人們開始對汽車的操縱穩(wěn)定性、行駛平順性、平均行駛速度和燃油經濟型有更高的要求，這都和汽車驅動橋設計和選擇有著非常緊密的關系。采用傳動效率較高的單級減速驅動橋已經成了未來汽車的發(fā)展方向。參照

2、傳統(tǒng)驅動橋的設計方法并結合現(xiàn)代設計思路進行了某運動型轎車驅動橋的整體設計，首先確定主要零部件的結構型式以及主要設計參數(shù)；然后參考類似驅動橋的結構，確定出總體設計方案；最后對支承軸承進行了壽命校核對以及對主，從動錐齒輪，差速器圓錐行星齒輪，半軸齒輪，半浮式半軸和鋼板沖壓焊接整體式橋殼的強度進行校核。校核合格后，用AutoCAD制圖軟件，繪制三件主要零件圖和一張裝配圖。 關鍵詞： 驅動橋 弧齒錐齒輪 單級減速橋 Abstract Drive axle is an important part of chassis syst

3、ems, people aspire after the vehicle ride comfort, handling stability and average speeds get higher requirements, all this may come ture depend on the choice of the kind of driving axle. The single reduction driving axle of high transmission efficiency has become the future direction of the car’s de

4、velopment. According to the traditional transaxle design method and design of the whole bridge driving a sports car with the modern design idea, structure first to identify the main components and the main design parameters; and the reference to the similar driving axle structure, determine the over

5、all design program; finally, a driven bevel gear, differential planetary gear cone, half shaft gear, check full floating axle and integral bridge shell strength and the life of supporting bearing. After passing the check, with the AutoCAD drawing software, drawing three major part drawing and assemb

6、ly drawing a picture. Key words: drive axle；single reduction final drive ；the spiral bevel gear 目 錄 摘要I ABSTRACTII 第一章前言1 1.1 選題的依據(jù)及課題的意義1 1.2 研究概況及發(fā)展趨勢綜述1 第二章 驅動橋結構方案分析3 第三章 主減速器設計 4 3.1 主減速器的結構形式4 3.1.1 主減速器的齒輪類型4 3.1.2 主減速器的減速形式4 3.1.3 主減速器主，從動錐

7、齒輪的支承形式4 3.2 主減速器基本參數(shù)的選擇與設計計算5 3.2.1 主減速比確定5 3.2.2 主減速器計算載荷的確定6 3.2.3 主減速器錐齒輪基本參數(shù)的選擇8 3.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算10 3.2.5 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算11 3.2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理16 3.2.7 主減速器軸承的計算16 第四章 差速器設計23 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構23 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計23 4.2.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇23 4.2.2 差速器齒輪的幾何計算25 4.2.3

8、 差速器齒輪的強度計算27 第五章 驅動半軸的設計28 5.1 半浮式半軸計算載荷的確定28 5.2 半浮式半軸的桿部直徑的初選29 5.3 半軸花鍵的強度計算29 5.4 半軸材料選擇，與熱處理30 第六章 驅動橋殼的設計31 6.1 橋殼的結構形式31 6.2 橋殼的受力分析與強度計算31 6.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算32 6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算33 6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算33 6.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算34 結論36 參考文獻37 致謝38 南昌

9、工程學院本科畢業(yè)設計 第一章前言 1.1 選題的依據(jù)及課題的意義 驅動橋在地盤系統(tǒng)中占有特別重要的位置，驅動橋位于汽車傳動系的末端，并將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主減速器、差速器、半軸、等傳遞給驅動輪，實現(xiàn)降低轉速、增大轉矩。 目前全球汽車保有量已突破10億輛，中國占據(jù)了其中的10%。中國的汽車保有量已經超過日本，成為僅次于美國(2011年2.4億輛)的世界第二大汽車保有國。業(yè)內預計，2020年我國汽車保有量將突破2億輛[1]。從宏觀政策看，國家一直堅持擴大內需，增大扶持汽車發(fā)展的力度政策，一方面堅定取締一切不合理收費的決心，破除任何形式的行政保護和地方割據(jù)。每年以2000億

