汽车构造设计及理论课程设计-汽车驱动桥设计.doc

汽车构造设计及理论课程设计 第 1 页 前前 言言3 设计要求设计要求 .4 第一章第一章 驱动桥结构方案拟定驱动桥结构方案拟定 .5 图 1-2 中央主减速器整体式驱动桥5 第二章第二章 主减速器设计主减速器设计 .6 2.1 主减速器的结构形式6 2.1.1 主减速器的齿轮类型.8 2.1.2 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式.8 2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算.9 2.2.1 主减速器计算载荷的确定.9 2.2.2 主减速器基本参数的选择.11 2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算.13 2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算.15 2.齿轮弯曲强度.16 3.轮齿接触强度.17 2.2.5 主减速器轴承的载荷计算.18 第三章第三章 差速器设计差速器设计 .23 3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理.23 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构.24 3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计.26 3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择.26 3.3.2 差速器齿轮的几何计算.28 3.3.3 差速器齿轮的强度计算.30 第四章第四章 驱动半轴的设计驱动半轴的设计 .32 4.1 结构形式分析32 4.1 全浮式半轴计算载荷的确定.34 4.2 全浮式半轴的杆部直径的初选35 4.3 全浮式半轴的强度计算.35 4.4 半轴花键的强度计算.36 4.5 半轴的结构设计及材料与热处理36 第五章第五章 驱动桥壳的设计驱动桥壳的设计 .38 5.1 铸造整体式桥壳的结构.39 5.2 桥壳的受力分析与强度计算.40 参考文献参考文献 .41 附附 件件 .42 汽车构造设计及理论课程设计 第 2 页 前前 言言 汽车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用是增扭、降速和改变转矩的传递方向， 即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮； 其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动 力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。 设计驱动桥时应当满足如下基本要求： 1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油 经济性。 2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。 5）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力 和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的 冲击载荷，提高汽车的平顺性。 6）与悬架导向机构运动协调。 7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。 驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为非断开式驱动桥和断开式驱动桥两 大类。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥，称为非独立悬架驱 动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥，称为独立悬架驱动桥。 独立悬架驱动桥结构较复杂，但大大提高了汽车在不平路面上的行驶平 顺性。 汽车构造设计及理论课程设计 第 3 页 设计要求 车型：载货汽车 设计基础数据： 1.车型：载货汽车； 2.空载质量：4080kg 前：1930kg 后：2150kg； 3.满载质量：9290kg 前：2360kg 后：6930kg； 4.轮距：前：1810mm 后：1800mm； 5.最高车速：90km/h 最大爬坡度：大于 30%； 6.传动系最小传动比：7.31 主减速器传动比：6.33； 7.额定功率：99kw（最高车速时 3000r/min 时） ； 8.最大转矩：353nm（12001400r/min 时） ； 9.轮胎规格：gb516-8219 设计要求：； 附件要求： 1.装配图一张； 2.轴图一张； 3.齿轮图一张。 汽车构造设计及理论课程设计 第 4 页 第一章 驱动桥结构方案拟定 由于要求设计的是载货汽车的后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选 用非断开式驱动桥以与非独立悬架相适应。该种形式的驱动桥是一根支撑在左右驱动 车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传 动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 1半轴 2圆锥滚子轴承 3支承螺栓 4主减速器从动锥齿轮 5油封 6主减速器主动锥齿轮 7弹簧座 8垫圈 9轮毂 10调整螺母 图 1-1 驱动桥 图 1-2 中央主减速器整体式驱动桥 汽车构造设计及理论课程设计 第 5 页 第二章 主减速器设计 2.1 主减速器的结构形式主减速器的结构形式 主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法 以及减速形式的不同而异。 驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求： a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。 b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。 c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。 d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。 e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。 按主减速器的类型分，驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下： 1)中央单级减速器。此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式， 在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比较小的情况下，应尽量采用中央单级减速 驱动桥。 图 2-1 单级主减速器 图 2-2 双级主减速器 汽车构造设计及理论课程设计 第 6 页 2)中央双级主减速器。 由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较 大时，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一 特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。 3)中央单级、轮边减速器。 综上所述，中央单级主减速器。它还有以下几点优点： (l)结构最简单，制造工艺简单，成本较低， 是驱动桥的基本类型，在重型汽车 上占有重要地位； (2) 载重汽车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发 展； (3) 随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，汽车使用条件对汽车通 过性的要求降低。 (4) 与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传 动效率提高，易损件减少，可靠性提高。 