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机械毕业设计全套
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CL02-067@重卡贯通式驱动桥结构设计,机械毕业设计全套
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I nts II 摘要 驱动桥作为汽车四大总成之一， 它的性能的好坏直接影响整车性能，而 对于 载重汽车显得 尤为重要 。 当 采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要 时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。 所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的 发展方向。本文 参 照传统驱动桥的设计方法 进行了载重汽车驱动桥的设计。本文首 先确定主要部件的结构型式和主要设计参数 ； 然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案 ； 最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮， 全浮式 半轴和 整体式 桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。 本文不是 采用传统 的双曲面锥齿轮作为载重汽车的主减速器而是采用 弧齿锥齿轮 ，希望这能作为一个课题继续研究下去。 关键字： 载重汽车 驱动桥 单级减速桥 弧齿锥齿轮 nts III Abstract Drive axle is the one of automobile four important assemblies. It performance directly influence on the entire automobile， especially for the heavy truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed， heavy-loaded， high efficiency， high benefit todayheavy truck， must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truckdeveloping tendency. 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 . The designing take the spiral bevel gear for the tradional hypoid gear ， as the gear type of heavy trucks final drive， with the expection of the question being discussed， further . Key words: heavy truck drive axle single reduction final drive the spiral bevel gear nts 1 目 录 摘要 II Abstract III 第 1 章 绪论 错误 !未定义书签。 第 2 章 驱动桥结构方案分析 - 4 - 第 3 章 主减速器设计 6 3.1 主减速器的结构形式 6 3.1.1 主减速器的齿轮类型 6 3.1.2 主减速器的减速形式 6 3.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 7 3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 7 3.2.1 主减速器计算载荷的确定 7 3.2.2 主减速器基本参数的选择 9 3.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 12 3.2.4 主减 速器圆弧锥齿轮的强度计算 14 3.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理 21 3.2.6 主减速器轴承的计算 22 第 4 章 轮边减速器的设计 30 4.1 轮边减速器基本参数的选择 4.2 轮边减速器齿轮强度的校核 第 5 章 驱动半轴的设计 38 5.1 全浮式半轴计算载荷的确定 39 5.2 全浮式半轴的杆部直径的初选 40 5.3 全浮式半轴的强度计算 40 5.4 半轴花键的强度计算 41 结论 42 nts 2 致谢 42 参考文献 43 附录 1 43 附录 2 43 nts - 1 - 第 1 章 绪论 汽车 驱动桥位于传动系的末端。其基本功用首先是增扭，降速，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。 对于重型载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因 为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在 140KW 以上，最大转矩也在 700N m以上， 百公里油耗是一般都在 34 升左右。为了降低油耗，不仅要 在发动机的环节上节油 ，而且也需要从传动系中减少能量的损失 。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机 传动轴 驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机 匹配性比较nts - 2 - 高的驱动桥便成了有效节油的 措施之一 。 所以设计新型的驱动桥成为新的课题。 目前国内重型车桥生产企业也主要集中在 中信车桥厂 、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内重卡车桥 90%以上的市场。 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） 齿轮及其他传动件工作平稳，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。 在本设计中还采用了 AutoCAD和 Pro/E绘图软件分别进行了工程图的 绘制和实体造型，运用 AutoCAD 绘制了、行星齿轮轴、左、右壳以及传动机构半轴的零件图，通过对 AutoCAD 的编辑工具与命令的运用，掌握了从nts - 3 - AutoCAD 基础图形的绘制基础零件的绘制各类零件图的创建与 绘制的方法，并且理解了机械图绘制的工作流程。另外还运用 Pro/E 绘图软件，运用初步的操作绘制出了主减速器的主、从动锥齿轮，差速器的行星齿轮、半轴齿轮等的实体造型，为今后更好的学习和掌握各种应用软件和技能打下坚实的基础。 nts - 4 - 第 2 章 驱动桥结构方案分析 由于要求设计的是 13 吨级的后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构以 与 非独立悬架相适应，该种形式的驱动桥的桥壳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。 驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下： 1)中央单级减速驱动桥。 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。一般在主传动比小于 6 的情况下 ，应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮 ， 主动小齿轮采用骑马式支承 ， 有差速锁装置供选用。 2)中央双级驱动桥。