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毕业设计 开题报告 设 计 题 目 : 车驱动桥主减速器设计 及 有限 元 分析 院 系 名 称 : 汽车与交通工程学院 专 业 班 级 : 车辆工程 07 学 生 姓 名 : 王鹏程 导 师 姓 名 : 朱荣福 开 题 时 间 : 2011 年 3 月 14 日 指导委员会 审查意见： 签字： 年 月 日 毕业设计 开题报告 学生姓名 王鹏程 系部 汽车与交通工程学 院 专业、班级 车辆 07 指导教师姓名 朱荣福 职称 讲师 从事 专业 车辆工程 是否 外聘 是 否 题目名称 车驱动桥主减速器设计及有限元分析 一、 课题研究 现状、 选题 目的 和意义 当前，汽车作为必不可少的交通运输工具，在国民经济和人们日常生活中发挥着极其重要的作用。汽车工业是深加工综合产业，产业关联度大，技术密集度高，是发展国民 经济的强大推动力。汽车工业代表了一个国家工业发展的最高发展水平，是集中了科技领域里新材料，新工艺、新技术、新设备，具有规模经济效益和高附加值的技术密集型产业。随着我国汽车工业的迅猛发展，汽车零部件的自行开发研究工作也随之广泛的展开。 作为汽车关键零部件之一的车桥系统也得到相应的发展，在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器 (又称主传动器 )、差速器、半轴及桥壳等部件。主减速器可以降低转速、增加扭矩、并改变转矩的传递方向，以适应汽车行驶的方向。差速器的功用是在必要时可使汽车两侧的车轮以不同的转速旋转，以适应汽车转 弯及在不平道路上行驶。半轴的功用使将扭矩从差速器传到驱动轮。桥壳用以支承汽车的部分重量，并承受驱动轮上的各种作用力，同时它又是主减速器、差速器等传动装置的外壳。各生产厂家基本上形成了专业化、系列化、批量化生产的局面。主要表现在以下几个方面：（ 1）国际间的技术合作提高了车桥的整体质量；（ 2）重型载重汽车的发展牵动了车桥向重载方向发展；（ 3）激烈的市场竞争使得各专业生产厂家不得不从增加车桥及其附件的技术含量的方向上增加车桥的竞争力。 汽车驱动桥主减速器是汽车的主要零部件之一，其主要作用是将变速器输出的动力进一步 降低转速，增大转矩，并且改变旋转方向，然后传递给驱动轮，以获得足够的汽车牵引力和适当的车速。主减速器类型较多，有单级、双级、双速、论辩减速器等。 由一对减速齿轮实现减速的装置，称为单级减速器。其结构简单，重量轻，轻、中型载重汽车上应用广泛。对一些载重较大的载重汽车，要求较大的减速比，用单级主减速器传动，则从动齿轮的直径就必须增大，会影响驱动桥的离地间隙，所以采用两次减速。通常称为双级减速器。双级减速器有两组减速齿轮，实现两次减速增扭。 解放 车为轻型商用车，所以本设计选用单级主减速器。 主减速器 采用的最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在某些公共汽车和重型汽车上有 时也选用蜗轮传动。 双曲面齿轮传动具有以下优点：运转噪音少，工作更平稳，轮齿强度较高，而且还具有主动齿轮轴线可以相对从动齿轮轴线偏移的特点，这一点对于汽车的技术性能非常重要，设计的过程中可以在不改变发动机的位置尺寸就可以直接改变驱动桥的离地间隙；此外，由于偏移量的存在，使双曲面齿轮在工作的过程中不仅存侧向滑动，还有沿齿长方向的纵向滑动，从而改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性；双曲面传动的主动齿轮的螺旋角较大，同时啮合的齿数较多，重合 度大，既可提高传动的平稳性，又可以使齿轮的弯曲强度提高约 30%，同时，双曲面齿轮的偏移量还有利于实现汽车的总体布置等 。 结合 能高效准确地建立分析构件的三维实体模型 , 自动生成有限元网格 , 建立相应的约束及载荷工况 ,并自动进行有限元求解 , 对模态分析计算结果进行图形显示和结果输出 , 对结构的动态特性作出评价。它包括结构分析、模态分析、磁场分析、热分析和多物理场分析等众多功能模块。驱动桥壳应有足够的强度和刚度且质量小 , 且便于主减速器的拆装和调整。因桥壳的尺寸和质量比较大 ,制造较困难 , 故其结构 型式在满足使用要求的前提下应尽可能便于制造。驱动桥壳分为整体式桥壳 , 分段式桥壳和组合式桥壳 3类。整体式桥壳具有较大的强度和刚度 , 且便于主减速器的装配、调整和维修 , 因此普遍应用于各类汽车上。由于其形状复杂 , 因此应力计算比较困难。根据汽车设计理论 , 驱动桥壳的常规设计方法将桥壳看成一简支梁并校核几种典型计算工况下某些特定断面的最大应力值 , 再考虑一个安全系数来确定许用的工作应力。这种设计方法有很多局限性 , 因此近年来 , 许多研究人员利用有限元方法对驱动桥壳进行了计算和分析。 传统设计是以生 产经验为基础 ,以运用力学、数学和回归方法形成的公式、图表、手册等为依据进行的。现代设计是传统设计的深入、丰富和发展 ,而非独立于传统设计的全新设计。以计算机技术为核心 ,以设计理论为指导 ,是现代设计的主要特征。利用这种方法指导设计可以减小经验设计的盲目性和随意性 ,提高设计的主动性、科学性和准确性。 有限元技术是计算数学、计算力学和计算工程科学领域里诞生的最有效的计算方法。许多有限元分析程序将有限元分析、计算机图形学与优化技术结合起来 ,形成完整的计算机辅助分析系统 ,可显著提高产品设计性能 ,缩短设计周期 ,增强产品的 竞争力。在众多有限元分析商业软件中 ,最通用有效的软件之一 ,它拥有丰富和完善的单元库、材料模型库和求解器 ,确保高效地求解各类结构的静力、动力、振动、线性和非线性问题以及热分析和热 其高级分析技术还能进行参数化设计、优化设计和拓扑优化等。 本次设计旨在对 款老车型的驱动桥主减速器进行重新设计，使其适应新的竞争环境。结合 件 ,能高效准确地建立分析构件的三维实体模型 ,自动生成有限元网格 ,建立相应的约束及载荷工况 ,并自动进行有限元求解 ,对模态分析计算结果进行图形显示和结果输出 ,对结构的动态特性作出评价。 本次设计的题目属于常规题目，也是比较老的题目。但是，身为一个没有经验的设计者， 任何的设计都能收到实际的效果。比如本次设计就可以使我在设计中温习之前在课堂中学习的知识，更是发现不足和问题的实战场。这次设计也是第一次 运用 限元分析软件，通过这一次的实际操作可以为毕业后适应工作岗位打好基础。我本身签的就是车桥设计公司，所以选择这个题目也是出于为今后的工作考虑。 