差速器设计.doc

学号学号成绩成绩 汽车专业综合实践说明书汽车专业综合实践说明书 设计名称 汽车差速器设计设计名称 汽车差速器设计 设计时间设计时间 20112011 年年 4 4 月月 系系 别别 机电工程系机电工程系 专专 业业 汽车服务工程汽车服务工程 班班 级级 姓姓 名名 指导教师指导教师 20112011 年年 0505 月月 2525 日日 I 目录目录 一 前言一 前言 1 一 课程设计的目的 1 二 设计任务书 1 二 差速器的功用类型及组成二 差速器的功用类型及组成 3 一 齿轮式差速器 3 二 滑块凸轮式差速器 4 三 蜗轮式差速器 5 四 牙嵌式自由轮差速器 6 三 主减速器结构方案分析三 主减速器结构方案分析 7 四 主减速器主 从动齿轮的支撑方案选择四 主减速器主 从动齿轮的支撑方案选择 8 一 主动齿轮的支撑 8 二 从动齿轮的支撑 10 五 主减速器基本参数的选择与计算五 主减速器基本参数的选择与计算 25 一 各运动和动力参数计算 25 1 主减速比的确定 25 二 主减速器锥齿轮基本参数的确定 26 1 选定高速级齿轮类型 精度等级 材料及齿数 26 2 确定相关参数 27 3 按齿根弯曲疲劳强度设计 27 4 确定锥齿轮传动主要几何参数 30 5 齿面接触疲劳强度校核 31 六 对称锥齿轮式差速器设计六 对称锥齿轮式差速器设计 32 一 差速器中的转矩分配计算 32 1 左右驱动车轮不存在差速情况下 32 2 左右驱动车轮存在差速的情况下 33 二 差速器齿轮主要参数的选择 33 1 行星齿轮数n 33 2 行星齿轮球面半径 b R的确定 34 3 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择 34 4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1 2 及模数m 35 5 行星齿轮轴直径d及支撑长度L 36 二 差速器齿轮的几何尺寸计算 37 三 差速器齿轮强度计算 38 七 驱动车轮传动装置的结构形式与计算七 驱动车轮传动装置的结构形式与计算 39 八 驱动桥桥壳的结构形式与计算八 驱动桥桥壳的结构形式与计算 44 I 九 总结九 总结 47 十 参考文献十 参考文献 48 十一 附图十一 附图 49 1 一 前言一 前言 一 一 课程设计的目的 课程设计的目的 汽车课程设计是学生学习 汽车构造 课程后进行的一项综合 训练 其主要目的是通过课程设计使学生巩固 加深在汽车构造课 程中所学到的知识 提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题 的能力 同时学习机械设计的一般方法 了解和掌握常用机械零部 件 机械传动装置或简单机械的设计方法与步骤 为今后学习专业 技术知识打下必要的基础 其主要目的是 综合运用汽车构造以及所有先修课程的知识 融会贯通并扩 展有关汽车构造方面的知识 培养学生解决工程实际问题的能力 掌握简单汽车部件的一般 设计方法和步骤 学会应用标准 手册 查阅有关技术资料 二 二 设计任务书 设计任务书 要求进行越野车差速器设计 其主要参数有 车型 越野车 发动机 Nmax 50kw 6000rmp 发动机 Mmax 90N m 3200rmp I 档 变速比 主传动比 驱动方案 FR 发动机纵置 2 3 1 i9 3 2 3 0 i 已知条件 1 假设地面的附着系数足够大 2 2 发动机到主传动主动齿轮的传动效率 96 0 w 3 车速度允许误差为 3 4 工作情况 每天工作 16 小时 连续运转 载荷 较平稳 5 工作环境 湿度和粉尘含量设为正常状态 环 境最高温度为 30 度 6 要求齿轮使用寿命为 17 年 每年按 300 天计 7 生产批量 中等 8 半轴齿轮 行星齿轮齿数 可参考同类车型选 定 也可自己设计 9 主传动比 转矩比参数选择不得雷同 设计工作量 1 差速器设计计算说明书 1 份 2 差速器装配图 1 张 A0 图纸 按要求绘制 差速器总成图 包括主传动及半轴 3 零件工作图 2 张 3 二 差速器的功用类型及组成二 差速器的功用类型及组成 差速器 能使同一驱动桥的左右车轮或两驱动桥之间以不同 角速度旋转 并传递转矩的机构 起轮间差速作用的称为轮间差速 器 起桥间作用的称桥间 轴间 差速器 轮间差速器的功用是当 汽车转弯行驶或在不平路面上行驶时 使左右驱动轮以不同的转速 滚动 即保证两侧驱动车轮作纯滚动 一 一 齿轮式差速器 齿轮式差速器 齿轮式差速器有圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种 