四驱越野车转向驱动桥的设计【11张cad图纸+文档全套资料】
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工学院本科生毕业设计说明书目录1前言12总体方法论证22.1转向驱动桥分析22.2 结构方案的确定22.2.1驱动桥的分析22.2.2转向器的分析22.2.3转向节的分析22.3本车桥的结构33主减速器的设计计算43.1主减速器传动比的计算43.2主减速器的选择43.3主减速器齿轮的类型53.4主减速齿轮计算载荷的确定63.5主减速器齿轮基本参数的选择73.5.1齿数的选择7表3-1 汽车驱动桥主减速器主动锥齿轮齿数（用于半展成法*加工时）73.5.2节圆直径的选择83.5.3齿面宽的选择93.5.4双曲面齿轮的偏移距E93.5.5双曲面齿轮的偏移方向93.5.6齿轮法向压力角的选择93.5.7齿轮几何尺寸的计算93.6.1单位齿长上的圆周力123.6.2轮齿的弯曲强度计算133.6.3轮齿的接触强度计算133.7 主减速器齿轮的材料及热处理143.8 主减速器的润滑144差速器的设计154.1 差速器的结构型式选择154.2差速器齿轮的基本参数选择154.2.1行星齿轮数目的选择154.2.2行星齿轮球面半径RB(MM)的确定154.2.3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择164.2.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定164.2.5差速器几何尺寸的计算164.3差速器齿轮与强度计算185半轴的设计195.1半轴的设计与计算195.2半轴的结构设计及材料与热处理206桥壳的设计216.1桥壳的结构型式大致分为可分式217转向器227.1循环球式转向器的角传动比227.2螺杆钢球螺母传动副227.3齿条、齿扇传动副257.4循环球式转向器零件的强度计算298转向节的设计338.1万向节的选择338.2万向节的设计计算339结论35考文献参361前言转向驱动桥在四驱越野车中是指具有转向功能的驱动桥。其主要功能一是把分动器传出的功率经其减速后传递给车轮使车轮转动；二是通过转向器把方向盘所受的转矩传递给转向杆从而使车轮转向。改革开放以来, 随着汽车工业的飞速发展，人民生活水平的提高，高速公路、高等级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活的一部分。同时随着我国加入世界贸易组织，通用、福特、日产、丰田一批世界一流汽车生产企业纷纷进入中国，市场竞争日趋激烈.入世后，技术竞争将是我国汽车工业面临的最大挑战。本课题是结合科研进行工程设计。由于四驱越野车的普及，因而对于转向驱动桥是非常需要的。为了让越野车能更好的适应野外的行驶，对于转向驱动桥提出了以下要求：a.车轮转向要达到45 b.方向盘向各边能转动2.5圈c.前轮采用麦弗逊悬架在王琪老师和李书伟老师的指导下，首先进行了方案论证。经过讨论与研究，对于桥壳部分改变了以前的非断开式，最终确定对于主减速器部分仍采用整体式而两端分别装一球面滚轮式万向节。在转向节部分采用球笼式万向节，转向器采用循环球式转向器。由于转向驱动桥最终要于其它部分组合在一起组成四驱车，所以整个设计过程要考虑最终的组装。我们根据厂方提供的数据首先对驱动桥进行了详细的分析。然后根据分析的结果，计算各部分的轴向力、扭矩、传动比以及功率。进而对各部分进行设计。转向驱动桥改变了以往的非断开式桥壳，使其更适和在一些非平坦路面上行驶。本课题新颖实用，在技术上有较大改进，具有较强的竞争力。本转向驱动桥将具有很大的市场前景。 2总体方法论证2.1转向驱动桥分析已知条件：外行尺寸(长x宽x高)：3600x1550x1500（mm）额定功率：76 kw(3800r/min) ; 最大扭距：225Nm(2000r/min) 前轴距：2230mm; 轮距：1300mm ;后轮距：1300mm ; 总质量：1.5t;载重量：2.1t ;Vmin:5km/h ; Vmax: 140km/h; 最大爬坡度：60%；2.2 结构方案的确定2.2.1驱动桥的分析驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。a.非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。它的一个缺点是簧下质量大点。b.断开式驱动桥断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。2.2.2转向器的分析根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构型式有多种。常见的有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。对转向其结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。矿山、工地用汽车和越野汽车，经常在坏路或在无路地带行驶，推荐选用极限可逆式转向器，但当系统中装有液力式动力转向或在转向横拉杆上装有减振器时，则可采用正、逆效率均高的转向器，因为路面的冲击可由液体或减振器吸收，转向盘不会产生“打手”现象。2.2.3转向节的分析万向节按其在扭转方向上是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节。在前者中，动力是靠零件的铰链式联接传递的，而在后者中则靠弹性零件传递，且有缓冲减振作用。