【畢業(yè)論文】汽車整體式驅(qū)動橋設(shè)計【2014年汽車機械專業(yè)答辯資料】

哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 1- 目 錄 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 緒 論 . 1 1.1 課題研究的目的意義 . 1 1.2 課題的國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 . 2 第 2 章 驅(qū)動橋的總體方案確定 .3 2.1 驅(qū)動橋的種類結(jié)構(gòu)和設(shè)計要求 .3 2.1.1 汽車車橋的種類 .3 2.1.2 驅(qū)動橋的種類 .3 2.1.3 驅(qū)動橋設(shè)計要求 .6 2.2 設(shè)計車型主要參數(shù) .4 2.3 主減速器結(jié)構(gòu)方案 的確定 .4 2.3.1 主減速比的計算 .4 2.3.2 主減速器的齒輪類型 .4 2.3.3 主減速器的減速形式 .5 2.3.4 主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法 .8 2.4 差速器結(jié)構(gòu) 方案的確定 . 8 2.5 半軸的形 式確定 .8 2.6 橋殼形式的確定 .9 2.7 本章小結(jié) .9 第 3 章 主減速器設(shè)計 . 10 3.1 概述 . 10 3.2 主減速器齒輪參數(shù)的選擇與強度計算 . 10 3.2.1 主減速器計算載荷的確定 . 10 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 2- 3.2.2 主減速器齒輪參數(shù)的選擇 . 11 3.2.3 主減速器齒 輪強度計算 . 22 3.2.4 主減速器軸承計算 . 26 3.4 主減速器的潤滑 . 33 3.4 主減速器的潤滑 . 33 3.5 本章小結(jié) . 33 第 4 章 差速器設(shè)計 . 34 4.1 概述 . 34 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器原理 . 34 4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) . 34 4.4 對稱圓錐行星錐齒輪差速器的設(shè)計 . 35 4.4.1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 . 35 4.4.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 . 36 4.4.3 差速器齒輪的強度計算 . 38 4.4.4 差速器齒輪的材料 . 39 4.5 本章小結(jié) . 39 第 5 章 半軸設(shè)計 . 40 5.1 概述 . 40 5.2 半軸的設(shè)計與計算 . 40 5.2.1 全浮式半軸的計算載荷的確定 . 40 5.2.2 半軸桿部直徑的初選 . 41 5.2.3 全浮式半軸強度計算 . 42 5.2.4 全浮式半軸花鍵強度計算 . 42 5.2.5 半軸材料與熱處理 . 44 5.3 本章小結(jié) . 44 第 6 章 驅(qū)動橋橋殼的設(shè)計 . 45 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 3- 6.1 概述 . 45 6.2 橋殼的受力分析及強度計算 . 45 6.2.1 橋殼的靜彎曲應(yīng)力計算 . 45 6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度 . 47 6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 . 47 6.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 . 49 6.3 本章小結(jié) . 51 結(jié)論 . 52 參考文獻 . 53 致謝 . 54 附錄 . 55 附錄 A 外文文獻中文翻譯 . 55 附錄 B 外文文獻原文 . 57 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 4- 全套 資料 ， 扣扣 414951605 摘 要 輕型汽車在商用汽車生產(chǎn)中占有很大的比重，而且驅(qū)動橋在整車中十分重要 。 它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載貨汽車顯得尤為重要。設(shè)計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、造價低廉的驅(qū)動橋，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本 。 本文首先確定主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設(shè)計參數(shù) ，在分析驅(qū)動橋各部分結(jié)構(gòu)形式、發(fā)展過程及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎(chǔ)上，確定了總體設(shè)計方案， 采用傳統(tǒng)設(shè)計方法對驅(qū)動橋各部件主減速器、差速器、半軸、橋殼進行設(shè)計計算并完成校核。 最后運用 AUTOCAD完成裝配圖和主 要零件圖的繪制。 關(guān)鍵詞 ： 驅(qū)動橋 ； 主減速器 ； 差速器 ； 半軸 ； 橋殼 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 5- Abstract Pickup trucks take a large proportion of commercial vehicles production, and the drive axle is one of the most important structure. Drive axle is the one of automobile four important assemblies, its performance directly influence on the entire automobile, especially for the truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the trucks developing tendency. In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, determined on the basis of the design program, using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer, differential, axle, axle housing was designed to calculate and complete the check. Finally complete the final assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components. Keywords： Drive Hxle； Reduction Final Drive； Differential； Axle； Drive Axle Housing 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 6- 第 1 章 緒 論 1.1 選題背景目的與意義 汽車是改變世界的機器。汽車工業(yè)發(fā)展的百年歷史中，已使世界發(fā)生了翻天覆地的變化。目前，全世界的汽車保有量已經(jīng)超過 8.5 億輛，我國民用汽車 2009 年就已達到 8500 萬輛。中國的汽車工業(yè)起步的比較晚，迄今為止僅有 50 多年的歷史，但其已取得很大的成就 【 1】 。無論從產(chǎn)銷量上還是從技術(shù)水準(zhǔn)上來看，中國的汽車都在不斷的前進和發(fā)展中，尤其是 在近幾年，其發(fā)展速度更是出乎人們的意料，很多人形容為“井噴 ”。 2004 年銷售2241523 輛， 2005 年銷售 2854822 輛， 2006 年銷售 3833929 輛， 2007 年 銷售 4731944 輛， 2008 年 銷售 5006120 ， 2009 年銷售 7453132 輛。（以上為2004 2009 年轎車的銷量）。隨著汽車產(chǎn)品科技含量的迅速提高和汽車擁有量的不斷增加，汽車工業(yè)已經(jīng)成為國民的經(jīng)濟支柱產(chǎn)業(yè)， 帶動了許多相關(guān)企業(yè)、事業(yè)，包括鋼鐵、石油、橡膠、塑料、機床、道路、汽車銷售、售后服務(wù)、運輸、交通管理等的發(fā)展 2。 伴隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，使用范圍的不斷擴大，對于各部件的研發(fā)與制造都提出了更高的要求，汽車車橋是汽車的重要大總成，其結(jié)構(gòu)型式和設(shè)計 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 7- 參數(shù)對汽車的可靠性和操縱性穩(wěn)定性等有直接的影響。