汽车驱动桥设计.doc

1 汽车驱动桥汽车驱动桥 课程设计说明书课程设计说明书 系系 别 机械工程系别 机械工程系 班班 级 机制级 机制 0513 班班 姓姓 名 邓名 邓 腊腊 学学 号 号 05116334 指导教师 程指导教师 程 金金 铭铭 目录目录 2 前言前言 1 第一章第一章 驱动桥结构方案分析驱动桥结构方案分析 1 第二章第二章 主减速器设计主减速器设计 3 2 1 主减速器的结构形式 3 2 1 1 主减速器的齿轮类型 3 2 3 2 1 3 主减速器主 从动锥齿轮的支承形式 3 2 2 主减速器的基本参数选择与设计计算 3 2 2 1 主减速器计算载荷的确定 3 2 2 2 主减速器基本参数的选择 5 2 2 3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 7 2 2 4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 8 2 2 5 主减速器齿轮的材料及热处理 13 2 2 6 主减速器轴承的计算 13 第三章第三章 差速器设计差速器设计 18 3 1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 19 3 2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 20 3 3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 20 3 3 1 差速器齿轮的基本参数的选择 20 3 3 3 差速器齿轮的强度计算 23 第四章第四章 驱动半轴的设计驱动半轴的设计 24 4 1 全浮式半轴计算载荷的确定 25 4 2 全浮式半轴的杆部直径的初选 26 4 3 全浮式半轴的强度计算 26 4 4 半轴花键的强度计算 26 第五章第五章 驱动桥壳的设计驱动桥壳的设计 27 5 1 铸造整体式桥壳的结构 28 5 2 桥壳的受力分析与强度计算 28 5 2 1 桥壳的静弯曲应力计算 29 5 2 2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 30 5 2 3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 31 5 2 4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 32 参考文献参考文献 35 1 前言 驱动桥处于动力传动系的末端 其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩 并将 动力合理的分配给左 右驱动轮 另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立 纵向 力和横向力 驱动桥一般由主减速器 差速器 车轮传动装置和驱动 桥壳 设 计驱动桥时应 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 通过对 AutoCAD 的编辑工具与命令的运用 掌握了从 AutoCAD 基础基础零件的绘 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 第一章第一章 驱动桥结构方案分析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 2 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 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 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 1 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 3 图 1 1 Meritor 美驰 单后驱动桥 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 2 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 2 2 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 2 2 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 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 2 1 nKiTT T o TL ece max mN 4 式中 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 在此取 TL i 9 01 此数据此参考斯太尔 1291 260 N65 车型 发动机的输出的最大转矩 此数据参考斯太尔 1291 260 N65 车型在此取 830maxeT mN 传动系上传动部分的传动效率 在此取 0 9 T 该汽车的驱动桥数目在此取 1 n 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oK 和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取 1 0 当性能系数 0 时可oKpf 取 2 0 oK 2 2 16 T gm 0 195 0 16 T gm 0 195 T gm 0 195 16 100 1 emax a emax a emax a 当 当 pf 汽车满载时的总质量在此取9290 amgK 所以 0 195 21 83 16 830 109290 0 76 0 即 1 0 pfoK 由以上各参数可求Tce 29910 209Tce 1 444 4 9 00 101 9 830 mN 2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT 2 3 LBLBr irGTcs 2mN 式中 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 260000N 的负荷 2G 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 12 00R20 滚动半径为 0 527m r r 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 LB i 取 0 9 由于没有轮边减速器取 1 0 LB LB i 所以 129407 8 LBLBr csirGT 2 0 19 0 527 0 85 0 260000 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 5 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 4 mN PHR LBLB rTa cffff ni rGG T 式中 汽车满载时的总重量 参考斯太尔 1291 260 N65 车型在此取 1000000N 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 0 015 0 020 在此取 0 02Rf 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 