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机械毕业设计全套
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CL02-020@单斗轮式挖掘机驱动桥设计,机械毕业设计全套
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-1- 第 1 章 绪 论 1.1 概述 1.1.1 驱动桥总成概述 随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计，制造工艺都在日益完善。驱动桥也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在机构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织的专业化目标前进。 汽车驱动桥位于传动系的末端 , 一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。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。 根据车桥上车轮的作用，车桥又可分为转向桥、驱动桥、转向驱动桥和支持桥四种类型。其中，转向桥和支持桥都属于从动桥，一般 越野车 多以前桥为转向桥，而后桥为驱动桥。 驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都是采用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。 1.1.2 驱动桥设计的要求 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。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。 2）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。 3）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。与悬架导向机构运动协调。 4）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。 nts -2- 第二章 驱动桥设计方案的确定 2.1 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。 2.2 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独立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应nts -3- 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。 2.3 多桥驱动的布置 为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有 4 4、 6 6、 8 8 等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多 桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对 8 8 汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。 为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。 在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动 轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于汽车的设计 (如汽车的变型 )、制造和维修，都带来方便。 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 。 nts -4- 第 3 章 主减速器设计 主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还 利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。 驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求： 1）所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。 2）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮或其它传动件工作平稳，噪音小。 3）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构运动 协调。 4）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。 5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。 3.1 主减速器结构方案分析 主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。 3.1.1 螺旋锥齿轮传动 图 3-1 螺旋锥齿轮传动 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行星齿轮式传动）和蜗杆 蜗轮式传动等形式。 nts -5- 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。 为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，在汽车上获得广泛应用。 近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面 锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风 EQ1090E 型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允 许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。 查阅文献 1、 2，经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图 3-1 示）。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，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。 3.1.2 结构形式 为了满足不同的使用要求，主减速器的 结构形式也是不同的。 按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。 查阅文献 1、 2，经方案论证，本设计主减速器采用单级主减速器。nts -6- 其传动比 i0一般小于等于 7。 3.2 主减速器主从动锥齿 轮的支承方案 主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。 3.2.1 主动锥齿轮的支承 图 3-2 主动锥齿轮跨置式 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，采用跨置式支承结构（如图 3-2 示）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。