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哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(論文)
摘要
本設(shè)計首先確定各主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設(shè)計參數(shù)，然后參考同類的驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)，確定出設(shè)計方案并進(jìn)行計算和設(shè)計，最后對主從動錐齒輪、半軸齒輪、半軸、橋殼輪邊機構(gòu)等部分進(jìn)行校核，對支撐軸承進(jìn)行了壽命校核。
本設(shè)計采用主減速器和輪邊減速器雙級傳動副傳動，均勻分配單一傳動副上的高強度磨損，輪邊機構(gòu)的應(yīng)用，大大的提高了離地間隙，提高了汽車的通過性。本設(shè)計在我國尚處于起步階段，在我國仍有很大的發(fā)展?jié)摿桶l(fā)展空間，本設(shè)計也將是未來越野汽車和重載汽車的發(fā)展方向。
本設(shè)計具有以下的優(yōu)點：由于采用輪邊雙級驅(qū)動橋，使得整個后橋的結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝簡單，從而大大的降低了制造成本。并且,提高了汽車的離地間隙。
關(guān)鍵字：越野汽車;后橋;輪邊雙級;圓弧齒錐齒輪
Abstract
This design is to first identify major parts of the structure and main design parameters, then reference to similar axles structure, confirmed the design and calculation and design, final master-slave dynamic bevel gear and half axle gears, half axle, bridge housing wheel edges institutions, to test the part such as back-up bearing life respectively. This design USES the main reducer and wheel edges reducer doublestage transmission vice transmission, evenly distributed single transmission of high intensity vice wear, wheel edges institutions of applications, greatly improve the ground clearance is achieved, improved the car through sexual.
This design in our country is still at the beginning, in our country still has great potential for growth and development space, this design also will be the future off-road vehicle and heavy-load automobiledevelopment direction.
This design has the following advantages: due to the wheel edges doublestage axles, make the whole bridge structure is simple, make simple process, thus greatly reduce the production cost. And, improve the car from the ground clearance.
Key word: off-road vehicle, Rear axle, Wheel edges doublestage; Arc tooth wimble gear
目 錄
摘要 I
Abstract II
目 錄 III
第1章 緒論 1
第2章 驅(qū)動橋總體結(jié)構(gòu)方案分析 2
第3章 主減速器設(shè)計 4
3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式 4
3.1.1 主減速器齒輪的類型 4
3.1.2 主減速器主、從動錐齒的支承型式 4
3.2 主減速器的基本參數(shù)與設(shè)計計算 5
3.2.1 主減速比的確定 5
3.2.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 5
3.2.3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 6
3.2.4 主減速器圓孤齒輪的幾何參數(shù)計算 7
3.2.5 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 10
3.3 主減速器的材料選擇及熱處理方法 12
3.4 主減速器軸承的計算 12
3.4.1 錐齒輪齒面上的作用力 12
3.4.2 主減速器軸承載荷的計算 15
小結(jié) 18
第4章 差速器設(shè)計 19
4.1 差速器類型的選擇 19
4.2 差速器的設(shè)計和計算 19
4.2.1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 19
4.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 21
4.2.3 差速器齒輪的強度校核 23
4.3 差速器齒輪的材料選擇 24
4.4 差速器殼體的材料選擇 24
小結(jié) 24
第5章 驅(qū)動車輪的傳動裝置設(shè)計 25
5.1 半軸的形式 25
5.2 半軸的設(shè)計計算 25
5.2.1 全浮式半軸的計算載荷確定 25
5.2.2 全浮式半軸桿部直徑初選 26
5.2.3 半軸的強度計算 26
5.2.4 半軸花鍵的強度計算 27
5.3 半軸材料與熱處理 28
小結(jié) 28
第6章 輪邊部分的設(shè)計 29
6.1 輪邊減速器的結(jié)構(gòu)型式 29
6.1.1 輪邊減速器的齒輪類型 29
6.1.2 輪邊減速器主、從動錐齒輪的支撐方式 29
6.2 輪邊減速器的基本參數(shù)與設(shè)計計算 29
6.2.1 圓柱直齒輪主要參數(shù)的選擇 29
6.2.2 輪邊減速器圓柱直齒輪的幾何參考數(shù)計算 30
6.2.3 輪邊減速器圓柱齒輪的強度計算 31
6.3 輪邊減速器齒輪材料的選擇及熱處理方法 34
