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CA1090汽车驱动桥主减速器设计及有限元分析【满载质量为9t的中型载货汽车的主减速器】【单级主减速器】【说明书+CAD】
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满载质量为9t的中型载货汽车的主减速器
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黑龙江工程学院本科生毕业设计第1章 绪论1.1 选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。1.2 国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4.5的传动有其优越性。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-蜗轮主减速器在汽车驱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814)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。1.3 本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ANSYS对主动锥齿轮进行有限元分析。第2章 主减速器的设计2.1 结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。2.1.1减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i7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。(2)双级减速由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.60时可取=2.0； （2.2）汽车满载时的总质量在此取9550 ，此数据此参考解放CA1090型载货汽车；所以由式（2.2）得： 0.195955010373=5016 即0 所以该汽车的驱动桥数目在此取1；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9。根据以上参数可以由(2.1）得：Tce=3737.645.710.91=4619（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2.3）式中： 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取57300N，此数据此参考解放CA1090型载货汽车； 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；对越野汽车取=1.0；对于安装专门的放滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；在此取=0.85；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为8.25-20，滚动半径为 0.464m； ，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，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0。所以由公式（2.3）得:=573000.850.4640.91.0=25110（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，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）式中：汽车满载时的总重量，在此取95500N;所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020；在此取0.017； 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；汽车的性能系数在此取0；，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，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0；该汽车的驱动桥数目在此取1； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为8.25-20，滚动半径为 0.464m。所以由式（2.4）得： =955000.4640+0.07+0.01710.91=4283.52.2.2 基本参数的选择（1）主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，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齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；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；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；对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。 （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，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 （2.5）直径系数，一般取13.016.0；从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者取其值为4619；由式（2.5）得： =（13.016.0）34619=（317.85391.20）；初选=350 则齿轮端面模数=/=350/40=8.75=408.75 =350（3）主，从动齿轮齿面宽的选择。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。 另外,由于双曲面齿轮的几何特性,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。一般取大齿轮齿面宽=0.155=0.155350=54.25mm，小齿轮齿面宽=1.1=1.154.25=59.68mm（4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择载货汽车主减速器的E值，不应超过从从动齿轮节锥距的20%（或取E值为d的10%12%，且一般不超过12%）。传动比愈大则E值也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径的2030。但当E大于的20时，应检查是否存在根切。E=(0.10.12) =(0.10.12)350=35.0042.00mm初选E=37m双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图2.7所示：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。其中a、b是下偏移，c、d是上偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。本减速器采用下偏移。 a b c d图2.5 双曲面齿轮的偏移方式（5）螺旋角的选择双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角轮齿小最大，端螺旋角最小，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处的螺旋角是相等的。二对于双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主动齿轮和从动齿轮中点处的螺旋角不相等。且主动齿轮的螺旋角大，从动齿轮的螺旋角小。 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1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为3540。