车辆工程毕业设计37襄樊学院汽车驱动桥设计

1 汽车驱动桥 课程设计说明书 系 别：机械工程系 班 级：机制 0 5 1 3 班 姓 名： 李 花 蓉 学 号： 0 5 1 1 6 3 48 指导教师：程 金 铭 2 目录 第一章 驱动桥结构方案分析 错误 !未定义书签。 第二章 主减速器设计 2 2.1 主减速器的结构形式 2 2.1.1 主减速器的齿轮类型 2 2.1.2 主减速器的减速形式 2 2.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 3 2.2.1 主减速器计算载荷的确定 4 2.2.2 主减速器基本参数的选择 6 2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 8 2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 9 2.2.5 主减速器轴承的计算 13 第三章 差速器设计 16 3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 16 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 17 3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 17 3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 17 3.3.2 差速器齿轮的几何计算 19 3.3.3 差速器齿轮的强度计算 20 第四章 驱动半轴的设计 21 4.1 全浮式半轴计算载荷的确定 21 第五章 驱动桥壳的设计 22 5.1 铸造整体式桥壳的结构 22 5.2 桥壳的受力分析与强度计算 23 5.3驱动桥的结构元件 24 结论 26 参考文献 26 1 第一章 驱动桥结构方案分析 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。 驱动桥处于动力传动系的末端。 基本功能：增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左、右驱动轮；承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、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等组成 驱动桥 分断开式和非断开式两种 。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。 非断开式驱动桥 (或称为整体式 )，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减整器、差速器及车轮传动装置 (由左右半轴组成 )都装在它里面。 断开式驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮装置采用万向节传动。为了防止运动干涉，应采用滑动花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。 特点及应用： 非断开式 驱动桥：结构简单、制造工艺好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分小轿车上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对汽车平顺性 和降低动载荷不利。 断开式驱动桥：结构复杂，成本较高，但它大大增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大 增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理， 可增中汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。 2 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 螺旋 锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和 蜗轮 蜗杆等形式。 在此选用 螺旋 锥齿轮传动 。 其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点， 齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连接平稳地转向另一端。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啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。 但是 ,工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。 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。 2.1.2 主减速器减速形式 （ 1）单级主减速器 单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比 i0不能太大，一般 i0 7，进一步提高 i0将增大从动齿轮直径 ，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。 单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。 （ 2）双级主减速器 与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比， i0一般为 7 12。 但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野 车和大客车上。 整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮（图 a）；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮（图 b）；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮（图 c）。 对于第二级为锥齿轮、第二 级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平（图 d）、斜向（图 e）和垂向（图 f）三种布置方案。 3 纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。 垂直布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯 通式驱动桥的布置。 斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。 （ 3） 双速主减速器 双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和电 气压综合式操纵机构。 （ 4）贯通式主减速器 （ 5）单双级减速配轮边减速器 此方案选用单极主减速器 2.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的 支承形式 1.主动锥齿轮的支承 :分悬臂式支承 和 跨置式支承 两种 悬臂式： 支承距离 b 应大于 2.5倍的悬臂长度 a，且应比齿轮节圆直径的 70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸 a。 