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 1 30 以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至 1/5 1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。 装载质量为 2t 以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用 跨置式 支承。本课题所设计的 YC1090 货车装载质量为 5t，所以选用 跨置式 。 图 3-3 从动锥齿轮支撑形式 nts -7- 3.2.2 从动锥齿轮的支承 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 3-3 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。 3.3 主减速器锥齿轮设计 主减速比 i0、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。 3.3.1 主减速比 i 的确定 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃油经济性都有直接影响。 i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比 i 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同 i0下的功率平衡值来研究 i0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 i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃油经济性。 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 i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速amaxv。这时 i0值应按下式来确定： rp0a m a x g hrni = 0 .3 7 7vi（ 3-1） 式中r 车轮的滚动半径， r=0.4m igh 变速器 最 高档传动比。 igh =1 把 nn=450r/n , amaxv=60km/h , rr =0.4m , igh=1代入（ 3-1） 计算出 i0=5.7 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（jje TT ,）的较小者，作为载货汽车计算 中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 TTLeje KiTT 0m a x/n=7387.2 （ mN ） （ 2.2） nts -8- LBLBrj i rGT 2=15612.24（ mN ） （ 2.3） 式中：maxeT 发动机最大扭矩 450 mN ； TLi 由发动机到所计算的为加速器从动齟轮之间的传动系最低档传动比； TLi =0i 1i =5.76.4=36.48 T 上述传动部分的效率，取 T =0.9； 0K 超载系数，取0K=1.0； r 滚动半径，取 r =0.4mm； n 驱动桥数目 2； 2G 汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷， N； LBLB i, 分别为由所计算 的主减速 器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别取 0.96 和 1。 由式 (2.2),(2.3)求得的计算载荷，是最大 转矩而 不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路 车俩稳定 ，其正常持转 矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为 jmT= )()(PHRLBLB rTa fffnirGG =1638（ mN ） （ 2.4） 表 3.3 驱动桥质量分配系数 1 车型 空载 满载 前轴 后轴 前轴 后轴 轿车 前置发动机前轮驱动 56%66% 34%44% 47%60% 40%53% 前置发动 50%55% 45%50% 45%50% 50%55% nts -9- 机后轮驱动 后置发动机后轮驱动 42%59% 41%50% 40%45% 55%60% 货车 4 2 后轮单胎 50%59% 41%50% 32%40% 60%68% 4 2 后轮双胎，长头、短头车 44%49% 51%55% 27%30% 70%73% 4 2 后轮双胎，平头车 49%54% 46%51% 32%35% 65%68% 6 4 后轮双胎 31%37% 63%69% 19%24% 76%81% 客车 前置发动机后轮驱动 中置发动机后轮驱动 后置发动机后轮驱动 式中：aG 汽车满载总重 45009.8=44100N； TG 所牵引的挂车满载总重， N，仅用于牵引车取 TG =0； Rf 道路滚动阻力系数， 载货 车通常取 0.0150.020，可初选 Rf =0.015； nts -10- Hf 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取 0.090.30，可初选取 Hf =0.05； Pf 汽车性能系数 )(195.0161001m a xeTaP T GGf （ 2.5） 当 max)(195.0eTaT GG =46.8616 时，取 Pf =0.117。 3.3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择 1）齿数的选择 对于普通 单 级主减速器， 当0i较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数 1z 取得小些，以得到 满意的驱动桥离地间隙 ，当 0i 6 时， 1z 的最小值为 5，但是为了啮合平稳及提高疲劳强度， 1z 最好大于 5.，这里 1z 取 7。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数 1z 、 2z 之间应避免有公约数，这里 2z 取 40。 2）节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式 2.2， 式 2.3 并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： 32 2 jd TKd =324.91 399.89 mm （ 2.6） 式中：2dK 直径系数，取2dK=13 16； jT 计算转矩， mN ，取jmT，jeT较小的。 初取 2d =360mm。 3）齿轮端面模数的选择 2d 选定后，可按式 22 / zdm =8 算出从动齿轮大端模数，并用下式校核 3t mjm K T = 3.886 5.181 mK 模数系数，取mK=0.3 04。 nts -11- 4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥鼿轮鼿面宽度推荐为 ： F=0.155 2d =55.8mm，可初取 F2 =50mm。 5）螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。 6）螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使 Fm 1.25。因 Fm 越 大传动就 越平 稳噪声 越 低。螺旋角过大时会引起轴向劚亦过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用 35。 