6.4 輪邊減速器殼的材料選擇 34
6.5 輪邊減速器圓柱軸承的計算 34
6.5.1 圓柱齒輪齒面上的作用力 34
6.5.2 輪邊減速器軸承載荷的計算 36
小結(jié) 38
第7章 驅(qū)動橋殼設(shè)計 39
7.1 橋殼的結(jié)構(gòu)型式 39
7.2 橋殼的受力分析與強度計算 39
7.2.1 橋殼的靜彎曲應(yīng)力計算 39
7.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算 40
7.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 41
7.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 43
7.2.5 汽車受最大側(cè)向力時的橋殼強度計算 43
7.3 橋殼的材料選擇 44
小結(jié) 44
結(jié)論 45
致謝 46
參考文獻(xiàn) 47
附錄 48
57
第1章 緒論
汽車驅(qū)動橋位于傳動系的未端。其基本功用首先是增扭、降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動軸直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動車輪；其次，驅(qū)動橋還要承受作用于路在或車身之間的重直力，縱向力和橫向力，以及制動力和反作用力等。驅(qū)動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。
汽車的使用性能對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅(qū)動橋在傳統(tǒng)中起著舉足輕的作用。汽車的特點和優(yōu)越性對于生產(chǎn)商來說提高其產(chǎn)品市場競爭力的一個法寶。對于越野汽車驅(qū)動橋的離地間隙來說，絕大多數(shù)汽車企業(yè)只是單純的提高懸架和鋼板彈簧的高度，這樣做很大程度上降低了汽車的可靠性和安全性，然而輪邊減速器驅(qū)動橋就可以解決這些問題，而且其優(yōu)越性是無可比擬得，所以設(shè)計新型的驅(qū)動橋成為新的課題。
目前國外掌握輪邊減速器技術(shù)核心的企業(yè)屈指可數(shù)，在國內(nèi)更是聊聊無幾，所以輪邊減速器驅(qū)動橋的研究對于我們來說有舉足輕重的意義。
設(shè)計后橋時應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求：
1.選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比，以保證汽車具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。
2.外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。
3.齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。
4.在各種載荷和轉(zhuǎn)速工況下有較高的傳動效率。
5.具有足夠的強度和剛度，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。
6.制造容易，維修，調(diào)整方便。
第2章 驅(qū)動橋總體結(jié)構(gòu)方案分析
本設(shè)計的課題是BJ4500后驅(qū)動橋，要設(shè)計這樣的越野車驅(qū)動橋，一般選用非斷開式結(jié)構(gòu),該種型式的驅(qū)動橋的橋殼是一根支承在左右驅(qū)動車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，外接輪邊部分。此時驅(qū)動橋，驅(qū)動車輪都屬于簧下質(zhì)量
驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式有多種，基本形式有三種：
1.中央單級減速驅(qū)動橋。
2.中央雙級驅(qū)動橋。
3.中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋。輪邊減速驅(qū)動橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當(dāng)前輪邊減速橋可分為3類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅(qū)動橋；另一類是普通圓柱齒輪式輪邊減速器。
（1）圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動構(gòu)成的輪邊減速器，輪邊減速比為固定值2，它一般均與中央單級橋組成為一系列。在該系列中，中央單級橋仍具有獨立性，可單獨使用，需要增大橋的輸出轉(zhuǎn)矩，使?fàn)恳υ龃蠡蛩俦仍龃髸r，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星齒輪式減速器即可變成雙級橋。這類橋與中央雙級減速橋的區(qū)別在于：降低半軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，把增大的轉(zhuǎn)矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上 ，其“三化”程度較高。但這類橋因輪邊減速比為固定值2，因此，中央主減速器的尺寸仍較大，一般用于公路、非公路軍用車。
（2）圓柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋，一般減速比在3至4.2之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于3，這樣大錐齒輪就可取較小的直徑，以保證重型卡車對離地問隙的要求。這類橋比單級減速器的質(zhì)量大，價格也要貴些，而且輪穀內(nèi)具有齒輪傳動，長時間在公路上行駛會產(chǎn)生大量的熱量而引起過熱；因此，作為公路車用驅(qū)動橋，它不如中央單級減速橋。
（3）普通圓柱齒輪式輪邊減速器。在雙級主減速器中，通常把兩級減速齒輪放在一個主減速器殼內(nèi)，也可將第二級減速齒輪移向驅(qū)動車輪并靠近輪轂，作為輪邊減速器。對于越野汽車來說，為了提高汽車驅(qū)動橋的離地間隙，可將普通的由一對圓柱齒輪構(gòu)成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方，這種布置方式的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)緊湊、強度高、成本低，故廣泛用于越野汽車上。
綜上所述，普通圓柱齒輪式輪邊減速器驅(qū)動橋還有以下幾點優(yōu)點：