驅(qū)動橋是現(xiàn)代汽車重要的總成之一，它位于傳動系末端，其功用為增扭、降速、改變轉(zhuǎn)矩的傳動方向，并將轉(zhuǎn)矩合理分配給左右驅(qū)動車輪。此外，還要承擔(dān)路面與車架或車身間的各種力與力矩。在畢業(yè)設(shè)計中，完成對驅(qū)動橋的設(shè)計，是在完成大學(xué)學(xué)習(xí)后進行的一次綜合性訓(xùn)練，是對所學(xué)的基本知識、基本理論和基本技能掌握與提高程度的一次總測試。作一篇好的畢業(yè)設(shè)計，既要 系統(tǒng)地掌握和運用專業(yè)知識，還要有較寬的知識面并有一定的邏輯思維能力和 寫作 功底。撰寫畢業(yè) 論文 的過程是訓(xùn)練學(xué)生獨立進行科學(xué)研究的過程。通過撰寫畢業(yè) 論文 ，可以使學(xué)生了解科學(xué)研究的過程，掌握如何收集、整理和利用材料；如何觀察、如何調(diào)查、作樣本分析；如何利用圖書館，檢索文獻數(shù)據(jù)；如 何操作儀器等方法。撰寫畢業(yè) 論文 是學(xué)習(xí)如何進行科學(xué)研究的一個極好的機會，因為它不僅有教師的指導(dǎo)與傳授，可以減少摸索中的一些失誤，少走彎路，而且直接參與和親身體驗了科學(xué)研究工作的全過程及其各環(huán)節(jié)，是一次系統(tǒng)的、全面的實踐機會。依照指導(dǎo)教師的的要求和相應(yīng)規(guī)范，完成對所要求題目的材料收集、篩選，并與其他同學(xué)進行合作，共同探討最終完成設(shè)計，以此鍛煉學(xué)生的文獻查閱能力和與他人這件的團隊協(xié)作能力，同時也有助于為日后的工作打下基礎(chǔ)。 1.2 國 內(nèi)外驅(qū)動橋研究狀況 1、 21 國外研究現(xiàn)狀 國外輕型貨車驅(qū)動橋開發(fā)技術(shù)已經(jīng)非常的成熟，建立新的驅(qū)動橋開發(fā)模式成為國內(nèi)外驅(qū)動橋開發(fā)團體的新目標(biāo)。驅(qū)動橋設(shè)計新方法的應(yīng)用使得其開發(fā)周期縮短，成本降低，可靠性增加。國外的最新開發(fā)模式和驅(qū)動橋新技術(shù)包括： (1) 并行工程開發(fā)模式 (2) 模態(tài)分析 (3) 驅(qū)動橋殼的有限元分析方法 。 (4) 高性能制動器技術(shù) (5) 電子智能控制技術(shù)進入驅(qū)動橋產(chǎn)品 2。 2、國內(nèi)研究現(xiàn)狀 我國汽車驅(qū)動橋的研究設(shè)計與世界先進驅(qū)動橋設(shè)計技術(shù)還有一定的差 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 8- 距，我國車橋制造業(yè)雖然有 一些成果，但都是在引進國外技術(shù)、紡制、再加上自己改進的基礎(chǔ)上了取得的。在科技迅速發(fā)展的推動下，高新技術(shù)在汽車領(lǐng)域的應(yīng)用和推廣，各種國外汽車新技術(shù)的引進，研究團隊自身研發(fā)能力的提高，我國的驅(qū)動橋設(shè)計和制造會逐漸發(fā)展起來，并跟上世界先進的汽車零部件設(shè)計制造技術(shù)水準(zhǔn) 3。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 9- 第 2 章 驅(qū)動橋的總體方案確定 2.1 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)和種類和設(shè)計要求 2.1.1 驅(qū)動橋的種類 驅(qū)動橋位于傳動系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并合理的分配給左、右驅(qū)動車輪。 驅(qū)動橋分為斷開式和非斷開式兩種 【 3】 。 2.1.2 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)組成 在多數(shù)汽車中，驅(qū)動橋包括主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置（半軸）及橋殼等部件如圖 1 1 所示。 1 2 3 4 5 6 1輪轂 2半軸 3鋼板彈簧座 4主減速器從動錐齒輪 5主減速器主動錐齒輪 6差速器總成 圖 1 1 驅(qū)動橋的組成 2.1.3 驅(qū)動橋設(shè)計要求 (1)選擇適當(dāng)?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。 (2)外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 10- (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(zhuǎn)速工況下有較高的傳動效率。 (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(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 (6)與懸架導(dǎo)向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)。 (7)結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便 【 4】 。 2.2 設(shè)計車型主要參數(shù) 本次設(shè)計的主要參數(shù)如表 2 1 所示 表 2 1 設(shè)計車型參數(shù) 輪胎 7.5-16 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 245 Nm 汽車滿載總質(zhì)量 4450 kg 滿載時軸荷分布 前軸 1630 后軸 2820 kg 主減速比 i 5.833 一檔傳動比 gi 5.568 2.3 主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定 2.3.1 主減速比的確 根據(jù)設(shè)計要求主減速比0i為 5.833。 2.3.2 主減速器的齒輪類型 按齒輪副結(jié)構(gòu)型式分，主減 速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動，雙曲面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉(zhuǎn)式齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。 在發(fā)動機橫置的汽車驅(qū)動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪發(fā)動 機縱置的汽車驅(qū)動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準(zhǔn)雙曲面齒輪式傳動。在現(xiàn)代貨車車驅(qū)動橋中，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。螺旋錐齒輪如圖 2 1（ a）所示主、從動齒輪軸線交于一點，交角都采用 90度。雙曲面齒輪如圖 2 1（ b）所示主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 11- 和 螺旋錐齒輪相比，雙曲面齒輪的優(yōu)點有： 圖 2 1 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪 （ 1）尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。 （ 2）傳動比一定時，如果主動齒輪尺寸相同，雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 （ 3）當(dāng)傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪的直徑較小，有較大的離地間隙。 由于雙曲面齒輪傳動的主動齒輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的相當(dāng)曲率半徑比相應(yīng)的螺旋錐齒輪當(dāng)量曲率半徑大，其結(jié)果是齒面建的接觸應(yīng)力降低。隨偏移矩的不同，曲面齒輪與接觸應(yīng)力相當(dāng) 的螺旋錐齒輪比較，負(fù)荷可提高達 175。如果雙曲面主動齒輪的螺旋角變大，則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這有利于大傳動比的傳動，這對于驅(qū)動橋的主減速比大于 4.5 的傳動有其優(yōu)越性 5。 2.3.3 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、減 速及輪邊減速等。減速形式主要取決于由動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比 io的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置形式等。通常單極減速器用于主減速比 io 7.6 的各種中小型汽車上。 