刚性万向节又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节。由于弹性件的弹性变形量有限，故挠性万向节一般用于两轴间夹角不大于（35）和只有微量轴向位移的万向节传动场合。2.3本车桥的结构由于该车悬架采用麦弗逊悬架因此驱动桥应采用断开式驱动桥。对于转向器由于该车是四驱越野车，经常在坏路或无路地带行驶应选用极限可逆转向器。可选用循环球式转向器。当正效率高时驾驶员可以轻便的转动转向盘；当逆效率高时使驾驶员更好的感觉路况，但为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至 转向盘上要尽可能小，防止打手又要求效率尽可能低。因此应在车的转向横拉杆上装一减振器使其吸收路面的冲击消除打手现象。而对于转向节由于其转向要一定的角度根据角度选择球笼式Birfield型。对于主减速两侧的万向节用球面滚轮式万向节。3主减速器的设计计算3.1主减速器传动比的计算主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax及其转速np，的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定： (3-1) 式中rr车轮的滚动半径，m； igh变速器量高档传动比。对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择： i0=1+（1025） i0 (3-2)=2.162.96 3.2主减速器的选择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。a.单级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i07.6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。b.双级主减速器由于双级主减速器结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.65的中、重型汽车的贯通桥。它又有锥齿轮圆柱齿轮式和圆柱齿轮锥齿轮式两种结构型式。锥齿轮圆柱齿轮双级贯通式主减速器的特点是有较大的总主减速比(因两级减速的减速比均大于1)，但结构的高度尺寸大，特别是主动锥齿轮的工艺性差，而从动锥齿轮又需要采用悬臂式安置，支承刚度差，拆装也不方便。圆柱齿轮锥齿轮式双级贯通式主减速器的结构紧凑，高度尺寸减小，但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小。f.单级(或双级)主减速器附轮边减速器一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时，则需采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在1626左右)，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。但轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂、成本提高，因此只有当驱动桥的减速比大于12时，才推荐采用。根据求得的传动比i0=2.162.96选择用单级减速器。3.3主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。 螺旋锥齿轮其主、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。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。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。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。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i04.5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。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。由于i0=2.162.96选择用双曲面主动齿轮。3.4主减速齿轮计算载荷的确定将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje、Tjh)的较小者，作为越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 (3-3)Nm (3-4) Nm 式中Temax发动机量大转矩，Nm；iTL由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； 传动部分的效率，取=0.9； K0超载系数，取K0=1； n驱动桥数目；G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；轮胎对路面的附着系数，越野汽车取=1.0； rr一车轮的滚动半径，m；，一一分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比。