工藝夾具畢業(yè)設計29越野車后驅動橋論文

哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -I- 摘 要 驅動橋的設計，是由驅動橋的結構組成、功用、工作特點及設計要求講起，詳細地分析了驅動橋總成的結構型式及布置方法；全面介紹了驅動橋車輪的傳動裝置和橋殼的各種結構型式與設計計算方法。 本文 參 照傳統(tǒng)驅動橋的設計方法 進行了汽車驅動橋的設計。本文首 先確定主要部件的結構型式和主要設計參數(shù) ； 然后參考類似驅動橋的結構，確定出總體設計方案 ； 最后對主，從動錐齒輪，差速器圓錐行星齒輪，半軸齒輪， 全浮式 半軸和 整體式 橋殼的強度進行校核以及對支承軸承進行了壽命校核。 所設計的 越野汽車 驅動橋制造工藝性好、外形美觀，工作更穩(wěn)定、可 靠。該驅動橋設計大大降低了制造成本，同時驅動橋使用維護成本也降低了。驅動橋結構符合 越野汽車 的整體結構要求。設計的產(chǎn)品達到了結構簡單，修理、保養(yǎng)方便；機件工藝性好，制造容易的要求。 關鍵字 ： 驅 動橋；主減速器 ； 雙曲面錐齒輪； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -II- Abstract Drive axle was designed by the drive axle of the composition,function,work characteristics and design requirements Lets talk about a detailed analysis of the drive axle assembly of the structure type and layout methods;a comprehensive overview of drive axle gear wheel and axle housing a variety of structural type and design methodology. This design following the traditional designing method of the drive axle. First ,make up the main partsstructure and the key designing parameters; thus reference to the similar driving axle structure ,decide the entire designing project ; fanially check the strength of the axle drive bevel pinion ,bevel gear wheel , the differentional planetary pinion, differential side gear , full-floating axle shaft and the banjo axle housing , and the life expection of carrier bearing . Designed cross-country car drive axle manufacturing process is good, pleasing in appearance, work is more stable and reliable. The drive axle designed to greatly reduce manufacturing costs, while driving axle Maintenance costs are reduced. cross-country car drive axle structure in line with the overall structure of demand. Products designed to achieve a simple structure, repair, maintenance convenient; mechanical technology, good manufacturing easy requirements. Keywords: drive axle； main reducer； the tradional hypoid gear 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -III- 目 錄 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 前言 . 1 第 2 章 總體方案論證 . 3 2.1 非斷開式驅動橋 . 3 2.2 斷開式驅動橋 . 4 2.3 多橋驅動的布置 . 4 第 3 章 主減速器設計 . 6 3.1 主減速器結構方案分析 . 6 3.1.1 螺旋錐齒輪傳動 . 6 3.1.2 結構形式 . 7 3.2 主減速器主從動錐齒輪的支承方案 . 8 3.2.1 主動錐齒輪的支承 . 8 3.2.2 從動錐齒輪的支承 . 9 3.3 主減速器錐齒輪設計 . 9 3.3.1 主減速比 i的確定 . 9 3.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 . 10 3.4 主減速器錐齒輪的材料 . 12 3.5 主減速器錐齒輪的強度計算 . 13 3.5.1 單位齒長圓周力 . 13 3.5.2 齒輪彎曲強度 . 13 3.5.3 輪齒接觸強度 . 14 3.6 主減速器錐齒輪軸 承的設計計算 . 14 3.6.1 錐齒輪齒面上的作用力 . 14 3.6.2 錐齒輪軸承的載荷 . 15 3.6.3 錐齒輪軸承型號 的確定 . 18 第 4 章 差速器設計 . 20 4.1 差速器結構形式選擇 . 20 4.2 普通錐齒輪式差速器齒輪設計 . 21 4.3 摩擦片式差速器設計 . 24 4.4 差速器齒輪的材料 . 26 4.5 普通錐齒輪式差速器齒輪強度計算 . 26 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -IV- 第 5 章 驅動車輪的傳動裝置設計 . 27 5.1 半軸的型式 . 27 5.2 半軸的設計與計算 . 28 5.2.1 全浮式半軸的設計計算 . 28 5.3 半軸的結構設計及材料與熱處理 . 30 第 6 章 驅動橋殼設計 . 32 6.1 橋殼的結構型式 . 32 6.2 橋殼的受力分析及強度計 算 . 33 第 7 章 結 論 . 34 附 錄 1 . 35 參考文獻 . 43 致 謝 . 44 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -1- 第 1 章 前言 汽車 驅動橋位于傳動系的末端。其基本功用首先是增扭，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。驅動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。 驅動橋的設計，是由驅動橋的結構組成、功用、工作特點及設計要求講起，詳細地分析了驅動橋總成的結構型式及布置方法；全面介紹了驅動橋車輪的傳動裝置和橋殼的各種結構型式與設計計算方法。 汽車驅動橋是汽車的重大總成，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經(jīng)車輪、車架及承載式車身經(jīng)懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最 大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結構型式和設計參數(shù)除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經(jīng)濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。