1. 普通圓柱齒輪式輪邊減速器驅(qū)動橋，制造工藝簡單，成本較低， 是驅(qū)動橋的基本類型，在越野汽車上占有重要地位；
2. 與其它型式輪邊減速器驅(qū)動橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡化，機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。
因此，圓柱齒輪式輪邊減速器驅(qū)動橋在BJ4500車型上的應(yīng)用非常成功，很容易達(dá)到提高越野性的目的
第3章 主減速器設(shè)計
3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式
3.1.1 主減速器齒輪的類型
主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等型式。在此選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主，從驅(qū)動齒輪的軸線垂直等于一點，由于輪齒端面垂疊的影響，至少有兩個以上的齒輪同時咬合，固此可以承受較大的負(fù)荷，而且其齒輪不是在齒的全長上同時齒合，而是逐漸由齒的一端連續(xù)平穩(wěn)地傳向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小，另外弧齒錐齒輪與雙曲面齒輪相比，具有較高的傳動效率，可達(dá)99%。
3.1.2 主減速器主、從動錐齒的支承型式
主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。
懸臂式支承結(jié)構(gòu)的特點是在錐齒輪的大端一側(cè)要用較長的軸徑，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了方便折裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的軸徑大些?？拷X輪的支承軸承有時也要用圓錐滾子軸承，這時另一軸承必須要用能承受雙向軸向力的圓錐滾子軸承，支承剛度除了與軸承形式，軸徑大小，支承間距離和懸臂長度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合等度有關(guān)。跨置式支承雖然承載能力較高，但其制造工藝較復(fù)雜且成本較高，不易折裝；而懸臂支承可解決以上存在的問題。由于BJ4500車傳遞的轉(zhuǎn)矩較小，所以，在此選用懸臂支承，并且兩軸承的跨度適當(dāng)加大，以提高其支承剛度。
從動齒輪多用圓錐滾子軸承支承。
3.2 主減速器的基本參數(shù)與設(shè)計計算
3.2.1 主減速比的確定
原車輛的傳動比為9.2，由于該車的傳動多是經(jīng)過反復(fù)計算才合理分配的，在此，主減速器的傳動比為4.6，輪邊部分傳動比為2，使其沒有變化，之后可以不進(jìn)行傳動系列傳動比重新分配。
3.2.2 主減速器齒輪計算載荷的確定
1.按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定以動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce
Tce=Temax.iTL.K0. /n N.M (3-1)
式中iTL—發(fā)動機至所計算的主減速器驅(qū)動錐齒輪之間的傳動系最低檔傳動時，在此取18.538此數(shù)據(jù)參考BJ4500車型；
Temax—發(fā)動機輸出的最大扭矩，在此取180N.m;此數(shù)據(jù)參考BJ4500
—傳動手上傳動部分的傳動效率，取0.9；
n—該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目，在次取2；
—由于猛結(jié)合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車、越野車以及液力傳遞及自動變速器的各類汽車。取=1.0當(dāng)性能系數(shù)>0時，可取=2.0；
ma—車滿載的總質(zhì)量，取2010Kg。
所以 0.195×=21.8>16
即=1.0
Tce==1501.578N.m
2.按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcs
Tcs=/ N.m (3-3)
式中 —汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷，預(yù)設(shè)后橋承載11010N的負(fù)荷；
—輪胎對地面的附著系數(shù)，對于按轉(zhuǎn)一般輪胎的公路用車，?。?0.85；對于越野汽車取1.0；對于安裝防滑寬輪的高級轎車，計算時可取1.25；
—車輪的滾動半徑，為0.30m
;—分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅(qū)動車輪間的傳動效率和傳動比，取0.95；取2。
Tcs=11010x1x0.3/0.95x2=1738.42N.m
3.2.3 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇
1.主，從動錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2，
選擇主，從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：
（1）為了磨合均勻，Z1和Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)。
（2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲程度，主從動齒輪 的齒數(shù)和應(yīng)不小于40
（3）為了齒合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞程序，對于商用車，一般不小于Z1不小于6
（4）主傳動比較大時，Z1盡量取小一些，以便得到滿意的離地間隙。
（5）對于不同的主傳動比，Z1和Z2應(yīng)有適宜的搭配。
根據(jù)以上要求查閱工程師手冊得，Z1=8 Z2=37 Z1+ Z2=45>40
2.從動錐齒輪大端分度圓直徑和端向模數(shù)mt
可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即
= （3-4）
——直徑系數(shù)，一般選取13-16；
Tc——從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，N.m，為Tce和Tcs中的較小者；
=（13-16）=（148.865~183.22）mm；
mt =/ Z2=(148.865—183.22)/37=(4.02—4.95)
根據(jù)mt=來校核，其中=(0.3-0.4)