单级驱动桥产品的优势为单级驱动桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角 度看， 载重车产品在主减速比小于 6 的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。 所以此设计采用中央单级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳。所以此设计采用中央单级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳。 图 2-3 中央主减速器 汽车构造设计及理论课程设计 第 7 页 2.1.1 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮类型 主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此在此 选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重 迭的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿 不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以 工作平稳，噪声和振动小。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动 效率。 2.1.2 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 图 2-3 主动锥齿轮悬臂式支承 图 2-4 主动锥齿轮跨置式 图 2-5 从动锥齿轮支撑形式 主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献， 经方案论证，采用悬臂式支承结构（如图 2-3 示） 。跨置式支承使支承刚度大为增加， 使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的 130 以下而主动锥 汽车构造设计及理论课程设计 第 8 页 齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至 1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提 高 10%左右。但结构较复杂，所以选用跨置式。 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 2-5 示） 。为了增加支承刚度，两轴承 的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸 c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有 足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d 应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径 的 70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是 c 等于或大于 d。 2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算主减速器的基本参数选择与设计计算 2.2.1 主减速器计算载荷的确定主减速器计算载荷的确定 1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 tce 从动锥齿轮计算转矩 tce tce= （2- demax1 f 0 k tki i i n 1） 式中： tce计算转矩，；mn temax发动机最大转矩；temax =353 mn n计算驱动桥数，1； if变速器传动比，if=7.31； i0主减速器传动比，i0=6.33； 变速器传动效率，取 =0.9； k液力变矩器变矩系数，k=1； kd由于猛接离合器而产生的动载系数，kd=1； i1变速器最低挡传动比，i1=1； 代入式（2-1） ，有： tce=14700.7 mn 主动锥齿轮计算转矩 t=2322.39 nm 汽车构造设计及理论课程设计 第 9 页 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cst （2-2） mmr irgtcs/2 mn 式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，后桥所承载 69300n 的2g 负荷; 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=0.85；对 于越野汽车取 1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取 1.25; 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 gb516-82 9.020，则车论的滚 r r 动半径为 0.456m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率 m m i 和传动比，取 0.9，由于没有轮边减速器取 1.0 lb lb i 所以=29845.2 lblbr csirgt/2 0 . 19 . 0 456 . 0 85 . 0 69300 mn 3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cft 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的 平均牵引力的值来确定： （2-3） mn )( phr mm rta cffff ni rgg t 式中：汽车满载时的总重量，92900n；ag 所牵引的挂车满载时总重量，n，但仅用于牵引车的计算；tg 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取 0.018rf 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 0.050.09 在hf 此取 0.07； 汽车的性能系数在此取 0；pf 主减速器主动齿轮到车轮之间的效率； m 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； m i n驱动桥数。 汽车构造设计及理论课程设计 第 10 页 所以 )( phr mm rta cffff ni rgg t =38502.7 08 . 0018 . 0 19 . 00 . 1 456 . 0 92900 mn 2.2.2 主减速器基本参数的选择主减速器基本参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和、从动锥齿轮大端分度 1 z 2 z 圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角 2 d t m1b2b 等。 1.主、从动锥齿轮齿数和 1 z 2 z 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 1）为了磨合均匀，之间应避免有公约数。 1 z 2 z 2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不 小于 40。 3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于 6。 1 z 4）主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。 0 i 1 z 5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。 1 z 2 z 根据以上要求，这里取=6 =38，能够满足条件：+=4440 1 z 2 z 1 z 2 z 2.从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数 2 d t m 对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙， 2 d 减 小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的 2 d 安 装。 