另外，汽車驅動橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅動橋包含主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器）、橋殼和各種齒輪 。 由上述可見，汽車驅動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要涉及到所有的現(xiàn)代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅動橋 的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。 課題所設計的貨車 最高車速 218km/h,發(fā)動機 標定功率 280kW， 最大扭矩360 Nm。 他有以下兩大難題，一是將發(fā)動機輸出扭矩通過萬向傳動軸將動力傳遞到后驅動輪上，達到更好的車輪牽引力與轉向力的有效發(fā)揮，從而提高汽車的行駛能力。二是差速器 向兩邊半軸傳遞動力的同時，允許兩邊半軸以不同的轉速旋轉，滿足兩邊車輪盡可能以純滾動的形式作不等距行駛，減少輪胎與地面的摩擦。 本課題的設計思路可分為以下幾點：首先選擇初始方案， 越野車 采用后橋驅 動，所以設計的驅動橋結構需要符合 越野 車的結構要求；接著選擇各部件的結構形式；最后選擇各部件的具體參數(shù)，設計出各主要尺寸。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -2- 所設計的 越野 車驅動橋制造工藝性好、外形美觀，工作更穩(wěn)定、可靠。該驅動橋設計大大降低了制造成本，同時驅動橋使用維護成本也降低了。驅動橋結構符 合越野車 的整體結構要求。設計的產(chǎn)品達到了結構簡單，修理、保養(yǎng)方便；機件工藝性好，制造容易的要求 。 在本設計中手繪工程圖和利用 C+程序設計對主減速器上的主、從動錐齒輪 主要參數(shù)的計算。通過利用 C+編程形式來實現(xiàn)計算，這樣不僅計算參數(shù)時更加方便，也讓我 對計算機語言有了更深一步的了解。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。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -3- 第 2 章 總體方案論證 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 ,并將動力合理地分配給左、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力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。 驅動橋設計應當滿足如下基本要求： a)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。 b)外形尺寸要小，保證有必要的 離地間隙。 c)齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 d)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。 e)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 f)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。 g)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。 驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為 非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構較復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。 2.1 非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。 驅 動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經(jīng)確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -4- 速器殼體內(nèi)，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器 的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。 在少數(shù)具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。 2.2 斷開式驅動橋 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且 彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此獨立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著 的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 2.3 多橋驅動的布置 為了提高裝載量和通過性，有些重型汽車及全 部中型以上的越野汽車都 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -5- 是采用多橋驅動，常采用的有 4 4、 6 6、 8 8 等驅動型式。在多橋驅動的情況下，動力經(jīng)分動器傳給各驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經(jīng)分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器經(jīng)各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數(shù)量增多，且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對 8 8 汽車來說，這種非貫通式驅動橋就更不適宜，也難于布置了。 為了解決上述問題，現(xiàn)代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置 型式。 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內(nèi)，并且各驅動橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯(lián)接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯(lián)布置的。汽車前后兩端的驅動橋的動力，是經(jīng)分動器并貫通中間橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數(shù)量，而且提高了各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于汽車的設計 (如汽車的變型 )、制造和維修，都帶來方便。 由于非斷開式驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠 ,最后本課題選用非斷開式驅動橋。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -6- 第 3 章 主減速器設計 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、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。