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:=+ （2.6）-主动轮中点处的螺旋角，mm；，主、从动轮齿数；分别为7，40；双曲面齿轮偏移距, 37mm；从动轮节圆直径，350mm；由式（2.6）得:=25+5407+9037350=46.47从动齿轮中点螺旋角可按下式初选:sin=Ed22+F2=373502+54.252=0.18式中：双曲面齿轮传动偏移角的近似值；双曲面从动齿轮齿面宽为54.25mm；=10.37=-=46.47-10.37=36.1、从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。平均螺旋角=46.47+36.12=41.29。（6）螺旋方向的选择。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图2.6所示，螺旋方向与双曲面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。图2.6 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力 （7）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，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230或20的平均压力角，在此选用2230的平均压力角。2.2.3双曲面齿轮的几何尺寸计算（1）大齿轮齿顶角与齿根角图2.7（a）标准收缩齿和 （b）双重收缩齿标准收缩齿和双重收缩齿（图2.7）各有其优缺点，采用哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。双重收缩齿的轮齿参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的，不是这种情况而要采用双重收缩齿，齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又短又粗。标准收缩齿在齿高方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀的刀顶距太小。这种情况可用倾锥根母线收缩齿的方法或仔细选用刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采用倾锥根母线收缩齿作为两者之间的这种。大齿轮齿顶角和齿根角为了得到良好的 收缩齿,应按下述计算选择应采用双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿。用标准收缩齿公式来计算及 （2.6） （2.7） （2.8） （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） （2.13） （2.14）由（2.6）与（2.14）联立可得: （2.15） （2.16） （2.17） （2.18） （2.19）式中： ,小齿轮和大齿轮的齿数；大齿轮的最大分度圆直径,已算出为350mm；大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径；在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距mm；大齿轮齿面宽中点处的齿工作高；大齿轮齿顶高系数取0.13；大齿轮齿宽中点处的齿顶高；大齿轮齿宽中点处的齿跟高；大齿轮齿面宽中点处的螺旋角；大齿轮的节锥角；齿深系数取3.7；从动齿轮齿面宽。所以： 15.200.25 计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 （2.20） （2.21） （2.22） （2.23）由式（2.19）与（2.23）联立可得: （2.24）刀盘名义半径,按表选取为210.4mm轮齿收缩系数 当为正数时,为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算及。 按倾根锥母线收缩齿重新计算小齿轮齿顶角及齿跟角。 （2.25） （2.26） （2.27） （2.28） 由式（2.25）与（2.25）联立可得: （2.29） （2.30）式中：大齿轮齿顶高系数取0.13倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和（2）大齿轮齿顶高 （2.30） （2.31）大齿轮节锥距.由式（2.30），（2.31）得：（3） 大齿轮齿跟高. （2.32）大齿轮齿宽中点处齿跟高由式（2.32）得：（4）径向间隙（5）大齿轮齿全高（6）大齿轮齿工作高（7）大齿轮的面锥角（8）大齿轮的根锥角（9）大齿轮外圆直径（10）小齿轮面锥角 （11）小齿轮的根锥角（12）小齿轮的齿顶高和齿根高 齿顶高:齿根高； 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数如表2.2： 表2.2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表5序 号项 目符号数值1主动齿轮齿数72从动齿轮齿数403端面模数8.75mm4主动齿轮齿面宽59.68 mm5从动齿轮齿面宽54.25 mm6主动齿轮节圆直径61.25 mm7从动齿轮节圆直径350mm8主动齿轮节锥角9.939从动齿轮节锥角80.0710节锥距 175mm11 偏移距37mm12 主动齿轮中点螺旋角 46.4713从动齿轮中点螺旋角36.114平均螺旋角41.2915刀盘名义半径210.4mm16主动齿轮齿顶角0.7117主动齿轮齿根角4.7618主动齿轮齿顶高5.28mm19从动齿轮齿顶高1.56 mm20主动齿轮齿根高9.26mm21从动齿轮齿根高 13.34mm22螺旋角3523径向间隙 1.49mm24从动齿轮的齿工作高13.45mm25主动齿轮的面锥角14.48 26从动齿轮的面锥角80.7327主动齿轮的根锥角9.2128从动齿轮的根锥角75.2629最小齿侧间隙允许值0.223mm2.2.4双曲面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。 2.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Tce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。 主减速器双曲面齿轮的强度计算（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 (2.33)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 两种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取54.25mm. 按发动机最大转矩计算时 （2.34）式中： 发动机输出的最大转矩，在此取373； 变速器的传动比在此取7.64； 主动齿轮节圆直径61.25mm；按式（2.34）得： 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%。经验算以上数据在许用范围内。（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 （2.35） 式中：该齿轮的计算转矩; 超载系数；在此取1.0;尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当时，在此0.766载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10悬臂式支承时取1.101.25。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，周节及径向跳动精度高时，可取1.0; 计算齿轮的齿面宽59.68mm;计算齿轮的齿数7;端面模8.75mm;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。参照图2.8取=0.32图2.8 计算用弯曲综合系数按Nm计算疲劳弯曲应力118 N/ 210 N/ 按 Nm计算疲劳弯曲应力403 N/ 700 N/所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 (3) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 (2.36)式中：主动齿轮的计算转矩；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm; ，见式(2.35)下的说明; 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; 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; 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2.9选取=0.17。