可根据经验公式初选，即 2 d （2-4） 3 22 cdtkd 直径系数，一般取 13.015.3；2dk 汽车构造设计及理论课程设计 第 11 页 从动锥齿轮的计算转矩，为 tce 和 tcs 中的较小者。tcmn 所以 =（13.015.3）=（318.5374.8） 2 d 3 14700.7mm 初选=340 2 dmm 则=/=350/38=8.95 t m 2 d2zmm 参考机械设计手册选取 9，则=342 t mmm 2 dmm 根据=来校核=10选取的是否合适，其中=（0.30.4） t m 3 cmtksmmmmk 此处，=（0.30.4）=（7.359.80） ，因此满足校核条件。 t m 3 7 . 14700 3. 主，从动锥齿轮齿面宽和 1 b 2 b 锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿 沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径， 加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、 热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲 劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和 轮齿的强度会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的 0.3 倍，即，而且 2 b2a223 . 0ab 应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：2b t mb102 =0.155 342=53.01 在此取 5422155 . 0 db mmmm 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出 一些，通常使小齿轮的齿面比大齿轮大 10%，在此取=601bmm 4.中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋 角最小。 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑 它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越 大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高， 汽车构造设计及理论课程设计 第 12 页 应不小于 1.25，在 1.52.0 时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为 3540，而商用车选用较小的 值以防止轴向力过大，通常取 35。 5. 螺旋方向 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受 的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这 样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。 所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋， 从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。 6. 法向压力角 法向压力角大一些可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对 于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重合度下 降。对于弧齿锥齿轮，乘用车的 一般选用 1430或 16,商用车的 为 20 或 2230 。这里取 2030 。 2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 表 2-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表 项 目计 算 公 式计 算 结 果 主动齿轮齿数 1z6 从动齿轮齿数 2z38 端面模数m 9 齿面宽b=54 =60 1b2b 工作齿高mhh a g * 218 gh 全齿高mchh a * 2 =20.25h 法向压力角=20 轴交角=90 汽车构造设计及理论课程设计 第 13 页 节圆直径=dmz 541d =2282d 续 表 项 目计 算 公 式计 算 结 果 节锥角 arctan1 2 1 z z =90-21 =8.973 1 =81.0272 节锥距 a = 1 1 sin2 d =0 2 2 sin2 d 取 a =150.00 周节t=3.1416 m t=28.27 齿顶高mhh a a * =9ah 齿根高=fhmcha * =11.25 fh 径向间隙 c=mc*c=2.25 齿根角 0 arctan a hf ff=4.285 面锥角 211fa 122fa =13.2581a =85.3122a 根锥角 =1f11f =2f22f =4.6881f =76.0422f 齿顶圆直径 1111cos2aahdd =2ad221cos2ahd =71.7801ad =230.7932ad 节锥顶点止齿轮外 缘距离 11 2 1sin 2 akh d a 2 1 2 d ak22sinah =112.5961ka =18.1102ka 汽车构造设计及理论课程设计 第 14 页 理论弧齿厚 21 stsmss k 2 =27.38mm 1 s =10.32mm 2 s 齿侧间隙b=0.3050.406 0.4mm 螺旋角 =35 2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 在选好主减速器齿轮的主要参数后，应根据所选的齿形计算锥齿轮的几何尺寸， 对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命。在进行强度计算之前应首先了解 齿轮的破坏形式及其影响因素。 1.1.单位齿长圆周力单位齿长圆周力 在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿 长圆周力来估算，即 nmm (2-6) 2b p p 式中：p作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩 temax 和最大附着力矩 rrg2 两种载荷工况进行计算，n； 从动齿轮的齿面宽，在此取 60mm. 2b 按发动机最大转矩计算时： nmm （2- 2 1 3 max 2 10 b d it p ge 7） 式中：发动机输出的最大转矩，在此取 353；maxetmn 变速器的传动比，7.31；gi 主动齿轮节圆直径，在此取 54mm.1d 汽车构造设计及理论课程设计 第 15 页 按上式 nmm 9 . 1592 60 2 54 1031 . 7 353 3 p 按最大附着力矩计算时： nmm （2- 2 2 3 2 2 10 b d rg p r 8） 式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考2g 虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取 69300n； 轮胎与地面的附着系数，在此取 0.85： 轮胎的滚动半径，在此取 0.456mrr 按上式=981.8 nmm 260228 10456 . 0 85 . 0 69300 3 p 在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆 周力有时提高许用资料的 20%25%。经验算以上两数据都在许用范围内。其中上述 两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力p都为 1865n/mm ，故满足条件。 2 2.2.