表 33 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 7 2 今动齿轮齿数 2z 40 3 模数 m 8 4 齿面宽 b 2b =50 5 工作齿高 mHhg 1 gh 12.48 6 全齿高 mHh 2 h =13.86 7 法向压力角 =20 8 轴交角 =90 9 节圆直径 d =m z 1d 56 2d =320 10 节锥角 1 arctan 21zz 2 =90- 1 1 =9.9 2 =80.1 11 节锥距 A0 =11sin2 d =22sin2 d A0 =162 12 周节 t=3.1416 m t=25.13 13 齿顶高 21 aga hhh mkh aa 2 1ah =10.32 2ah =2.16 nts -12- 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 14 齿根高 fh = ahh 1fh =3.54 2fh =11.7 15 径向间隙 c= ghh c=1.22 16 齿根角 0arctan Ahff 1f =1.24 2f =4.14 17 面锥角 211 fa ； 122 fa 1a =14.04 2a =81.34 18 根锥角 1f = 11 f 2f = 22 f 1f =8.66 2f =75.96 19 齿顶圆直径 1111 cos2 aa hdd 2ad = 221 cos2 ahd 1ad =76.33 2ad =320.74 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 1121 sin2 ak hdA 212 dAk 22 sin ah100.61 1kA =178.42 2kA =25.87 21 理论弧齿厚 21 sts mSs k2 1s =10.457 2s =3.68 22 齿侧间隙 B=0.305 0.406 0.4mm 23 螺旋角 =35 7） 中点螺旋角 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为 35 40 。货车选用较小的值以保证较大的 F，使运转平稳，噪音低。取 =35。 8） 法向压力角 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。 nts -13- 9) 螺旋方向 从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。 3.4 主减速器锥齿轮的材料 及热处理 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求： 1) 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面有较高的硬度以保证有高的耐磨性。 2) 齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。 3) 锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。 4) 选择合金材料是，尽量少用含镍、铬的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等 元素的合金钢。 汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、 20MnVB、 20MnTiB、 22CrNiMo 和 16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为 0.8% 1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性 变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。 为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，做厚度为 0.005 0.020mm 的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高 25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性 。 渗硫处理时温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，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。 3.5 主减速器锥齿轮的强度计算 nts -14- 3.5.1 单位齿长圆 周力 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 单位齿长上的圆周力 FPp（ 2.7） 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 ge21013max =1190.48e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得载荷系数 fp=1.2。 P=fp（ XFr+YFa） （ 3-21） 将各参数代入式（ 3-21）中，有： P=7533N 轴承应有的基本额定动负荷 C r C r= 10 h3 6t60nLPf 10（ 3-22） 式中： ft 温度系数，查文献 4，得 ft=1； 滚子轴承的寿命系数，查文献 4，得 =10/3； n 轴承转速， r/min； L h 轴承的预期寿命， 5000h； 将各参数代入式（ 3-22）中，有； C r=24061N 初选轴承型号 查文献 3，初步选择 Cr =24330N C r的圆锥滚子轴承 7206E。 验算 7206E 圆锥滚子轴承的寿命 Lh = trrfC16667nP（ 3-23） 将各参数代入式（ 3-21）中，有： Lh =4151h5000h 所选择 7206E 圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选 7207E 轴承 ,经检验能满足 ,轴承 B,轴承 C,轴承 D,轴承 E强度都可按此方法得出 ,其强度均能够满足要求。 nts -20- 第 4 章 差速器设计 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；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。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、功率和燃料消耗，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。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。 4.1 差速器结构形式选择 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。 普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器有圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。 强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差 速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。 查阅文献 5经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳， 2 个半轴齿轮， 4个行星齿轮 (少数汽车采用 3 个行星齿轮，小型、微型汽车多采用 2 个行星齿轮 )，行星齿轮轴 (不少装 4 个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构 )，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上有 些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置 差速锁等。 