在国内目前的市场上 ， 中央双级驱动桥主要有 2 种类型 ： 一类如伊顿系列产品 ， 事先就在单级减速器中预留好空间 ， 当要求增大牵引力与速比时 ， 可装 入 圆柱行星齿轮减速机构 ， 将原中央单级改成中 央双级驱动桥 ， 这种改制 “ 三化 ”（即系列化，通用化，标准化） 程度高 ， 桥壳、主减速器等均可通用 ，锥 齿轮直径不变 ； 另一类如洛克威尔系列产品 ，当要增大牵引力与速比时 ， 需要改制第一级伞齿轮后 ， 再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮 ， 变成要求的中央双级驱动桥 ， 这时桥壳可通用 ， 主减速器不通用 ， 锥 齿轮有 2 个规格。 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 ， 作为系列产品而派生出来的一种型号 ， 它们很难变型为前驱动桥 ， 使用受到一定限制 ； 因此 ， 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、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为 2 类 ： 一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥 ； 另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。 nts - 5 - 圆锥行星齿轮式轮边减速桥。由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器 ， 轮边减速比为固定值 2， 它一般均与中央单级桥组成为一系列。在该系列中 ， 中央单级桥仍具有独立性 ， 可单独使用 ， 需要增大桥的输出转矩 ， 使牵引力增大或速比增大时 ， 可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速 器即可变成双级桥。这类桥与中央双级减速桥的区别在于 ： 降低半轴传递的转矩 ， 把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边减速器上 ， 其 “ 三化 ” 程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值 2， 因此 ， 中央主减速器的尺寸仍较大 ， 一般用于公路、非公路军用车。 圆柱行星齿轮式轮边减速桥。单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥 ，一般减速比在 3 至 4.2 之间。由于轮边减速比大 ， 因 此， 中央主减速器的速比一般均小于 3， 这样 大锥 齿轮就可取较小的直径 ， 以保证重型汽车对离地问隙的要求。这类桥比单级减速器的质量大 ， 价格也要贵些 ， 而且 轮穀 内具有齿轮传动 ， 长时 间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热 ； 因此 ， 作为公路车用驱动桥 ， 它不如中央单级减速桥。 综上所述，由于设计的驱动桥的传动比为 4.444，小于 6。况且由于 随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化 ， 重型汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势 ，主要是单级驱动桥还有以下几点优点： (l) 单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种 ， 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) 重型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 ， 重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低 。 因此 ， 重型汽车不必像过去一样 ， 采用复杂的结构提高通过性 ； (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。 nts - 6 - 单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看 ， 重型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。 所以此设计采用单级驱动桥再配以铸造整体式桥壳。图 2-1Meritor 单后驱动桥 为中国重汽引进的美国 ROCKWELL 公司 13 吨 级单级减 速桥 的外形图。 图 2-1 Meritor（ 美驰 ） 单后驱动桥 nts - 7 - 第 3 章 主减速器设计 3.1 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。 3.1.1 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 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。由于轮齿端面重叠的影响，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。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实 现汽车的总体布置。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，可达 99%。 3.1.2 主减速器的减速形式 由于 i=4.444 6， 一般采用单级主减速器， 单级减速驱动桥产品的优势：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，在重型汽车上占有重要地位； 目前 重型 汽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 重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，重型汽车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。 nts - 8 - 3.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 作为一个 13 吨级的驱动桥，传 动的转矩较大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承。装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。导向轴承都采用圆柱滚子式 ，并且内外圈可以分离（有时不带内圈），以利于拆装。 3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 3.2.1 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 ce nKiTT ToTLece /m a x mN （ 3-1） 式中 TLi 发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比 。 