10、元的資金投入加速國家“五縱七橫”公路干線網的建設，高速公路通車里程達1.9萬公里（僅低于美國，躍居世界第二），為汽車市場營造更為寬松的環(huán)境，這將為汽車市場帶來巨大商機[2]。近年，我國汽車產業(yè)呈現(xiàn)出年平均增長11%以上的強勁勢頭。在數(shù)據(jù)上按我國整車年產量250萬輛的裝車件及社會保有量1500萬輛的維修件計，2002的需求量約為：驅動橋400萬輛，錐齒輪625萬套[2]。設計出結構簡單、工作可靠的、制造成本不高的驅動橋，不僅能大大縮減整車生產的成本，而且可以大大推動汽車經濟的發(fā)展。 1.2 研究概況及發(fā)展趨勢綜述 轎車向高速、輕量化發(fā)展，對鍛件組織性能要求不斷提升，原材料化學成分中的金屬元

11、素不斷增加。大力推廣非調制鋼應用，節(jié)能降耗。汽車輕量化，大力發(fā)展有色金屬鍛件。精密模鍛技術持續(xù)快速發(fā)展，可降低成本60%~70%，又能減少或省去切削加工工序[3]。同時高速公路迅猛發(fā)展對汽車通過性的要求降低，驅動橋向單級減速驅動橋發(fā)展。 單級減速驅動橋是眾多驅動橋中結構最為簡單的一種，而且其制造工藝簡單，成本相對較低，是驅動橋的基本類型。設計出工作可靠、結構簡單、制造成本相對較低的驅動橋，能大大降低整車生產的成本，并且可以大大推動汽車經濟的發(fā)展。所以設計新型的驅動橋成為新的課題。 設計驅動橋時應符合如下基本要求： 1） 選擇合適的主減速比，讓汽車在給定的條件下確保有最佳的動力性和燃油經濟

12、性。 2） 外廓尺寸要小，保證汽車具有充足的離地間隙，以保證通過性的要求。 3） 齒輪與其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4） 在各種轉速載荷和工況下有較大的傳動效率。 5） 具有充足的剛度和強度，來承受并且傳遞作用于路面和車身或車架間的各種力和力矩；在這個條件下，盡量降低質量，特別是簧下質量，減小不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 6） 與懸架的導向機構的運動相協(xié)調。 7） 結構相對簡單，加工的工藝性好，制造容易，維修，調整方便。 在本次設計中采用了AutoCAD制圖軟件進行了工程圖的繪制，運用AutoCAD繪制了主動錐齒輪軸、從動錐齒輪、行星輪軸零件圖和裝配圖，通過對Auto

13、CAD的編輯工具與命令的運用，熟練掌握了AutoCAD大部分使用方法與技巧。 第二章 驅動橋結構方案分析 由于要求設計的是運動型轎車整體驅動橋，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用非斷開式結構配以非獨立懸架，該種形式的驅動橋的橋殼是一根支撐車身重量的剛性空心罐裝梁，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安裝在其中，此時驅動車輪，驅動橋都屬于簧下質量。 驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下： 1)單級主減速驅動橋。此是驅動橋結構中最簡單的一種，是驅動橋的基本形式， 在汽車中占重要地位。 2)雙

14、級主減速驅動橋。根據(jù)發(fā)動機特性和汽車使用條件，要求主減速器具有較大的主傳動比時，由一對錐齒輪構成的單級主減速器已不能保證足夠的離地間隙，這時則需要采用兩對齒輪來實現(xiàn)降速的雙級主減速器[4]。綜合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。 3)單級、輪邊減速驅動橋。此驅動橋主要滿足大減速比，較大的離地間隙。輪邊減速驅動橋較為廣泛地用于礦山、建筑工地、油田等非公路車與軍用車上。 綜上所述，由于設計的驅動橋為轎車驅動橋，況且隨著物流業(yè)對車輛性能要求的變化和我國公路條件的改善，單級減速器已經能滿足要求，單級驅動橋還有以下幾項優(yōu)點： (l) 單