二、 设计 的基本内容 、 拟解决的主要问题 1) 收集资料，仔细研究现有的减速器，结合实际项目选择出设计方案； 2) 根据先前做出的分析确定减速装置传动方案，驱动桥方案设计就是要确定这些组成部件的结构型式及主要设计参数 ,并实现这些设计参数之间的最佳匹配，绘制一份草图 ； 3) 结构设计与计算 ,其中包括主减速器设计，差速器设计，驱动半轴设计，； 4) 配置减速器的密封 装置和轴承润滑方案 ,主减速器及差速器的齿轮及其轴承，均应有良好润滑，否则极易引起早期磨损； 5) 对齿轮，轴及轴承进行校核和整体强度校核 ； 6) 运用有限元分析软件 行分析，根据分析结果对设计进行修正 。 1) 校核问题：进行校核时会发现之前设计的不正确处， 需要重新修改先前 某些 设计 参数 。为避免大范围的重复修改，提高设计效率，在设计的每一步都细心计算并及时验证计算结果。 2) 行星齿轮 的设计 ：在差速器设计中，行星齿轮的设计由于之前没有进行差速器设计的经验，在设计时会根据一些他人设计的经验方法等作为基础， 完成自己对行星齿轮的设计。 三、 技术路线（研究方法） 四、 进度安排 第 1（ 2 月 28 日 3 月 13 日），调研、资料收集，完成开题报告。 第 3 周（ 3 月 14 日 3 月 20 日），开题答辩，基本参数的确定，传动方案的设计。 第 4（ 3 月 21 日 4 月 3 日），齿轮传动 方案 设计 ，材料选择 与校核。 第 6 周（ 4 月 4 日 4 月 10 日），开始撰写齿轮部分说明书。 第 7 周（ 4 月 11 日 4 月 17 日） ，轴的结构设计。 第 8 周（ 4 月 18 日 4 月 24 日）， 绘制一份草图 ,中期检查。 第 9 周（ 4 月 25 日 5 月 1 日），轴段强度刚度校核。 第 10（ 5 月 2 日 5 月 15 日），进行 图 ， 进行有限元分析 。 第 12 周（ 5 月 16 日 5 月 22 日），修改及完善设计说明书，绘图。 确定减速装置传动方案 确定 动桥主减速器设计方案 减速器的密封和轴承润滑 对齿轮，轴和轴承进行校核，并进行强度校核 运 用 件进行有限元分析 完成设计图纸， 说明书 调研和查阅资料 减速器 ，差速器及半轴 结构设计与计算 第 13 周（ 5 月 22 日 5 月 29 日），完善图纸。 第 14 周（ 5 月 30 日 6 月 5 日），毕业设计预答辩。 第 15（ 6 月 6 日 6 月 19 日），毕业设计修改。 第 17 周（ 6 月 20 日 6 月 26 日），毕业设计答辩。 五、 参考文献 1汽车主减速器的优化设计 C2007. 2汽车主减速器螺旋锥齿轮参数化建模与有限元分析 D ,2008. 3罗金桥 D2005. 4汽车设计 M清华大学出版社 ,2003 5机械原理 M高等教育出版社 ,1998 . 6汽车现代设计制造 M人民交通出版社 ,1995. 7等主编 M机械工业出版社 ,2004. 8汽车车身设计 M吉林科学技术出版社 ,1994. 9汽车构造 M机械工业出版社 ,2004. 10汽车结构抗疲劳设计 M中国科技大学出版社 ,1995. 11汽车理论 M机械工业出版社 ,2000. 12006,4. 13Rs 006. 14汽车 桥壳 零件 制造 加工方法 N技创新导报， 2009， 32. 15汽车主减速器螺旋锥齿轮机械加工工艺 J汽车工艺与材料出版社， 2009， 2. 六、备注 指导教师意见： 签字 ： 年 月 日 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1章 绪 论 题的目的和意义 主减速器是驱动桥的重要组成部分，其性能的好坏直接影响到车辆的动力性、经济性。目前 ,国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为我国汽车行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。 由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，主减速器将有更进一步的发展。对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。 内外研究现状 主减速器是传动系的一部分，与差速器，车轮传动装置和桥壳 共同组成驱动桥。主减速器的功用是增扭，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，并将转矩传递给差速器 1。 在现代汽车驱动桥上，主减速器种类很多，包括 单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。其中 应用得最广泛的是采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的单级主减速器。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有 时也采用蜗轮传动。 单级螺旋锥齿轮减速器其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90交角的布置 2。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，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另 端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。 单级双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用 90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏 移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距 3。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处 4。双曲面齿轮的偏移距黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的 强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这 对于主减速比大于 传动有其优越性。