上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm (Nm)为 (3-5)Nm 式中Ga汽车满载总重，N； GT所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车； fR道路滚动阻力系数，越野汽车取0.0200.035； fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。越野汽车取0.090.30。fP汽车或汽车列车的性能系数： 0 (3-6)式中fP计算为负时，取0值。当计算主减速器主动齿轮时，应将式（3-3）（3-4）各式分别除以该齿轮的减速比及传动效率。3.5主减速器齿轮基本参数的选择3.5.1齿数的选择表3-1 汽车驱动桥主减速器主动锥齿轮齿数（用于半展成法*加工时）传动比(z/ z)推荐的主动齿轮最小齿数(z)主动齿轮齿数允许范围（z） 2.01715192.51512163.01110143.5108104.09794.58695.0 758表3-2 汽车主减速器主、从动锥齿数的选择89101112131415162.8802.9194144472.9202.95935382.9602.999424548续表89101112131415163.0003.0393639493.0403.0793343463.0803.11940 照表3-1由于i0=2.162.96所以取主动齿轮齿数为11。再根据表3-2查得与齿数11相配和的齿数为35。3.5.2节圆直径的选择由于弯曲应力和作用在齿轮上的圆周力P与齿面宽F的比值P/F成正比关系，而且当变速器处于挡位置时，圆周力P与齿面宽F的比值P/F。 (3-7) (3-8)式中：d2及F的单位均cm。当挡的传动比ig13时，还必须具备另一条件，亦即在直接挡传递发动机的最大转矩Temax时比值P/F应不超过3920，即 (3-9)对于双曲面齿轮来说，选取F0.155d2,将此关系及代入以上有关公式并整理后得到：当挡传递Temax时，节圆直径d2应大于或等于以下两式算得数值中的较小值，即 (3-10)cm (3-11)cm 取两者中的较大值。式中Temax发动机量大转矩，Nm；ig1变速器挡传动比；i变速器比；n该车的驱动桥数目； G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N； 轮胎对路面的附着系数，对越野汽车取=1.0； rr一车轮的滚动半径，m；圆整后取d2=175mmd2选定后，可按式m=d2/z2175/35=5算出从动锥齿轮大端端面模数，并用下式校核： (3-12)=(0.30.4)4.5395.719 式中Tj计算转矩，Nm； Km模数系数，取Km=0.30.4。经校核成立。3.5.3齿面宽的选择汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F(mm)推荐为： F=0.155d 2 (3-13)27mm 式中d2从动齿轮节圆直径，mm。3.5.4双曲面齿轮的偏移距E越野汽车E不应超过从动齿轮节锥距A0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大干d2的20时，应检查是否存在根切。 E=0.2d2 (3-14)=0.2175=35mm 3.5.5双曲面齿轮的偏移方向采用下偏移。又由于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。3.5.6齿轮法向压力角的选择对于双曲面齿轮，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的平均压力角，轿车选用19的平均压力角。当zl8时，其平均压力角均选用2115。本车选用平均压力角为2115。3.5.7齿轮几何尺寸的计算按表3-3对几何尺寸进行计算得表3-3圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表序号 计算公式结果 注释1z1 11小齿轮齿速应不少于62z2 35大齿轮齿速由z1及速比定，但z1与z2间应避免有公约数 3F 27大齿轮齿面宽F=0.155d24E 20小齿轮轴线偏移距E=（0.1 0.12）d25d2=175 175大齿轮风度圆直径d26rd=63.563.5刀盘名义直径rd7=arctan() 20.13小齿轮节锥角9=69.34大齿轮节锥角102=30.50大齿轮终点螺旋角211z=-0.2809大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离，+表示该节锥顶点越过了小齿轮轴线，-表示该节锥顶点在大齿轮体与小齿轮轴线之间12A0=93.583大齿轮节锥距13=0.817大齿轮顶角14=3.99大齿轮的齿根角15 h=1.446大齿轮齿顶高16h= 8.203 大齿轮齿根高17C=1.148径向间隙C为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的15%再加上0.0518 h=9.649大齿轮齿全高19hg=8.501大齿轮齿工作高20 =70.16大齿轮的面锥角21=65.35大齿轮的根锥角续表序号 计算公式结果 注释23 =31.924大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离24 z0=-0.595大齿轮面锥顶点到小齿轮轴线的距离，+表示该面锥顶点越过了小齿轮轴线，-表示该面锥顶点在大齿轮体与小齿轮轴线之间25zR= 