15、級減速驅動橋結構是驅動橋中最為簡單的一種，制造成本較低，工藝簡單，而且是驅動橋基本類型； (2) 汽車發(fā)動機有向大轉矩低速發(fā)展的趨勢，使得驅動橋向小傳動比發(fā)展； (3) 隨著國內路況的改善，尤其是高速公路的迅猛發(fā)展，汽車通過性的要求慢慢降低。因此，單級減速器就能滿足通過性； (4) 單級減速的驅動橋產品結構簡化，并且機械傳動效率提高，易損件少，可靠性提高。 單級橋產品的優(yōu)勢為單級橋的發(fā)展拓寬了道路。從產品設計的角度看，本次設計就選用單級減速驅動橋。 第三章 主減速器設計 3.1 主減速器的結構形式 主減速器的結構形式主要是根據(jù)其減速形式的不同以及齒輪的類型，主動齒輪和

16、從動齒輪的安置方法而異。 3.1.1 主減速器的齒輪類型 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?；↓X錐齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線垂直交于一點，可以承受較大的負荷，工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。雖然弧齒錐齒輪嚙合精度比較敏感，齒輪副的錐頂稍有不吻合就會使工作條件急劇變壞，并加劇齒輪的磨損和使噪聲增大，與雙曲面錐齒輪相比，具有較高的傳動效率。綜上，選用弧齒錐齒輪。 3.1.2 主減速器的減速形式 轎車一般采用單級主減速器，單級減速驅動橋產品的優(yōu)勢：單級減速驅動車橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅動橋的基本型，在汽車上占有重要地位。 3

17、.1.3 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 轎車主動錐齒輪采用懸臂式支承就能滿足要求。軸承采用一對圓錐滾子軸承，為了盡可能增加支撐剛度，應使軸承向外，而從動輪上圓錐滾子軸承向內。為了安裝方便，主動錐齒輪軸靠近輪齒的一端軸承內徑應比另一端軸承內徑大。 3.2 主減速器基本參數(shù)的選擇與設計計算 主減速器基本參數(shù)有主減速比主，從動錐齒輪齒數(shù)和，從動錐齒輪大端分度圓的直徑，端面模數(shù)，主，從動錐齒輪齒面寬和，螺旋方向，中點螺旋角等 3.2.1 主減速比確定 （2-1） 式中 ——車輪的滾動

18、半徑，此處給定輪胎型號為195/60R14 85H，所以滾動半徑為 19565%+1425.4/2=294.8mm； igh——變速器最高檔傳動，igh =0.810； 把=5200r/n , =180km/h代入上式 計算得i=3.96 1.主、從動錐齒輪齒數(shù)和 選擇主、從動錐齒輪的齒數(shù)時應考慮如下因素： 1）為了均勻磨合，和之間應防止有公約數(shù)。 2）為了得到高的輪齒彎曲強度和滿足要求的齒面重合度，主、從動齒輪齒數(shù)之和應不小于40,而轎車應不小于50。 3）為了噪聲較小，嚙合平穩(wěn)，具有高的疲勞強度，對于轎車一般不小于9。 4）主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便獲得滿意的

19、離地間隙。 5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。 根據(jù)以上要求參考《汽車車橋設計》[5]中表3-10 表3-13取=10 =41 因+=51〉50 滿足要求 可反推主傳動比=4.10 3.2.2 主減速器計算載荷的確定 1. 按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比來確定從動錐齒輪的計算轉矩Ｔce （2-2） 式中 ——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，在此為=3.455*4.10=14.165； ——發(fā)動機的輸出的最大轉矩，取155； ——傳動系上傳動部分的傳動效