按两侧的输出转矩是否相等 齿轮差速器有对称式 等转矩式 和不对称式 不等转矩式 目前汽车上广泛采用的是对称式锥齿轮 差速器 具有结构简单 质量较小等优点 应用广泛 它又可分为 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等 其 结构见下图 4 二 滑块凸轮式差速器 二 滑块凸轮式差速器 图二 2 为双排径向滑块凸轮式差速器 差速器的主动件是与差速器壳 1 连接在一起的套 套上有两排 径向孔 滑块 2 装于孔中并可作径向滑动 滑块两端分别与差速器 的从动元件内凸轮 4 和外凸轮 3 接触 内 外凸轮分别与左 右半 轴用花键连接 当差速器传递动力时 主动套带动滑块并通过滑块 带动内 外凸轮旋转 同时允许内 外凸轮转速不等 理论上凸轮 形线应是阿基米德螺线 为加工简单起见 可用圆弧曲线代替 5 滑块凸轮式差速器址一种高摩擦自锁差速器 其结构紧凑 质 量小 但其结构较复杂 礼零件材料 机械加工 热处耶 化学处 理等方面均有较高的技术要求 三 蜗轮式差速器 三 蜗轮式差速器 蜗轮式差速器 图二 3 也是一种高摩擦自锁差速器 蜗杆 2 4 同时与行星蜗轮 3 与半轴蜗轮 1 5 啮合 从而组成一行星齿 轮系统 蜗轮式差速器的半轴转矩比 kb 可高达 5 67 9 00 锁 紧系数是达 0 7 0 8 但在如此高的内摩擦情况下 差速器磨损 快 寿命短 当把 kb 降到 2 65 3 00 k 降到 0 45 0 50 时 可提高该差速器的使用寿命由于这种差速器结构复杂 制造精度要 求高 因而限制了它的应用 6 四 牙嵌式自由轮差速器 四 牙嵌式自由轮差速器 牙嵌式自由轮差速器 图 5 24 是自锁式差速器的一种 装有这 种差速器的汽车在直线行驶时 主动环可将由主减速器传来的转矩 按左 右轮阻力的大小分配给左 右从动环 即左 右半轴 当一侧 车轮悬空或进入泥泞 冰雪等路面时 主动环的转矩可全部或大部 分分配给另一侧车轮 当转弯行驶时 外侧车轮有快转的趋势 使 外侧从动环与主动环脱开 即中断对外轮的转矩传递 内侧车轮有 7 慢转的趋势 使内侧从动环与主动环压得更紧 即主动环转矩全部 传给内轮 由于该差速器在转弯时是内轮单边传动 会引起转向沉 重 当拖带挂车时尤为突出 此外 由于左 右车轮的转矩时断时 续 车轮传动装置受的动载荷较大 单边传动也使其受较大的载荷 牙嵌式自由轮差速器的半轴转矩比 Ab 是可变的 最大可为无 穷大 该差速器工作可靠 使用寿命长 锁紧性能稳定 制造加工 也不复杂 综上所述 本次汽车专业综合实践将对对称式锥齿轮差速器进 行设计 三 主减速器结构方案分析三 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形式 主动齿轮和从动齿 轮的安置方法以及减速形式的不同而不同 主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮 双曲面齿轮 圆柱齿轮和 涡轮蜗杆等形式 单级主减速器通常采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮 8 传递 此次设综合考虑采用直齿圆锥齿轮进行传递 8 四 主减速器主 从动齿轮的支撑方案选择四 主减速器主 从动齿轮的支撑方案选择 主减速器中必须保证主 从动齿轮具有良好的啮合状况 才能 使它们很好的工作 齿轮的正确啮合 除与齿轮的加工质量 装配 调整及轴承 主减速器壳体的刚度有关外 与齿轮的支撑刚度也密 切相关 一 一 主动齿轮的支撑 主动齿轮的支撑 主动齿轮的支撑可分为悬臂式支撑 如图四 1 和跨置式支撑 如图四 2 两种 悬臂式支撑结构的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈 其上安装两个圆锥滚子轴承 为了减小悬臂长度和增加两支撑件的 距离 以改善支撑刚度 应使两轴承圆锥滚子的大端朝外 使作用 在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受 而反向轴向力 则由另一轴承承受 为了尽可能地增加支撑刚度 支撑距离应大于 2 5 倍的悬臂长度 且应比齿轮节圆直径的 70 还大 另外靠近齿轮 的轴颈应不小于悬臂的尺寸 为了方便拆装 应使靠近齿轮的轴承 轴颈比另一轴承的支撑轴颈大些 靠近齿轮的支撑轴承有时也采用 圆柱滚子轴承 这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆 锥滚子轴承 支撑刚度除了与轴承形式 轴颈大小 支撑距离和悬 臂长度有关以外 