2.1499 大齿轮根锥顶点到小齿轮轴线的距离，+表示该根锥顶点越过了小齿轮轴线，-表示该根锥顶点在大齿轮体与小齿轮轴线之间26 =22.99小齿轮面锥角27G0=-2.94小齿轮面锥顶点到大齿轮轴线的距离，+表示该面锥顶点越过了大齿轮轴线，-表示该面锥顶点在小齿轮体与大齿轮轴线之间28B0= 84.673 小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离29Bi= 55.8904小齿轮前缘至大齿轮轴线的距离30 d01=69.3095小齿轮的外圆直径续表序号 计算公式结果 注释31GR=2.5155小齿轮根锥顶点到大齿轮轴线的距离，+表示该根锥顶点越过了大齿轮轴线，-表示该根锥顶点在小齿轮体与大齿轮轴线之间 32 =19.23小齿轮根锥角33Bmin0.1197最小侧间隙允许值34Bmax0.1598最大侧间隙允许值3.6主减速器双曲面齿轮的强度计算3.6.1单位齿长上的圆周力 (3-15) 式中p单位齿长上的圆角力，Nmm；P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Teamx和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；F从动齿轮的齿面宽，mm。按发动机最大转矩计算时： (3-16)=N 式中Temax发动机最大转矩，Nm；ig变速器传动比，常取1档及直接档进行计算；d1主动齿轮节圆直径，mm。对于多桥驱动汽车应考虑驱动桥数及分动器传动比。按最大附着力矩计算时： (3-17)=N 式中G2驱动桥对水平地面的负荷，N；轮胎与地面的附着系数；rr轮胎的滚动半径，m；d2主减速器从动齿轮节圆直径，mm。许用单位齿长上的圆周力如表3-4。表3-4 许用单位齿长上的圆周力按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档轿车8935363218930.85货车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.653.6.2轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (Nmm2)为 (3-18)= Nmm2 式中Tj齿轮的计算转矩，Nm，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；K0超载系数；Ks尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m1.6mm时Ks= (3-19)Km载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，Km1.101.25。支承刚度大时取小值；Kv质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv1；F计算齿轮的齿面宽，mm；Z计算齿轮的齿数； m端面模数，mm；J计算弯曲应力用的综合系数,为0.27。汽车主减速器齿轮的损坏形式主要是疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩有关，Tj或升Tjh只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。3.6.3轮齿的接触强度计算双曲面齿轮齿面的计算接触应力 (MPa)为 (3-20)=30.67 Mpa 式中T1、T1max分别为主动齿轮的工作转矩和最大转矩，Nm；Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2mm；d1主动齿轮节圆直径，mm；Kf表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取Kf=1；F齿面宽，mm，取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽)；J一一计算接触应力的综合系数，为0.27。3.7 主减速器齿轮的材料及热处理汽车主减速器双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度可高达HRC5864，而芯部硬度较低为HRC3245。渗碳层深度为0.91.3mm。3.8 主减速器的润滑主减速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油能流进差速器，有的采用专门的导油匙。4差速器的设计4.1 差速器的结构型式选择 差速器的结构型式有多种。有普通对称式圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自锁式两类。自锁式差速器又有多种结构型式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。a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。b强制锁止式防滑差速器充分利用牵引力的最简单的一种方法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。 c自锁式差速器 一般越野汽车的低压轮胎与地面的附着系数的最大值为0.70.8(在于燥的柏油或混凝工路面上)，而最小值为0.10.2(在开始溶化的冰上)。可见相差悬殊的附着系数的最大比值为8。