齿轮弯曲强度齿轮弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = （2-7）w 3 50 0 10 2 w ms bdjmk kkkt 式中： 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，mpa；w 齿轮的计算转矩，对从动齿轮，取中的较小值，为 14700.7 nm；对t csce tt 和 主动齿轮取为 2580.43 nm； k0过载系数，一般取 1； g c i t t 0 汽车构造设计及理论课程设计 第 16 页 ks尺寸系数，0.682； km齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.25； kv质量系数，取 1； b所计算的齿轮齿面宽；b=54mm d所讨论齿轮大端分度圆直径；d=342mm jw齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取 0.03； 对于主动锥齿轮， t=2580.43nm；从动锥齿轮，t=14700.7nm； 将各参数代入式（2-7） ，有： 主动锥齿轮， =466mpa；w 从动锥齿轮， =458mpa；w 按照文献1, 主从动锥齿轮的=700mpa，轮齿弯曲强度满足要求。ww 3.3.轮齿接触强度轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： j= （2-8） p3 z0smf 1vj c 2t k k k k 10 dk bj 式中： j锥齿轮轮齿的齿面接触应力，mpa； d1主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；d1=64mm b主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=54mm kf齿面品质系数，取 1.0； cp综合弹性系数，取 232n1/2/mm； ks尺寸系数，取 1.0； jj齿面接触强度的综合系数，取 0.01； tz主动锥齿轮计算转矩；tz=2322.39n.m k0、km、kv选择同式（2-7） 将各参数代入式 （2-8） ，有： j=813.5mpa 按照文献汽车设计 ，jj=2800mpa，轮齿接触强度 汽车构造设计及理论课程设计 第 17 页 满足要求。 汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根 疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为 20 万千米或以上时，其循环 次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过 210.9nmm .表 2-2 给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。 2 表 2-2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 nmm 2 计算载荷 主减速器齿轮的 许用弯曲应力 主减速器齿轮的 许用接触应力 差速器齿轮的 许用弯曲应力 按式（2-1） 、式（2-3）计算出的最大 计算转矩 tec，tcs 中的较小者 7002800980 按式（2-4）计算出的平均计算转矩 tcf 210.91750210.9 实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩） 有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩 tec 和最大附着转矩 tcs 并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大 应力，不能作为疲劳损坏的依据。 2.2.5 主减速器轴承的载荷计算主减速器轴承的载荷计算 1.1.锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为 沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速 器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于 经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩 进行计算。dt 经估算,这里取=2000 ndt 对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径 汽车构造设计及理论课程设计 第 18 页 222sinbddm 2 1 2 1 z z ddm m 经计算45.11mm =285.67mm。1md2md 上式参考汽车设计 。 (1) 齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力为 n (2-9) f 2 2 m d t 式中：作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩，t =2000 n；dt 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径. 2md 按上式主减速器从动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 =14.00 knf 67.285 20002 由可知，对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆 2121 cos/cos/ff 周力是相等的。 （2）锥齿轮的轴向力和径向力 图 2-5 主动锥齿轮齿面的受力图 如图 2-5，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方 向为逆时针，f 为作用在节锥面上的齿面宽中点 a 处的法向t 力，在 a 点处的螺旋方向的法平面内，f 分解成两个相互垂t 汽车构造设计及理论课程设计 第 19 页 直的力 f和，f垂直于 oa 且位于ooa 所在的平面，位于以 oa 为切线的nffnff 节锥切平面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力 f 和沿节圆母线方向的ff 力。f 与之间的夹角为螺旋角，f 与之间的夹角为法向压力角，这样就fsfftff 有： （2-coscostff 10） （2-cos/tansinffftn 11） （2-tansincosfffts 12） 于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为 az f rz f （2- cossinsintan cos cossin f fffsnaz 13） （2- sinsincostan cos sincos f fffsnrz 14） 有式（2-13）可计算10787.1n 973 . 8 cos35sin8.973sin 5 . 22tan 35cos 1000.14 3 azf 有式（2-14）可计算=5463.2nrzf 973. 8sin35sin973. 8cos 5 . 22tan 35cos 1000.14 3 式（2-10）式（2-14）参考汽车设计 。 2.2.主减速器锥齿轮轴承载荷的计算主减速器锥齿轮轴承载荷的计算 轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时， 还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向 力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮 尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。 对于采用骑马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图 2-6 所示 汽车构造设计及理论课程设计 第 20 页 图 2-6 主减速器轴承的布置尺寸 轴承 a，b 的径向载荷分别为 r = （2-18）a 22 5 . 0 1 mazrzdfbfbf a （2-19） 22 5 . 0 1 mazrzbdfcfcf a r 根据上式已知=10787.1n，=5463.2n，a=134mm ，b=84mm，c=50mmazfrzf 汽车构造设计及理论课程设计 第 21 页 所以轴承 a 的径向力=ar 22 45.11 7 . 107875 . 084 2 . 54638414000 134 1 =8922.38n 其轴向力为 0 轴承 b 的径向力 r =b 22 11.45 7 . 107875 . 050 2 . 