还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关 9 悬臂式支撑结构简单 支撑刚度较差 用于传递转矩较小的轿 车 轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中 跨置式支撑结构的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支撑 这样 可以大大增加支撑刚度 又使轴承负荷减小 齿轮啮合条件改善 因此齿轮的承载能力高于悬臂式 此外 由于齿轮大端一侧轴颈上 的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小 可以缩短主动齿 轮轴的长度 使布置更紧凑 并可减小传动轴夹角 有利于整车布 置 但是跨置式支撑必须在主减速器壳体上有支撑导向轴承所需要 的轴承座 从而使主减速器壳体结构复杂 加工成本提高 另外 因主 从动齿轮之间的空间很小 致使主动齿轮的导向轴承尺寸受 到限制 有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难 跨置式支撑中的导 向轴承都为圆柱滚子轴承 并且内外圈可以分离或根本不带内圈 10 它仅承受径向力 尺寸根据布置位置而定 是易损坏的一种轴承 在需要传递较大转矩情况下 最好采用跨置式支撑结构 本设计题目是主减速器传递力矩不大的面包车 因此采用悬臂 式支撑结构 二 二 从动齿轮的支撑 从动齿轮的支撑 从动锥齿轮的支撑 图四 3 所示 其支撑刚度与轴承的形式 11 支撑间的距离及轴承之间的分布比例有关 从动锥齿轮多采用圆锥 滚子轴承支撑 为了增加支撑刚度 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减速器壳体处有足够的 位置来设置加强肋以增强支撑稳定性 c d 应不小于从动锥齿轮大 端分度圆直径的 70 为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上 应 尽量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d 在具有大的主传动比和径向尺寸 较大的从动锥齿轮的主减速器中 为了限制从动锥齿轮因受轴向力 作用而产生偏移 在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支撑 辅助支 撑与从动锥齿轮背面之间的间隙 应保证偏移量达到允许极限时能 制止从动锥齿轮继续变形 主 从动齿轮受载变形或移动的许用偏 移量如图四 5 所示 12 25 五 主减速器基本参数的选择与计算五 主减速器基本参数的选择与计算 一 一 各运动和动力参数计算 各运动和动力参数计算 1 主减速比的确定 主减速比的确定 主减速比 的大小 对主减速器的结构形式 轮廓尺寸及质量 0 i 的大小影响很大 主减速比 的选择 应在汽车总体设计时和传动 0 i 系的总传动比 包括变速器 分动器和加力器 驱动桥等传动装置 的传动比 一起 由汽车的整体动力计算来确定 驱动桥的主减速 比是主减速器的设计依据 是设计主减速器时的原始依据 本次设计给定主减速器传动比的范围是 3 2 3 9 是越野车 初选 3 3 o i 2 转矩分配 发动机的最大转矩 发动机到主传动mNM 90 max rmpn6000 主动齿轮的传动效率 安全系数 0 96 2 1 n 一档变比 本次设计选用主减速器传动比为 2 3 1 i3 3 0 i 因此总传动比56 103 32 3 012 iii 因此输出转矩mNMinT 86 109496 0 9056 102 1 max20 已知差速器转矩比 S 1 1 1 4 之间选取 这里取半轴最大3 1 s 转矩为 半轴最小转矩为 b T s T 则可得如下方程 26 0 TTT T T S sb s b 解得 mNTb 83 618 mNTs 03 476 二 二 主减速器锥齿轮基本参数的确定 主减速器锥齿轮基本参数的确定 主减速直齿圆锥齿轮的基本参数有主 从动锥齿轮齿数和 1 z 2 z 模数和 和 和 和等 1 m 2 m 1 2 1a h 2a h 1 c 2 c 这里指圆锥齿轮的大端模数 为标准值 表五 1 而在m GB T 12369 1990 中规定圆锥齿轮大端的压力角 齿顶高系20 数 顶隙系数 1 a h 0 2c 表五表五 1 1 圆锥齿轮标准模数系列 圆锥齿轮标准模数系列 GB TGB T 12369 199012369 1990 1 1 125 1 25 1 375 1 5 1 75 2 