20、率，在此取0.9； ——該汽車的驅動橋數(shù)目，在此取1； ——由于猛結合離合器而產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可取=1.0。 由以上各參數(shù)可求 ==1976.08 2. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （2-3） 式中 ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，計算得15600*51%=7956N； ——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；對于越野汽車取1.0；對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，

21、計算時可取1.25;在此取0.85； ——車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為195/60R14 85H，得滾動半徑為 0.2948m； ，——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，取0.95，由于無輪邊減速器，取1.0。 所以==2477.3 =min[Tce,Tcs]=1976.0 3. 按汽車日常行駛平均轉矩來確定從動錐齒輪的計算轉矩 對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉矩根據(jù)所謂的平均比牽引力的值來確定： （2-4） 式中 ——汽車滿載時的總重量，在此取1

22、5600N； ——所牽引的掛車滿載時總重量，但僅用于牽引車的計算，所以取0N； ——路面滾動阻力系數(shù)，對于轎車可在0.010~0.015??；在此取0.010； ——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，對于轎車可取0.08； ——汽車的性能系數(shù)，在此取0； ，，n——見式（2-1），（2-3）下的說明。 所以 ==428.59 式（2-1）～式（2-4）參考《汽車車橋設計》[5]式（3-10）～式（3-12）。 主動錐齒輪的計算轉矩為 （2-5） 式中

23、 ——主、從動錐齒輪之間的傳動效率。計算時，對于弧齒錐齒輪副，取95%。 按最大應力算時，=507.32 按汽車日常行駛平均轉矩確定時，=109.88 3.2.3 主減速器錐齒輪基本參數(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)和，從動錐齒輪大端的分度圓直徑，端面模數(shù)，主從動錐齒輪齒面寬和，中點螺旋角，法向壓力角等。 1.從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù) 對于單級主減速器，增大尺寸會造成驅動橋殼的離地間隙減小，但是過小又影響安裝。 根據(jù)經驗公式初選，即 （2-6） 式中 ——直徑系數(shù)，一般取13.

24、0～16.0，在此取1.4； ——從動錐齒輪的計算轉矩，175.68，為Tce和Tcs中的較小者。 所以 初選=1.4=175.68 則=/=175.68/41=4.28 有參考《機械設計手冊》[6]表23.4-3中選取4.5 則=184.5 ==45 根據(jù)=來校核=4.5選取的是否合適，其中=（0.3～0.4） 此處，=（0.3～0.4）=（3.76～5.0），因此校核合格。 2. 主，從動錐齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面寬過大和過小，都會降低齒輪的強度和壽命。齒面寬大于規(guī)定，不但不能提高齒輪的強度和耐久性，還會給制造帶來困難[5]。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和

25、輪齒的強度會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐距的0.3倍，即，而且應滿足，對于汽車主減速器圓弧齒錐齒輪推薦采用： （2-7） 得=0.155184.5=28.59 為滿足齒面接觸寬和節(jié)省材料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%較為合適，在此取=1.1=31.45 3.中點螺旋角 根據(jù)“格里森”制推薦預選從動錐齒輪螺旋角名義值公式進行預選

26、 = （2-8） 式中 ——主動錐齒輪名義螺旋角預選值； ,——主從動齒輪齒數(shù)； ——從動齒輪節(jié)圓直徑； E——雙曲面齒輪偏移距，對螺旋錐齒輪取0。 計算得 近似刀號= 近似刀號計算得9.251 按近似刀號選取與其接近的標準刀號（計有:,1,2,3 ,…,20 ），然后按選定的標準刀號反算螺旋角。 選定標準刀號為9 ，反算螺旋角 = 與之差沒超過，合要求。 4. 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

27、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[7]。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。 5. 法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使刀尖寬度過小及齒頂變尖，并使齒輪的端面重合度下降。對于弧齒錐齒輪，轎車的一般選用16。 3.2.4 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 果 1 主動齒輪齒數(shù) 10 2 從動齒輪齒數(shù)