此處，mt=(0.3-0.4) =（3.44-4.58），
mt=4.5 =166.5 滿足校核
3.主，從動錐齒輪面寬和
對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即0.3，
對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦要用：
=（0.25-0.30）=22mm 在此取22mm
一般習(xí)慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%為合適，取=24mm
4.中點螺旋角: 在此=35
5.螺旋方向：
主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐為右旋，從錐頂看為順時針，驅(qū)動汽車前進(jìn)。
6.法向壓力角
越野汽車可選用21.15的壓力角。
7.輪邊減速器的圓柱齒輪基本參數(shù)：
(3-5)
式中 A－輪邊調(diào)速器主，從動齒輪的中心距mm；
Tjz－從動齒輪的計算轉(zhuǎn)距，N·m；
=120.35-136.50=130mm
=49.4-53.3=50mm （3-6）
式中 b－輪邊減速器齒輪的初選寬度，mm
Ａ－如（3-6）式所示
所以，輪邊減速器的兩圓柱齒輪的中心距為130mm，齒輪寬度為50mm
3.2.4主減速器圓孤齒輪的幾何參數(shù)計算
表3-1主減速器圓孤齒輪幾何計算用表
序號
項目
計算公式
計算結(jié)果
１
主動齒輪齒數(shù)
8
２
從動齒輪齒數(shù)
37
３
傳動比
4.6
４
平面齒輪齒數(shù)
37.85
５
大端面模數(shù)
mt
4.5
６
法向壓力角
ＥＮ型刀盤
21.15
７
軸交角
90
８
中點螺旋角預(yù)選值及方向
=35 左旋
９
節(jié)圓直徑
10
節(jié)錐角
11
節(jié)(外)錐距
85.17
12
齒向?qū)?
=22 =24
13
參考錐距
76.04
14
內(nèi)錐距
63.17
15
中點錐距
74.17
16
參考點螺旋角初校值
37.474
17
刀盤型號
查閱工程師手冊
18
參考點螺旋角初校值
35.36
19
刀片型號
查閱工程師手冊
20
參考法向模數(shù)
3.28
21
參考點螺旋角
35.28
22
中點螺旋角
查閱工程師手冊
35
23
中點法向模數(shù)
3.21
24
小端螺旋角
查表得
38
25
齒高模數(shù)
3.2
26
齒工作高
6.4
27
齒全高
7.23
28
刀傾角
查閱工程師手冊
0
29
不產(chǎn)生根切時主動輪允許的最大根高
30
高度變位量
1.3
31
齒頂高
32
齒根高
33
徑向間隙
0.83
34
外圓直徑
35
節(jié)錐頂點至外緣的距離
36
切向變位量
0.25
37
參考點分度圓法向理論弧齒厚
38
齒側(cè)間隙
0.12
3.2.5 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算
1、單位齒長上的圓周力
（3—7）
式中 P—作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最大附
—兩種載荷工況進(jìn)行計算，N
—從動齒輪的齒面寬，在此取22mm。
按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時：
（3—8）
式中 —發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，取180
—變速器的傳動比4.03；
—主動齒輪節(jié)圓直徑取36mm。
按最大附著力矩計算時：
(3—9)
式中 —汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷，對于后橋驅(qū)動的車還應(yīng)考慮汽車最大加速度時的負(fù)荷增加量，取11010；
—輪胎與地面的附著系數(shù)，取0.85；
—輪胎的滾動半徑，在此取0.30。
在現(xiàn)代汽車設(shè)計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的20%—25%。
2、輪齒的彎曲強度計算
汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為：
（3—10）
式中 T—該齒輪的據(jù)算轉(zhuǎn)矩，；
—超載系數(shù);在此取1.0；
—尺寸系數(shù)，反應(yīng)材料的不均勻性，與齒輪尺寸熱處理有關(guān)，取0.6488.；
—載荷分配系數(shù)，取1.2；
—質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)出輪接觸良好時，周節(jié)及徑向跳動精度高時可取1.0；
b—計算齒輪的出面寬，22mm；
Z—計算出輪的齒數(shù)，37；
m—端面模數(shù)，4.5mm；
J—查工程師手冊得J=0.246。
所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。
3、齒輪的表面接觸強度計算
錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為
（3—11）
式中 T—主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩；取343.61
—材料的彈性系數(shù)，對于鋼制輪輻應(yīng)取232.6；
、、—見式（3—11）F的說明；
—尺寸系數(shù)，在此可取1.0；
—表面質(zhì)量系數(shù)，一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0；
J—計算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)，查表得出J=0.285。
主從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力均滿足要求。
3.3 主減速器的材料選擇及熱處理方法
汽車主減速器用的齒輪和差速器用的齒輪都是用的滲碳合金鋼制造，在
此可用20。用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火。
3.4 主減速器軸承的計算
3.4.1 錐齒輪齒面上的作用力
錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。
為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計算：
(3-12)
式中：——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取180N.M
，…—變速器在各擋的使用率，可參考表3-4選?。?