支承刚度除了与轴承 开式、轴径大小、支承间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。 结构简单，支承刚度较差，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： 增加支承刚度，减小轴承负荷，改善齿轮啮合条件，增加承载能力，布置紧凑，但是主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。 在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。 此方案选用悬臂式 4 2.从动锥齿轮的支承 支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。 为了增加支承刚度，减 小尺寸 c d； 为了增强支承稳定性， c d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的 70%； 为了使载荷均匀分配，应尽量使尺寸 c等于或大于尺寸 d。 作为一个 4 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 mN （ 2-1） 5 式 中 ,kd 猛接离合器所产生的动载系数，性能系数 fj=0的汽车 :kd=1， fj0的汽车： kd=2或由经验选定。 maxeT 发动机的输出的最大转矩 ， 在此取 353 mN ； 发动机到万向传动轴之间的传动效率 ，在此取 0.86； K 液力变矩器变矩系数， k=(k0-1)/2+1, k0最大变矩系数 ， k在此取 1； i1 变速器一挡传动比 ，在此取 7.33； if 分动器传动比，在此取 3.7； i0 主减速器传动比 ，在此取 6.33； 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 9 5 016Tgm0 . 1 9 5 Tgm0 . 1 9 5-161001e m axae m axae m axa当当pf （ 2-2） am 汽车满载时的总质量在此取 9290 gK ； 所以 0.195353 8.99290 =50.29216 pf = )292.5016(1001 =-0.343 0 即 kd =1.0 由以上各参数可求 Tce Tce =1 86.033.67.333.713531 =52117.378 mN 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT mN （ 2-3） 式 中 2G 满载状态下一个驱动桥上的静载荷（ N） ， 预设后桥所承载 67914N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 汽 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 ， 轮胎规格 GB516-82， 在此 滚动半径为 0.456 m ； m2 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数， 在此取 1.2； im 主减速器从动齿轮到车轮 之间的传动比， 在此取 4.5 m 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率， 在此取 0.87 所以 Tcs=87.05.4 456.085.02.167914 mN =8068.495 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 6 引力的值来确定： mN （ 2-4） 式中： Ft 汽车日常行驶平均牵引力， 在此取 32145.29N r 车轮的滚动半径，在此滚动半径为 0.456 m ； im 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取 4.5 m 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取 0.87 n 该汽车的驱动桥数目在此取 1； 所以 Tcf=187.05.4 456.029.32145 =3744.126 mN 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 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。 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 。 取 1z =9 2z =40 1z + 2z =49 40 2、 齿轮大端分度圆直径 2D 和端面模数 ms 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 7 32 2 cD TKD （ 2-5） 2DK 直径系数，一般取 13.0 15.3 Tc 从动锥齿轮的计算转矩， mN ，为 Tce和 Tcs中的较小者 ,在此取 8068.495 mN 所以 2D =（ 13.0 15.3） 3 495.8068 =（ 260.7 306.9） mm 初选 2D =280mm 则 ms= 2D /2z =280/40=7mm 根据 ms= 3 cm TK 来 校核 ms=7选取的 是否合适 ， 其中 mK =（ 0.3 0.4） 此处， ms =（ 0.3 0.4） 3 495.8086 =（ 6.02 8.03） ，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msb 102 ，对 于汽车 主减速器圆弧齿轮推荐采用 ： 22 155.0 Db =0.155 280=43.4mm 在此取 44mm 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 =49mm 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 8 对于弧齿锥齿轮，轿车： 一般选用 14 30或 16；货车： 为 20；重型货车： 为22 30。 对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为 19或 20，货车为 20或 22 30。 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 序 号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 1 主动齿轮齿数 1z 9 2 从动齿轮齿数 2z 40 3 端面模数 m 7 4 齿面宽 b 1b =49 2b =44 5 工作 齿高 mhh ag *2 gh 14 6 全 齿高 mchh a *2 h =99.75mm 7 法向压力角 =22.5 8 轴交角 =90 9 节圆直径 d =m z 1d 63 2d =280 10 节锥角 1 arctan 21zz 2 =90 -1 1 =12.682 2 =77.318 11 节锥距 A0 =11sin2 d =22sin2 d A0 =143.48 12 周节 t=3.1416 m t=21.991 13 齿顶高 mhh aa * ah =7 14 齿根高 fh = mcha * fh =8.75 15 径向间隙 c= mc* c=1.75 16 齿根角 0arctan Ahff f =3.490 17 面锥角 211 fa 