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： a）所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力 性和燃料經(jīng)濟性。 b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪或其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。 c）在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構運動協(xié)調。 d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。 e）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。 3.1 主減速器結構方案分析 主減速器的結構形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。 3.1.1 螺旋錐齒輪傳動 圖 3-1 螺旋錐齒輪傳動 按齒輪副結構型 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)動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -7- 面齒輪式傳動。 為了減少驅動橋的外輪廓尺寸，主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪而采用螺旋錐齒輪。因為螺旋錐齒輪不發(fā)生根切（齒輪加工中產(chǎn)生輪齒根部切薄現(xiàn)象，致使齒輪強度大大降低）的最小齒數(shù)比直齒輪的最小齒數(shù)少，使得螺旋錐齒輪在同樣的傳動比下主減速器結構較緊湊。此外，螺旋錐齒輪還具有運轉平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點，在汽車上獲得廣泛應用。 近年來，有些汽車的主減速器采用準雙曲面錐齒輪（車輛行業(yè)中簡稱雙曲面?zhèn)鲃樱﹤鲃?。準雙曲面錐齒輪傳動與圓錐齒輪相比，準雙曲面齒輪傳動不僅工作平穩(wěn)性更好，彎曲強度和接觸強度更高，同時還可使主動齒輪的軸線相對于從動齒輪軸線偏移。當主動準雙曲面齒輪軸線向下偏移時，可降低主動錐齒輪和傳動軸位置，從而有利于降低車身及整車重心高度，提高汽車行使的穩(wěn)定性。東風 EQ1090E 型汽車即采用下偏移準雙曲面齒輪。但是，準雙曲面齒輪傳遞轉矩時，齒面間有較大的相對滑動，且齒面間壓力很大，齒面油膜很容易被破壞。為減少摩擦，提高效率，必須采用含防刮傷添加劑的雙曲面齒輪油，絕不允許用普通齒輪油代替，否則將時齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。 查閱文獻 1、 2，經(jīng)方案論證，主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式（如圖 3-1 示）。螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時捏合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷 、制造也簡單。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 3.1.2 結構形式 為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。 按參加減速傳動的齒輪副數(shù)目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器、雙速主減速器、雙級減速配以輪邊減速器等。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。單級主減速器由一對圓錐齒輪組成，具有結構簡單、質量小、 成本低、使用簡單等優(yōu)點。 查閱文獻 1、 2，經(jīng)方案論證，本設計主減速器采用單級主減速器。其傳動比 i0一般小于等于 7。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -8- 3.2 主減速器主 從動錐齒輪的支承方案 主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量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密切相關。 3.2.1 主動錐齒輪的支承 圖 3-2 主動錐齒輪跨置式 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置 式支承兩種。查閱資料、文獻，經(jīng)方案論證，采用跨置式支承結構（如圖 3-2 示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的 1 30 以下而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至 1/5 1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高 10%左右。 裝載質量為 2t 以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用 跨置式 支承。本課題所設計的 越野 車裝載質量為 2.5t，所以選用 跨置式 。 圖 3-3 從動錐齒輪支撐形式 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -9- 3.2.2 從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖 3-3 示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸 c+d。為了使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，應是 c 等于或大于 d。 3.3 主減速器錐齒輪設計 主減速比 i0、驅動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。 3.3.1 主減速比 i 的確定 主減速比對主減速器的結構型式、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油經(jīng)濟性都有直接影響。 i0的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比 i 一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌?i0下的功率平衡值來研究 i0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 i0值，可使汽車獲得最佳的動力 性和燃油經(jīng)濟性。 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率amaxP及其轉速pn的情況下，所選擇的 i0值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速amaxv。這時 i0值應按下式來確定： rp0a m a x g hrni = 0 .3 7 7vi（ 3-1） 式中r 車輪的滾動半徑， r=0.34m igh 變速器 最 高檔傳動比。 igh =0.8 對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，i0一般選擇比上式求得的大 10 25，即按下式選擇： rp0a m a x g h F h L Brni = ( 0 . 3 7 7 0 . 4 7 2 )v i i i（ 3-2） 式中 i 分動器或加力器的高檔傳動比 iLB 輪邊減速器的傳動比。 