，…—變速器各擋的傳動比；
，…—變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表3-2
表3-2及的
經(jīng)計算為1164.8Ｎ·ｍ
對于圓錐齒輪的齒面中點的分度圓直徑
經(jīng)計算＝26mm =120mm
1. 齒寬中點處的圓周力
齒寬中點處的圓周力為
＝ N (3-13)
式中：—作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)
矩見式(3-1);
—該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑。
按上式主減速器主動錐齒輪齒寬中點處的圓周力=25.45KN
2. 錐齒輪的軸向力和徑向力
圖3-1 主動錐齒輪齒面的受力圖
如圖3-1，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向為逆時針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)分解成兩個相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣有：
（3-14）
（3-15）
（3-16）
于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為
（3-17）
（3-18）
可計算
20202N
=9662N。
3.4.2 主減速器軸承載荷的計算
對于采用懸臂式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖3-2所示
圖3-2 主減速器軸承的布置尺寸
軸承A，B的徑向載荷分別為
R= （3-19）
（3-20）
根據(jù)上式已知=20202N，=9662N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm
所以軸承A的徑向力
= =15976N
其軸向力為0。軸承B的徑向力
R=
=13364N
1. 對于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承42608E，此軸承的額定動載荷Cr為102.85KN，所承受的當(dāng)量動載荷Q=X·R=1×15976=15976N。
所以有公式 s (3-21)
式中 —為溫度系數(shù)，在此取1.0;
—為載荷系數(shù)，在此取1.2。
所以 ==2.703×10s
此外對于無輪邊減速器的驅(qū)動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉(zhuǎn)速為
r/min (3-22)
式中 —輪胎的滾動半徑，m；
—汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取32.5 km/h。
所以有上式可得==163.89 r/min
而主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速=163.89×4.444=728 r/min
所以軸承能工作的額定軸承壽命：
h (3-23)
式中 —軸承的計算轉(zhuǎn)速，r/min。
有上式可得軸承A的使用壽命=6188 h
若大修里程S定為100000公里，可計算出預(yù)期壽命即
= h (3-24)
所以 ==3076.9 h
和比較，〉，故軸承符合使用要求。
2. 對于軸承B，在此并不是一個軸承，而是一對軸承，對于成對安裝的軸承組的計算當(dāng)量載荷時徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y值按雙列軸承選用，e值與單列軸承相同。在此選用7514E型軸承。
在此徑向力R=13369N 軸向力A=20202N，所以=1.51〈e 由表可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6×=1.8
當(dāng)量動載荷
Q= （3-25）
式中 ——沖擊載荷系數(shù)在此取1.2。
有上式可得Q=1.2（1×13369+1.8×20202）=61618.5N
由于采用的是成對軸承=1.71Cr
所以軸承的使用壽命由式（3-23）和式（3-24）可得
===3876.6 h>3076.9 h=
所以軸承符合使用要求。
已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm
所以，軸承C的徑向力：
==10401.3N
軸承D的徑向力：
==23100.5N
軸承C，D均采用7315E，其額定動載荷Cr為134097N
3. 對于軸承C，軸向力A=9662N，徑向力R=10401.3N，并且=0.93〉e，在此e值為1.5tana約為0.402，由表可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6
所以 Q==1.2(0.4×9662＋1.6×10401.3)=24608.256N
===28963 h>
所以 軸承C滿足使用要求。
4. 對于軸承D，軸向力A=0N，徑向力R=23100.5N，并且=.4187〉e
由表可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6
所以 Q==1.2×(1.6×23100.5)=44352.96N
===4064.8x1013 h >
所以軸承D滿足使用要求。
小結(jié)
完成了主減速器圓錐齒輪的主要參數(shù)的選擇和圓錐齒輪的強度計算，并且對主減速器軸承進(jìn)行了相應(yīng)計算。
第4章 差速器設(shè)計
4.1 差速器類型的選擇