maxeT 发动机的输出的最大转矩， T 传动系上传动部分的传动效率，在此取 0.9； n 该汽车的驱动桥数目在此取 1； oK 由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取 oK =1.0，当性能系数 pf 0时可取 oK =2.0； 16Tgm0.1 95 016Tgm0.1 95 Tgm0.1 95-161001e m a xae m a xae m a xa当当pf （ 3-2）式中 am 汽车满载时的总质量在此取 20000 gK ； nts - 9 - 所以 0.195830 1020000 =4716 pf =-0.31 0 即 oK =1.0 由以上各参数可求 Tce Tce =1 444.49.00.101.9830 =29910.2 mN 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT LBLBr irGT cs /2mN （ 3-3） 式中 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， 预设后桥所承载 130000N 的负荷 ; 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; r 车轮的滚动半径，在此 选用轮胎型号为 12.00R20，滚动半径为 0.527m； LB ， LBi 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和传动比 ， LB 取 0.9， 由于没有轮边减速器 LBi取 1.0 所以 LBLBrcs irGT /2 =0.19.0 527.085.01 3 0 0 0 0 =64703.9 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： mN )( PHRLBLBrTacf fffni rGGT （ 3-4） 式中 aG 汽车满载时的总重量 。 nts - 10 - TG 所牵引的挂车满载时总重量， N，但仅用于牵 引车的计算； Rf 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取0.018 Hf 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 在此取 0.07 pf 汽车的性能系数在此取 0； LB ， LBi ， n 见式（ 2-1），（ 2-3）下的说明。 所以 )(PHRLBLBrTacf fffni rGGT = 08.0018.010.19.0 527.02 0 0 0 0 0 0 =10305.8 mN 式（ 2-1） 式 （ 2-4）参考汽车车桥设计 1式（ 3-10） 式（ 3-12）。 3.2.2 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 1z 和 2z ，从动锥齿轮大端分度圆直径 2D 、端面 模数tm、主从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 、中点螺旋角 、法向压力角 等。 1. 主、从动锥齿轮齿数 1z 和 2z 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， 1z ， 2z 之间应避免有公约数。 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 1z 一般不小于 6。 nts - 11 - 4）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。 5）对于不同的主传动比， 1z 和 2z 应有适宜的搭配。 根据以上要求参考汽车车桥设计 1中表 3-12 表 3-13取 1z =9 2z =40 1z +2z =49 40 2. 从动锥齿轮大端分度圆直径 2D 和端面模数tm对于单级主减速器，增大尺寸 2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小 2D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安装。 2D 可根据经验公式初选，即 32 2 cD TKD （ 3-5） 2DK 直径系数，一般取 13.0 16.0 Tc 从动锥齿轮的计算转矩， mN ， 为 Tce 和 Tcs 中的较小者 所以 2D =（ 13.0 16.0） 3 2.29910 =（ 403.5 496.7） mm 初选 2D =450mm 则tm= 2D /2z =450/40=11.25mm 有参考机械设计手册 2表 23.4-3 中tm选取 12 则 2D =480mm 根据tm= 3 cm TK 来校核 sm =12选取的是否合适，其中 mK =（ 0.3 0.4） 此处，tm=（ 0.3 0.4） 3 2.29910 =（ 9.31 12.4），因此满足校核。 3. 主，从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 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nts - 12 - 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 2b ，推荐不大于节锥 2A 的 0.3倍，即 22 3.0 Ab ，而且 2b 应满足tmb 102 ，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用： 22 155.0 Db =0.155 480=74.4mm 在此取 75mm 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，通常小齿轮的齿面加大 10%较为合适，在此取 1b =80mm 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， 应不小于 1.25，在 1.5 2.0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 35 40，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 加大压力角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，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重nts - 13 - 型载货汽车可选用 22.5的压力角。 3.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 表 3-1 主减速器圆弧锥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 11 2 从动齿轮齿数 2z 36 3 端面模数 m 9 4 齿面宽 b 1b =56 2b =51 5 工作齿高 mhh ag *2 gh 14.1 6 全齿高 mchh a *2 h =17 7 法向压力角 =22.5 8 轴交角 =90 9 节圆直径 d =m z 1d 99 2d =324 续表 序 号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 10 节锥角 1 arctan21zz 2 =90 - 1 1 =17 2 =73 11 节锥距 A0 =11sin2 d =22sin2 d A0 =169 12 周节 t=3.1416 m t=28.279 13 齿顶高 mhh aa * ah =7.22 14 齿根高 fh = mcha * fh =9 15 径向间隙 c= mc* c=1.8 16 齿根角 0arctan Ahff f =4 nts - 14 - 17 面锥角 211 fa 122 fa 1a =20.01 2a =76.03 18 根锥角 1f = 11 f 2f = 22 f 1f =13.97 2f =69.99 19 齿顶圆直径 1111 cos2 aa hdd 2ad = 221 cos2 ahd 1ad =113 2ad =328 20 节锥顶 点止齿轮外缘距离 1121 sin2 ak hdA 212 dAk 22 sin ah1kA =1601 2kA =42.61 21 理论弧齿厚 21 sts mSs k2 1s =20.53mm 2s =7.74mm 22 齿侧间隙 B=0.305 0.406 0.4mm 23 螺旋角 =35 3.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 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。 