当传动比小于 2 时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。 由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高 9。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。例如，在乘用车上当主减速器采用下偏置 (这时主动齿轮为左旋 )的双曲面齿轮时，可降低传动轴的高度，从而降低了车厢地板高度或减小了因设置传动 轴通道而引起的地板凸起高度，进而可使车辆的外形高度减小 5。 单级圆柱齿轮主减速器只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动 9。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动有利于唐合，促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达 96。其传动效率与倔移距有关，特 别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达 99。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。两种齿轮都在同样的机床上加工，加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。单级蜗杆 车驱黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 动桥上也得到了一定应用 6。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比 (通常 8 14)时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是需用昂贵的有色金属的合金 (青铜 )制造，材料成本高 ，因此未能在大批量生产的汽车上推广。 次设计的主要内容 本设计的目标是设计一种满载质量为 9t 的中型载货汽车的主减速器，本设计主要研究的内容有： 主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算 ,运用 主动锥齿轮 进行有限元分析。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 第 2章 主减速器的设计 构型式的选择 主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 (1)单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比 可取0k= 16 1 9 5 016 1 9 5 1 9 5m a m a m a （ 汽车满载时的总质量在此取 9550 ，此数据此参考解 放载货汽车； 所以由式（ 得： 错误 !未找到引用源。 即 时为 29 451。 由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥 齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度 磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。 对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，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 5。 承的选择 算转矩的确定 锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力 。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 29 为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩 行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算 : 313333332223111m a x 1001001001001001 (式中： 发动机最大转矩，在此取 373Nm； 1 2 变速器在各挡的使用率，可参考表 取； 1 2 变速器各挡的传动比，分别为 ； 1 2 变速器在各挡时的发动机的利用率。 经计算 471 主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径 1 1 1 1s i n 6 1 . 2 5 5 9 . 6 8 s i n 9 . 9 3 5 0 . 9 6md d b m m 宽中点处的圆周力 F Z12 (式中： T 作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩。 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。 按 (算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 F Z = 2 龙江工程学院本科生毕业设计 30 曲面齿轮所受的轴向力和径向力 图 动锥齿轮齿面的受力图 如图 动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看 旋转方向为逆时针， 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， 解成两个相互垂直的力 直于 位于 所在的平面， 于以 切线的节锥切平面内。 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 F 与 间的夹角为螺旋角 ， 间的夹角为法向压力角 ，这样就有： c （ c o s/t a ns N （ t a ns o s S （ 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 1 1 11s i n c o s t a n s i n s i n c o sc o s Za z N S F （ 1 1 11c o s s i n t a n c o s s i n s i nc o s F （ 由式（ 计算 1 5 . 