122 fa 1a =16.172 2a =80.808 9 18 根锥角 1f = 11 f 2f = 22 f 1f =9.192 2f =73.828 19 齿顶圆直径 1111 c o s2 aa hdd 2ad = 2d +2 ah cos 2 1ad =76.66 2ad =283.074 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 1121 sin2 ak hdA 212 dAk 22 sin ah1kA =138.463 2kA =24.671 21 理论弧齿厚 21 sts mSs k2 1s =27.38mm 2s =10.32mm 22 齿侧间隙 B=0.305 0.406 0.4mm 23 螺旋角 =35 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 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 10 生 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 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 . 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 2bFpN mm (2-6) 式中： P 轮齿上的单位齿长圆周力（ N/mm） F 作用在齿轮上的圆周力， 2b 从动齿轮的齿面宽， 在此取 44mm 按发动机最大转矩计算时： N mm （ 2-7） 式中： maxeT 发动机输出的最大转矩，在此取 353 mN ； 11 gi 变速器的传动比 ，在此处取 7.199； . kd 猛接离合器所产生的动载系数，性能系数 fj=0 的汽车 :kd=1， fj0 的汽车： kd=2 或由经验选定。 K 液力变矩器变矩系数， k=(k0-1)/2+1, k0最大变矩系数， k在此取 1 if 分动器传动比，在此取 3.7； 发 动机到万向传动轴之间的传动效率，在此取 0.86； n 该汽车的驱动桥数目在此取 1； D1 主动锥齿轮中点分度圆直径（ mm） ，在此取 108mm； 按上式 3403441081 1086.07.3199.71353123 pN mm 按驱动轮打滑转矩计算时 N mm （ 2-8） 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 67914N 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 0.456mm m2 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取 1.2； im 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取 4.5 m 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取 0.87 按上式87.05.444280 10456.085.02.16791423 p=1309.82N/mm （ 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/ 2mm （ 2 9） 式中： Tc 从动锥齿轮的计算转矩， mN ，为 Tce 和 Tcs 中的较小者 ,在此取8068.495 mN 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， ms 端面模数，在此取 ms=7 当 6.1 时，4 4.25mKs ，在此4 4.257sK 0.725; mK 载荷分配系数， 跨置式结构： mK 1.00 1.10；悬臂式结构 取 1.10 1.25。 在此取 1.20； vK 质量系数，对于 汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向 12 跳动精度高时，可取 1.0; b 计算齿轮的齿面宽， mm，在此取 49mm JW-所计算齿轮的齿轮弯曲应力综合系数 , 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。选取小齿轮的 J 0.256，大齿轮 J 0.214。 按上式256.02804971 102.1725.01495.8068231 571.02Mpa700MPa 214.02804971 102.1725.01495.8 0 6 8232 =683.09 Mpa 700 MPa 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 图 2-1 弯曲计算用综合系数 J (3) 轮齿的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为 N/ 2mm (2-10) 式中： T 主动齿轮的计算转矩 ，为 Tce和 Tcs中的较小者 ,在此取 8068.495 mN ； pC 综合 弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6 21N /mm; sK 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0； fK 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取 1.0 J 计算 接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载 荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响， 按图 2-2 选取 J =0.115 13 按上式200.04411012.1725.00.1495.806821086.232 3j =2720.29 Mpa 2800 Mpa 主、 从动齿轮的齿面接触应力相等。 所以均满足要求 。 图 2-2 接触计算用综合系数 2.2.5 主减速器轴承的计算 1 锥齿轮齿面上的作用力 (1) 齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力 F为 N (2-12) 式中： T 作用在该齿轮上的转矩， T=3000 991000005.95 =315150N.mm=315.150N.m Dm2 从动齿轮齿面宽中点处的分度圆直径 Dm2=280-44sin77.3180=237.07mm 按上式主减速器主动锥齿轮 齿宽中点处的圆周力 F =07.237 150.3152 =2.66KN （ 2）锥齿轮的轴向力和径向力 14 图 2-3 主动锥齿轮齿面的受力图 如图 2-3， 主动锥齿轮 螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针， FT 为作用在节锥面上的齿面宽中点 A 处的法向力，在 A 点处的螺旋方向的法平面内， FT 分解成两个相互垂直的力 FN 和 fF ， FN 垂直于 OA 且位于 OO A所在的平面， fF 位于以 OA 为切线的节锥切平面内。 fF 在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力 F 和沿 节圆母线方向的力 Fs 。 