差速器用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動。差速器的形式有很多種，而且匹配方便。在本設(shè)計中為了降低成本，故采用普通圓錐齒輪差速器。
4.2 差速器的設(shè)計和計算
4.2.1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇
1.行星齒輪的數(shù)目選擇
由于是越野車，使用條件非常惡劣，故采用4個行星齒輪
2.行星齒輪球面半徑的確定
對球面半徑可按如下的經(jīng)驗公式確定：
(4-1)
式中-行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取2.52-2.99；
T-極速轉(zhuǎn)距，取和較小值，1501.578；
mm
差速器行星齒輪球面半徑確定后，可根據(jù)F式預(yù)選其節(jié)錐距：
3.行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇
為了獲得較大的模數(shù)，從而使齒輪較高的強度，應(yīng)得行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應(yīng)少于10，半軸齒輪的齒數(shù)采用14-25.大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比在1.5-2的范圍內(nèi)。
取行星齒輪齒數(shù)為10，半軸齒輪齒數(shù)為18
并且應(yīng)滿足的安裝條件為：
(4-2)
式中 、-左右半軸齒輪的齒數(shù)
行星齒輪數(shù)目
任意整數(shù) 符合安裝要求
4.差數(shù)器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)園直徑初部確定。
首先初步求出行星齒輪與半軸的節(jié)錐角
(4-3)
式中分別為行星齒輪和半軸齒輪的齒數(shù)；
10 =20
再按初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m
（4-4）
式中已在前面初步確定；
-見式（4-3）的計算結(jié)果。
5.壓力角
汽車差速器齒輪壓力角目前大都選用。
6.行星齒輪安裝的直徑及其深度L
（4-5）
式中差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩；；
行星齒輪支撐面中點至錐頂?shù)木嚯x，在此取27mm；
-支撐面的許用應(yīng)力，擠壓應(yīng)力；。
mm
4.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算
表4-1 差速器齒輪的幾何尺寸計算用表
序號
項目
計算公式
計算結(jié)果
1
.行星齒輪齒數(shù)
，應(yīng)盡量取最小值
10
2
半軸齒輪齒數(shù)
，并滿足式（4-2）
18
3
模數(shù)
m
6
4
齒面寬
12
5
齒工作高
6.4
6
齒全高
7.1
7
壓力角
8
軸角交角
9
節(jié)園直徑
10
節(jié)錐角
;
或
11
節(jié)錐距
39mm
12
周節(jié)
12.56mm
13
齒頂高
;
14
齒根高
15
徑向間隙
0.85mm
16
齒根角
17
面錐角
;
18
根錐角
;
19
外圓直徑
20
節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離
21
理論弧齒厚
22
齒側(cè)間距
B；查閱工程師手冊
0.24mm
23
弦齒厚
24
弦齒高
4.2.3 差速器齒輪的強度校核
汽車差速器的齒輪彎矩應(yīng)力為
（4-6）
式中 差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，；
差速器行星齒輪數(shù)目，4；
半軸齒輪齒數(shù)，18；
見式（3-10）下的說明；
計算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)。
故符合校核標(biāo)準(zhǔn)
4.3 差速器齒輪的材料選擇
汽車差速器齒輪齒數(shù)多數(shù)情況采用合金鋼或滲碳鋼制造，在此用20CrMnTi合金鋼等材料
4.4 差速器殼體的材料選擇
汽車差速器殼體多采用可鍛鑄鐵或中碳鋼等材料，為了降低成本，在此選用HT200鑄鐵。
小結(jié)
本章確定了差速器的基本參數(shù)，并且對差速器齒輪的強度校核，確定了差速器齒輪和差速器殼體的材料。
第5章 驅(qū)動車輪的傳動裝置設(shè)計
5.1 半軸的形式
半軸的功用是將扭矩由差速器的半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪的輪邊機構(gòu)。半軸的形式主要取決于半軸的支撐形式，在此采用的是全浮式結(jié)構(gòu)。
5.2 半軸的設(shè)計計算
5.2.1 全浮式半軸的計算載荷確定
全浮式半軸只承受轉(zhuǎn)矩，可根據(jù)以下方法計算，并取兩者中的較小者。
若按最大附著力計算，即
（5-1）
式中 —輪胎與地面的附著系數(shù)取1；
—汽車加速或減速時的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，可取1.2～1.4在此取1.4。
根據(jù)上式
1.4x11010x1/2=7707
若按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算，即
（5-2）式中 —差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對于普通圓錐行星齒輪差速器取0.6；