3 8 t a n 2 2 . 5 s i n 1 4 . 4 8 s i n 4 1 . 2 9 c o s 1 4 . 4 8c o s 4 6 . 4 7 式（ 计算 黑龙江工程学院本科生毕业设计 31 1 5 . 3 8 t a n 2 2 . 5 c o s 1 4 . 4 8 s i n 4 1 . 2 9 s i n 1 4 . 4 8 5 . 2 7c o s 4 6 . 4 7 承载荷的计算及轴承的选择 轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支 承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷 7。 对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承载荷，如图 示。 图 减速器轴承的布置尺寸 (1)主动齿轮轴承的选择 初选 a=60,b=20 轴承 A， B 的径向载荷分别为 22 12Z r z a z a b F a b a a （ 2212a z mZ r dF b F bF a a a （ 已知 a=60mm,b=20 所以由式（ （ : 轴承 A 的径向力 黑龙江工程学院本科生毕业设计 32 221 5 . 3 8 6 0 2 0 5 . 2 7 6 0 2 0 1 5 . 3 8 6 1 . 2 5 2 0 . 5 26 0 6 0 2 6 0 N 轴承 B 的径向力 221 5 . 3 8 2 0 5 . 2 7 2 0 1 5 . 3 8 6 1 . 2 58 . 0 46 0 6 0 2 6 0 承 A， B 的径向载荷分别为 1 6 A a a 对于轴承 A， B，承受轴向载荷和径向载荷所以采用圆锥 滚子轴承，所承受的当量动载荷 Q=A Q 当量动载荷 X 径向系数 Y 轴向系数 1 6 . 5 8 0 . 8 12 0 . 5 2A 此时 X=Y= 所以 Q=据公式： 610 (式中 : 为温度系数，在此取 为载荷系数，在此取 寿命指数，取 =103所以 L = 103 3 61 8 4 . 8 1 0 101 . 2 3 1 . 4 2 =011 s 假设汽车行驶十万公里大修，对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的主动锥齿轮轴承的计算转速 2n 为 r (黑龙江工程学院本科生毕业设计 33 式中： r 轮胎的滚动半径为 464mm n 轴承计算转速 汽车的平均行驶速度， km/h;对于载货汽车和公共汽车可取 30 35 km/h，在此取 35km/h。 所以有上式可得 n = r/以轴承能工作的额定轴承寿命： 60 hL h ( 式中 : n 轴承的计算转速， r/ 由上式可得轴承 A 的使用寿命 71 0 0 0 0 0 6 0 2 0 0 . 6 5 3 . 4 1 035 代入公式 ( 103761 . 03 . 4 1 0 1 01 . 2 3 1 . 4 2C C=,B 轴承选 30210 297 对于轴承 C，承受径向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=A Q 当量动载荷 X 径向系数 Y 轴向系数 0=据公式 ( 103761 . 03 . 4 1 0 1 01 . 2 7 . 0 2C C= 轴承选 30216 297 黑龙江工程学院本科生毕业设计 34 章小结 本章介绍了 单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等主减速器的减速形式，由于本车是中型载货汽车，通过对比决定采用单级主减速器；然后对采用何种齿轮类型进行了讨论，最后根据实际情况决定采用双曲面齿轮。以上问题解决后，对齿轮的具体参数进行了设计计算，并对其进行了校核。校核合格以后，进行了轴承的选择和校核 。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 35 第 3章 差速器设计 速器结构形式的选择 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。差速器主要有以下几种形式。 （ 1） 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。 由于整速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速界从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。 （ 2）强制锁止式防滑差速器 强制锁止式防滑差速器 就是在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁，必要时将差速器锁住。此时左、右驱动车轮可以传递由附着力决定的全部转矩。 当汽车驶入较好的路面时，差速器的锁止机构应即时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题，例如使转弯困难、轮胎加速磨损、使传动系零件过载和消耗过多的功率等。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 36 （ 3）自锁式差速器 为了充分利用汽车的牵引力，保证转矩在驱动车轮间的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述强制锁止式差速器的缺点，创造了各种类型的自锁式差速器。 用以评价自锁式差速器性能的主要参数，是它的锁紧系数。为了提高汽车的通过性，似乎是锁 紧系数愈大愈好，但是过大的锁紧系数如前所述，不但对汽车转向操纵的轻便灵活性、行驶的稳定性、传动系的载荷、轮胎磨损和燃料消耗等，有不同程度的不良影响，而且无助于进一步提高驱动车轮抗滑能力。因此设计高通过性汽车差速器时，应正确选择锁紧系数值。 因为本车属于轻型载货汽车，主要在较好的路面上行驶，所以采用成本低廉、结构简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。 