28、 41 3 端面模數(shù) 4.5㎜ 4 齒面寬 =31.45㎜ =28.59㎜ 5 工作齒高 7.2㎜ 6 全齒高 =8.064㎜ 7 法向壓力角 =16 8 軸交角 =90 9 節(jié)圓直徑 = 45㎜ =184.5㎜ 10 節(jié)錐角 arctan =90- =13.74 =76.36 11 節(jié)錐距 A== A=95㎜ 12 周節(jié) t=3.1416 t=14.137㎜ 13 齒頂高 =6.075㎜ 14 齒根高 = =1.989 ㎜ 15 徑向間隙 c= c=0.864㎜

29、 16 齒根角 =71.4′ 續(xù)表 序 號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 17 面錐角 =17.8775 =77.4994 18 根錐角 = = =12.51 =72.13 19 齒頂圓直徑 = =56.804㎜ =185.033㎜ 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 =90.81㎜ =21.407㎜ 21 理論弧齒厚 =10.141mm =3.996mm 22 齒側間隙 B=0.127～0.178 0.178mm 23 螺旋角 =36.21 3.2.5

30、 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。 1） 齒輪輪齒的損壞形式及壽命 齒輪的損壞主要是輪齒損壞而不能正常工作，常見形式有齒面磨損、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、輪齒折斷等。 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(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。表2-2給出了汽車驅動橋齒輪的許用應力數(shù)值。 表2-2 汽車驅動橋齒輪的許用應力

31、N／mm 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應力 主減速器齒輪的許用接觸應力 差速器齒輪的許用彎曲應力 按式（2-2）、式（2-3）計算出的最大計算轉矩Tec，Tcs中的較小者 700 2800 980 按式（2-4）計算出的平均計算轉矩Tcf 210.9 1750 210.9 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（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩Tec和最大附著轉矩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

32、輪的強度計算 （1） 單位齒長上的圓周力 汽車主減速器齒輪表面的耐磨性，常用作用在輪齒上單位齒長圓周力來估算，即 N／mm (2-9) 式中 P——作用在齒輪上的圓周力，按最大附著力矩和發(fā)動機最大轉矩Temax兩種載荷工況進行計算，N； ——從動齒輪的齒面寬，在此取28.59mm。 按發(fā)動機最大轉矩計算時： N／mm （2-10） 式中 ——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取155；

33、——變速器的傳動比； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取45mm.。 按上式一檔計算時 N／mm 按上式四檔計算時 N／mm 按最大附著力矩計算時： N／mm （2-11） 式中 ——汽車滿載時一個驅動橋作用于水平地面的最大負荷，對于后驅動橋還要考慮汽車加速度最大時的負荷增加量，在此取1560051%N； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85； ——輪胎的滾動半徑，在此取0.2948m。 按上式=743.39 N／mm 在現(xiàn)代汽車的設計中，由于加工工藝及

34、材質等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時高于許用數(shù)據(jù)的20%～25%。 查《汽車設計課程設計指導書》[7]表6-9得乘用車1檔計算用的許用單位齒長上的圓周力[p]=893 直接檔時[p]=321 按最大附著力矩計算時[p]=893，p<[p] （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為 N/ （2～12） 式中 ——該齒輪的計算轉矩，Nm； 　——超載系數(shù)；在此取1.0； 　——尺寸系數(shù)，反映材質的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理相關，當ｍ時，，在此＝0.648； ——載荷分配系數(shù)，

35、當齒輪采用懸臂式支承型式時，＝1.10～1.25，支承剛度大時取小值，此處取1.10； 　——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當周節(jié)及徑向跳動精度高，齒輪接觸良好時，可取1.0； 　——計算齒輪的齒面寬，28.59mm； 　——計算齒輪的齒數(shù),41； 　——端面模數(shù)，4.5mm； ——計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)。 按圖2-1選取小齒輪的＝0.236，大齒輪＝0.232. 按上式從動輪齒根彎曲應力為 =511.2 N/<700 N/ =110.95 N/<210 N/ 主動輪齒根彎曲應力為 =481.19 N/<700 N/ =110.9

