CL01-224@福田欧曼ETX驱动桥的设计
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机械毕业设计车辆工程
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CL01-224@福田欧曼ETX驱动桥的设计,机械毕业设计车辆工程
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1 第 1 章 绪 论 1.1 选题背景目的及意义 从目前我国载货车销售的结构上看，由于国家基础设施建设以及市政建设的投入日益加大，重型自卸车的销量猛增；又由于货物运输向专用化、大型化发展，传统意义的重型载货车较之上年有不同程度的下挫。 对于国内卡车市场而言，虽然最近群雄并起，各种资本纷纷进入，竞争异常残酷激烈，但目前大的格局基本已定：解放、东风、重汽、陕汽、欧曼将跻身第一集团；上汽依维柯红岩、江淮、北奔、华菱做为第二集团，将向第一集团的地位不断发起冲击；而广汽、集瑞、长安、大运等后起之秀或许会后来居上 、有所作为，有待市场考验。 自卸车市场，占据较大数量的是东风 EQ3208 系列，占市场的 70多。该系列采用康 明斯 180至 210 马力发动机，超大的车厢以及经济型的配置使得该车在自卸车市场具有绝对的优势。 牵引车市场受追捧的是陕汽、重汽的 S35 和 S29，良好的性价比以及大马力、大吨位的特点使得该系列产品拥有极佳的口碑。 260至 360马力发动机、富勒变速箱、斯太尔加强桥使该车的配置光彩夺目。 货运车（包括仓栅车）竞争极为激烈，可用群雄纷争来形容，一汽的 CA1200系列、东风的 EQ1208系列、红岩的 CQ19系列等都是畅销产品。重型专用车批量小、难度高，一直不为国内企业所重视，高档专用车为进口品牌所垄断，沃尔沃、曼等品牌参与国内竞争主要以专用车为主。 国外卡车的发展趋势 各国商用车制造厂家目前正采用令人惊叹的高新技术来最大限度地保障安全，提高效率。重型车的发展趋势对安全、可靠、舒适的人性化设计等方面提出更高的要求。 在安全性方面，国际潮流是安装制动防抱死系统（ ABS）、翻车警告系统、电子控制制动系统（ EBS）、红外线夜视系统以及其它的驾驶室安全性措施。在欧洲，多数重型车驾驶室都要经受严格的加载、撞击与扭振 试验，完全合格后方可投入批量生产。其目的是在发生翻车事故后，驾驶室不会被压扁，保证驾驶员的生存空间，车门不会自行打开，人员不会抛出车外。 在舒适性方面，现在的商用车乘坐舒适性已接近轿车的水平。主要表现为驾驶室空间比轿车还要宽敞许多，各种设施一应俱全。特别是长途行驶的牵引车，不仅有音nts 2 响、冷暖空调和通讯设备，而且还有卫星导航、冷热饮柜、电视、衣柜等装备；驾驶室的支点装有弹性缓冲装置，驾驶员座椅下方有空气弹簧缓冲支承，保证了驾驶员乘坐舒适平稳。 在环保性方面，柴油发动机技术的提高，为实现柴油机降低废气排放提供了 基本保证。同时新技术的应用又可以帮助清洁柴油，减少废气排放。如催化微粒过滤器，它可以清除排气中 90至 95的烟尘等。 在可靠性和耐久性方面，国外先进企业中重型载货汽车的保修期大多在 60万公里，实际上都能保证 80万至 100万公里无大修，而国内保修期大多在 10万公里左右。国外重型载货汽车只要在正常情况下使用就基本不会出现故障，而国内的车初期故障率则一直较高。我国的维修保养费用在汽车运输成本中的比重远高于国外水平。 福田 2006年 3月推出的重卡新产品 欧系顶级欧曼 ETX，采用全钢结构一次性冲压成型的高顶宽体 车身，其中牵引车、载货车等车身采用四点全浮式减震装置，多向可调节减震座椅。可选装 GPS定位系统、导航系统、车载冰箱、车载电话、 DVD以及电动天窗等配置。车身的迎风面积为 6.98m2（一般重卡为 7.48m2），风阻系数较低，可节油 12% 18%。 欧曼 ETX 秉承了欧曼重卡一贯的高大威猛车身造型，彰显了欧洲重卡的阳刚之气。驾驶室符合欧洲 EEC 法规标准的防正面、侧面碰撞、顶压以及前端钻进的全面安全法规标准，碰撞安全性大大提高。在实现安全驾驶的同时，也充分考虑到了现代社会对于环保的要求。 欧曼 ETX共分两个系列产 品：洲际版和豪华版。洲际版采用欧标准的美国康明斯 ISM发动机（ Mil）。该机在低转速 800x/min 时可提供 880 1250N m的起步扭矩，而且可提供 28% 45%的扭矩储备。豪华版主要配装潍柴动力的 06款发动机。 ETX配装美国伊顿 S9全同步器变速器， 485单级减速冲焊驱动桥 与 13t双级减速桥相比，该桥具有传动效率高、节油、承载能力强等优点。 ETX的离合器为 430 大摩片螺旋弹簧式。该车所用的 WEVB 发动机制动技术，可使制动器的使用寿命提高 45% 55%。 驾驶室内部的轿车化内饰，豪华优雅、高档气派， 符合了现代人的审美情趣。创新设计的轿车化仪表台、采用了集成化控制。采用奔驰技术的单杆变速操纵系统，使驾驶员长途驾驶操纵更轻便、更灵活。四点全浮悬置、气囊减震的座椅，整体式侧裙板、后轮罩等设置都大幅度提高了整车的舒适性能。 重卡轻量化作为目前市场的主流，不仅是企业技术与研发的核心，更是消费者购买的主选。一批掌握了轻量 化技术的重卡企业，已经在 2010 年的市场竞争中突出重围、脱颖而出，成为了用户的宠儿。 nts 3 欧曼凭借在轻量化方面的领先技术和丰富的产品线，其轻量化牵引车集轻量化、安全可靠、燃油经济性于一身，成为了大家 关注的焦点。为满足不同类型用户的需求，欧曼将产品细分为高速型、标准型和重载型。丰富的产品线，为欧曼6 系牵引车的轻量化设计提供了基础，凭借着稳定而卓越的技术，欧曼 6 系轻量化牵引车为用户带来了更多的额外收益，赢得了越来越多的消费者信任。 2010 年 11 月 13 日，由国家知识产权局和世界知识产权组织主办的第十二届中国专利奖评选活动中，福田欧曼 ETX 重型卡车的外观设计专利荣获中国交通类外观设计唯一金奖，该奖项为中国专利奖评选活动中首次设立的奖项，也是目前国内外观设计专利领域的最高奖项。 福田欧曼 ETX的上市，不但代表 了我国重卡不断进步的技术水平，而且正在引领着我国卡车技术的发展趋势。 