54635014000 134 1 =3526.09n （1）对于轴承 a，只承受径向载荷所以采用圆柱滚子轴承 42608e(内径 40，外径 90)， 此轴承的额定动载荷 cr 为 102.85kn，所承受的当量动载荷 q=xr =115976=15976n。a （2）对于轴承 b，在此并不是一个轴承，而是一对轴承，对于成对安装的轴承组的 计算当量载荷时径向动载荷系数 x 和轴向动载荷系数 y 值按双列轴承选用，e 值与单 列轴承相同。在此选用 7514e 型轴承。 （3）对于从动齿轮的轴承 c，d 的径向力由计算公式较核，轴承 c，d 均采用 7315e(内径 75，外径 160)，其额定动载荷 cr 为 134097n。 此节计算内容参考了汽车设计关于主减速器的有关计算和机械设计关于 轴承的选择。 汽车构造设计及理论课程设计 第 22 页 第三章 差速器设计 汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。转弯时内、 外两侧车轮行程显然不同，外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上 行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行 驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会 引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车 轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加 剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这 些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮 在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。 差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。 差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。 3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 图 3-1 差速器差速原理 汽车构造设计及理论课程设计 第 23 页 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径 上r 的 a、b、c 三点的圆周速度都相等（图 3-1） ，其值为。于是=，即差速 0 r 1 2 0 器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳 3 的角速度。 当行星齿轮 4 除公转外，还绕本身的轴 5 以角速度自转时（图） ，啮合点 a 的圆 4 周速度为=+，啮合点 b 的圆周速度为=-。于是 1 r 0 r 4 r 2 r 0 r 4 r +=（+）+(-) 1 r 2 r 0 r 4 r 0 r 4 r 即 + =2 （3- 1 2 0 1） 若角速度以每分钟转数表示，则n （3-2） 021 2nnn 式（3-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表 明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。 因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧 驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。 有式（3-2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮 的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动 轴时） ，若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反 向转动。 汽车构造设计及理论课程设计 第 24 页 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮， 行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图 3-2 所示。由于其具有结构 简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆 上。 图 3-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片； 7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳 图 3-2 1-轴承；2-左外壳；3-垫片；4-半轴齿轮；5-垫圈；6-行星齿轮； 7-从动齿轮； 8-右外壳；9-十字轴；10-螺栓 汽车构造设计及理论课程设计 第 25 页 3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时， 应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动 齿轮导向轴承座的限制。 3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择差速器齿轮的基本参数的选择 1.行星齿轮数目的选择 载货汽车采用 4 个行星齿轮。 2.行星齿轮球面半径的确定br 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，br 它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程 度上也表征了差速器的强度。 球面半径可按如下的经验公式确定：br mm (3-3) 3 tkrbb 式中：行星齿轮球面半径系数，可取 2.522.99，对于有 4 个行星齿轮的bk 载货汽车取小值 2.6； t计算转矩，取 tce 和 tcs 的较小值，14700.7 .mn 根据上式=63.7mm 所以预选其节锥距 a =63.7mmbr 3 2.614700.70 3.行星齿轮与半轴齿轮的选择 为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一 般不少于 10。半轴齿轮的齿数采用 1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数 比/在 1.52.0 的范围内。 1 z 2 z 差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在 确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何 圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和 l z2 r z2 必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于 半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安 汽车构造设计及理论课程设计 第 26 页 装条件为： （3-i n zz rl 22 4） 式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，= l z2 r z2 l z2 r z2 行星齿轮数目；n 任意整数。i 在此=10，=18 满足以上要求。 1 z 2 z 4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， 1 2 =29.05 =90-=60.95 2 1 1 arctan z z 18 10 arctan 1 2 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m m=1 1 0 sin 2 z a 2 2 0 sin 2 z a2 63.7 sin29.056.186 10 由于强度的要求在此取 m=8mm 得 11 8 1080dmzmm 22 8 18124dmzmm 5.压力角 目前，汽车差速器的齿轮大都采用 22.5的压力角，齿高系数为 0.8。