36、5 N/<210 N/ 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 圖2-1 彎曲計算用綜合系數(shù)J (3) 輪齒的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應力為 N/　　　　　 (2-13) 式中 ——主動齒輪的計算轉矩； ——材料的彈性系數(shù)，對鋼制齒輪副取232.6/mm； 　，，——見式(2-9)下的說明； ——尺寸系數(shù)，它考慮到了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在經驗缺乏的情況下，可取1.0； ——表面質量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取1.0； ——計算接觸應力的綜合系數(shù)，按圖2-2選取=0.124 按上式 =2765.25N/〈2800 N

37、/ =1286.93N/〈1750 N/ 主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。所以均滿足要求。 圖2-2 接觸計算用綜合系數(shù) 以上公式（2-1）～（2-13）以及圖2-1，圖2-2均參考《汽車車橋設計》[5] 3.2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理 驅動橋錐齒輪的工作環(huán)境是相當惡劣的，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[8]。根據(jù)這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求： ① 有較高的表面接觸疲勞強度和疲勞彎曲強度，以及較好的齒面耐磨性，故 齒表面應有

38、高的硬度； ② 齒心部應有足夠的韌性以適應沖擊載荷，防止在沖擊載荷下輪齒根部折斷； ③ 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、減少生產成本并將低廢品率； ④ 擇齒輪材料時，少用含鎳、鉻元素的材料（中國礦藏量少），多選用含錳、釩等元素的合金鋼。 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，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi。因為模數(shù)<5，滲碳深度為0.9～1.3mm 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58～64HRC，而心部硬度較低，端面模數(shù)<8,為32

39、～45HRC。新齒輪潤滑不良，在齒輪表面均于磷化處理，厚度為0.005～0.010mm。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。 3.2.7 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軸線方向的軸向力、沿齒輪切向方向的圓周力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算： 　(2-14) 式中 ——發(fā)動機最大轉矩，在此取155Nm； ，…——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

40、利用率，可參考表2-3選取。 表2-3　及的參考值 經計算為106.206 N.m 對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑 經計算＝38.22mm =156.71mm 式（2-14）參考《汽車車橋設計》[5]。 (1) 齒寬中點處的圓周力 齒寬中點處的圓周力為 ＝　　N　 (2-15) 式中 ——作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩見 式(2-13)； ——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 ==5.557KN

41、 （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 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 （2-16） （2-17） 設計中主動齒輪左旋，逆時針旋轉，從動錐齒輪右旋，使軸向力離開錐頂方向。 可計算-3485N 可計算2882N 式（2-14）～式（2-17）參考《汽車設計》[5]。 2.主減速器軸承載荷的計算 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。 對于采用懸臂式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承布置圖如下：

42、 圖2-4 單級主減速器懸臂式支撐的尺寸布置圖 其中：a=65mm，b=25mm，c=57.51mm，d=97.89mm。軸承受力如下表 表2-4　軸承載荷計算 軸承號 力的名稱 公 式 計 算 結 果 B 徑向力 8402.88N 軸向力 3485N A 徑向力 2242.08N 軸向力 0 0 C 徑向力 4343.255N 軸向力 2882N D 徑向力 2939.119N 軸向力 0 0 減速器主動齒輪軸最小直徑為

43、 （2-18） 在這取35，得d28.08 取軸承B處軸直徑為35，軸承A處軸直徑為30 從動錐齒輪軸內徑取31，外徑取50 = （2-19） 得==180 MPa 許用扭轉應力為150 ～ 400 MPa，軸強度合格 所以從動錐齒輪軸外徑為50 （1）對于軸承B，選圓錐滾子軸承代號32207原軸承代號7507E，此軸承的額定動載 荷Cr為70.5KN，e=0.37 Y=1.6 ==0.414>e=0.37 當量動載荷 Q=