因此，为了充分利用汽车牵引力，差速器的锁紧系数K实际上选定为8就已足够。而汽车在不好的道路和无路地区行驶的实践表明，各驱动车轮与地面附着系数不同数值之比，一般不超过34。因此选取K34是合适的，在这种情况下汽车的通过性可以得到显著的提高，而其转向操纵等使用性能实际上并不变坏。根据所设计车的要求选用对称式圆锥行星齿轮差速器同时加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数。4.2差速器齿轮的基本参数选择4.2.1行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。参照长春一汽的四驱越野车采用2个行星齿轮。4.2.2行星齿轮球面半径RB(mm)的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代替了差速器圆锥齿轮的节锥距。 球面半径可根据经验公式来确定： (4-1)=32.747mm 式中KB行星齿轮球面半径系数，KB=2.522.99，对于有2个行星齿轮的越野汽车取最大值；Tj计算转矩，Nm。RB确定后，即可根据下式预选其节锥距： A0=(0.980.99)RB (4-2)=(0.980.99)=31.7732.42 4.2.3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到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，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数z2L、z2R之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装。取z1 =10 z2=184.2.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、： =32.28 (4-3)=67.72 (4-4)式中z1、z2行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： =3.15 (4-5) 圆整后取m=4 算出模数后，节圆直径d即可由下式求得： (4-6)d1=410=40mm d2=418=72mm 4.2.5差速器几何尺寸的计算按表4-1得表4-1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1行星齿轮齿数z1=102半轴齿轮齿数z2=18 3模数m=44齿面宽F=(0.250.30)A0=10.28512.345齿工作高hg=1.6m=6.46齿全高h=1.788m0.051=7.203 7压力角=22.58轴交角=909节圆直径d1=mz1=40 d2=mz2=7210节锥角 =arctan(z1/z2)=29.05 =arctan(z2/z1)=60.9511节锥距A0=d1/(2sin)=d2/(2sin)=41.1412周节t=3.1416m=12.566413齿顶高=hgh=4.224 h=0.430+m=2.17614齿根高h =1.788mh =2.928 h=1.788h=4.976 15径向间隙c=hhg=0.1788mh=0.803 16齿根角=arctan=4.07 =arctan=3.0317面锥角=32.08 =65 18根锥角=24.98 =57.92 19外圆直径D01=d12 hcos=47.39 D02=d22 hcos=74.11 20节锥顶点至齿轮外缘距离=d2/2hsin=33.945 =d1/2 h sin =18.09 4.2.6行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定 行星齿轮安装孔与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取 (4-7)=1.18=8.8 (4-8)=1.164=70.4 =8 (4-9)式中T0差速器传递的转矩，Nm； n行星齿轮数； l为行星齿轮支承面中点到锥顶的距高，mm； 支承面的许用挤压应力，取为69MPa。 4.3差速器齿轮与强度计算 汽车差速器齿轮的弯曲应力为 (4-10)=282.42 Mpa 式中T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，Nm；Tj计算转矩，Nm；n差速器行星齿轮数目；z2半轴齿轮齿数；J计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，为0.225。按日常行驶平均转矩计算所得的汽车差速器齿轮的弯曲应力，应不大于210.9MPa；按计算转矩进行计算时，弯曲应力应不大于980MPa。由于282.42 Mpa980Mpa成立。5半轴的设计5.1半轴的设计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：（1）纵向力X2最大时(X2Z2)，附着系数尹取0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2中，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用；（3）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。 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。 