称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 图 差速器差速原理 如图 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、 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，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 r =0 r+ 4 r ，啮合点 r =0 r 。于是 黑龙江工程学院本科生毕业设计 37 1 r + 2 r =（ 0 r + 4 r ） +( 0 r - 4 r ) 即 1 + 2 =20（ 若角速度以每分钟转数 n 表示，则 021 2（ 式（ 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。 由式（ 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。 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，因此广泛用于各类车辆上。 1， 1223， 1445， 136 7891011半壳 图 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 黑龙江工程学院本科生毕业设计 38 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。 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 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 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 按如下的经验公式确定： 3B ( 式中： 行星齿轮球面半径系数，可取 于有 4 个行星齿轮的载货汽车取小 值； T 计算转矩，取 错误 !未找到引用源。 和 错误 !未找到引用源。 的较小值， 错误 !未找到引用源。 根据上式 32 . 6 1 4 6 1 9 6 3 . 5 7 所以预选其节锥距 错误 !未找到引用源。 （ 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比 z1/ 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 和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： L 22（ 黑龙江工程学院本科生毕业设计 39 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， n 行星齿轮数目； I 任意整数。 在此 1z =11， 2z =20 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 = 11 1 =90- 2 =再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m m=110 220 2 6 3 . 5 7 s i n 2 8 . 8 111 = 115 1 1d m z = 22 =0= 5） 压力角 目前，汽车差速器的齿轮大都采用 压力角，齿高系数为 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 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： 302 c 030 （ 0T 差速器传递的转矩， Nm； 在此取 14619Nm n 行星齿轮的数目；在此为 4 黑龙江工程学院本科生毕业设计 40 l 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离， 222 X 支承面的许用挤压应力，在此取 69 据上式2 0 3 d =l = 35 4 3 3 1 01 . 1 6 9 4 3 3 . 2 8 =230L 25 差速器齿轮的几何计算 差速器齿轮参数计算见表 表 车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 5 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 =11 2 半轴齿轮齿数 2z =14 25，且需满足式（ 3 2z =20 3 模数 m m = 齿面宽 b=(0 ;b10m 17 工作齿高 全齿高 压力角 8 轴交角 =90 9 节圆直径 11 ； 22 1 2 10 节锥角 211 ， 12 90 1 = =1 节锥距 22110 s 0A =龙江工程学院本科生毕业设计 41 12 周节 t =t =3 齿顶高 21 ; a 14 齿根高 1 1 2 2125 径向间隙 c =h - c =6 齿根角 1 =01022 1 = 2 =17 面锥角 211 o ； 122 o 1o =o =18 根锥角 111 R ； 222 R 1R =R =19 外圆直径 1111 c ao ；22202 c 01 0 节圆顶点至齿轮 外缘距离 11201 s 22102 s 01 2 1 理论弧齿厚 21 t a 2121s =s =m 22 齿侧间隙 B B =3 弦齿厚 26 213 1S =S =4 弦齿高 1h =h = 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 车轮打滑而黑龙江工程学院本科生毕业设计 42 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 w = ( 式中： T 差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩 ,在此 T 为 1006 Nm； n 差速器的行星齿轮数； 2z 半轴齿轮齿数； 0K 、 见式（ 的说明； J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系 数，由图 3 得 J =据式 ( : w = 32 1 0 6 4 2 . 