1.2 设计的基本内容、拟解决的主要问题 1、 设计车型欧曼 3 系主要参数如表 1.1 表 1.1 欧曼 3 系主要参数 轮胎 9.00R20 发动机最大功率 118/2600 Pemax kW/np （ r/min） 发动机最大转矩 255/2000 Temax Nm/nr （ r/min） 装载质量 6000 kg 汽车满载总质量 12000 kg 满载时轴荷分布 前轴 3820 后轴 8280 kg 最大车速 90 km/h 轮距（双胎中心线） 1900 mm 2、 基本内容 (1) 研究驱动桥组成、结构、原理； (2) 主减速器的结构设计 ,基本参数选择及设计计算； (3) 差速器齿轮的基本参数的选择、尺寸及强度计算； (4) 驱动半轴的结构设计及强度计算； (5) 驱动桥壳的结构设计及受力分析与强度计算。 3、 拟解决的主要问题 (1)驱动桥结构形式及布置方案的确定。 nts 4 (2)驱动桥 零部件 尺寸参数确定及校核。 (3)完成驱动桥装配图 和主要部分零件图。 nts 5 第 2 章 驱动桥的总体方案确定 2.1 总体方案论证 2.1.1 非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺 点。 驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮 边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。 在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便 。 2.1.2 断开式驱动桥 断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分 段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车nts 6 厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。 汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺 性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。 由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料 ，参照国内相关货车的设计 ,最后本课题选用非断开式驱动桥。 2.2 驱动桥结构组成 在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件如图 2.1 所示。 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 2.1 驱动桥 2.3 驱动桥设计要求 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、 齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 nts 7 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。 2.4 主减速器结构方案的确定 2.4.1 主减速比的计算 主减速比0i对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小影响很大。当变速器处于最高档位时0i对汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。0i的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对 发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择0i值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率amaxP及其转速pn的情况下，所选择的0i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速amaxv。这时0i值应按下式来确定 5： 0i=0.377ghapr iv nrmax（ 2.1）r 车轮的滚动半径， r =0.414 m ghi 变速器最高档传动比 1.0（为直接档）。 pn 最大功率转速 2600r/min av 最大车速 90km/h 对于与其他汽车来说，为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大 10% 25%，即按下式选择： 0i=（ 0.3770.472）ghapr iv nrmax（ 2.2） 经计算初步确定0i=5.14 按上式求得的0i应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑 到主、从动主减速齿轮可能的齿数对0i予以校正并最后确定。 2.4.2 主减速器的齿轮类型 按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即nts 8 行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。 在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。 在现代货车车驱动桥中，主减速器采用得最广泛 的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。 螺旋锥齿轮主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用 90 度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。 双曲面齿轮主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有： 1、 尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。 2、 传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。 3、 当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从 动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。 4、 工作过程中，双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。 