如圖 2 2（ a）所示，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，在貨車車上占有重要地位。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 12- （ a） 單級主減速器 （ b） 雙級主減速器 圖 2 2 主減速器 如圖 2 2（ b）所示，與單級主減速器相比，由于雙級主減速器由兩級齒輪減速組成，使其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大；主減速器的齒輪及軸承數(shù)量的增多和材料消耗及加工的工時增加，制造成本也顯著增加，只有在主減速比0i較大（ 7.6 120 i）且采用單級主減速器不能滿足既定的主減速比和離地間隙等要求是才采用。通常僅用在裝在質(zhì)量 10t 以上的重型汽車上。 本次設(shè)計貨車主減速比0i=5.833，所以采用單級主減速器。 2.3.4 主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法 1、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 現(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承形式有如下兩種： （ 1）懸臂式 懸臂式支承結(jié)構(gòu)如圖 2 3 所示，其特點是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長的軸徑，其上安裝兩個圓錐滾 子軸承。為了減小懸臂長度 a 和增加兩端的距離b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子向外。懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，多用于傳遞轉(zhuǎn)巨較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 13- 圖 2 3 錐齒輪懸臂式支承 （ 2）騎馬式 騎馬式支承結(jié)構(gòu)如圖 2 4 所示，其特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承。 圖 2.4 主動錐齒輪騎馬式支承 本次設(shè)計貨車為輕型貨車，所以采用懸臂式。 2、主減速器從動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 從動錐齒輪只有跨置式一種支撐形式如圖 2 5 所示 6。 圖 2 5 從動齒輪支撐形式 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 14- 本次設(shè)計主動錐齒輪采用懸臂式支撐（圓錐滾子軸承），從動錐齒輪采用騎馬式支撐（圓錐滾子軸承）。 2.4 差速器結(jié)構(gòu)方案的確定 根據(jù)汽車行駛運動學(xué)的要求和實際的車輪、道路以及它們之間的相互聯(lián)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別的。例如，拐彎時外側(cè)車輪行駛總要比內(nèi)側(cè)長。差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇，應(yīng)從所設(shè)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。 本次設(shè)計選用：普通錐齒輪式差速器，因為它結(jié)構(gòu)簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設(shè)計 的汽車驅(qū)動橋。 2.5 半軸形式的確定 驅(qū)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(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。其結(jié)夠型式與驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式密切相關(guān)，在斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，驅(qū)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)。如圖 2 6 所示，根據(jù)半軸外端支撐形式分為半浮式，3/4浮式，全浮式。 （ a）半浮式 （ b） 3/4浮式 （ c）全浮式 圖 2 6 半軸支撐形式 半浮式半軸以其靠近外端的軸頸直接支撐在置于橋殼外端內(nèi)孔中的軸 承上，而端部則以具有圓錐面的軸頸及鍵與輪轂相固定。具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。主要用于質(zhì)量較小，使用條件好，承載負(fù)荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 15- 3/4 浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)動橋殼半軸套管的端部，直接支撐著輪轂，而半軸則以其端部與輪轂想固定，因其側(cè)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，所以未得到推廣。 全浮式半軸的外端和以兩個軸承支撐于橋殼的半軸套管上的輪轂相聯(lián)接，由于其工作可靠，廣泛應(yīng)用于輕型及以上的各類汽車上。 根據(jù)相關(guān)車型及設(shè)計要求，本設(shè) 計采用全浮半軸。 2.6 橋殼形式的確定 橋殼的結(jié)構(gòu)型式大致分為可分式，組合式整體式三種，按照設(shè)計要求選用整體式。 2.7 本章小結(jié) 本章首先確定了主減速比，用以確定其它參數(shù)。對主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類型、主減速器的減速形式、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇、從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇，從而確定逐步給出驅(qū)動橋各個總成的基本結(jié)構(gòu)，分析了驅(qū)動橋各總成結(jié)構(gòu)組成?；敬_定了驅(qū)動橋四個組成部分主減速器、差速器、半軸、橋殼的結(jié)構(gòu)。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 16- 第 3 章 主減速器設(shè)計 3.1 概述 主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。 3.2 主減速器齒輪參數(shù)的選擇與強度計算 3.2.1 主減速器齒輪計算載荷的確定 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jeT TTLeje KiTT 0m a x/n （ 3-1） 式中： EMBED Equ!tion.3 maxeT 發(fā)動機 最大轉(zhuǎn)矩 245 mN ； TLi 由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比 TLi =0i 1i 變速器傳動比 1i =5.568； 主減速器傳動比0i 5.833 T 上述傳動部分的效率，取 T =0.9； 0K 超載系數(shù)，取0K=1.0； n 驅(qū)動橋數(shù)目 1。 jeT=201 5.568 5.833 1 0.9/1=7161.4 mN 錯誤 !未找到引用源。 2、按驅(qū)動輪在良好路面上打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩jT LBLBrj i rGT 2 （ 3-2） 式中： 2G 汽車滿載時驅(qū)動橋給水平地面的 最大負(fù)荷， N；但后橋來說還應(yīng)考慮到汽車加速時負(fù)腷增大量，可初?。?2G = 滿G 9.8=22509.8=27636N ； 輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取 =0.85； 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 17- 對于越野汽車，取 =1.0； r 車輪滾動半徑， 0.405m； LBLB i, 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和傳動比，分別取 0.96 和 1。 LBLBrj i rGT 2=11255.2 錯誤 !未找到引用源。 通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)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(zhuǎn)矩（jje TT ,）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(yīng)力的計算載荷 【 5】 。 