05 0 09 在此取 0 08Hf 汽车的性能系数在此取 0 pf n 见式 2 1 2 3 下的说明 LB LB i 所以 PHR LBLB rTa cffff ni rGG T 58555 5 008 0 02 0 10 19 0 527 0 1000000 mN 式 2 1 式 2 4 参考 汽车车桥设计 1 式 3 10 式 3 12 2 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 从动齿轮的齿数和 从动锥齿轮大端分度圆直径 1 z 2 z 2 D 端面模数 主从动锥齿轮齿面宽和 中点螺旋角 法向压力角等 t m1b2b 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 根据以上要求参考 汽车车桥设计 1 中表 3 12 表 3 13 取 9 40 1 z 2 z 49 40 1 z 2 z 6 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 减小又会影响跨置式主动 2 D 2 D 齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装 可根据经验公式初选 即 2 D 2 5 3 22 cDTKD 直径系数 一般取 13 0 16 02DK 从动锥齿轮的计算转矩 为 Tce 和 Tcs 中的较小者TcmN 所以 13 0 16 0 403 5 496 7 2 D 3 2 29910mm 初选 450 则 450 40 11 25 2 Dmm t m 2 D2zmm 有参考 机械设计手册 2 表 23 4 3 中选取 1 所以 t m 初选 有参考 机械设计手册 2 表 23 4 3 中 t m 2 则 480 2 Dmm 根据 来校核 12 选取的是否合适 其中 0 3 0 4 t m 3 cmTKsmmK 此处 0 3 0 4 9 31 12 4 因此满足校核 t m 3 2 29910 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 而且应满足 2 b2A223 0Ab 2b 对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用 t mb102 0 155 480 74 4 在此取 7522155 0 Db mmmm 7 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 801bmm 4 中点螺旋角 序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果 1 主动齿轮齿数 1z9 2 从动齿轮齿数 2z40 3 端面模数m 12 4 齿面宽b 80 75 1b2b 5 工作齿高mhh a g 2 20 4 gh 6 全齿高 mchha 2 22 656 h 7 法向压力角 22 5 8 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 规定重型载货汽车可选用 22 5 的压力角 2 2 3 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 8 轴交角 90 9 节圆直径 dmz 108 1d 480 2d 序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果 10 节锥角 arctan 1 2 1 z z 90 2 1 12 682 1 77 318 2 11 节锥距 A 1 1 sin2 d 0 2 2 sin2 d A 245 97 0 12 周节 t 3 1416 mt 37 699 13 齿顶高mhh a a 10 2 ah 9 续表 2 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 14 齿根高 fh mcha 12 456 fh 15 径向间隙 c mc c 2 256 16 齿根角 0 arctan A hf f f 2 899 17 面锥角 211fa 122fa 15 581 1a 80 217 2a 18 根锥角 1f 11f 2f 22f 9 783 1f 74 419 2f 19 齿顶圆直径 1111cos2 aahdd 2ad221cos2 ahd 127 902 1ad 484 479 2ad 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 11 2 1sin 2 akh d A 2 1 2 d Ak 22sin ah 237 761 1kA 44 049 2kA 21 理论弧齿厚 21 sts mSs k 2 27 38mm 1 s 10 32mm 2 s 22 齿侧间隙B 0 305 0 406 0 4mm 23 螺旋角 35 10 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 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 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 11 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 mm 表 2 2 给出了汽车驱动桥齿轮 2 的许用应力数值 表 2 2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 N mm 2 计算载荷计算载荷 主减速器齿轮的主减速器齿轮的 许用弯曲应力许用弯曲应力 主减速器齿轮的主减速器齿轮的 许用接触应力许用接触应力 差速器齿轮的差速器齿轮的 许用弯曲应力许用弯曲应力 按式 按式 2 12 1 式 式 2 3 计算出的最大 计算出的最大 计算转矩计算转矩 Tec Tcs 中的较小者中的较小者 7002800980980 按式 按式 2 4 计算出的平均计算转矩 计算出的平均计算转矩 Tcf 210 9210 917501750210 9210 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 N mm 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 两种载荷rrG 2 工况进行计算 N 从动齿轮的齿面宽 在此取 80mm 2b 按发动机最大转矩计算时 N mm 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830 maxeTmN 变速器的传动比 gi 主动齿轮节圆直径 在此取108mm 1d 按上式 N mm1731 80 2 108 1001 9 830 3 p 按最大附着力矩计算时 12 N mm 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虑汽车最大2G 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 轮胎的滚动半径 在此取 0 527mrr 按上式 1619 N mm 275240 10527 0 85 0 130000 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 