由于半轴两端各于万向节因此采用3/4浮式半轴。 3/4浮式半轴的设计计算按前述第一、二两种载荷工况计算。其危险断面位于半轴与轮毂相配表面的内端。 (1)34浮式半轴在前述第一种载荷工况下危险断面处，半袖承受合成弯矩： (5-1)= 转矩按下式计算： (5-2)=63000.35=2205 （2）3/4浮式半轴在前述第二种载荷工况下如果轮毂轴承的夹持力矩不大，则3/4浮式半轴受弯矩。求弯矩时应考虑到轮毂轴承和半轴内端与差速器壳的夹持作用。这时左、右半轴上的弯矩分别 (5-3)(5-4) 如果轮毂轴承有足够的支承刚度，能保证轮毂的充分夹紧，则在车轮侧滑时半轴上的弯矩可以不计。5.2半轴的结构设计及材料与热处理 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)。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。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。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HB388444(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HRC5263，硬化层深约为其半径的13，心部硬度可定为HRC3035；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277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。6桥壳的设计6.1桥壳的结构型式大致分为可分式（1）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。（2）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心粱，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好以后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。根据两种形式的对比采用整体式桥壳。7转向器7.1循环球式转向器的角传动比 初选螺距t=11mm，导程角=7，钢球直径=8mm，啮合半径=32.5mm由循环球式转向器的结构关系可知：当转向盘转动角时，转向螺母及其齿条的移动量应为 （7-1）=(900/360)11=27.5mm 式中t螺杆或螺母的螺距。这时，齿扇转过角。设齿扇的啮合半径，则角所对应的啮合圆弧长应等于s，即 （7-2）由以上两式可求得循环球式转向器的角传动比为 （7-3）= 7.2螺杆钢球螺母传动副螺杆钢球螺母传动副与通常的螺杆一螺母一传动副的区别在于前者是经过滚动的钢球将力由螺杆传至螺母，变滑动摩擦为滚动摩擦。螺杆和螺母上的相互对应的螺旋槽构成钢球的螺旋滚道。转向时转向盘经转向轴转动螺杆，使钢球沿螺母上的滚道循环地滚动。为了形成螺母上的循环轨道，在螺母上与其齿条相反的一侧表面(通常为上表面)需钻孔与螺母的螺旋滚道打通以形成一个环路滚道的两个导孔，并分别插入钢球导管的两端导管。钢球导管是由钢板冲压成具有半圆截面的滚道，然后对接成导管，并经氰化处理使之耐磨。插入螺母螺旋滚道两个导孔的钢球的两个导管的中心线应与螺母螺旋滚道的中心线相切。螺杆与螺母的螺旋滚道为单头(单螺旋线)的，且具有不变的螺距，通常螺距t约在8 13mm范围内可按式(73)初选，螺旋线导程角约为6 11。转向盘与转向器左置时转向螺杆为左旋，右置时为右旋。钢球直径约为69mm。一般应参考同类型汽车的转向器选取钢球直径，并应使之符合国家标准。钢球直径尺寸差应不超过。显然，大直径的钢球其承载能力亦大，但也使转向器的尺寸增大。钢球的数量n也影响承载能力，增多钢球使承载能力增大，但也使钢球的流动性变差，从而要降低传动效率。经验表明在每个环路中n以不大于60为好。钢球数目(不包括钢球导管中的)可由下式确定： （7-4）=3.1428.52.5/8= 28 式中钢球中心距，（见图71）； 一个环路中的钢球工作圈数，为了使载荷在各钢球间分布均匀，一般W1.5 2.5，当转向器的钢球工作圈数需大于2.5时，则应采用两个独立的环路；钢球直径； 螺线导程角。钢球中心距是指钢球滚动时其中心所在的圆柱表面的横截面的圆的直径。它是一个基本尺寸参数，将影响循环球转向器的结构尺寸及强度。设计时可参考同类车进行初选，经强度验算后再进行修正。显然，在保证强度的前提下应尽量取小些。在已知螺线导程角和螺距t的情况下，亦可由下式求得： （7-5）=28.5mm 式中t螺杆与螺母滚道的螺距； 螺线导程角。螺杆螺旋滚道的内径，外径，以及螺母的尺寸 ，(见图71)，在确定钢球中心距后即可由下式确定：图71 螺杆与螺母的螺旋滚道截面(a) 四点接触的滚道截面；(b)两点接触的滚道截面(b) B、D钢球与滚道的接触点；钢球中心距；滚道截面的圆弧半径。 （7-6）式中钢球中心距；螺杆与螺母的滚道截面的圆弧半径，=(0.510.53) 8=4.084.24（见图71）；滚道截面圆弧中心相对于钢球中心线的偏移距（见图71）； （7-7）=(4.2-4) 0.707=0.1414 钢球直径；钢球与滚道的接触角，通常取45； 滚道截面的深度，（见图71），可取（0.300.35）=2.42.8 （7-8） D应大于d，一般也可取（0.050.10）。 