3.2.2 主減速器齒輪參數(shù)的選擇 1、主、從動齒數(shù)的選擇 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：為了磨合均勻， 1z ， 2z 之間應(yīng)避免有公約數(shù)；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；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車 1z 一般不小于 6；主傳動比 i 較大時， 1z 盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。對于不同的主傳動比， 1z 和 2z 應(yīng)有適宜的搭配 【 6】 。 主減速器的傳動比為 5.833，初定主動齒輪齒數(shù) 1z =7，從動齒輪齒數(shù) 2z =41。 2、從動錐齒輪節(jié)圓直徑 2d 及端面模數(shù)tm的選擇 根據(jù)從動錐齒輪的 計算轉(zhuǎn)矩（見式 3.1 和式 3.2 并取兩式計算結(jié)果中較小的一個作為計算依據(jù)，按經(jīng)驗公式選出： 32 2 jd TKd （ 3-3） 式中：2dK 直徑系數(shù)，取2dK=13 16； jT 計算轉(zhuǎn)矩， mN ，取jT，jeT較小的。取jeT=6675.46 錯誤 !未找到引用源。 。 計算得， 2d =250.78 308.42mm，初取 2d =260mm。 2d 選定后，可按式 22 / zdm 算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核 3t mjm K T （ 3-4） 式中：mK 模數(shù)系數(shù)，取 Km =0.3 0.4； 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 18- jT 計算轉(zhuǎn)矩， mN ，取jeT。 3tmjm K T= 3 46.6 67 5)4.03.0( =5.78 7.71 由 GB/T12368-1990，取tm=6.5，滿足校核。 所以有： 1d =45.5mm 2d =266.5mm。 3、螺旋錐齒輪齒面寬的選擇 通常推薦圓錐齒輪從動齒輪的齒寬 F 為其節(jié)錐距0A的 0.3 倍。對于汽車工業(yè)，主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用： F=0.155 2d =41.31mm 4、螺旋錐齒輪螺旋方向 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。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(qū)動汽車前進。 5、 旋角 的選擇 螺旋角 是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的，齒面寬中點處為該齒輪的名 義螺旋角。dEzz 9052512 =47.23 6、法向壓力角 a 的選擇 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，并使齒輪的端面重迭系數(shù)下降，一般對于 “ 格里森 ” 制主減速器螺旋錐齒輪來說，載貨汽車可選用 20 壓力角。 7、主從動錐齒輪幾何計算 計算結(jié)果如表 3 1 所示。 計算方法為，例：第 (15)項中， (14)+(9)(13)的意思為，用第 (14)項的計算數(shù)據(jù)加上第 (9)項的計算數(shù)據(jù)乘以第 (13)項的計算數(shù)據(jù)。第 (65)項求得地齒線半徑dr與第 (7)項選定的刀盤半徑dr之差不應(yīng)超過dr值的 1。否則需重新試計算第 (20)項至第 (65)項。如果drdr，則應(yīng)增大 tan值。修正量是根據(jù)曲率半徑的差值來選取的 【 9】 。若無特殊考慮，則第二次試算時可將 tan 改大 10。如果第二次試算得出的dr新值仍不接近dr，就要進行的三次試算，通常也是最后一次試算，可用下式求 tan3： 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 19- 1122 123 2066166662020t an ）（）（）（）（）（）（ （ 3-5） 式 中下標(biāo) 1， 2， 3 分別表示第二、第二和第三次計算得結(jié)果。 表 3 1 主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 計算公式 計算數(shù)據(jù) 注釋 （ 1） 1z 7 小齒輪 1z ，應(yīng)不小于 6 （ 2） 2z 41 1z 2z 40，載貨汽車 （ 4） F=0.155 2d 41.31 大齒輪齒面寬 （ 5） E 30 E EMBED Aquation.3 0.2 2d （ 6） 2d 266.5 大齒輪分度圓直 徑 （ 7） dr 95.25 刀盤名義半徑 （ 8） 1 47.23 小齒輪螺旋角預(yù) 選值 (12) 2mR 113.0153 大齒輪在齒面中點處的分度圓半徑 （ 13） sini)12( )11)(5( 0.200491 (14) cosi 0.965595 (15) (14)+(9)(13) 1.246718 （ 16） （ 3）（ 12） 19.295107 （ 17） 1mR =(15)(16) 24.055557 小齒輪在齒面寬 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 20- 中點處的分度圓半徑 （ 18） RT =0.02（ 1） 1.06 1.2 齒輪收縮系數(shù) （ 19） )10( )12(（ 17） 575.683512 （ 20） tan = )19( )5( 0.052112 0.057323 0.058006 (21) 2)20(0.1 1.001357 1.001642 1.001681 (22) sin 0.052041 0.057229 0.057908 (23) 2.983099 3.280776 3.319778 (24) sin2 =)12( )22)(17()5( 0.254374 0.25269 0.253125 (25) tan2 0.263026 0.261805 0.261646 (26) tan 12 )25( )22( 0.197855 0.261805 0.261646 （ 27） cos 12 0.980983 0.976932 0.976373 (28) sin2 = )25( )22( 0.259305 0.259249 0.259250 (29) cos2 0.965795 0.965810 0.965810 (30) tan 12 = 28 )29()15( 1.083367 1.083544 1.083540 (31) (28) )30()9( -0.000604 -0.000670 -0.000649 (32) (3)(31) -0.000103 -0.000111 -0.000110 (33) sin1 =(24)-(22)( 0.254780 0.253275 0.253189 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 21- 32) (34) tan1 0.263033 0.261812 0.261717 (35) tan1 )34( )22( 0.217573 0.218589 0.221262 (36) 1 12.2747 12.3302 12.4763 小齒輪節(jié)錐角 (37) cos1 0.977139 0.976933 0.976385 (38) sin1 = )37( )33( 0.260741 0.259255 0.259313 (39) 1 15.1140 15.0258 15.0292 (40) cos1 0.965409 0.965809 0.965793 (41) tan 1 =)37( )40()31()15( 1.076566 1.080940 1.080839 (42) 1 47.1116 47.2274 47.2247 小齒輪中點螺旋角 (43) cos 1 0.680572 0.679090 0.679124 (44) 2 =(42)-(39) 31.9976 32.2015 32.1954 (45) 2 0.848070 0.846175 0.846235 (46) tan 2 0.624812 0.629772 0.629624 (47) cot2 = )33()22( 0.224621 0.225956 0.228714 (48) 2 77.3402 77.2674 77.1172 大齒輪節(jié)錐角 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 22- (50) cos 2 0.219160 0.220399 0.222957 (51) )37( )32)(12()17( 24.60644 34.61071 24.62454 (52) )50( )12( 515.67485 512.77592 506.89281 (53) (51)+(52) 540.28129 512.77592 531.51735 (54) )49( )45)(12( 98.23312 98.04191 98.10705 (55) )35( )51)(43( 76.96937 76.45803 