根據(jù)所選定的主減速比 i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -10- 隙相適應。 把 nn=6250r/n , amaxv=218km/h , rr =0.34m , igh=0.8 代入（ 3-1） 計算出 i0=5.742 從動錐齒輪計算轉矩 Tce Tce= d e m a x 1 f 0k T k i i i n （ 3-3） 式中： Tce 計算轉矩， Nm； Temax 發(fā)動機最大轉矩； Temax =430 Nm n 計算驅動橋數(shù)， 1； if 變速器傳動比， if=7.48； i0 主減速器傳動比， i0=6.33； 變速器傳動效率， =0.96； k 液力變矩器變矩系數(shù)， K=1； Kd 由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)， Kd=1； i1 變速器最低擋傳動比， i1=1； 代入式（ 3-3），有： Tce=23813.22Nm 3.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 a) 主、從動錐齒輪齒數(shù) z1和 z2 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素； 為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數(shù)和不少于 40 在轎車主減速器中，小齒輪齒數(shù)不小于 9。 查閱資料，經(jīng)方案論證，主減速器的傳動比為 5.742，初定主動齒輪齒數(shù) z1=8，從動齒輪齒數(shù) z2=46。 b） 主、從動錐齒輪齒形參數(shù)計算 按 照文獻 3中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表 3-1。 從動錐齒輪分度圓直徑 dm2=14310190 =275.19mm 取 dm2=275mm 齒輪端面模數(shù) 22/ 3 0 4 / 3 8 5 . 8 9m d z 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -11- 主、從動錐齒輪參數(shù) c） 中點螺旋角 弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為 35 40。貨車選用較小的值以保證較大的F，使運轉平穩(wěn)，噪音低。取 =35。 d） 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)生根切的最少齒數(shù)，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。對于貨車弧齒錐齒輪，一 般選用20。 e) 螺旋方向 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -12- 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，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。 3.4 主減速器錐齒輪的材料 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應滿足如下的要 求： a） 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面有較高的硬度以保證有高的耐磨性。 b） 齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 c） 鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 d） 選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪與差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。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層 （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，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，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，錐齒輪在熱處理以及精加工后，做厚度為 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 25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -13- 3.5 主減速器錐齒輪的強度計算 3.5.1 單位齒長圓周力 按發(fā)動機最大轉矩計算時 P= d e m a x g f 3122 k T k i i 10n D b（ 3-4） 式中： ig 變速器傳動比， ig=0.8 ； D1 主動錐齒輪中點分度圓直徑 mm； D1 =36mm 其它符號同前； 將各參數(shù)代入式（ 3-4），有： P=375 N/mm 按照文 獻 1,P P=401.25 N/mm，錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。 3.5.2 齒輪彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為： w =30 s mv s w2 T k k k 10k m b D J （ 3-5） 式中： w 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力， MPa； T 齒輪的計算轉矩， Nm； k0 過載系數(shù)，一般取 1； ks 尺寸系數(shù)， 0.682； km 齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結構， km=1.25； kv 質量系數(shù)，取 1； b 所計算的齒輪齒面寬； b=47mm D 所討論齒輪大端分度圓直徑； D=304mm Jw 齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取 0.03； 對于主動錐齒輪， T=1516.4 Nm；從動錐齒輪， T=10190Nm； 將各參數(shù)代入式（ 3-5），有： 主動錐齒輪， w =540MPa； 從動錐齒輪， w =195MPa； 按照文獻 1, 主從動錐齒輪的 w w =700MPa，輪齒彎曲強度滿足要 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -14- 求。 3.5.3 輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為： j= p 3z 0 s m f1 v jc 2 T k k k k 10D k b J（ 3-6） 式中： j 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力， MPa； D1 主動錐齒輪大端分度圓直徑， mm； D1=64mm b 主、 從動錐齒輪齒面寬較小值； b=47mm kf 齒面品質系數(shù)，取 1.0； cp 綜合彈性系數(shù)，取 232N1/2/mm； ks 尺寸系數(shù)，取 1.0； Jj 齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取 0.01； Tz 主動錐齒輪計算轉矩； Tz=1516.4N.m k0、 km、 kv選擇同式（ 3-5） 將各參數(shù)代入式 （ 3-6），有： j=2739MPa 按照文獻 1， j j=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求。 