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器 nts -21- 设计中采用的 普通对称式圆锥行星齿轮差速器（ 如图 3.1）由差速器左壳为整体式， 2 个半轴齿轮， 4 个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮以及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，所以本设计采用该结构。 图 3.1 中央为 普通对称式圆锥行星齿轮差速器 3 由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故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从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通圆锥齿轮差速器的工作原理图，如图 3.2 所示 。 图 3.2 普通圆锥齿轮 差速器的工作原理图 1 （ 1） 行星齿轮数目的选择 越野 车多用 4 个行星齿轮。 （ 2）行星齿轮球面半径 BR （ mm）的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常nts -22- 决定于行星齿轮背面的球面半径 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，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定： 3jBB TKR =32.642 38.792（ mm） 圆整取 BR =38mm 式中 ： BK 行星齿轮球面半径系数， 2.52 2.99，对于有 4 个行星轮的 越野车取 2.99； BR 确定后，即根据下式预选其节锥距： 0A=（ 0.98 0.99） BR =37.24 37.62mm 取 37.5mm （ 3） 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。取 1z =16， 2z =24。 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 = 42424=12 （ 4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角 21, ： ;2.56a r c t a n;8.33a r c t a n1221 21 zzzz 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 in2 zAzAm =3.05 取标准模数 3； 式中 ：210 , zzA在前面已初步确定。 nts -23- 算出模数后，节圆直径 d 即可由下式求得： mmmzdmmmzd 54;3621 21 （ 5）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。 （ 6）行星齿轮安装孔直径 及其深度 L 的确定 行星齿轮安装孔 与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度 L 就是行星齿轮在其轴上的支承长度。 1.1L =20.03（ mm） mmnlTLc58.364 101.1 302 nlTC 1.110 30 =18.21 mm 式中 ：0T差速器传递的转矩 2173.496 mN ； n 行星齿轮数 4； l 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离， mm. 25.0 dl ， 2d 是半轴齿轮齿面宽中点处的直 径 22 8.0 dd ， 2d =54mm; c 支承面的许用挤压应力，取为 69MPa。 4.2.1 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算 6 表 3.1 为汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤，表中计算用的弧齿厚系数 见图 3.3。 表 3.2 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表 序号 项 目 计 算 公 式 及 结 果 1 行 星 齿轮齿数 121 z 2 半 轴 齿 242 z nts -24- 序号 项 目 计 算 公 式 及 结 果 轮齿数 3 模数 3m 4 齿面宽 030.0 AF =11.25MM，取 F=11M 5 齿 工 作高 gh =1.6M=4.8MM 6 齿全高 H=1.788M+0.051=5.415MM 7 压力角 3022 8 轴交角 90 9 节 圆 直径 mmmzdmmmzd 54;36 21 21 10 节锥 角 ;2.56a r c t a n;8.33a r c t a n1221 11 zzzz 11 节锥距 A0 =11sin2 d =22sin2 d =37.5MM 12 周节 T=3.1416M=9.4248MM 13 齿顶高 02.32 hhh ga14 齿根高 78.1m)(370.0430.02122 ZZh15 径 向 间隙 615.0 ghhc 16 齿根角 31.6a r c t a n,14.4a r c t a n022011 AhAh 17 面锥角 34.60,11.4012022101 18 根锥角 89.49;66.29222111 RR19 外 圆 直径 98.55c o s2,019.41c o s22220211101 hddhddnts -25- 序号 项 目 计 算 公 式 及 结 果 20 节 锥 顶点 至 齿轮 外 缘距离 521.16s in2,32.25s in2 221021101 hdhd 21 理 论 弧齿厚 0544.4t a n)(2,3704.5 21221 mhhtSStS 22 齿 侧 间隙 12.0B （高精度） 注 :实际齿根高比上表计算值大 0.051mm。 4.3 差速器齿轮的材料 差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上 都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为 20CrMnTi、 20CrMoTi、 22CrMnMo 和 20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。 4.4 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算 图 3.3 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿系数） 1 差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑，这是由于切向修正系数 nts -26- 行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左 /右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间有相对滚动的缘故。 