mm 2 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 N JmzbK KKKT v ms 2 0 3 102 2 mm 2 9 式中 该齿轮的计算转矩 N m T 超载系数 在此取 1 00K 尺寸系数 反映材料的不均匀性 与齿轮尺寸和热处理有关 sK 当 时 在此 0 8296 1 4 4 25 m Ks 4 4 25 12 sK 载荷分配系数 当两个齿轮均用骑马式支承型式时 1 00 1 10 式式支承mKmK 时取 1 10 1 25 支承刚度大时取最小值 质量系数 对于汽车驱动桥齿轮 当齿轮接触良好 周节及径向vK 跳动精度高时 可取 1 0 计算齿轮的齿面宽 mm b 计算齿轮的齿数 z 端面模数 mm m 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 J 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 0 225 大J 齿轮 0 195 J 按上式 173 N 210 3 N 2 3 1 12225 0 444 4 9801 05 1 829 0 1 3 10305102 2 mm 2 mm 13 199 7 N 3076 9 h hL Q Cr n 16670 3 10 5 61618 71 1 168000 728 16670 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 9662N 20202N a 410mm b 160mm c 250mmaZFRZF 所以 轴承 C 的径向力 10401 3NcR 22 82 40696625 016020202160025450 410 1 轴承 D 的径向力 23100 5NDR 22 82 40696625 02502020225025450 410 1 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 0 93 e 在此 e 值为 R A 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 1 2 0 4 9662 1 6 10401 3 24608 256N YRXAfd 2896 3 h hL Q Cr n 16670 3 10 256 24608 134097 89 163 16670 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 4187 e R A 由 机械设计 6 中表 18 7 可查得X 0 4 Y 0 4cota 1 6 所以Q 1 2 1 6 23100 5 44352 96N YRXAfd 20 4064 8 h hL Q Cr n 16670 3 10 96 44352 134097 89 163 16670 hL 所以轴承 D 满足使用要求 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 例如 转弯时内 外两侧 车轮行程显然不同 即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 图 3 1 差速器差速原理 如图 3 1 所示 对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构 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 其角速度为和 A B 两点分别为行星齿轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的 1 2 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 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 处在同一半径上的 A B C 三r 点的圆周速度都相等 图 3 1 其值为 于是 即差速器不起差速作用 而半轴 0 r 1 2 0 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 的圆周速度为 4 啮合点 B 的圆周速度为 于是 1 r 0 r 4 r 2 r 0 r 4 r 21 1 r 2 r 0 r 4 r 0 r 4 r 即 2 3 1 1 2 0 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 3 2 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 3 3 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 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 22 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 它就是行星BR 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 52 2 99 对于有 4 个行星齿轮的载货汽车取小BK 值 T 计算转矩 取 Tce 和 Tcs 的较小值 N m 根据上式 2 6 80mm 所以预选其节锥距 A 80mmBR 3 299100 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 14 25 大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数 z2 z1 在 1 5 2 0 的 范围内 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 7 771 1 0 sin 2 z A 2 2 0 sin 2 z A 05 29sin 10 802 由于强度的要求在此取m 10mm 得 100mm 10 18 180mm101011 mzd22mzd 23 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 通常取 1 1 L nl T L c 3 0 2 10 1 1 3 nl T c 1 1 1030 5 式中 差速器传递的转矩 N m 在此取 29910N m0T 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 mm 0 5d d为半轴齿轮齿面宽中ll 2 2 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 MPa c 根据上式 144mm 0 5 144 72mm1808 0 2 dl 36mm 40mm 724691 1 1029910 3 361 1 L 3 3 2 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 序号项目计算公式计算结果 1 行星齿轮齿数 10 应尽量取最小值1z 10 1 z 2 半轴齿轮齿数 14 25 且需满足式 3 4 2z 18 2 z 24 3 模数m 10mmm 4 齿面宽b 0 25 0 30 A b 10m0 30mm 5 工作齿 高 mhg6 1 16mmgh 6 全齿高051 0 788 1 mh 17 931 7 