1） 齿轮的损坏形式及寿命 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。 nts - 15 - 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。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端 ） 沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。 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。 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。 nts - 16 - 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 210.9N mm2 表 2-2给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。 表 3-2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 N mm2 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 700 2800 980 nts - 17 - 按式 （ 2-4）计算出的平均计算转矩Tcf 210.9 1750 210.9 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） 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算 （ 1） 单位齿长上的圆周力 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 2bPpN mm (3-6) 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； 2b 从动齿轮的齿面宽，在此取 80mm. 按发动机最大转矩计算时： 213max210bdiTp ge N mm （ 3-7） 式中 maxeT 发动机输出的最大转矩，在此取 830 mN ； gi 变速器的传动比； 1d 主动齿轮节圆直径，在此取 108mm. 按上式1 7 3 18021081001.9830 3 p N mm 按最大附着力矩计算时： nts - 18 - 2232210bdrGp r N mm （ 3-8） 式中 2G 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虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取 130000N； 轮胎与地面的附着系数，在此取 0.85： r 轮胎的滚动半径，在此取 0.527m 按上式2752 4 0 105 2 7.085.01 3 0 0 0 03 p=1619 N mm 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数据的 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/mm2 （ 2）轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 JmzbK KKKTvms 203102 N/ 2mm （ 3-9） 式中： T 该齿轮的计算 转矩， N m; 0K 超载系数；在此取 1.0 sK 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当 6.1 时，4 4.25mKs ，在此4 4.2512sK 0.829 mK 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时， mK 1.00 1.1； 其他方式支承时取 1.10 1.25。支承刚度大时取最小值。 vK 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径nts - 19 - 向跳动精度高时，可取 1.0; b 计算齿轮的齿面宽， mm; z 计算齿轮的齿数； m 端面模数， mm; J 计算弯曲应力的 综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数。 载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。 按图 2-1 选取小齿轮的 J 0.225，大齿轮 J 0.195. 按上式231 12225.0444.49801 05.1829.013.1 0 3 0 5102 173 N/ 2mm 3076.9 h= hL 所以轴承符合使用要求。 对于从动齿轮的轴承 C， D 的径向力计算公式见式（ 2-18）和式（ 2-19）已知 F=25450N， aZF =9662N， RZF =20202N， a=410mm， b=160mm.c=250mm 所以，轴承 C的径向力： cR = 22 82.40696625.016020202160025450410 1 =10401.3N 轴承 D的径向力： DR = 22 82.4069 6 6 25.02502 0 2 0 22502 5 4 5 0410 1 =23100.5N 轴承 C， D 均采用 7315E，其额定动载荷 Cr 为 134097N （ 3）对于轴承 C，轴向力 A=9662N，径向力 R=10401.3N，并且RA=0.93 e，在此 e值为 1.5tana 约为 0.402，由 机械设计 6中表 18.7 可查得 X=0.4，Y=0.4cota=1.6 所以 Q= YRXAfd =1.2(0.4 9662 1.6 10401.3)=24608.256N nts - 28 - hL = QCrn16670 = 310256.2460813409789.16316670 =2896 3 h hL 所以轴承 C满足使用要求。 （ 4）对于轴承 D，轴向力 A=0N，径向力 R=23100.5N，并且RA=.4187 e 由 机械设计 6中表 18.7可查得 X=0.4， Y=0.4cota=1.6 所以 Q= YRXAfd =1.2 (1.6 23100.5)=44352.96N hL = QCrn16670 = 31096.443 52134 09789.163166 70 =4064.8 h hL 所以轴承 D满足使用要求。 此节计算内容参考了 汽车车桥设计 1和 汽车设计 3关于主减 器的有关计 算。 nts - 29 - 第 4 章 轮边减速器的设计 4.1 轮边减速器基本参数的选择 单排圆柱行星齿轮式轮边减速器减速方式有三种： 1） .太阳轮为主动件、齿圈为从动件、行星齿轮架固定： 1221LBnZi 2） . 太阳轮为主动件、行星齿轮架为从动件、齿圈固定 ： 12311LBnZi 3） . 齿圈为主 动件、 为从动件、太阳轮固定 ： 21321LBnZi 1 1 2 2n Z n Z 分别为太阳轮和齿圈的转速及齿数 3n 行星齿轮架的转速。 1.齿数的选择 单排行星齿轮机构的安装条件和齿数选择条件为 ： 12ZZN 整数 2 1 32Z Z Z N 行星齿轮的数目； 齿轮的齿数关系必须满足上述两个条件，否则所设计的齿轮 是无法装配的。 选用第一种减速方式。 太阳轮齿数： 1 63Z ；齿圈齿数： 2 137Z ;行星齿轮齿数： 3 37Z ； 2.螺旋角 12 3. 圆柱行星齿轮式轮边减速器的中心距与齿宽的选择 太阳轮与行星齿轮的中心距 A=125mm nts - 30 - 太阳轮的齿宽 Tb =110mmTb 行星齿轮的齿宽取 Xb =90mm 4. 模数 nm =2.5mm 4.2 轮边减速器齿轮强度的校核 齿根弯曲疲劳强度 112F F s FnKT Y Y Y Yb m d
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