75.58062 (56) -tan01=)53( )54)(46()55)(41( 0.039767 0.038897 0.037477 (57) - 01 2.2772 2.2274 2.1462 (58) cos 01 0.999210 0.999244 0.999298 (59) )51( )56)(41( 0.001740 0.0017084 0.001645 (60) )52( )56)(46( 0.000048 0.0000477 0.0000465 (61) (54)(55) 7560.9421 7496.0917 7414.9914 (62) )61( )55()54( 0.002812 0.002879 0.003038 (63) (59)+(60)+(62) 0.004600 0.002879 0.004729 (49) sin 2 0.975688 0.975410 0.974482 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 23- (64) )61( )46()41( 98.20739 97.413019 95.481492 （ 65） dr )58()64( 98.285036 97.413019 95.481492 （ 66） )65( )7( 0.969120 0.977795 0.997575 （ 67） （ 3）（ 50）； 1.0（ 3） 0.03808 0.829270 （ 68） )35)(17()34( )5( ； （ 35）（ 37） 109.305051 0.216037 （續(xù)表） （ 69） （ 37）（ 40）（ 67）左 1.013147 （ 70） mz （ 49）（ 51） 24.004694 （ 71） z=(12)(47)-(70) 1.282165 大齒輪節(jié)錐頂點到小齒輪軸線的距離，正號表示該節(jié)錐點越過小齒輪軸線負(fù)號表示該節(jié)錐點在大齒輪輪體與小齒輪軸線之間 （ 72） mA )49( )12( 115.933580 在節(jié)平面內(nèi)大齒輪齒面寬中點錐距 （ 73） A )49( )6(5.0 136.690780 大齒輪節(jié)錐距 （ 74） （ 73）（ 72） 20.757200 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 24- （ 75） gmh )2( )45)(12(k 8.397439 （ 76） )7( )46)(12( 0.747056 （ 77） )45( )49( (76) 0.404903 （ 78） i 45 次論兩側(cè)壓力較的 總和 （ 79） sini 0.707107 （ 80） 2i = 0.2)78( 22.5 （ 81） cos2i 0.923880 （ 83） )82( )77( 0.977521 (84) D = )2()83(10560 251.771317 雙重收縮齒齒根角的總和（單位：分） (85) K 0.130 大齒輪齒頂高系數(shù) (86) bK 1.150（ 85） 1.02 (87) 2mh （ 75）（ 85） 1.091667 大齒輪齒面寬中點 處的齒頂高 (88) 2mh （ 75）（ 85） 0.05 8.615387 大齒輪齒面寬中點 處的齒根高 (89) 2 （ 84）（ 85） 32.730271 大齒輪齒頂角（單位：分） 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 25- (90) sin2 0.009521 (91) 2 （ 84）（ 89） 266.48488 大齒輪齒根位： 分） (92) sin 2 0.063673 (93) 2h =(87)+(74)(90) 1.289296 大齒輪齒頂高 （ 94） 2h （ 88）（ 74）（ 90） 9.937060 大齒輪齒根高 （ 95） c=0.150(75)+0.05 1.309616 徑向間隙 （ 96） h=(93)+(94) 11.226356 大齒輪齒全高 （ 97） gh （ 96）（ 95） 9.916740 大齒輪工作高 （ 98） 02 （ 48）（ 89） 77.662712 大齒輪的面錐角 （ 102） sin 2R 0.958653 （ 103） cos 2R 0.284575 (104) cot 2R 0.011208 (105) 02d = 5.0)50)(93( (6) 267.074915 大齒輪外圓直徑 (106) （ 70）（ 74）（ 50） 28.632657 (107) 02x （ 106）（ 93）（ 49） 27.375815 大齒輪外緣至小齒 輪軸線距離 (108) )99( )87()90)(72( 0.012423 (109) )102( )88()92)(72( 1.286751 (110) 0z （ 71）（ 108） 1.831064 大齒輪面錐角頂點至小齒輪軸線距離 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 26- (111) Rz （ 71）（ 109） 0.556736 大齒輪根錐角頂點至小齒輪軸線距離 (112) （ 12）（ 70）（ 104） 113.284345 (113) sin 112)5( 0.264820 (114) cos = 2)113(1 0.964298 (115) tan =)114( )113( 0.274625 (116) sin 01 =(103)(114) 0.274415 (117) 01 15.927161 小齒輪面錐角 (118) cos 01 0.961611 (119) tan 01 0.285370 (120) )103( )95()111)(102( 6.477493 (121) 0G )114( )120()113)(5( 1.521425 小齒輪面錐角頂點至大齒輪軸線的距離 （ 122） tan = )69( )67)(38( 左 0.009742 （ 123） ；cos 0.558195 0.999952 （ 124） =(39)-(123)左； cos 14.471084 0.968274 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 27- （ 125） 1 =(117)- (36)； cos1 3.440786 0.998186 （ 126） (113)(67)右-(68)右 0.003570 0.435644 （ 127） 右右)114( )113( 1.032716 （ 128） （ 68）左（ 87）（ 68）右 （ 129） 右)125()118( 0.963358 （ 130） （ 74）（ 127） 21.436292 （ 131） 0B（ 128）（ 130）（ 129）（ 75）（ 126）左 130.221694 小齒輪外緣至大齒 輪軸線的距離 （ 132） （ 4）（ 127）（ 130） 21.225206 （ 133） iB（ 128）（ 132）（ 129）（ 75）（ 126）右 85.435125 小齒輪的前緣之大 齒輪軸線的距離 （ 134） （ 121）（ 131） 131.743119 （ 135） 01d 5.0 )134)(119( 75.191067 小齒輪外圓直徑 （ 136） )12()99( )100)(70( 118.265536 （ 137） sin = )136( )5( 0.253666 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 28- 3.2.3 螺旋錐齒輪的強度計算 1、損壞形式及壽命 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，以保證其有足夠的強度和壽命以及安 全可靠性地工作。 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 【 12】 。 表 3 2 汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應(yīng)力 ( N mm2 ) （ 138） 3.942185 （ 139） cos 0.997634 （ 140） )100( )95()110)(99( 14.501106 （ 141） RG = )139()140()137)(5( -9.907469 小齒輪根錐頂點至大齒輪軸線的距離 （ 142） sin 1R =(100)(139) 0.213160 （ 143） 1R 12.307628 小齒輪根錐角 （ 144） cos 1R 0.977017 （ 145） tan 1R 0.218175 （ 146） minB 0.156 最小齒側(cè)間隙允許 值 （ 147） maxB 0.207 最大齒側(cè)間隙允許 值 （ 148） （ 90）（ 92） 0.073194 （ 149） （ 96）（ 4）（ 148） 8.202712 （ 150） iA （ 73）（ 4） 95.38078 在節(jié)平面內(nèi)大齒輪 內(nèi)錐距 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 29- 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 jeT，jT中的較小者 700 2800 980 jmT 210.9 1750 210.9 2、主減速器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 FPp （ 3-8） 式中： p 單位齒長上的圓周力， N/mm； P 作用在齒輪上的圓周力， N，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩maxeT和最大附著 力矩 rrG2 兩種載荷工況進行計算。 