2 5 2 75 3 3 25 3 75 4 4 5 5 5 5 6 6 5 7 8 9 10 一对圆锥齿轮正确啮合的条件为 12 mm 12 式中 R 为分度圆圆锥锥顶至大端的距离 称为锥距 12 RRR 硬齿面齿轮按齿根弯曲疲劳强度设计 齿面接触疲劳强度校核 1 选定高速级齿轮类型 精度等级 材料及齿数选定高速级齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按题目已知条件 选用直齿锥齿轮传动 2 选用精度等级 8 级精度 3 在此 齿轮所采用的钢为 大 小齿轮均采用渗碳淬20CrMnTi 火 齿面硬度 56 62HRC 4 选择主 从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素 为了磨合均匀 27 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 1 z 2 z 齿弯曲强度 主 从动齿轮齿数和应不小于 40 对于不同的主传动 比 和还应有适宜的搭配 在此取选 1 z 2 z120117 3 3 1756 1ZZiZ 256Z 21 3 29uzzi 锥齿轮推荐齿宽系数0 25 0 3 R 因齿轮悬臂布置 取26 0 R 2 确定相关参数 确定相关参数 9568 0 29 31 29 3 1 cos 22 1 u u 1 95416 2908 0 29 3 1 1 1 1 cos 22 2 u 2 38573 当量齿数 1877 17 9568 0 17 cos 1 1 1 Z Zv 19357 192 2908 0 56 cos 2 2 2 Z Zv 当量齿轮端面重合度 va 69 1 193 1 18 1 2 388 1 11 2 388 1 21 vv va ZZ 3 按齿根弯曲疲劳强度设计按齿根弯曲疲劳强度设计 闭式硬齿面齿轮传动 承载能力一般取决于弯曲强度 故先按弯曲 强度设计 验算接触强度 28 3 1 3 222 1 4 10 0 85 1 0 5 1 FaSa F RR KTYY Y m zu 1 确定公式内的各计算数值 因载荷有较重冲击 查得故初选载荷系数 5 1 A K2 t K 计算小齿轮传递的转矩 mmNT 2764801096 0 2 390 3 1 7 0 69 1 75 0 25 0 75 0 25 0 va Y 按可查得 12vv zz 11 2 9 1 53 FaSa YY 22 2 09 1 86 FaSa YY 由式计算应力循环次数 11 60 h Nn jL 9 11 107 4 1730016 196 0 2 332006060 h jLnN 9 9 1 2 1042 1 3 3 107 4 i N N 可以查得 1 0 91 N Y 2 0 93 N Y 取 min 1 25 F S 可以查取 Mpa F 1100 1lim Mpa F 1100 2lim MpaMpa S Y MpaMpa S Y F NF F F NF F 4 818 25 1 93 0 1100 8 800 25 1 91 0 1100 min 22lim 2 min 11lim 1 0048 0 4 818 86 1 09 2 0055 0 8 800 53 1 9 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 取设计齿轮模数 0055 0 2 22 F SaFa YY 29 2 将确定后的数值代入设计式 求得 F SaFa RR t YY uz KTY m 3 2 1 2 15 0185 0 2 mm97 2 29 3 1175 026 0 126 0 85 0 0056 0 7 027648022 3 22 2 修正 t m sm nd v mmzmd Rt mt t 21 2 100060 960 26 0 5 01 49 50 100060 5 01 49 501797 2 11 11 可查得1 A K 按 精度等级 9 级 锥齿轮按低一级精度 查取值smvmt 21 2 v K 查得 动载系数 16 1 v K 49 0 26 0 2 29 3 126 0 2 1 22 1 R R m dm u d b 可查取 齿向载荷分布系数 26 1 K 齿间载荷分配系数 2 1 K 则63 2 2 126 1 16 1 5 1 vA KKKKK mm K K mm t t 25 3 2 63 2 97 2 3 3 由表五 1 选取锥齿轮第一系列大端标准模数mmm5 3 30 4 确定锥齿轮传动主要几何参数 确定锥齿轮传动主要几何参数 mmzz m