图2.9 接触计算用综合系数按计算：=2755 2800N/按计算：=1497 8时为2945HRC11。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0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、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。2.3 轴承的选择2.3.1计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。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进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算: (2.37)式中：发动机最大转矩，在此取373Nm；，变速器在各挡的使用率，可参考表2.4选取；，变速器各挡的传动比，分别为7.64，5.06，3.38，2.25，1.5，1； ，变速器在各挡时的发动机的利用率。经计算为471主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径2.3.2齿宽中点处的圆周力 Z (2.38)式中： 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。d1m该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。按(2.38)计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 Z =15.38KN2.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力图2.10 主动锥齿轮齿面的受力图如图2.10，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 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，F分解成两个相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于OOA所在的平面，位于以OA为切线的节锥切平面内。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。F与之间的夹角为螺旋角，F与之间的夹角为法向压力角，这样就有： （2.39） （2.40） （2.41）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 （2.42） （2.43）由式（2.42）可计算 16.58KN由式（2.43）可计算2.3.4轴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2.11所示。图2.11 主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 （2.44） （2.45）已知 =15.38KN，=5.27KN，a=60mm,b=20mm, 所以由式（2.44）和（2.45）得:轴承A的径向力 轴承B的径向力KN轴承A，B的径向载荷分别为KN 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=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 此时X=0.4，Y=1.46所以Q=20.520.4+16.584.4=31.42根据公式： (2.46)式中: 为温度系数，在此取1.0;为载荷系数，在此取1.2寿命指数，取=所以=1.48910s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为 (2.47)式中： 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3035 km/h，在此取35km/h。所以有上式可得=200.65 r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (2.48) 式中: 轴承的计算转速，r/min。由上式可得轴承A的使用寿命代入公式(2.46)得 C=108.6KNA,B轴承选 30210 GB/T 297-946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=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 Q=7.02KN根据公式(2.46)得 C=25.66KNB轴承选 30216GB/T 297-9462.4 本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。第3章 差速器设计3.1 差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。 （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。3.2 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；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。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三点的圆周速度都相等，其值为。于是=，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以角速度自转时（图3.4），啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （3.1） 若角速度以每分钟转数表示，则 （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面上滚动而无滑动。由式（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。3.3 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，因此广泛用于各类车辆上。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-差速器右半壳图3.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器3.4 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。3.4.1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 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。 球面半径可按如下的经验公式确定： mm (3.3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值； T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，Nm根据上式= 所以预选其节锥距A0=63mm（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1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z1/z2在1.52.0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： （3.4）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，= 行星齿轮数目； 任意整数。在此=11，=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， =28.81 =90-=61.19 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=5.57mm得=61.27mm =5.5720=111.4mm（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： （3.5） 差速器传递的转矩，Nm；在此取14619Nm 行星齿轮的数目；在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， ，为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而； 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式=66.57mm =0.566.57=33.28mm 23.19mm 取=23mm 25mm3.4.2差速器齿轮的几何计算差速器齿轮参数计算见表3.1。