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算：FdiTp ge21013max （ 3-9） 式中： maxeT 發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此為 245 mN ； gi 變速器的傳動比，在此為 5.568； 1d 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 45.5mm.； 按上式計算： p =1451.539 N mm 表 3 3 許用單位齒長上的圓周力 p (N mm) 一檔 二檔 直接檔 轎車 893 536 321 載貨汽車 1429 250 公共汽車 982 214 牽引汽車 536 250 類別 檔位 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 30- 按最大附著：FdrGp r210232 （ 3-10） 式中： 2G 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷，在此取 27636N； 輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取 0.85； r 輪胎的滾動半徑，在此取 0.405m； 2d 主減速器沖動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 266.5； 按上式計算： p =1309.647 N mm 校核后，齒輪設(shè)計符合相應(yīng)圓周力要求。 （ 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(yīng)力 )/( 2mmNw為 JmzFKKKKTvmSjw 203102 （ 3-11） 式中：jT 齒輪計算轉(zhuǎn)矩 錯誤 !未找到引用源。 ，對從動齒輪，取jT，jeT較小的者，即jeT=7161.43 錯誤 !未找到引用源。 錯誤 !未找到引用源。 0K 超載系數(shù)， 1.0； sK 尺寸系數(shù)sK=44.25m =0.711246； mK 載荷分配系數(shù) 取mK=1； vK 質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，文件齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取 1； J 計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見圖 3 1， 1J =0.242（主動），2J =0.178（從動）。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 31- 圖 3 1 彎曲計算用綜合系數(shù) J 按jeT計算： 主動錐齒輪彎曲應(yīng)力1w= 682.26N mm2 700 N mm2 從動錐齒輪彎曲應(yīng)力2w=258.66 N mm2 700 N mm2 綜上所述由表 3 2，計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。 （ 3）輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的 計算接觸應(yīng)力j（ N mm2 ）為： JFKKKKKTdCvfmsjzpj 301102 （ 3-12） 式中：jzT 主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩為1jeT=1364.16 錯誤 !未找到引用源。 錯誤 !未找到引用源。 ； pC 材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 232.6 mmN /21 ； 1d 主動齒輪節(jié)圓直徑， 45.5mm； 求 綜 合 系 數(shù) J 的 齒 輪 齒 數(shù) 相嚙合齒輪的齒數(shù) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 32- 0K，vK，mK同 3.10； sK 尺寸系數(shù)，sK=1； fK 表 面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取 1； F 齒面寬，取齒輪副中較小值即從動齒輪齒寬 41.35mm； J 計算應(yīng)力的綜合系數(shù)， J =0.131，見圖 3 2 所示。 圖 3 2 接觸強度計算綜合系數(shù) J 按1jeT計算，j=2753.472800 N mm2 由圖 3.2 輪齒齒面接觸強度滿足校核。 3.2.4 主減速器的軸承計算 1、作用在主減速器主動齒輪上的力 如圖 3.3 所示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 直于齒輪的軸線徑向力 【 13】 。 大齒輪齒數(shù) 2z 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 33- 。 圖 3.3 主動錐齒輪工作時受力情況 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(dāng)量轉(zhuǎn)矩 dT 進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計算 10： 313333332223111m a x 1001001001001001 TRgRiRTgiTgiTgiedfiffiffiffifTT (3.13) 式中： maxeT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取 245Nm ； 1if ， 2if iRf 變速器在各擋的使用率，可參考表 3.4 選取 0.5，2， 5， 15， 77.5 ； 1gi ， 2gi gRi 變速器各擋的傳動比 5.56， 3.82， 2.44， 1.55， 1； 1Tf ， 2Tf TRf 變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表 3.4選取 50， 60， 70， 70， 60 。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 34- 變速器 檔位 if Tf 表 3.4 if 及 Tf 的參考值 車型 轎車 公共汽車 載貨汽車 III擋 IV 擋 IV 擋 IV 擋帶 超速檔 IV擋 IV 擋帶 超速檔 V 擋 TK 80 if I II III IV V 1 9 90 1 4 20 75 0.8 2.5 16 80.7 2 6 27 65 1 4 15 50 1 3 11 85 0.5 3.5 7 59 0.5 2 5 15 77.5 Tf I II III IV V 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 50 60 70 60 50 60 70 70 50 60 70 70 60 注：表中aeT GTK 1.0 max，其中maxeT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， mN ；aG 汽車總重， kN ， 此處 TK 0.55。 經(jīng)計算 dT =217.962 Nm 齒面寬中點的圓周力：mRTP （ 3-14） 式中： T 作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動齒輪的當(dāng) 量轉(zhuǎn)矩dT1； mR 該齒輪齒面寬中點的分度圓半徑。 1mR 24.05mm， 2mR=113.01mm 計算螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力根據(jù)條件選用表 3 5 中公式。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 35- 表 3 5 圓錐齒輪軸向力與徑向力 主動齒輪 軸向力 徑向力 螺旋方向 旋轉(zhuǎn) 方向 右 左 順時針 逆時針 )c oss ins in( t a nc os 221 PA )c oss ins in( t a nc os 112 PA )s ins inc os( t a nc os 221 PR )s ins inc os( t a nc os 112 PR 右 左 逆時針 順時針 )c oss ins in( t a nc os 111 PA )c oss ins in( t a nc os 222 PA )s ins inc os( t a nc os 111 PR )s ins inc os( t a nc os 222 PR 主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉(zhuǎn)方向為順時針： )c oss ins in( t a nc os 1111 PA =2527.63 N （ 3-15） )s ins inc os( t a nc os 1111 PR = 6858.64 N （ 3-16） 從動齒輪的螺旋方向為右：旋轉(zhuǎn)方向為逆時針： )c oss ins in( t a nc os 2222 PA =5072.09 N （ 3-17） )s ins inc os( t a nc os 2222 PR =2626.26 N （ 3-18） 式中： 齒廓表面的法向壓力角 20 ； 1 主動齒輪的節(jié)錐角 12.47 ； 2 從動齒輪的節(jié)錐角 77.12 ；。 