双曲面齿轮传动有如下缺点： 1、 长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。 2、 齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。 3、 双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。 4、 双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油。 螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐 渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。本次设计采用螺旋锥齿轮。 如图 2.2。 图 2.2 螺旋锥齿轮传动 nts 9 2.4.3 主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于 由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比 io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比 io7.6 的各种中小型汽车上 （ a） 单级主减速器 （ b） 双级主减速器 图 2.2 主减速器 如图 2.2（ a）所示， 单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在货车车上占有重要地位。目前货车车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的 传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多货车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；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，可靠性增加。 如图 2.2（ b）所示，与单级主减速器相比，由于双级主减速器由两级齿轮减速组成，使其结构复杂、质量加大；主减速器的齿轮及轴承数量的增多和材料消耗及加工的工时增加，制造成本也显著增加，只有在主减速比0i较大 （ 7.616 时，取 Pf =0 3.2 主减速器齿轮参数的选择 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀 ， 1z ， 2z 之间应避免有公约数；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；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车 1z 一般不小于 6；主传动比0i较大时， 1z 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的主传动比， 1z 和 2z 应有适宜的搭配。初定主动齿轮齿数 1z =14，从动齿轮齿数 2z =29。 齿轮端面模数 9.79.593.7907)4.03.0( 33 = jmt TKm,由 GB/T12368-1990，取=tm 6mm。 主减速器齿轮的具体参数如表 3.1。 表 3.1 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 1 主动齿轮齿数 1z 14 2 从动齿轮齿数 2z 29 3 模数 m 6 4 齿面宽 F 1F =28mm 2F =44mm 5 工作齿高 mHhg 1= =gh 6.05mm 6 全齿高 mHh 2= h =6mm 7 法向压力角 =20 8 轴交角 =90 9 节圆直径 d =m z =1d 84mm 2d =174mm 10 节锥角 =1 arctan 21zz 2 =90- 1 1 =27 2r =63 11 节锥距 A0 =22sin2 d A0 =97.64mm nts 15 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 12 周节 t=3.1416 m t=18.85mm 13 齿顶高 21 aga hhh =mkh aa =2 1ah =2.56mm 2ah =3.62mm 14 齿根高 fh = ahh 1fh =3.49mm 2fh =6.29mm 15 径向间隙 c= ghh c=1.56mm 16 齿根角 0arctan Ahf=1=29 2 =63 17 面锥角 211 +=a ； 122 +=a 1a=27 2a =66 18 根锥角 1f= 11 - 2f = 22 - 1f =29 2f =58 19 外圆直径 1111 cos2 aa hdd +=2ad = 221 cos2 ahd + 1ad =87mm 2ad =177mm 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 11201 sin-2 ahd= -2 102 d= 22 sinah 01=84.162mm 02=37.295mm 21 理论弧齿厚 21 -sts =mSs k=2 1s =20.91mm 2s =7.36mm 22 齿侧间隙 B=0.2540.330 0.3mm 23 螺旋角 =35 螺旋锥齿轮螺旋方向 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。 旋角 的选择 螺旋角 是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名义螺旋角。螺 旋角应足够大以使 Fm 1.25。因 Fm 越大传动就越干稳，噪声就越低。在一般机械nts 16 制造用的标准制中，螺旋角推荐用 35。 法向压力角 a的选择 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，一般选用 20。 3.3 螺旋锥齿轮的强度计算 1、损坏形式及寿命 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。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。 齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下： （ 1）轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或 整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。 为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及 齿面要光洁。 （ 2）齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的 70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。 1.点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般nts 17 首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或 折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。 2.齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。 （ 3）齿面胶合 在高压和高 速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。 （ 4）齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的 不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。 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 210.9Nmm2 。 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足 够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。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。 螺旋锥齿轮的强度计算： (1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 nts 18 单位齿长上的圆周力 FPp=(3.5) 式中： p 单位齿长上的圆周力， N/mm; P 作用在齿轮上的圆周力， N，按发动机最大转矩maxeT和最大附着力矩两种载荷工况进行计算； 按发动机最大转矩计算时： FdiTp ge=21013max =883.1 /N mm (3.6) 按最大附着力矩计算时 : FdrGp r=210232=1545 /N mm (3.7) 虽然附着力矩产 生的 p 很大，但由于发动机最大转矩的限制 p 最大只有883.1 /N mm 可知，校核成功。 轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力)/( 2mmNw JmzFKKKKTvmSjw =203102 (3.8) 式中：0K 超载系数 1.0； sK 尺寸系数sK=4 4.25m=0.772 mK 载荷分配系数 1.11.25； vK 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取 1； J 计算弯曲应力用的综合系数，见图 3.1。 nts 19 图 3.1 弯曲计算用综合系数 J jeT作用下： 从动齿轮上的应力2w=455.37MPa5 8 时，为 1.0 1.4mm 由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度 0.005 0.010mm 的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。 对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫 处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。 nts 23 3.6 主减速器的润滑 主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端 ，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。 为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。 加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。 3.7 本章小结 本章根据所给参数确定了主减速器的参数， 对 主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 并对主减速器 齿轮的材料及热处理， 轴承的预紧， 主减速器的 润滑 等 做了必要的交待。 选择了机械设计、机械制造的标准参数。 nts 24 第 4 章 差速器设计 4.1 概述 汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转， 一方面会加剧轮胎磨损，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。 差速器是个差速传动机构，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，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器原理 对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。如图 4.1 所示， 差速器壳 3 与行星齿轮轴 5 连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮 6 固连在一起，固 为主动件，设其角速度为0；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为 1 和 2 。 A、 B 两点分别为行星齿轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的啮合点。