4 1 . 0 0 . 6 4 1 . 0 11 1 7 2 0 5 . 5 7 5 . 5 7 0 . 2 2 5 =980 以，差速器齿轮满足弯曲强度要求 15。 图 弯曲计算用综合系数 章小结 本章主要进行了差速器的设计，首先是结构形式的选择，差速器分为对称式圆锥行星齿轮差速器、强制锁止式防滑差速器、自锁式差速器。考虑到成本和使用状况，选用最简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。差速器结构形式确定后，对差速器行星齿轮 和半轴齿轮进行设计计算，并进行校核。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 43 第 4章 驱动半轴的设计 轴结构形式的选择 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。 其具体结构如下： （ 1）半浮式半轴 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、承载负荷也不大的乘用车。 （ 2） 3/4 浮式半轴 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。 （ 2） 全浮式半轴 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 70有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较黑龙江工程学院本科生毕业设计 44 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，故广泛用于各类载货汽车上。 综合考虑各种半轴的优缺点和本车的实际情况，本设计采用全浮式半轴。 浮式半轴计算载荷的确定 设计半轴的主要尺寸是其直径的设计，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，应考虑到以纵向力最大、侧向力最大、垂向力最大三种可能的载荷工况： 纵向力 2X （驱动力或制动力）最大时，其最大值为 2Z ，附着系数 在计算时取 有侧向力作用； 侧向力 2Y 最大时，其最大值为 2Z 1 （发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数 1 在计算时取 有纵向力作用； 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 dw 2 ，其中 车轮对地面的垂直载 荷， 动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力 2X ，侧向力 2Y 值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有 22222 (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。 全浮式半轴只承受转矩，可根据以下方法计 算 m a i i（ 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 发动机最大转矩， Nm； 汽车传动效率，计算时可取 1 或取 i 传动系最低 挡传动比； 0i 主减速器传动比 黑龙江工程学院本科生毕业设计 45 根据式（ 得： 0 . 6 3 7 3 5 . 7 7 . 6 4 9 7 4 6T N m 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 333 ) （ 根据（ 得 : 32 . 0 5 2 . 1 8 9 7 4 6 ( 4 3 . 7 9 4 6 . 5 6 )d m m 根据强度要求在此 d 取 浮式半轴的强度计算 首先是验算其扭转应力 ： 331016（ 式中： T 半轴的计算转矩， Nm 在此取 9746Nm； d 半轴杆部的直径， 根据公式 （ 339746 103 4516 545 =(490 588) 以满足强度要求。 轴花键的计算 键尺寸参数的计算 考虑到汽车半轴受到的转矩较大，在此选用渐开线平根齿花键。其参数见表 黑龙江工程学院本科生毕业设计 46 表 渐开线花键计算 序 号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 1 齿数 1z 16 2 模数 m 3 3 标准压力角 D 30 4 内花键大径基本尺寸 1 m z 齿形裕度 内花键渐开线终止圆直径最小值 m i n 12F i FD m z C 基本齿槽宽 渐开线花键公差等级 H 7 9 总公差 T 189 m 10 综合公差 62 m 11 周节累积公差 80 m 黑龙江工程学院本科生毕业设计 47 12 齿形公差 63 m 13 作用齿槽宽最小值 m 4 实际齿槽宽最大值 m a x m i T 5 实际齿槽宽最小值 m in m 6 作用齿槽宽最大值 m a x m a 7 外花键大径基本尺寸 1m z 518 花键齿侧配合 内花键 H 外花键 19 外花键作用齿厚上偏差 94.5 m 20 外花键大径公差 m 21 外花键小径基本尺寸 1 m z 2 基本齿厚 3 作用齿厚最大值 m s 龙江工程学院本科生毕业设计 48 24 实际齿厚最小值 m i n m a s T 5 实际齿厚最大值 m a x m a 6 作用齿厚最小值 m n m 花键的校核 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s为 410 3(半轴花键的挤压应力c为 2410 3（ 式中： T 半轴承受的最大 转矩， Nm ，在此取 m; 半轴花键的外径， 此取 相配花键孔内径， 此取 z 花键齿数；在此取 16 花键工作长度， 此取 80b 花键齿宽， 在此取 载荷分布的不均匀系数，计算时取 9 46= 3s =龙江工程学院本科生毕业设计 49 c= =根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力 s不应超过 压应力 c不应超过 196 上计算均满足要求 18。 章小结 本章主要进行了驱动半轴的设计，驱