44、 （2-20） 式中 ——沖擊載荷系數(shù)在此取1.2； Q==10724.58N 所以有公式 s (2-21) 式中 ——為溫度系數(shù)，在此取1.0； ——為載荷系數(shù)，在此取1.2； ——為壽命指數(shù)，對滾子軸承取=10/3。 所以==2.897910s 此外對于無輪邊減速器的驅動橋，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為 r/min (2-22)

45、 式中 ——輪胎的滾動半徑，0.2948m； ——汽車的平均行駛速度，km/h；對于轎車可取50～55 km/h，在此取55 km/h 所以有上式可得==496.26 r/min 而主動錐齒輪的計算轉速=496.264.10=2034.7015 r/min 所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (2-23) 式中: ——軸承的計算轉速，r/min。 有上式可得軸承A的使用壽命=2374 h 若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命即

46、 = h (2-24) 所以==1818.18 h 和比較，〉，故軸承符合使用要求。 （2）對于軸承A，在此選用7206E型軸承。e=0.37,Y=1.6, Cr為43.2KN 在此徑向力R=2242.08N 軸向力A=0N，所以=0〈e Q= 取1.2 有上式可得Q=1.2（12242.08）=2690.496N 所以有公式 s ==56.872210s =46585 h 〉 所以軸承符合使用要求。 從動輪軸

47、直徑未定，軸承C，D待定。 軸承C，D均采用7210E，其額定動載荷Cr為73.2KN ,e值為0.42，Y=1.4 （3）對于軸承C，軸向力A=2882N，徑向力R=4343.255N，并且=0.66〉e， 所以Q==1.2(0.44343.255＋1.42882)=6926.508N s ==14.1010s =11554 h 〉 所以軸承C滿足使用要求。 （4）同上軸承D校核通過，滿足使用要求。 此節(jié)計算內容參考了《汽車車橋設計》[5]和《汽車設計》[8]關于主減速器的有關計 算。 第四章 差速器設

48、計 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。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 普通的對稱式圓錐齒輪差速器由兩個半軸齒輪，左右差速器殼，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。由于它具有工作平穩(wěn)、結構簡單、制造方便、在公路汽車上使用也很可靠等優(yōu)點，因而廣泛用于各類車輛上。 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。 4.2.1 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

49、 轎車多采用兩個行星齒輪。 2.行星齒輪球面半徑的確定 球面半徑可按如下的經驗公式確定： mm (3-1) 式中 ——行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.52～2.99，對于有2個行星齒輪的轎車取大值，此處取2.7； T——計算轉矩，取Tce和Tcs的較小值，Nm。 根據(jù)上式=2.7=33.88mm 所以預選其節(jié)錐距A=33.2mm。 3.行星齒輪與半軸齒輪的選擇 應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，這樣可以獲得較大的模數(shù)，從而使齒輪有較高的強度，。但一般不少于10。半軸齒輪的

50、齒數(shù)采用14～25，大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比/在1.5～2.0的范圍內。 左右兩半軸齒輪的齒數(shù)，之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為： （3-2） 式中 ，——左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，=； ——行星齒輪數(shù)目； ——任意整數(shù)。 在此=10，=17 滿足以上要求。 4.差速器圓錐齒輪的模數(shù)和半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 首先初步求出行星齒輪的節(jié)錐角和半軸齒輪的節(jié)錐角， ==30.

51、46 =90-=59.53 再按下式初步求出圓錐齒輪大端端面模數(shù)m m====3.366mm 由于強度的要求在此取m=4mm 得=40mm =417=68mm 5.壓力角α 目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5的壓力角，齒高系數(shù)為0.8。在此選22.5的壓力角。 6. 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度L 行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常?。? （3-3） 式中 ——差速器傳遞的轉矩

52、，Nm；在此取1976Nm； ——行星齒輪的數(shù)目；在此為2； ——行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，mm，≈0.5d，d為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而d≈0.8； ——支承面的許用擠壓應力，在此取98 MPa。 根據(jù)上式 =54.4mm =0.554.4=27.2mm ≈18.35mm ≈20.18mm 4.2.2 差速器齒輪的幾何計算 表3-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項目 計算公式 計算結果 1 行星齒輪齒數(shù) ≥10，應盡量取最小值 =10 2 半軸齒輪齒數(shù) =1