最小齿数 可减少到 10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正 加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小 齿数比压力角为 20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选 22.5 的压力角。 6. 行星齿轮安装孔的直径及其深度 l 行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同， 而行 星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通 汽车构造设计及理论课程设计 第 27 页 常取： 1 . 1l nl t l c 3 0 2 10 1 . 1 （3-5） nl t c 1 . 1 1030 式中：差速器传递的转矩，nm；在此取 14700.7 0tmn 行星齿轮的数目；在此为 4n 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离， 0.5d ， d 为半轴齿轮lmml 2 2 齿面宽中点处的直径，而 d 0.8； 2 2d 支承面的许用挤压应力，在此取 69 cmpa 根据上式 =0.599.2=49.6 2 0.8 12499.2dmmlmm 31 34 3 14700.7 10 1.1 69 4 49.6 mm1.1 31l mm 3.3.2 差速器齿轮的几何计算差速器齿轮的几何计算 表 3-1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 项目计算公式计算结果 行星齿轮齿数 10，应尽量取最小值1z =10 1 z 半轴齿轮齿数 =1425，且需满足式（3-4）2z =18 2 z 模数m=8mmm 齿面宽b=(0.250.30)a ;b10m0 20mm 续 表 项目 计算公式计算结果 汽车构造设计及理论课程设计 第 28 页 工作齿高mhg6 . 1=12.8mmgh 全齿高051 . 0 788 . 1 mh 14.355 压力角 22.5 轴交角=90 节圆直径； 11mzd 22mzd 1 80dmm 2 144dmm 节锥角， 2 1 1arctan z z 1290 =29.05，1 95.602 节锥距 2 2 1 1 0 sin2sin2 dd a =82.4mm0a 周节=3.1416tm=25.13mmt 齿顶高; 21agahhhm z z ha 2 1 2 2 37 . 0 43 . 0 =8.45mm1ah =4.35mm2ah 齿根高=1.788-;=1.788-1fhm1ah1fhm2ah =5.85mm;1fh =9.95mm1fh 径向间隙=-=0.188+0.051chghm=1.555mmc 齿根角= 0 1 arctan a hf ; 0 2 2arctan a hf 1 =4.061; 1 =6.8852 面锥角； 211o122o =35.94，1o =65.012o 根锥角； 111r222r =24.99，1r =54.072r 汽车构造设计及理论课程设计 第 29 页 外圆直径 ；1111cos2aohdd 22202cos2ahdd mm 01 d =94.77 mm 02 d =148.22 节圆顶点至齿 轮外缘距离 1 1 2 01sin 2 h d 2 2 1 02sin 2 h d 01 66.87mm 02=35.24mm 续 表 项目计算公式计算结果 理论弧齿厚 21sts mhh t stan 2 2 1 2 =15.24 mm1s =12.66 mm2s 齿侧间隙 =0.2450.330 mmb=0.250mmb 弦齿厚 26 2 1 3 b d s ss i i ii =14.36mm1s =11.32mm2s 弦齿高 i ii ii d s hh 4 cos 2 =10.10mm1h =4.86mm2h 3.3.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的强度计算 差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样 经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而 滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯 曲强度校核。轮齿弯曲强度为w mpa (3-6) 3 22 2 10 sm w vn tk k k mb d j 式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式t n t t 6 . 00 在此为 2205.10 nm；t 差速器的行星齿轮数；n 汽车构造设计及理论课程设计 第 30 页 半轴齿轮齿数；2z 、见式（2-8）下的说明；vkskmk 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图 3-3 查得=0.225 n j n j 图 3-3 弯曲计算用综合系数 根据上式783.6 mpa 980 mpa 3 2 102205.10 0.829 1.0 1 8 18 144 0.225 w 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。材料为 20crmnti、20crmoti、22crmnmo 和 20crmo。 此节内容图表参考了汽车设计中 差速器设计一节。 汽车构造设计及理论课程设计 第 31 页 第四章 驱动半轴的设计 驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其 传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式 驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。万向传动装置的设计见第 四章，以下仅讲述半轴的设计。 4.1 结构形式分析结构形式分析 半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为牛浮式、34浮式和全浮式三种 形式。 半浮式半轴 (图528a)的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的 内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮 的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，只用于轿 车和轻型货车及轻型客车上。 34浮式半轴(图528b)的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥 壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉 联接。该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般仅用 在 轿车和轻型货车上。 全浮式半轴(图528c)的结构特点是半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相联，而轮 毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上。理论上来说，半轴只承 受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由桥壳来承受。但由于桥壳变形、轮 毂与差速器半轴齿轮不同女、半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴 的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为570mpa。全浮式半轴主要用于 中、重型货车上。在这里我们选择全浮式半轴。 汽车构造设计及理论课程设计 第 32 页 设计半轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同 或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合 适的半轴半径，然后对它进行强度校核。 计算时首先应合理地确定作用在半轴上