行星齿轮的中心点为 C， A、 B、 C 三点到差速器旋转轴线的距离均为 r 。 图 4.1 差速器差速原理 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 r 上的 A、 B、 C 三点的圆周速度都相等（图 3-1），其值为0 r。于是 1 = 2 =0， 即差速器不起作用，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 4 自转时（图），啮合点 A 的圆周速度为 1 r =0 r+ 4 r ，啮合点 B 的圆周速度为 2 r =0 r- 4 r 。于是 nts 25 1 r + 2 r =（ 0 r + 4 r ） +( 0 r - 4 r ) 即 1 + 2 =20（ 4.1） 若角速度以每分钟转数 n 表示，则 021 2nnn =+（ 4.2） 式（ 4.2）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。 由式（ 4.2）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 有 另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。 4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。本设计即使用普通锥齿轮差速器。 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 4.2 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 公路车辆上。 图 4.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 4.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 4.4.1 差速器齿轮的基本参数选择 a) 行星齿轮数 n nts 26 通常情况下，货车的行星齿轮数 n=4。 b) 行星齿轮球面半径 Rb 行星齿轮球面半径 Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。 Rb=Kb 3dT（ 4.3） 式中： Kb 行星齿轮球面半径系数， Kb=2.5 3.0，对于有两个行星齿轮的轿车取最大值； Td 差速器计算转矩， Nm； 将各参数代入式（ 4.3），有： Rb=38 mm 行星齿轮 与半轴齿轮齿数的选择 为了得到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，但一般不应少于 10。半轴齿轮的齿数采用 14 25。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5 2 范围内。 在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、 右两半轴齿轮的齿数 RL zz 22 , 之和，必须能被行星齿轮的数目 n 所整除，否则将不能安装，即应满足： nzz rL 22+= I （ 4.4） 式中： Lz2 ， rz2 左，右半轴齿数， Lz2 = rz2 ； n 行星齿轮数， n=4； I 任意整数 。 取 行星齿轮齿数 1z =10，半轴齿轮齿数 2z =20，满足条件。 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和半轴齿轮的节锥角 21 , ： ;63a r c t a n;27a r c t a n1221 11 = zzzz （ 4.5） 式中： 21,zz 行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： 22 011 0 s in2s in2zAzAm = =3.4 （ 4.6） 由机械设计手册： GB/T12368-1990，取标准模数 m =4mm nts 27 确定模数后，节圆直径 d 即可由下式求得： mmmzdmmmzd 80;4021 21 = 压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用 3022 的压力角，齿高系数为 0.8，最少齿数可减至10，并且再小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮 与半轴齿轮趋于等强度。 表 4.1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表（长度单位 mm） 序号 项目 计算公式 计算结果 1 行星齿轮齿数 1z 10，应尽量取最小值 1z =10 2 半轴齿轮齿数 2z =14 25，且需满足式（ 4.5） 2z =20 3 模数 m m =4 4 齿面宽 F=(0.25 0.30)A0 ; b10m 11.94mm 5 工作齿高 mhg 6.1= gh =6.4mm 6 全齿高 051.0788.1 += mh 7.212 7 压力角 20 8 轴交角 90 9 节圆直径 11 mzd = ； 22 mzd = 401=d 802=d 10 节锥角 211 arctan zz= ， 12 -90 = 1 =27 =632 11 节锥距 22110 sin2sin2 ddA = 0A =37.65mm 12 周节 t =3.1416m t =12.706mm 13 齿顶高 21 - aga hhh = ; mzzh a += 212237.043.0 1ah =6.12mm 2ah =2.87mm 14 齿根高 1fh =1.788m - 1ah ; 2fh =1.788m - 2ah 1fh =2.82mm 2fh =6.07mm 15 径向间隙 c =h - gh =0.188m +0.051 c =0.991mm 16 齿根角 1 =01arctan Ahf ; 1 =61 2 =60 nts 28 17 面锥角 211 +=o ； 122 +=o 1o =87 2o =88 18 根锥角 111 - =R ； 222 - =R 1R =2 2R =33 19 外圆直径 1111 cos2 ao hdd += ；22202 co s2 ahdd += 92.8201 =d mm 8202=d mm 20 节圆顶点至齿 轮外缘距离 11201 sin-2 hd= 22102 sin-2 hd= 5.534 01 = mm 4.222 02 = mm 21 理论弧齿厚 21 -sts = mts -ta n)h-(h-2 212 =1s =7.3mm 2s =6.4mm 22 齿侧间隙 B =0.127 0.178 mm B =0.15mm 普通锥齿轮式差速器齿 轮强度计算 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传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行使不同的路程时，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计算。