1 主動錐齒輪螺旋角 47.22 ； 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 36- 2 從動錐齒輪螺旋角 32.19 。 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。對于采用懸臂式的主動錐齒輪和跨置式的從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖 3 4 所示。 圖 3 4 主減速器軸承的布置尺寸 軸承 A， B 的徑向載荷分別為 AR = 21112 5.01 mdAbRbPa （ 3-19） 21112 5.01 mB dAcRcPaR （ 3-20） 式中：已知 P=9062.86N， 1R =6858.64N， 1A =2527.63N , md1 48.11mm, a=40mm， b=100mm， c=140mm。 所以 ，軸承 A 的徑向力 AR =17053.58 N，軸承 B 的徑向力 BR =18868.42 N 軸承的壽命為 610QfCrfLpt s （ 3-21） 式中： tf 為溫度系數(shù)，在此取 1.0； pf 為載荷系數(shù)，在此取 1.2； Cr 額定動載荷， N：其值根據(jù)軸承型號確定。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 37- 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 2n 為 ramr vn 66.22 r/min （ 3-22） 式中： r 輪胎的滾動半徑， 0.405m； amv 汽車的平均行駛速度， km/h；對于載貨汽車和公共汽車可取30 35 km/h，在此取 33 km/h。 所以有上 式可得 2n =216.74 r/min 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速 1n =216.745.833=1264.25 r/min 。 所以軸承能工作的額定軸承壽命： nLLh 60 h （ 3-23） 式中 : n 軸承的計算轉(zhuǎn)速， 1264.25r/min。 若大修里程 S 定為 100000 公里，可計算出預(yù)期壽命即 hL =amvS h （ 3-24） 所以 hL =3030.3 h 對于軸承 A 和 B，根據(jù)尺寸，在此 A 選用 32206 型軸承，在此 B 選用 32207型軸承。 對于軸承 B ： d=40mm,D=80mm ， Cr=105KN ， e=0.37 ， 在 此 徑 向 力BR =18868.42N，軸向力 1A =2527.63N，所以BRA1 =0.133030.3 h= hL 所以軸承 B 符合使用要求。 11 對于軸承 A： d=35mm,D=72mm， Cr=63.8KN， e=0.37，徑向力 AR =17053.58N， 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 38- 軸向力 1A =2527.63N ，所以ARA1 =0.143030.3 h= hL 所以軸承 A 符合使用要求。 對于從動齒輪的軸承 C， D 的徑向力 Rc = 2222 25.01 mdAbRbPa （ 3-27） 22222 5.01 mD dAcRcPaR （ 3-28） 已知： P=9062.86N， 2A =5072.09N， 2R =2626.26 N， a=254mm， b=140mm， c=114mm所以，軸承 C 的徑向力：CR=5060.35N；軸 承 D 的徑向力：DR=5324.08N 根據(jù)尺寸，軸承 C， D 均采用 30213，其額定動載荷 Cr 為 160KN,D=120mm， d=65mm T=32.75mm， e=0.35 對于軸承 C，軸向力 2A =5072.09N，徑向力CR=5060.35N，并且CRA2 =1.0023e， X=0.4， Y=1.7 所以 Q= Cd YRXAf 2=1.2(0.45072.09 1.75060.35)=12757.72N hL = QCrn6010 6 =22836.91 hL 所以軸承 C 滿足使用要求。 對于軸承 D，軸向力 2A =5072.09N，徑向力 DR =5324.08N, 并且DRA2 =0.95e，X=0.4,Y=1.7。 所以 Q= Dd YRXAf 2 =1.2(0.45072.09 1.75324.08)= 13295.73N 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 39- hL = QCrn6010 6 =19899.41h hL 所以軸承 D滿足使用要求。 3.3 主減速器齒輪材料及熱處理 驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，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 11。在此，齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 用滲碳合金鋼制造的齒輪。 3.4 主減速器的潤滑 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，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(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)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(zhuǎn)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(qū)動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán) 12。 3.5 本章小結(jié) 本章根據(jù)所給參數(shù)確定了主減速器計算載荷、并根據(jù)有關(guān)的機械設(shè)計、機械制造的標(biāo)準(zhǔn)對齒輪 參數(shù)進行合理的選擇，最后對螺旋錐齒輪的相關(guān)幾何尺寸參數(shù)進行列表整理，并且對主動、從動齒輪進行強度校核。對主減速器齒輪的材料及熱處理，主減速器的潤滑給以說明。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 40- 第 4 章 差速器設(shè)計 4.1 概述 汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負(fù)荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等。為此在驅(qū)動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器 【 7】 。 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器原理 如圖 4 1 所示，差速器殼 3 與行星齒輪軸 5 連成一體，形成行星架。 因為它又與 主減速器從動齒輪 6 固連在一起，固為主動件，設(shè)其角速度為0；半軸齒輪 1 和 2 為從動件，其角速度為 1 和 2 。 A、 B 兩點分別為行星齒輪 4與半軸齒輪 1 和 2 的嚙合點。 圖 4.1 差速器差速原理 當(dāng)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、 B、 C 三點的圓周速度都相等（圖 4.1），其值為0 r。于是1 = 2 = 0 ，即差速器不起作用，而半軸角速度等于差速器殼 3 的角速度。 1 r + 2 r =（ 0 r + 4 r ） +( 0 r - 4 r ) 即 1 + 2 =20 （ 4-1） 若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù) n021 2nnn （ 4-2） 式（ 4-2）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。 4.3 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。由于其具有結(jié) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 41- 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，故廣泛用于各類公路車輛上。 