滚道截面有四点接触式、两点接触式（见图71）和椭圆滚道截面等。四点接触式滚道截面由四段圆弧组成，螺杆和螺母的滚道截面各为两段圆弧。四点接触滚道截面可获得最小的轴向间隙，以避免轴向定位的不稳定，受载后基本上可消除轴向位移，但滚道与钢球间仍应有间隙以贮存磨屑、减小磨损。虽然其制造工艺较复杂，但仍得到广泛应用。两点接触式滚道截面由两段圆弧组成，其螺杆和螺母滚道均为单圆弧，形状简单。当螺杆受有轴向载荷时，螺杆与螺母间产生轴向相对位移使轴向定位不稳定，增加了转向盘的自由行程，这对装动力转向的转向系特别不利，因为它降低了分配阀的灵敏度，从而影响转向性能。椭圆滚道的螺杆部分为椭圆截面、螺母部分为圆弧截面。钢球以三点与滚道接触，被精确地定位于滚道中心，轴向定位精确，但加工较复杂。 螺杆滚道应倒角以避免尖角划伤钢球。 接触角是指钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法面轴线间的夹角 (见图7-1)。增大将使径向力增大而轴向力减小；反之则相反。通常多取45，以使径向力与轴向力的分配均匀。 螺距t和螺旋线导程角：前者影响转向器的角传动比(见式(73)；后者影响动效率。选择时应满足角传动比的要求和保证有较高的正效率而反行程时不发生自锁现象。 工作钢球的总圈数：决定于接触强度。总圈数增多钢球亦增多，则可降低接触应力、提高承载能力。一般有2.5、3和5圈的，当2.5时则应采用两个独立的环路。 螺杆和螺母一般采用20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNi 3A钢制造，表面渗碳，渗碳层深度为0.81.2mm，重型汽车和前轴负荷大的汽车的转向器，渗碳层深度可达1.051.45mm。淬火后表面硬度为HRC5864。 螺杆钢球螺母传动副的高可靠性、长寿命、小的摩擦损失以及达到实际上的无隙配合(螺杆的轴向间隙不应大于0.0020.003mm)，是通过对滚道的高精度加工，使滚道表面具有高光洁度，采用标准的高精度的钢球(可用二、三级精度的)，并对螺杆、钢球及螺母的尺寸进行选配来达到的。7.3齿条、齿扇传动副齿扇通常有5个齿，它与摇臂轴为一体。齿扇的齿厚沿齿长方向是变化的，这样即可通过轴向移动摇臂轴来调节齿扇与齿条的啮合间隙。由于转向器经常处于中间位置工作，因此齿扇与齿条的中间齿磨损最厉害。为了消除中间齿磨损后产生的间隙而又不致在转弯时使两端齿卡住，则应增大两端齿啮合时的齿侧间隙。这种必要的齿侧间隙的改变可通过使齿扇各齿具有不同的齿厚来达到。即齿扇由中间齿向两端齿的齿厚是逐渐减小的。为此可在齿扇的切齿过程中使毛坯绕工艺中心转动，如图53所示，相对于摇臂轴的中心有距离为的偏心。这样加工的齿扇在齿条的啮合中由中间齿转向两端的齿时，齿侧间隙也逐渐加大，可表达为 （7-8）=20.8tan7=0.196 式中径向间隙； 啮合角； 齿扇的分度圆半径；摇臂轴的转角。图72 为获得变化的齿侧间隙齿扇的加工原理和计算简图图73 用于选择偏心n的线图当，确定后，根据上式可绘制如图73所示的线图，用于选择适当的n值，以便使齿条、齿扇传动副两端齿啮合时，齿侧间隙能够适应消除中间齿最大磨损量所形成的间隙的需要。 齿条、齿扇传动副各对啮合齿齿侧间隙的改变也可以用改变齿条各齿槽宽而不改变齿扇各轮齿齿厚的办法来实现。一般是将齿条(一般有4个齿)两侧的齿槽宽制成比中间齿槽大0.200.30mm即可。齿扇的齿厚沿齿宽方向变化，故称为变厚齿扇。其齿形外观与普通的直齿圆锥齿轮相似。用滚刀加工变厚齿扇的切齿进给运动是滚刀相对工件作垂向进给的同时，还以一定的比例作径向进给，两者合成为斜向进给。这样即可得到变厚齿扇。变厚齿扇的齿顶及齿根的轮廓面为圆锥面，其分度圆上的齿厚是成比例变化的，形成变厚齿扇，如图74所示。图74 变厚齿扇的截面在该图中若00截面原始齿形的变位系数0，则位于其两侧的截面II和分别具有0和车0，即截面II的齿轮为正变位齿轮，而截面的齿轮为负变位齿轮。即变厚齿扇在其整个齿宽方向上是由无穷多的原始齿形变位系数逐渐变化的圆柱齿轮所形成。因为在与00平行的不同截面中，其模数m不变、齿数亦同，故其分度圆及基圆亦不变，即为分度圆柱和基圆柱。其不同截面位置上的渐开线齿形，均为在同一基圆柱上展开的渐开线，仅仅是其轮齿的渐开线齿形离基圆的位置不同而已，故应将其归人圆柱齿轮范畴，而不应归于直齿圆锥齿轮范围，虽然它们从外观上更相似，因为直齿圆锥齿轮轮齿的渐开线齿形的形成基准是基锥。变厚齿扇齿形参数的计算 图75 变厚齿扇的齿型计算用图通常取齿扇宽度的中间位置作基准截面，如图75所示的截面AA。由该截面至大端(截面BB)时，各截面处的变位系数均取正，向小端(截面CC)时，变位系数由正变为零(截面OO)再变为负值。设截面OO至截面AA的距离为，则 （7-9）=12.19 式中在截面AA处的原始齿形变位系数；m模数；切削角。由式（79）可知：当齿扇的模数m及切削角选定后，各截面处的变位系数取决于该截面与基准截面的间的距离（见图75）。变厚齿扇基准截面（截面AA）处的齿形计算可按表53进行，计算前应将先选定的参数也列在该表中。其中齿扇模数m是根据前桥负荷及汽车的装载质量的不同参考表51选取；法向压力角一般为2030；切削角常见的有630和730两种；齿顶高系数一般取0.8或1.0；整圆齿数z一般在1218范围内选取；齿扇宽度F一般在2228mm范围内选取。表71各类汽车循环球转向器的齿扇模数表72变厚齿扇（AA）处的齿形参数选择与计算 （mm）说明：基准截面见图75的截面AA，为齿扇宽度的中间位置处的截面。最大变位系数截面即截面BB（见图75），应对该截面的齿形作齿顶变尖的核算，如表73所示。