F 与 fF 之间的夹角为螺旋角 ， FT 与 fF 之间的夹角为法向压力角 ，这样就有： c o sc o sTFF （ 2-13） c o s/t a ns in FFF TN （ 2-14） ta ns inc o s FFF TS （ 2-15） 于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 A和径向力 R分别为 c o ss i ns i nt a nc o sc o ss i n FFFF SNaz（ 2-16） s i ns i nc o st a nc o ss i nc o s FFFF SNRz（ 2-17） 有 式 （ 2-16 ）可计 算 628.12c o s35s i n628.12s i n5.22t a n35c o s 1066.2 3azF 2111.55N 有 式 （ 2-17 ） 可 计 算RzF 628.12s i n35s i n628.12c o s5.22t a n35c o s 1066.23 =905.33N 2.锥齿轮轴承的载荷 15 16 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。 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 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 。 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，即差速器不起差速作用，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 1 r + 2 r =（ 0 r + 4 r ） +( 0 r - 4 r ) 即 1 + 2 =20（ 3-1） 若角速度以每分钟转数 n 表示 ，则 021 2nnn （ 3-2） 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 17 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 根据承载情况来选择。通常情况下，轿车： n=2；货车或越野车： n=4。此处取 n=4。 2.行星齿轮球面半径 BR 的确定 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 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，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径 BR 可按如下的经验公式确定： mm (3-3) 式中： bK 行星齿轮球面半径系数，可取 2.5 3.0，对于有 4个行星齿轮的载货汽车取小值 ，此处取 2.6； Td 计算转矩，取 Tce和 Tcs的较小值 ， N m.此处取 8068.495 N m 18 所以 Rb=2.63 495.8068 =52.15mm 。 行星齿轮节锥距 A0为 A0=（ 0.98 0.99） Rb=（ 51.107 51.6285），此处 预 取 52mm 3.行星齿轮与半轴齿轮的选择 1z 、 2z 比 2z /1z 在 1. 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 1z 尽量少。但 1z 一般不少于 10。半轴齿轮的齿数 2z 采用 14 25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数 5 2.0的范围内。 为使两个或四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮整除，否则差速齿轮不能装配。 在此 1z =12， 2z =18 满足以上要求。 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 ， 2 211 arctan zz=1812arctan=33.69 2 =arctan(2z /1z )=arctan1218=56.310 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m m=11 0 sin2 zA = 220 sin2 zA = 69.33sin12522 =4.81在此取 m=5mm 得 12511 mzd =60mm 22 mzd =5 18=90mm 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 的齿形 。 在此选22.5 的压力角。 6. 行星齿轮 轴 直径 d 及 支承长度 L （ 3-5） 式中： 0T 差速器 壳传 递的转矩， N m； 在此取 8068.495 N m n 行星齿轮的数目； 在此为 4 c 支承面的许用挤压应力，在此取 98M Pa rd 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离（ mm），约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径 19 的一半 ，在此 取 36mm d364981.110495.8068 3 22.80mm L=1.1d =1.1 22.80=25.08mm 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 1z 10，应尽量取最小值 1z =12 2 半轴齿轮齿数 2z =14 25，且需满足式（ 3-4） 2z =18 3 模数 m m =5mm 4 齿面宽 b=(0.25 0.30)A0 ;b 10m b=15mm 续表 序号 项目 计算公式 计算结果 5 工作齿高 mhg 6.1 gh =8mm 6 全齿高 051.0788.1 mh 8.991mm 7 压力角 22.5 8 轴交角 =90 9 节圆直径 11 mzd ； 22 mzd mmd 601 mmd 902 10 节锥角 211 arctan zz ， 12 90 1 =33.690 2 =56.310 11 节锥距 22110 s in2s in2 ddA 0A =52mm 12 周节 t =3.1416m t =15.707mm 13 齿顶高 21 aga hhh ; mzzh a 212237.043.0 1ah =5.03mm 2ah =2.97mm 14 齿根高 1fh =1.788m - 1ah ;hf2=1.788m - 2ah 1fh =3.91mm hf2=5.97mm 20 15 径向间隙 c =h - gh =0.188m +0.051 c = 0.991mm 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 w 为 MPa (3-6) 式中： T c 半轴齿轮计算转距（ N.m）， Tc=0.6T0= 4820.097 n 差速器的行星齿轮数； 2z 半轴齿轮齿 数； 0K 、 vK 、 sK 、 mK 按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。 J 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 J =0.225 图 3-2 弯曲计算用综合系 数 根据上式 w =4254.0901850.1 20.1667.0097.48201023 =937.59 Mpa 980 MPa 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。 21 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