汽车差速器齿轮 的弯曲应力为 JmFzKKKTKvmsw 2203102 （ 3.8） 式中： T 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩， mN ； nTT j 6.0 （ 3.9） 024.3264 6.0496.2 1 7 346.0 jejeTT n 差速器行星齿轮数目 4； 2z 半轴齿轮齿数 24； 0K 超载系数 1.0； vK 质量系数 1.0； sK 尺寸系数 5.04.254 mK s ； mK 载荷分配系数 1.1； F 齿面宽 11mm; m 模数 3； J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力 的总和系数 0.229，见图 3.4。 相啮合另一齿轮的齿数 nts -27- 图 3.4 弯曲计算用综合系数 J1 以jeT计算得：w=773.799 MPaw980 Mpa。 综上所述，差速器齿轮强度满足要求。 求综合系数J的齿轮齿数 nts -28- 第 5 章 驱动车轮的传动装置设计 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半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱 动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。 5.1 半轴的型式 普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、 3/4 浮式和全浮式三种。 半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定（或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接 )。因 此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。 3/4 浮式半轴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，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即 3/4 浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等 因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。 全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。 由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足 等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为 5 70MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不nts -29- 采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。 5.2 半轴的设计与计算 半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。 半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况： a）纵向力 X2最大时 (X2 Z2 )附着系数尹取 0.8，没有 侧向力作用； b）侧向力 Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为 Z2 1 中，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数 1 ，在计算中取 1.0，没有纵向力作用； c）垂向力 Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为 (Z2-gw)kd， kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即 : 222 2 2Z = X + Y故纵向力 X2最大时不会有侧向 力作用，而侧向力 Y2最大时也不会有纵向力作用。 5.2.1 全浮式半轴的设计计算 （ 1）全浮式半轴在上述第一种工况下 纵向力应按最大附着力计算，即 2 222GmXXRL =7861.854N （ 4.1） 式中： 2G 满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷，取 15118.95N； m 汽车加速和减速时的质量转移系数，对于后驱动桥可取 1.3； 轮胎与的地面的附着系数 0.8； 对于驱动车轮来说，当按发动机最大转矩及传动系最低档传动比计算所得的纵向力小于按最大附着力所决定的纵向力时，则按下式计算，即 LX2 或rTTLeR riTX /max2 =6722.151N （ 4.2） 式中： 差速器的转矩分配系数 0.6； maxeT 发动机最大转矩 190 mN ； nts -30- TLi 传动系最低档传动比 25.421； T 汽车传动效率 0.9； r 轮胎滚动半径 0.388m。 取两者的较小值，所以 RL XX 22 6722.151N 转矩为 : rRrL rXrXT 22 2608.195 mN （ 4.3） 注：第二种和第三种工况未计算 ，图 4.1 为全浮式半轴支承示意图 。 图 4.1 全浮式半轴支承示意图 3 （ 2）半轴的设计 杆部直径的选择 设计时，半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=30 （ 4.4） 式中： d 半轴杆部直径 mm； T 半轴的计算转矩， 2608.195 mN ； 半轴转矩许用应力， MPa。因半轴材料取 40MnB， 为 926.1MPa左右，考虑安全系数在 1.3 1.6 之间，可取 =692MPa； nts -31- 半轴的扭转应力可由下式计算： 331016dT=492.228 mmN 692MPa （ 4.5） 式中： 半轴扭转应力， MPa； T 半轴的计算转矩 2608.195 mN ； d 半轴杆部直径 30mm。 半轴花键的剪切应力为： 3101 2 6 . 2 8 1 6 5 0 0()4ssBA PTDd z L b MPa （ 4.6） 半轴花键的挤压应力为： M P azLdDdDTcPABABc 512659.73)2)(4(10 3 （ 4.7） 式中： T 半轴承受的 最大转矩 2608.195 mN ； BD 半轴花键外径， 20mm； Ad 相配的花键孔内径， 20.5mm； z 花键齿数 18； pL 花键的工作长度 55mm; b 花键齿宽， mm， m21=4.71mm; 载荷分布的不均匀系数，可取为 0.75。 注：花键的选择（ 30 渐开线） 初选分度圆直径 D=54mm，则模数 m= 3Dz ，取标准模数 m=3 半轴的最大扭转角为 3.1010180 3 GJTl（ 4.8） nts -32- 式中： T 半轴承受的最大转矩， 2608.195 mN ； l 半轴长度 460mm； 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 =79481.25mm4 。 半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用 40Cr， 40MnB， 40MnVB， 40CrMnMo， 40 号及 45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到 784MPa 左右。在保证安全系数在 1.3 1.6 范围时，半轴扭转许用应力可取为 490 588MPa。 对于越野汽车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大
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