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m；
—汽車傳動效率，計算時可取1或取0.9；
—傳動系最低擋傳動比；取18.54；
—輪胎的滾動半徑，0.30m。
根據(jù)上式
在此6673.68N =1849.68N·m
5.2.2 全浮式半軸桿部直徑初選
全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進(jìn)行
（5-3）
根據(jù)上式
根據(jù)強度要求在此取26mm。
5.2.3 半軸的強度計算
首先是驗算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
MPa （5-4）
式中 —半軸的計算轉(zhuǎn)矩，N·m在此取1849.68N·m；
—半軸桿部的直徑，26mm。
根據(jù)上式
所以滿足強度要求。
半軸的最大扭轉(zhuǎn)角
式中 半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩；1849.68Nm；
半軸長度；700mm；
材料的剪切彈性模量，8Mpa；
半軸的橫截面的慣性矩；
許用值。
所以 半軸扭轉(zhuǎn)角符合要求
5.2.4 半軸花鍵的強度計算
半軸花鍵的剪切應(yīng)力為:
MPa (5-6)
半軸花鍵的擠壓應(yīng)力為
MPa (5-7)
式中 半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩；1849.68N·m；
-半軸花鍵的外徑，30mm；
花鍵齒數(shù)，15；
花鍵工作長度，60mm；
花鍵齒寬，3mm；
載荷分布不均勻系數(shù)，取0.75。
根據(jù)要求，當(dāng)傳遞的扭矩最大時，半軸花鍵的切應(yīng)力不應(yīng)超過71.05 MPa ，擠壓應(yīng)力不應(yīng)超過196 MPa，以上均滿足要求。
5.3 半軸材料與熱處理
本設(shè)計
半軸采用40Cr，是我國研制出的新鋼種，作為半軸材料效果很好。采用高頻、中頻感應(yīng)淬火。
小結(jié)
本章完成了半軸的設(shè)計計算，對強度進(jìn)行校核，確定半軸材料及如何進(jìn)行熱處理。
第6章 輪邊部分的設(shè)計
6.1 輪邊減速器的結(jié)構(gòu)型式
6.1.1 輪邊減速器的齒輪類型
由于本設(shè)計采用的是輪邊減速器驅(qū)動橋，若采用斜齒輪傳動，會產(chǎn)生較大的軸向力，尤其是汽車高速行駛時，嚴(yán)重的降低汽車的可靠性和安全性，故本設(shè)計采用的是圓柱直齒輪傳動，為了避免傳動不平穩(wěn)，應(yīng)適當(dāng)增加重合度。
6.1.2 輪邊減速器主、從動錐齒輪的支撐方式
本設(shè)計采用圓錐滾子軸承。
6.2 輪邊減速器的基本參數(shù)與設(shè)計計算
6.2.1 圓柱直齒輪主要參數(shù)的選擇
1.確定模數(shù)m
（6-1）
式中 A—見式（3-6）的計算結(jié)果。
=1.3-2.6
=2
2.齒輪選擇Z1/Z2
(6-2)
式中 主從動齒輪模數(shù)，2；
見式（3-6）的計算結(jié)果；
輪邊部分傳動比，2；
44；
88。
3.齒輪角
4.齒頂高系數(shù)ha*(ha*n)=1
5. 分度圓壓力角=200
6.齒數(shù)比U=2
7.齒寬系數(shù). a=0.5 閉式傳動取0.3-0.6
6.2.2 輪邊減速器圓柱直齒輪的幾何參考數(shù)計算
表6-1 輪邊減速器圓柱直齒輪的幾何參考數(shù)計算用表
序號
項目
公式
結(jié)果
1
分度圓直徑
88mm
176mm
2
齒頂高
= m
2mm
3
齒根高
2.5mm
4
齒高
4.5mm
5
齒頂圓直徑
92mm
180mm
6
齒根圓直徑
83mm
165mm
7
中心距
130mm
8
基圓直徑
83mm
165mm
9
齒頂園壓力角
8.850
20.360
10
端面重合度
1.65
11
縱向重合度
0
12
總重合度
1.65
6.2.3 輪邊減速器圓柱齒輪的強度計算
1.齒輪傳動的計算載荷系數(shù)
（6-3）
式中 使用系數(shù)，取2.5；
動載系數(shù)，取1.3；
齒向載荷分布系數(shù)，取1.05；
齒向載荷分配系數(shù)，取1.2。
2.齒輪受力分析
（1）切向力為：
（6-4）
式中 該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩；1849.68N m；
該齒輪的分度圓直徑；88mm。
=1849.68/88=21.02
（2）徑向力為：
（6-5）
式中 -見式（6-4）的計算結(jié)果；
-分度圓壓力角；200
=7.7
（3）軸向力為：
由于采用圓柱直齒輪，故=0
法向力為：
（6-6）
式中-見式（6-4）的計算結(jié)果
-分度圓壓力角200
=22.37 N
3. 齒面接觸疲勞強度
齒面接觸疲勞強度計算的目的是防止齒面在預(yù)定壽命期限內(nèi)發(fā)生疲勞點組蝕。齒面接觸強度的校核公式為：
（6-7）
式中 —材料彈性系數(shù)，189.8查閱工程師手冊；
—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，2.5；
—重合度系數(shù)，其值與和有關(guān)，其值可查閱工程師手冊，取0.88；
—齒輪計算載荷系數(shù)，見式（6-3）的結(jié)果；
—齒輪所受的切向力，見式（6-4）的結(jié)果；
—齒輪的寬度，50mm；
—分度圓直徑，88mm；
—計算齒輪的傳動比，0.9。
41.32=符合輪齒的接觸疲勞強度校核
4．齒根彎曲疲勞強度計算