R mmmmmzd mmmmmzd 42 1025617 2 5 3 2 196565 3 5 59175 3 222 2 2 1 22 11 mmmmRb R 63 2642 10226 0 取齿宽 锥齿轮齿宽 B 应相等 mmBB27 21 mmhdd ff 463 519568 0 5 32 12 5 59cos2 111 mmhdd mmhdd mmmdhdd aa aa ff 036 1982908 0 5 32196cos2 198 669568 0 5 32 5 59cos2 557 1962908 0 5 32 12196cos2 12cos2 222 111 22222 名称及代号公式及说明计算结果 大端模数m由强度计算或结构设计确定 并取标准值mmm5 3 齿数比u 21 uzz 21 3 29uzzi 当量齿数 111 cos v zz 222 cos v zz 1 18 v z 193 2 v Z 分度圆锥角 1 2 cos 1 u u 2 2 1 cos 1u 83573 94516 1 大端分度圆直 径d 11 dmz 22 dmz mmdmmd196 5 59 21 锥距R 22 12 2 m Rzz mmR42 102 齿宽系数 R 锥齿轮齿宽系数0 25 0 3 R 26 0 R 齿宽中点分度 圆直径 m d 11 22 10 5 10 5 mR mR dd dd mmd mmd m m 52 170 77 51 2 1 31 齿宽中点的模 数 m m 1111 1 0 5 1 0 5 mmR R mdzdz m mmmm045 3 全齿高h 1 22 2 af hhhmmm mmh7 7 齿顶圆直径 a d2cos aa ddh mmd mmd a a 04 196 19 66 2 1 齿根圆直径 f d 2cos ff ddh mmd mmd f f 54 198 87 67 2 1 5 齿面接触疲劳强度校核 齿面接触疲劳强度校核 直齿锥齿轮传动齿面接触疲劳强度校核公式为 1 23 1 4 0 85 1 0 5 HEH H RR KT Z Z Z d u 查得 弹性系数 MPaZE 8 189 节点区域系数 5 2 H Z 接触强度重合度系数 77 0 Z 按不允许出现点蚀 查得 86 0 83 0 21 NN ZZ MPa HH 1575 2lim1lim 取 则1 lim H S MPa S Z H NH H 25 1307 1 83 0 1575 lim 11lim 1 MPa S Z H NH H 5 1354 1 86 0 1575 lim 22lim 2 32 将确定出的各项数值代入接触度校核公式 得 1 22 09 1294 29 3 5 59 26 0 5 01 26 0 85 0 27648063 2 2 5 277 0 8 189 HH MPaMPa 满足设计要求 六 对称锥齿轮式差速器设计六 对称锥齿轮式差速器设计 一一 差速器中的转矩分配计算差速器中的转矩分配计算 当变速器挂 1 档时 发动机通过变速箱输出的转矩最大 主传动 比 1 档变速比 3 3 0 i2 3 1 i 差速器的转矩 mNiiMM 38 9122 33 39096 0 01max0 1 左右驱动车轮不存在差速情况下 左右驱动车轮不存在差速情况下 由变速箱传来的转矩经差速器壳 行星齿轮轴和行星齿轮传给半 轴齿轮 行星齿轮相当于一个等臂杠杆 而两个半轴齿轮半径也是 相等的 因此 当行星齿轮没有自转时 总是将转矩平均分配给 0 M 左 右两个半轴齿轮 即 33 mNMMM 19 456 2 1 021 2 左右驱动车轮存在差速的情况下 左右驱动车轮存在差速的情况下 转矩比 S 较高转矩侧半轴传递转矩与较低转矩侧半轴传递 b M 转矩之比称为转矩比 S 即 s M 取 S 1 3 s b M M S 0 MMM sb 整理以上两个公式得 代入相关数据得 3 1 0 b b MM M mNMb 69 515 在设计过程中要将安全系数考虑上 安全系数范围 该设 6 1 2 1 n 计取 2 1 n 设计中较高转矩侧半轴传递转矩 mNMnM bb 83 61869 5152 1 二 二 差速器齿轮主要参数的选择 差速器齿轮主要参数的选择 1 行星齿轮数 行星齿轮数n 行星齿轮数 需根据承载情况来选择 通常情况下 轿车的 n2n 34 货车或越野车的 也有少数汽车采用三个行星齿轮 此处设计4n 的是面包差速器 故选取 2 n 2 行星齿轮球面半径 行星齿轮球面半径的确定的确定 b R 行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力 