4.4 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計 4.4.1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 1、行星齒輪數(shù)目的選擇 載貨汽車多用 4 個行星齒輪。 2、行星齒輪球面半徑 BR （ mm）的確定 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 BR 球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定： 3jBB TKR （ mm） （ 4-3） 式中： BK 行星齒輪球面半徑系數(shù)， 2.52 2.99，取 BK 2.6； jT ，取jT，jeT較小的者即jeT=7161.43 錯誤 !未找到引用源。 。 經(jīng)計算 BR =48.5757.63mm，取 BR =50.12mm 差速器行星齒輪球面半徑 BR 確定后，即根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距： 0A=（ 0.98 0.99） BR （ 4-4） 0A 49.11 49.62mm ，取 49.5mm 3、行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 行星齒輪的齒數(shù)一般不應(yīng)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 1.5 2 范圍內(nèi)。 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 zz 22 , 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(yīng)滿足： nzz rL 22 = I （ 4-5） 式中： Lz2 ， rz2 左，右半軸齒數(shù)， Lz2 = rz2 ； n 行星齒輪數(shù)， n=4； I 任意整數(shù)。 取行星齒輪齒數(shù) 1z =10，半軸齒輪齒數(shù) 2z =20，滿足條件。 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 首先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角 21, ： ；435.63a r c t a n；565.26a r c t a n1221 21 zzzz （ 4-6） 式中： 21,zz 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)： 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 42- 22 011 0 s in2s in2 zAzAm =4.427 （ 4-7） 由機械設(shè)計手冊： GB/T12368-1990，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m =4.5mm； 確定模數(shù)后，節(jié)圓直徑 d 即可由下式求得： mmmzdmmmzd 90；4521 21 （ 4-8） 5、壓力角 目前汽車差速器齒輪大都選用 3022 的壓力角 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，如圖 4 3 所示。 圖 4 3 安裝孔直徑 及其深度 L 1.1L =19（ mm） nlTC 1.110 30 =18 mm （ 4-9） 式中：0T 差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩 6675.46 mN ； 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， mm. 25.0 dl ， 2d 是半軸齒輪齒面寬中點處的直徑 22 8.0 dd ， l=36mm； c 支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為 98MPa.。 4.4.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 如表 4 1 計算步驟 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 43- 表 4 1 汽車差速 器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表（長度單位 mm） 序號 計算公式 數(shù)據(jù) 項目 （ 1） 1z 1z =10 行星齒輪齒數(shù) （ 2） 2z 2z =20 半軸齒輪齒數(shù) （ 3） m m =4.5 模數(shù) （ 4） F=(0.25 0.30)A ； F 10m 13 齒面寬 （ 5） mhg 6.1 gh =7.2 工作齒高 （ 6） 051.0788.1 mh 8.097 全齒高 （ 7） 22.5 壓力角 （ 8） 90 軸交角 （ 9） 11 mzd ； 22 mzd 451d 902d 節(jié)圓直徑 （ 10） 211 arctan zz ， 12 90 565.261 435.632 節(jié)錐角 （ 11） 22110 s in2s in2 ddA 0A =49.5mm 節(jié)錐距 （ 12） t =3.1416m t =14.1372 周節(jié) （ 13） 21 aga hhh ；mzzh a 212237.043.0 1ah =4.84875mm 2ah =2.35125mm 齒頂高 （ 14） 1fh =1.788m - 1ah ； 2fh =1.788m -2ah 1fh =3.19725mm； 2fh =5.69475mm 齒根高 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 44- （ 15） c =h - gh =0.188m +0.051 c=0.897mm 徑向間隙 （ 16） 1 =01arctan Ahf ；022 arctan Ahf 1 =3.696； 2 =6.562 齒根角 （ 17） 211 o ； 122 o 1o =33.127 2o =67.131 面錐角 （ 18） 111 R ； 222 R 1R =22.869 2R =56.873 根錐角 （ 19） 1111 c os2 ao hdd 22202 c os2 ahdd d1=53.658mm 103.922 d mm 外圓直徑 （ 20） 11201 s in2 hd 22102 s in2 hd 832.4201 mm 397.2002 mm 節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離 （ 21） 21 sts mhhts t a n2 212 1s =7.905 mm 2s =6.232 mm 理論弧齒厚 （ 22） B =0.127 0.178 mm B =0.14mm 齒側(cè)間隙 4.4.3 差速器齒輪的強度計算 汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為 JmFzKKKTKvmsw 2203102 （ 4-10） 式中： T 差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩， mN ； 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 45- nTT je 6.0 （ 4-11） nTT je 6.0 =4 6.043.7161 =1074.21 mN ； n 差速器行星齒輪數(shù)目 4； 2z 半軸齒輪齒數(shù) 20； 0K 超 載系數(shù) 1.0； vK 品質(zhì)系數(shù) 1.0； sK 尺寸系數(shù)4 4.25mKs =0.6487； mK 載荷分配系數(shù) 1.1； F 齒面寬 13mm； m 模數(shù) 4.5mm； J 計算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力的總和系數(shù) 0.2239，見圖 4 5。 圖 4 5 彎曲計算用綜合系數(shù) J 以jeT計算得：w=817.53 MPaw=980 MPa 所以由表 4 5 差速器齒輪強度滿足要求。 4.4.4 差速器齒輪的材料 本設(shè)計采用 20CrMnTi 4.5 本章小結(jié) 本章對差速器進行計算并校核，最終確定差速器的各個參數(shù)。 相嚙合另一齒輪齒數(shù) 求 綜 合 系 數(shù) 的 齒 輪 齒 數(shù) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) - 46- 第 5 章 半軸設(shè)計 5.1 概述 半軸的形式主要取決半軸的支承形式：普通非斷開式驅(qū)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，在此由于是載重汽車，采用全浮式結(jié)構(gòu)。 5.2 半軸的設(shè)計與計算 5.2.1 全浮式半軸的計算載荷的確定 計算時首先應(yīng)合理地確定作用在半軸上的載荷，應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況： （ 1）縱向力 2X （驅(qū)動力或制動力）最大時，其最大值為 2Z ，附著系數(shù) 在計算時取 0.8