53、4～25，且需滿足式（3-4） =17 3 模數(shù) =4mm 4 齒面寬 b=(0.25～0.30)A;b≤10m 11.8mm 5 工作齒高 =6.4mm 6 全齒高 7.203 mm 7 壓力角 22.5 8 軸交角 =90 9 節(jié)圓直徑 ； 10 節(jié)錐角 ， =30.465， 續(xù)表 序號 項目 計算公式 計算結果 11 節(jié)錐

54、距 =39.446mm 12 周節(jié) =3.1416 =12.566mm 13 齒頂高 ; =4.168mm =2.232mm 14 齒根高 =1.788-;=1.788- =2.984mm; =4.92mm 15 徑向間隙 =-=0.188+0.051 =0.803mm 16 齒根角 =; =4.326; =7.109 17 面錐角 ； =37.574=63.86 18 根錐角 ； =26.14=52.43 19 外圓直徑 ； mm mm 20 節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離 mm mm 21 理論弧齒

55、厚 =5.681 mm =6.885 mm 22 齒側間隙 =0.102～0.152 mm =0.152mm 23 弦齒厚 =6.775mm =5.598mm 4.2.3 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，對于差速器齒輪主要進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度為 = MPa (3-4) 式中 ——差速器一個行星輪傳遞給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式； ——差速器的行星齒輪數(shù)； ——半軸齒輪齒數(shù)； 、

56、、、——見式（2-11）下的說明； ——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，由圖3-1可查得=0.257 節(jié)錐距=39.45 得 b=(0.25～0.30)=0.3=11.8 mm 圖3-2 彎曲計算用綜合系數(shù) 根據(jù)上式==934.259 MPa〈980 MPa ==202.638 MPa〈210 MPa 所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。 此節(jié)內容圖表參考了《汽車車橋設計》[5]中差速器設計一節(jié)。 第五章 驅動半軸的設計 驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器的半軸齒輪傳給驅動車輪。在一般的非斷開式驅動橋上，驅動

57、車輪的傳動裝置就是半軸，普通非斷開式驅動橋的半軸，根據(jù)其外端支承的形式或受力狀況不同可分為半浮式，3/4浮式和全浮式，在此由于是轎車，采用半浮式結構能滿足要求。 5.1 半浮式半軸計算載荷的確定 本設計半軸只校核扭轉應力，其計算轉矩可有求得，其中，的計算，可根據(jù)以下方法計算，并取兩者中的較小值。 若按最大附著力計算，即 （4-1） 式中 ——輪胎與地面的附著系數(shù)取0.8； ——汽車加速或減速時的質量轉移系數(shù)，可取1.2～1.4在此取1.2。 根據(jù)上式=3818.88

58、 N 若按發(fā)動機最大轉矩計算，即 （4-2） 式中 ——差速器的轉矩分配系數(shù)，對圓錐行星齒輪差速器取0.6； ——發(fā)動機最大轉矩，Nm； ——汽車傳動效率，計算時可取0.9； ——傳動系最低擋傳動比； ——輪胎的滾動半徑，m。 上參數(shù)見式（2-1）（2-2）下的說明。 根據(jù)上式=4021.88 N 在此3818.88N ==1125.8Nm 5.2 半浮式半軸的桿部直徑的初選 安全系數(shù)1.3～1.6范圍時，半軸扭轉許用應力可取[]=490～588M =[] （4-3） 反推d21.36～22.7mm，根據(jù)強度要求在此取30mm。 5.3 半軸花鍵的強度計算 在計算半軸在承受最大轉矩時，還應校核其花鍵的剪切應力和擠壓應力。 半軸花鍵的剪切應力為 MPa (4-4) 半軸花鍵的擠壓應力為 MPa （4-