3.6 主減速器錐齒輪軸承的設計計算 3.6.1 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切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力以及垂直于齒輪軸線的徑向力。 a) 齒寬中點處的圓周力 F F=m22TD (3-7) 式中： T 作用在從動齒輪上的轉矩； Dm2 從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，由式（ 3-8）確定，即 Dm2=D2-b2sin 2 (3-8) 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -15- 式中： D2 從動齒輪大端分度圓直徑； D2=304mm b2 從動齒輪齒面寬； b2=47mm 2 從動齒輪節(jié)錐角； 2=76 將各參數(shù)代入式 (3-8)，有： Dm2=233mm 將各參數(shù)代入式 (3-7)，有： F=204.41N 對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的。 b) 錐齒輪的軸向力 Faz和徑向力 Frz（主動錐齒輪） 作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力 Faz和徑向力分別為 Faz= F t a n s i n + F t a n c o s c o s (3-9) Frz= F t a n c o s - F t a n s i n c o s (3-10) 將各參數(shù)分別代入式 (3-9) 與式 (3-10)中，有： Faz= 187.42N， Frz=61.04N 3.6.2 錐齒輪軸承的載荷 當錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。圖 3-4 為單級主減速器的跨置式支承的尺寸布置圖 : 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -16- 圖 3-4 單級主減速器軸承布置尺寸 圖 3 4 中各參數(shù)尺寸： a=51mm， b=39mm， c=113.5mm， d=137.8mm， Dm2=233mm。 由主動錐齒輪齒面受力簡圖（圖 3-5 所示），得出各軸承所受的徑向力與軸向力。 圖 3-5 主動錐齒輪齒面受力簡圖 軸承 A：徑向力 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -17- Fr= 22 a z m 1rz FDF ( a + b )F ( a ) +-a a 2 a （ 3-11） 軸向力 Fa= Faz （ 3-12） 將各參數(shù)代入式（ 3-11）與（ 3-12），有： Fr=361.25N， Fa=187.42N 軸承 B：徑向力 Fr= 22 a z m 1rz FDF ( a + b )F ( a + b ) +-a a 2 a （ 3-13） 軸向力 Fa= 0 （ 3-14） 將各參數(shù)代入式（ 3-13）與（ 3-14），有： Fr=161.73N， Fa=0N 軸承 C：徑向力 Fr= 22 a z m 2rz FDFdFd +c + d c + d 2 ( c + d ) （ 3-15） 軸向力 Fa= Faz （ 3-16） 將各參數(shù)代入式（ 3-15）與（ 3-16），有： Fr=112.11N， Fa=-148.76N 軸承 D：徑向力 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -18- Fr= 22 a z m 1rz FDFcFc +-c + d c + d 2 ( c + d ) （ 3-17） 軸向力 Fa= 0 （ 3-18） 將各參數(shù)代入式（ 3-17）與（ 3-18），有： Fr=157.30N， Fa=0N 軸承 E：徑向力 Fr= 22 a z m 1rz FDFeFe +-e e 2 e （ 3-19） 軸向力 Fa= 0 （ 3-20） 將各參數(shù)代入式（ 3-19）與（ 3-20），有： Fr=1245N， Fa=0N 3.6.3 錐齒輪軸承型號的確定 軸承 A 計算當量動載荷 P arF 2752=F 3997 =0.69 查閱文獻 2， 錐齒輪圓錐滾子軸承 e 值為 0.36，故arFF e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數(shù) fp=1.2。 P=fp（ XFr+YFa） （ 3-21） 將各參數(shù)代入式（ 3-21）中，有： P=7533N 軸承應有的基本額定動負荷 C r 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -19- C r= 10h3 6t60nLPf 10（ 3-22） 式中： ft 溫度系數(shù)，查文獻 4，得 ft=1； 滾子軸承的壽命系數(shù)，查文獻 4，得 =10/3； n 軸承轉速， r/min； L h 軸承的預期壽命， 5000h； 將各參數(shù)代入式（ 3-22）中，有； C r=24061N 初選軸承型號 查文獻 3，初步選擇 Cr =24330N C r的圓錐滾子軸承 7206E。 驗算 7206E 圓錐滾子軸承的壽命 Lh = trrfC16667nP（ 3-23） 將各參數(shù)代入式（ 3-21）中，有： Lh =4151h #include #include #define pi 3.1415926 double high (int tmp); /系數(shù) k 選取 double dg (int tmp); /系數(shù) Ka 選取 void con(double tmp); /弧度化為角度 void main() int z1,z2; double b2,e,d2,rd; labz1:coutz1; if(z110|z1z2; coutb2; coute; coutd2; coutrd; double b11=25+5*sqrt(z2/z1)+90*e/d2; cout小齒輪螺旋角預取為： ; con(b11*pi/180); coutendl; double temp11,temp13,temp14,temp19,temp20,temp21,temp22,temp24,temp28,temp32,temp33; double r1,rm2,rm1,tr; temp11=sin(atan(1/1.2*z1/z2); rm2=(d2-b2*temp11)/2.0; temp13=e*temp11/rm2; 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢 業(yè)設計（論文） -36- temp14=cos(asin(e*temp11/rm2); rm1=(temp14+tan(b11*pi/180)*temp13)*(rm2*z1/z2); if(z112) tr=0.02*z1+1.06; else tr=1.30; temp19=rm2/(1.2*z1/z2)+rm1; temp20=e/temp19; lab20:temp21=sqrt(temp20*temp20+1.0); temp22=temp20/temp21; temp24=(e-rm1*temp22)/rm2; temp28=temp24/cos(atan(temp22/tan(asin(temp24); temp32=(z1/z2)*(temp28*(tan(b11*pi/180)-(temp14+tan(b11*pi/180)*temp13-cos(asin(temp28)/temp28); temp33=temp24-temp22*temp32; r1=atan(temp22/tan(asin(tem