表3.1汽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10，应尽量取最小值=112半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（3-4）=203模数=5.574齿面宽b=(0.250.30)A;b10m17mm5工作齿高=8.9126全齿高10.017压力角22.58轴交角=909节圆直径； 10节锥角，=28.81=61.1911节锥距=63.57mm12周节=3.1416=17.50mm13齿顶高;=5.89mm=3.02mm14齿根高=1.788-;=1.788-=4.07mm;=6.94mm15径向间隙=-=0.188+0.051=1.098mm16齿根角=;=3.66; =6.2317面锥角；=35.04=64.8518根锥角；=25.15=54.9619外圆直径；mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚 =9.67 mm=7.83 mm22齿侧间隙=0.202mm23弦齿厚=9.53mm=7.72mm24弦齿高=6.22mm=3.09mm3.4.3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 = (3.6) 式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩,在此为1006 Nm； 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数； 、见式（2.9）下的说明； 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图3-2可得=0.225根据式(3.6)得:=349.9 MPa980 MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求15。图3.3 弯曲计算用综合系数3.5 本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。第4章 驱动半轴的设计4.1 半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570MPa。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。4.2 全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（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数在计算时取1.0，没有纵向力作用； 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，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。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 (4.1)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 （4.2） 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，Nm； 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； 主减速器传动比根据式（4.2）可得：4.3 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）根据（4.3）可得:根据强度要求在此取。4.4 全浮式半轴的强度计算首先是验算其扭转应力： （4.4）式中：半轴的计算转矩，Nm在此取9746Nm；半轴杆部的直径，mm。根据公式（4.4）545 MPa =(490588) MPa所以满足强度要求。4.5 半轴花键的计算4.5.1花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4.1。表4.1 渐开线花键计算序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果1齿数162模数m33标准压力角304内花键大径基本尺寸52.5mm5齿形裕度0.3mm6内花键渐开线终止圆直径最小值51.6mm7基本齿槽宽4.71mm8渐开线花键公差等级79总公差18910综合公差6211周节累积公差8012齿形公差6313作用齿槽宽最小值4.71mm14实际齿槽宽最大值4.90mm15实际齿槽宽最小值4.77mm16作用齿槽宽最大值4.84mm17外花键大径基本尺寸51mm18花键齿侧配合内花键外花键19外花键作用齿厚上偏差94.520外花键大径公差21外花键小径基本尺寸43.5mm22基本齿厚4.71mm23作用齿厚最大值4.80mm24实际齿厚最小值4.61mm25实际齿厚最大值4.74mm26作用齿厚最小值4.67mm4.5.2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为 (4.5)半轴花键的挤压应力为 （4.6）式中：半轴承受的最大转矩，Nm ，在此取17946.1Nm; 半轴花键的外径，mm，在此取62.5mm; 相配花键孔内径，mm，在此取57.74mm; 花键齿数；在此取16 花键工作长度，mm，在此取80mm; 花键齿宽，mm，在此取3.925mm; 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 =59.1 MPa 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，挤压应力不应超过196 MPa，以上计算均满足要求18。4.6 本章小结 本章主要进行了驱动半轴的设计，驱动半轴分为全浮式、半浮式、3/4浮式三种。本车采用全浮式半轴。进行半轴设计时应先确定半轴直径，再对渐开线花键进行设计，本章主要对半轴的直径和花键进行了设计进行了校核。第五章 主动锥齿轮的有限元分析5.1有限元方法与ANSYS简介有限元方法是用于求解工程中各类问题的数值方法。应力分析中的稳态的、瞬态的、线性的或非线性的问题以及热传导、流体流动和电磁学中的问题都可以用有限元方法进行分析解决。现代有限元方法的起源可以追溯到20世纪的早期，当时一些研究者应用离散的等价杆拟合模态的弹性体。ANSYS是一个通用的有限元计算机程序，其代码长度超过100000行。我们能够应用ANSYS进行静态、动态、热传导、流体流动和电磁学分析。在过去20多年里，ANSYS是最主要的FEA程序。当前的ANSYS版本带有图形用户界面（GUI）的窗口、下拉菜单、对话框和工具条等，与过去相比已经焕然一新。现在，ANSYS已经被广泛应用在许多工程领域中，如航空、汽车、电子、核科学等19。在本次设计中，运用ANSYS软件对主减速器主动锥齿轮进行有限元分析。5.2主动锥齿轮的有限元分析5.2.1有限元模型的生成ANSYS和Pro/E有强大的输入输出接口，二者可以进行图形数据交换，Pro/E中虽有FEM有限元分析模块，功能却没有ANSYS强大。他们之间的数据传输有两种途径：一种是在Pro/E的Part菜单中执行ANSYSGeom开始数据传输；另一种是在ANSYS中执行FileImportPro/E导入文件。导入后的模型进行修改后如图5.1。 图5.1 主动锥齿轮模型5.2.2划分网格采用实体块单元（SOLID45），进行结构离散，即网格划分。该单元在有限元法中具每个节点有x、y、z位移方向的3个自由度。网格划分对于ANSYS软件来说，有二种划分方式：自由网格划分、映射网格划分。自由网格划分主要用于划分边界形状不规则的区域，生成排列不规则的网格，其单元的形状也是大小不一的，常常用于复杂边界形状的网格划分，但其分析精度不高；映射网格划分是将规则的形状（如正方形、三棱柱等）映射到不规则的区域（如畸变的四边形、底面不是正多边形的棱柱等），它所生成的网格相互之间是呈规则的排列的，分析精度也很高，但它要求划分区域满足一定的条件，否则不能划分，对于复杂形状的边界模拟能力较自由网格划分差，经过网格自由划分的有限元模型见图5.2，共生成52个节点。图5.2 网格划分对齿轮安装孔表面上的节点进行零位移约束，不考虑齿轮的
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