b R 可根据经验公式来确定 3 bbd RKT 式中 为行星齿轮球面半径系数 对于有四个行bK2 5 3 0 b K 星齿轮的轿车和公路用车取小值 对于有两个行星齿轮的轿车及有 四个行星齿轮的越野车和矿用车取大值 为差速器计算转矩 d T 为球面半径 此Nm mNMTTT csced 38 912 min 0b Rmm 处取 得 取整3 0 b K mmTKR dbb 1 2938 9123 3 3 mmRb30 差速器行星齿轮球面半径确定后 可初步根据式 确定节锥距 此处取 0 0 98 0 99 b AR 0 AmmA 4 293098 0 0 3 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择 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比 在 1 5 2 0 的范围 2 z 1 z 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 之和必须能 L z2 R z2 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 35 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 I n zz RL 22 式中 左右半轴齿轮的齿数 对于对称式圆锥齿轮差速 L z2 R z2 器来说 L z2 R z2 行星齿轮数目 n 任意整数 I 小轿车齿轮强度要求不太高 可以选取行星齿轮齿数 半14 1 Z 轴齿轮齿数初选为 22 与的齿数比为 1 5 两个半轴齿数和 2 Z 2 Z 1 Z 为 44 能被行星齿轮数 2 整除 所以能够保证装配 满足设计要求 4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 及模数及模数 m 1 2 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 分别为 1 2 0 211 29 34 22 15arctan arctan ZZ 90 55 71 2 2 当量齿数 1716 18 29 34cos 15 cos 1 1 1 Z Zv 05 39 71 55cos 22 cos 2 2 2 Z Zv 当量齿数都大于 17 因此不会发生根切 21 Z Z 锥齿轮大端端面模数 m 为 36 mmmm Z A Z A m5 22 229 34sin 15 4 292 sin 2 sin 2 2 2 0 1 1 0 行星齿轮分度圆直径 半轴齿轮分度圆直径mmmZd 5 37155 2 11 mmmZd55225 2 22 mmzz m R 7 402215 2 5 2 2 222 2 2 1 mmmmRb R 8 11 7 4029 0 取齿宽 锥齿轮齿宽 B 应相等 mmBB12 21 压力角采用推荐值 齿顶高系数为 0322 8 0 a h 5 行星齿轮轴直径 行星齿轮轴直径及支撑长度及支撑长度dL 行星齿轮轴直径与行星齿轮安装孔直径相同 行星齿轮在轴上 的支承长度也就是行星齿轮安装孔的深度 行星齿轮轴直径 d 为 mm nr T d dc 3 12 222981 1 1038 912 1 1 10 33 0 差速器传递的转矩 0 TmNT 38 912 0 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离 dr mmdrd22554 04 0 2 n 行星齿轮数 2 n 支撑面许用挤压应力 取 c MPa c 98 行星齿轮在轴上的支承长度 L 为 mmdL 5 13 3 121 11 1 37 二 二 差速器齿轮的几何尺寸计算 差速器齿轮的几何尺寸计算 汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤见下表 表中计算用 的切向修正系数 弧齿厚系数 查得 齿侧间隙 052 0 127 0 B 序号序号项目项目计算公式计算公式计算结果计算结果 1行星齿轮齿数10 1 Z15 1 Z 2半轴齿轮齿数 14 25 2 Z22 2 Z 3模数m2 5 4齿面宽 0 0 25 0 3 10bA bm b 8mm 5齿工作高1 6ghm h 4mm 6全齿高h 2 2mh 5 5mm 7压力角 5 22 8轴交角 90 90 9分度圆直径 11mzd 22mzd mmd 5 371 mmd552 10节锥角 12 12 21 arctan arctan zz zz 71 