表73 最大变位系数截面（截面BB）齿顶变尖核算说明：一般容许的齿顶圆弧齿厚的最小值为：（0.250.30）m 当m34时（0.200.25）m 当m46时（0.100.20）m 当m78时表74给出了循环球式转向器的一些参数，供设计时参考。表7-4 循环球式参数表7.4循环球式转向器零件的强度计算为了进行强度计算，首先要确定其计算载荷。但对前轴符合大的重型载货汽车，往往会超过司机在体力上的可能。这时在计算转向器和动力转向的动力缸以前的零件时，可取司机作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力可取为700N。确定计算载荷后，即可计算转向系零件的强度。（1）钢球与滚道间的接触应力 （7-10）=0.8541.87= 30003500MPa 式中K系数，根据AB查表75求得，其中AB用下式计算： （7-11）=25.7(24.2-8)/2(25.7+8)=0.153 d螺杆外径，见图71；螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径，见图72；钢球直径；E材料弹性模量，MPa；N每个钢球与螺杆滚道之间的正压力； （7-12）= 转向盘圆周力；R转向盘轮缘半径；螺杆螺线导程角；钢球与滚道间的接触角；参与工作的钢球数；钢球接触点至螺杆中心线之距离。 表75 系数K与AB的关系 mmA/B1.000.900.800.700.600.500.400.30K0.3880.400.410.440.4680.4900.5360.600A/B0.200.150.100.050.020.010.007K0.7160.8000.9701.2801.8002.2713.202当钢球与滚道的接触表面的硬度为HRC5864时，许用接触应力可取为30003500MPa。为了满足式(710)所表达的接触强度的要求，钢球的工作总圈数应达到 （7-13）=70/28=2.5 式中一圆滚道中的钢球数； （7-14）=28 螺距；钢球中心距(见图72)螺线导程角；钢球直径；需要的工作钢球总数；b （7-15）=21.53/(0.910.27620.99250.7071)=3.3 作用在齿条与齿扇的齿上的力； （7-16）=700/32.5=21.53 转向摇臂轴上的力矩；齿扇的啮合半径； 考虑轴向力在各钢球间不均匀分配的系数，0.80.9；N钢球与螺杆滚道之间的正压力，见式(712)；钢球与滚道间的接触角，见图72。当由式(713)算得的钢球工作总圈数2.5时，则应采用圈数及钢球数相同的两个独立的环路，以使载荷能较均匀地分布于各钢球并保持较高的传动效率。但钢球总数 (包括在钢球导管中的)不应超过60个。否则应加大钢球直径并重新计算。径向间隙不应大于0.020.03mm。亦可用下式计算： （7-17）=36.6-(28+20.4)=0.2 轴向间隙可用下式计算： （7-18）=0.283 (1)螺杆在弯扭联合作用下的强度计算螺杆处于复杂的应力状态，在其危险断面上作用着弯矩和转矩，其弯矩M及转矩T分别为： （7-19）=21.5332.5+(21.53140tan27)/4=1083.68 （7-20）=21.53(28.5/2) tan7+arctan0.01(8sin45)=2.573 式中由式(716)决定的力，见图72；齿条、齿扇啮合节点至螺杆中心的距离；螺杆两支承轴承间的距离；啮合角；钢球中心距； 螺线导程角；换算摩擦角；滚动摩擦系数，0.0080.010；钢球与滚道的接触角。这时，螺杆的当量应力为 （7-21）=540N/mm2 式中F，h，B,s齿扇上圆周率；齿扇的赤高；齿扇齿宽；基圆齿厚。许用应力，=540N/mm2转向摇臂轴一般采用20CrMnTi、22CrMnMo或20CrNi 3A钢制造，表面渗碳，渗碳层深为0.81.2mm，重型汽车和前轴负荷大的汽车，则为1.051.45mm。淬火后表面硬度为HRC5863。转向器壳体采用球墨铸铁QT40018或可锻铸铁KTH35010，KTH37012制造。8转向节的设计8.1万向节的选择万向节按其在扭转方向上是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节。在前者中，动力是靠零件的铰链式联接传递的，而在后者中则靠弹性零件传递，且有缓冲减振作用。刚性万向节又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节。由于挠性万向节一般用于两轴间夹角不大于（35）和只有微量轴向位移的万向节传动场合。由于本车是四驱越野车其转动角度要达到45经过选择后采用球笼式等速万向节。8.2万向节的设计计算 图8-1 球笼万象节尺寸系列 按表8-1选择合适的万向节。表8-1球笼万象节的尺寸系列参数名义尺寸100113125150175200225250300与行星套联接的轴颈直径Smm25.428.631.838.144.550.857.263.576.2钢球直径mm19.021.423.828.533.338.142.847.657.1续表名义尺寸100113125150175200225250300行星套最大直径mm30.433.137.146.153.360.466.774.3最小直径mm25.430.433.241.147.953.959.566.4槽距mm40402621181614.513花键数mm232518
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