压力角 22 5 8 轴交角 90 9 节圆直 径 11mzd 22mzd 1001 d1802 d 10 节锥角 2 1 1arctan z z 1290 29 05 1 95 602 11 节锥距 2 2 1 1 0 sin2sin2 dd A 102 97mm0A 12 周节 3 1416tm 31 42mmt 13 齿顶高 21agahhh m z z ha 2 1 2 2 37 0 43 0 12 3mm1ah 5 6mm2ah 14 齿根高 1 788 1 788 1fhm1ah1fhm2ah 7 32mm 1fh 12 44mm1fh 15 径向间 隙 0 188 0 051chghm 1 931mmc 16 齿根角 0 1 arctan A hf 0 2 2arctan A hf 1 1 067 6 868 1 2 17 面锥角 211 o122 o 35 94 65 02 1o 2o 18 根锥角 111 R222 R 24 98 54 06 1R 2R 19 外圆直径 1111cos2 aohdd 22202cos2 ahdd mm46 11801 d mm29 1852 d 20 节圆顶点至齿轮 外缘距离 1 1 2 01sin 2 h d mm87 8401 25 2 2 1 02sin 2 h d mm24 4502 21 理论弧齿厚 21sts mhh t s tan 2 2 1 2 17 38 mm1s 14 05 mm2s 22 齿侧间隙 0 245 0 330 mmB 0 250mmB 23 弦齿厚 26 2 1 3 B d s sS i i ii 17 13mm1 S 13 88mm2 S 24 弦齿高 i ii ii d s hh 4 cos 2 11 22mm1 h 5 58mm2 h 3 3 3 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 w JmbzK KKTK v ms 2 2 0 3 102 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 1547 25 N m T 差速器的行星齿轮数 n 半轴齿轮齿数 2z 见式 2 9 下的说明 0KvKsKmK 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数 由图 3 1 可查得 0 225JJ 26 图 3 2 弯曲计算用综合系数 根据上式 201 7 MPa 210 9 MPaw 225 0 1001830 0 1792 0 0 125 1547102 3 所以 差速器齿轮满足弯曲强度要求 第四章 驱动半轴的设计 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 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 纵向力 驱动力或制动力 最大时 其最大值为 附着系数在计算时取 0 8 没有 2 X 2 Z 侧向力作用 侧向力最大时 其最大值为 发生于汽车侧滑时 侧滑时轮胎与地面的侧向附着系 2 Y 2 Z 1 数在计算时取 1 0 没有纵向力作用 1 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 车轮对地 dw kgZ 2 面的垂直载荷 为动载荷系数 这时不考虑纵向力和侧向力的作用 d k 27 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 即有 2 X 2 Y 2 2 2 22 YXZ 其中为车轮对地面的垂直载荷 为动载荷系数 这时不考虑纵向力和侧向力的作用 w g d k 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 即有 2 X 2 Y 2 2 2 22 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 4 1 全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴只承受转矩 其计算转矩可有求得 其中 的计算 rRrL rXrXT 22L X2 R X2 可根据以下方法计算 并取两者中的较小者 若按最大附着力计算 即 4 2 2 22 Gm XX RL 1 式中 轮胎与地面的附着系数取 0 8 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 m 根据上式 676000 N 8 0 2 13000003 1 22 RLXX 若按发动机最大转矩计算 即 4 r e RL riTXX max 22 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 发动机最大转矩 N m maxeT 汽车传动效率 计算时可取 1 或取 0 9 传动系最低挡传动比 i 轮胎的滚动半径 m r r 上参数见式 2 1 下的说明 根据上式 34053 4 N 527 0 9 0444 4 01 9 8306 0 22 RLXX 28 在此34053 4N 17946 1N m RL XX 22 T 4 2 全浮式半轴的杆部直径的初选 全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行 4 3 3 3 18 2 05 2 196 0 10 T T d 3 根据上式 53 67 57 07 mm 3 1 1794618 2 05 2 d 根据强度要求在此取 57 5mm d 4 3 全浮式半轴的强度计算 首先是验算其扭转应力 MPa 4 3 16 d T 4 式中 半轴的计算转矩 N m 在此取17946 1N m T 半轴杆部的直径 mm d 根据上式 481 MPa 490 588 MPa 3 5 57 16 14 3 1 17946 所以满足强度要求 4 4 半轴花键的强度计算 在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力 半轴花键的剪切应力为 s MPa 4 5 bzL dD T p AB s 4 103 半轴花键的挤压应力为 c 29 MPa 4 p ABAB c zL dDdD T 24 103 6 式中 半轴承受的最大转矩 N m 在此取 17946 1N m T 半轴花键的外径 mm 在此取 62 5mm B D 相配花键孔内径 mm 在此取 57 74mm A d 花键齿数 在此取 24z 花键工作长度 mm 在此取 120mm pL 花键齿宽 mm 在此取 3 925mm b 载荷分布的不均匀系数 计算时取 0 75 根据上式可计算得 70 4 MPa s 75 925 3 12024 4 75 57 5 62 10 1 17946 3 59 1 MPa c 75 0 12024 2 74 57 5 62 4 74 57 5 62 10 1 17946 3 根据要求当传递的转矩最大时 半轴花键的切应力 不应超过 71 05 MPa 挤压应力 s c 不应超过 196 MPa 以上计算均满足要求 第五章 驱动桥壳的设计 驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量 并承受有车轮传来的路面反力和反力矩 并经悬架传 给车身 它同时又是主减速器 差速器和半轴的装配体 驱动桥壳应满足如下设计要求 应具有足够的强度和刚度 以保证主减速器齿轮啮合正常 并不使半轴产生附加弯曲应力