5529 34 21 11节锥距 2 2 1 1 sin2sin2 dd R R 30mm 12齿顶高mhh aa mmha3 14齿根高mchh af mmhf5 3 15齿顶角 R ha a arctan 36 5 a 38 16齿根角 R hf f arctan 69 6 f 17面锥角 01120221 684 66624 37 0201 18根锥角 111222 RR 376 52316 23 21 RR 19外圆直径 0111 1 0222 2 2cos 2cos ddh ddh mmd43 7301 mmd71 62 02 20 节锥顶点至齿轮 外缘距离 2 011 1 1 0222 sin 2 sin 2 d h d h 01 02 34 18 mm mm 三 三 差速器齿轮强度计算 差速器齿轮强度计算 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 Jnmbdk kTk v ms w 3 2 10 2 式中 差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩 其计 T 算式 mNTT 4 5476 038 9126 0 0 差速器的行星齿轮数 n 2 n 尺寸系数 反映材料的不均匀性 与齿轮尺寸和热处理 s k 有关 当 时 在此 6 1 4 4 25 m ks 559 0 4 25 5 2 4 s k 载荷分配系数 当两个齿轮均用骑马式支承型式时 m k 1 00 1 1 取 1 05 mK 质量系数 对于汽车驱动桥齿轮 当齿轮接触良好 周 v k 节及径向跳动精度高时 可取 1 0 39 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数 由图 1 2 J 可查得 0 256 J 根据上式 w MPa Jnmbdk kTk v ms 1141 2256 0 5585 2 1 05559 0 10 4 5472 10 2 3 3 2 MPa Jnmbdk kkT v ms w 1902 2256 0 5585 2 1 05559 01038 9122 10 2 3 3 2 0 ww 所以 差速器齿轮满足弯曲强度要求 七 驱动车轮传动装置的结构形式与计算七 驱动车轮传动装置的结构形式与计算 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 附着系数应取 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中 侧1 滑时轮胎与地面侧向附着系数 在计算中取 1 0 没有纵向力作 1 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 40 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 22 222 Z 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 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且多采用等速万向 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 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 a 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 b 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 41 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 c 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 经方案论证 本设计中采用全浮式半轴 半轴的结构设计中主 要应注意一下几个问题 半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的 底径 以便使半轴各部分基本达到等强度 半轴的破坏形式大多是 扭转疲劳损坏 在设计中应尽量增大各过渡部分的圆角半径 尤其 是凸缘与杆部 花键与杆部的过渡部分 以减小应力集中 当杆部 42 较粗且凸缘也大时 可采用花键连接的结构 设计全浮式半轴杆部 的强度储备应低于驱动桥其他传动零件的强度储备 是半轴起一个 熔丝 的作用 全浮式半轴直接安装于车轮 