轮齿弯曲应力 w（ MPa）为 w=3smv 2 22 T k k 10k m b d J n （ 4.7） 式中： n 行星齿轮数； J 综合系数，取 0.01； b2 半轴 齿轮齿宽， mm； d2 半轴齿轮大端分度圆直径， mm； T 半轴齿轮计算转矩（ Nm）， T=0.6 T0； ks、 km、 kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取； 将各参数代入式（ 4-6）中，有： w=852 MPa 按照文献 1, 差速器齿轮的 w w=980 MPa，所以齿轮弯曲强度满足要求。 4.5 本章小结 本章首先介绍了差速器结构作用及工作原理，对普通对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数进行了设计计算，根据机械设计、机械制造的标准值对差速器齿轮的几何尺寸列表整理，并且对强度进行了校核，最终 确定了所设计差速器的各个参数，并满nts 29 足了强度校核。 nts 30 第 5 章 半轴设计 5.1 概述 驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来，半轴的形式主要取决半轴的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4 浮式和全浮式，在此由于是载重汽车，采用全浮式结构。 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。 5.2 半轴的设计与计算 5.2.1 全浮式半轴的计算载荷的确定 计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况： （ 1）纵向力 2X （驱动力或制动力）最大时，其最大值为 2Z ，附着系数 在计算时取 0.8，没有侧向 力作用； （ 2）侧向力 2Y 最大时，其最大值为 2Z 1 （发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数 1 在计算时取 1.0，没有纵向力作用； （ 3）垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为dkz )g-( w2，其中wg为车轮对地面的垂直载荷，dk为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力 2X ，侧向力 2Y 值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有 22222 YXZ +=- 故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。 全浮式半轴只承受转矩，只计算在上述第一种工况下转矩 ，如图 5.1 为全浮半轴支撑示意图 。 nts 31 图 5.1 全浮式半轴支承示意图 其计算可按 rRrL rXrXT = 22 求得，其中 LX2 ， RX2 的计算，可根据最大附着力和发动机最大转矩计算，并取两者中的较小者。 若按最大附着力计算，即 2 222GmXXRL =（ 5.1） 式中： 轮胎与地面的附着系数取 0.8； m 汽车加速或减速时的质量转移系数，可取 1.2 1.4 在此取 1.3。 根据上式 8.028 1 14 43.122 = RL XX=42194.8N 若按发动机最大转矩计算，即 reRL riTXX / m a x22 = （ 5.2） 式中： 差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取 0.6； maxeT 发动机最大转矩， 255 Nm； 汽车传动效率，计算时可取 0.9； i 传动系最低挡传动比 TLi =0i 1i=5.146.45=33.153 r 轮胎的滚动半径， 0.414m 根据上式 = RL XX 22 10976.1N 所以取 = RL XX 22 10976.1N 按发动机最大转矩计算 T =4544.1 Nm nts 32 5.2.2 全浮 半轴杆部直径的初选 设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选择可按下式进行： 33 3 )18.205.2(196.010 TTd = 取 d=33mm （ 5.3） 式中： d 半轴杆部直径 mm； T 半轴的计 算转矩， 4544.1 mN ； 半轴转矩许用应力， MPa。因半轴材料取 40Cr， 为 784MPa 左右，考虑安全系数在 1.3 1.6 之间，可取 =490588MPa。 5.2.3 全浮半轴强度计算 半轴的扭转应力可由下式 计算 ： 331016 = dT = mmN （ 5.4） 式中： 半轴扭转应力， MPa； T 半轴的计算转矩 4544.1 mN ； d 半轴杆部直径 33mm； 半轴的扭转许用应力，取 =490588MPa。 331016 = dT = 331033161.4544 =560.61 ，强度满足要求。 半轴的最大扭转角为 31018 0 = GJTl（ 5.5） 式中： T 半轴承受的最大转矩 .4544.1 mN ； l 半轴长度 1200mm； G 材料的剪切弹性模量 8.4104 N/mm2 ； J 半轴横截面的极惯性矩， 432 dJ =147248.83mm4 。 经计算最大扭转角 =13.7 扭转角宜选为 615满足条
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