应视为保安件 全浮式半轴的杆部直径可按下式初步选取 33 3 18 2 05 2 96 0 10 T T d mNmNTT O 4 54738 9126 0 计算得 mmTd mmTd 8 17 4 54718 2 18 2 8 16 4 54705 2 05 2 3 3 2 3 3 1 给定一个安全系数 k 1 4 mmd 5 234 1 8 16 1 mmd 9 244 1 8 17 2 初选 取整数为 25mm mmd 9 24 全浮式半轴强度校核计算 半轴的扭转切应力为 MPaMPadT1792514 3 4 54716 1016 333 式中 半轴扭转切应力 MPa d 半轴直径 mm 半轴的扭转角为 式中 扭转角 16 4 38330290 800766180 180 p Gl lT l 半轴长度 l 800mm G 材料剪切弹性模量 G 290MPa p I 半轴断面极惯性矩 38330 32 25 32 44 d lp 43 半轴的扭转切应力宜为 500 700MPa 转角宜为每米长度 6 单位长 度转角不应大于 6 m 15 m 所以符合要求 为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径 常常将加工花键的 端部做得粗些 并适当地减小花键槽的深度 因此花键齿数必须相 应地增加 通常取 10 齿 轿车半轴 至 18 齿 载货汽车半轴 半轴 的破坏形式多为扭转疲劳破坏 因此在结构设计上应尽量增大各过 渡部分的圆角半径以减小应力集中 重型车半轴的杆部较粗 外端 突缘也很大 当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构 且取相同花键参数以简化工艺 在现代汽车半轴上 渐开线花键用 得较广 但也有采用矩形或梯形花键的 半轴多采用含铬的中碳合金钢制造 如 40Cr 40CrMnMo 40CrMnSi 40CrMoA 35CrMnSi 35CrMnTi 等 40MnB 是我国研制出的新钢种 作为半轴材料效果很好 半轴的热 处理过去都采用调质处理的方法 调质后要求杆部硬度为 HB388 444 突缘部分可降至 HB248 近年来采用高频 中频感应淬火的口 益增多 这种处理方法使半轴表面淬硬达 HRC52 63 硬化层深约 为其半径的 1 3 心部硬度可定为 HRC30 35 不淬火区 突缘等 的硬度可定在 HB248 277 范围内 由于硬化层本身的强度较高 加 之在半轴表面形成大的残余压应力 以及采用喷丸处理 滚压半轴 突缘根部过渡圆角等工艺 使半轴的静强度和疲劳强度大为提高 尤其是疲劳强度提高得十分显著 由于这些先进工艺的采用 不用 44 合金钢而采用中碳 40 号 45 号 钢的半轴也日益增多 45 八 驱动桥桥壳的结构形式与计算八 驱动桥桥壳的结构形式与计算 驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一 非断开式驱动桥的桥壳 起着支承汽车荷重的作用 并将载荷传给车轮 作用在驱动车轮上 的牵引力 制动力 侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架 或车厢上 因此桥壳既是承载件又是传力件 同时它又是主减速器 差速器及驱动车轮传动装置 如半轴 的外壳 在汽车行驶过程中 桥壳承受繁重的载荷 设计时必须考虑在 动载荷下桥壳有足够的强度和刚度 为了减小汽车的簧下质量以利 于降低动载荷 提高汽车的行驶平顺性 在保证强度和刚度的前提 下应力求减小桥壳的质量 桥壳还应结构简单 制造方便以利于降 低成本 其结构还应保证主减速器的拆装 调整 维修和保养方便 在选择桥壳的结构型式时 还应考虑汽车的类型 使用要求 制造 条件 材料供应等 桥壳的结构型式大致分为 a 可分式桥壳 可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分 每 一部分均由一个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成 半轴 套管与壳体用铆钉联接 在装配主减速器及差速器后左右两半桥壳 是通过在中央接合面处的一圈螺栓联成一个整体 其特点是桥壳制 造工艺简单 主减速器轴承支承刚度好 但对主减速器的装配 调 整及维修都很不方便 桥壳的强度和刚度也比较低 过去这种所谓 46 两段可分式桥壳见于轻型汽车 由于上述缺点现已很少采用 b 整体式桥壳 整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体 桥壳犹如一整 体的空