齒根彎曲疲勞強度計算的目的是防止在預(yù)定壽命期眼的內(nèi)發(fā)生輪齒疲勞所斷。齒根彎曲疲勞強度校核公式為：
（6-8）
式中 K，，，—見式（6-7）F的說明；
—齒形條數(shù)，反映了輪齒幾何狀時齒根彎曲應(yīng)力的的影響；取2.28；
—應(yīng)力修正系數(shù)，用以考慮齒根過渡圓角處的應(yīng)力集中和除彎曲應(yīng)力外的其他應(yīng)力時齒根應(yīng)力的影響；1.73；
—得合度系數(shù)，是將全部載荷作用于齒頂時齒根應(yīng)力折算為載荷作用于單對嚙合區(qū)上界點時的齒根應(yīng)力系數(shù)，在此取0.72。
=4.1x21.02x2.28x1.73x0.72/50x2=2.44Mpa
＜[]H，符合根彎曲疲勞強度校核
6.3 輪邊減速器齒輪材料的選擇及熱處理方法
本設(shè)計中的輪邊減速器的齒輪采用45鋼，機械加工后進(jìn)行滲透碳表面淬火，以獲得一定滲透層和硬齒面。
6.4 輪邊減速器殼的材料選擇
本設(shè)計的橋殼及輪邊減速器殼均采用HT200鑄鐵，這樣降低了生產(chǎn)成本，提高了經(jīng)濟(jì)效益。
6.5 輪邊減速器圓柱軸承的計算
6.5.1 圓柱齒輪齒面上的作用力
為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計算。作用在主減速器主動圓柱齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計算：
（6-9）
式中： ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，在此取180N·m；
，…——變速器在各擋的使用率，可參考表3-2選??；
，…——變速器各擋的傳動比；
，…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表3-2選取。
經(jīng)計算為1164.8Ｎ·ｍ
對于圓柱齒輪的齒面中點的分度圓直徑
經(jīng)計算＝68mm =136mm
1. 齒寬中點處的圓周力
齒寬中點處的圓周力為
＝ N (6-10)
式中：——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動圓柱齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見
式(3-1);
——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑.
按上式主減速器主動圓柱齒輪齒寬中點處的圓周力
=25.45KN
2. 圓柱齒輪的軸向力和徑向力
（6-11）
（6-12）
（6-13）
于是，作用在主動圓柱齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為
（6-14）
（6-15）
可計算
20202N
=9662N。
6.5.2 輪邊減速器軸承載荷的計算
對于主動圓柱齒輪和從動圓柱齒輪的軸承徑向載荷，如圖6-1所示
圖6-1 輪邊減速器軸承的布置尺寸
軸承C，D的徑向載荷分別為
Rc= （6-16）
（6-17）
根據(jù)上式已知=20202N，=9662N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm
所以軸承C的徑向力
=
=15976N
其軸向力為0
軸承D的徑向力
R=
=13364N
1. 對于軸承C和D，只承受徑向載荷所以采用圓錐滾子軸承7514 E，此軸承的額定動載荷Cr為102.85KN，所承受的當(dāng)量動載荷Q=X·R=1×15976=15976N。
所以有 s (6-18)
式中: ——為溫度系數(shù)，在此取1.0;
——為載荷系數(shù)，在此取1.2。
所以==2.703×10s
主動圓柱齒輪的計算轉(zhuǎn)速=163.89×4.444=728 r/min
所以軸承能工作的額定軸承壽命：
h (6-19)
式中: ——軸承的計算轉(zhuǎn)速，r/min。
由上式可得軸承A的使用壽命=6188 h
若大修里程S定為100000公里，可計算出預(yù)期壽命即
= h (6-20)
所以==3076.9 h。和比較，〉，故軸承符合使用要求。
2. 對于軸承B，在此并不是一個軸承，而是一對軸承，對于成對安裝的軸承組的計算當(dāng)量載荷時徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y值按雙列軸承選用，e值與單列軸承相同。在此選用7514E型軸承。
在此徑向力R=13369N 軸向力A=20202N，所以=1.51〈e 由表可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6×=1.8
當(dāng)量動載荷
Q= （6-21）
式中： ——沖擊載荷系數(shù)在此取1.2。
由上式可得Q=1.2（1×13369+1.8×20202）=61618.5N
由于采用的是成對軸承=1.71Cr
所以軸承的使用壽命由式可得
===3876.6 h>3076.9 h=
所以軸承符合使用要求。
已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm
所以，軸承A的徑向力：
==10401.3N
軸承B的徑向力：
==23100.5N
軸承A，B均采用7315E，其額定動載荷Cr為134097N
3. 對于軸承A，軸向力A=9662N，徑向力R=10401.3N，并且=0.93〉e，在此e值為1.5tana約為0.402，由表可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6
所以Q==1.2(0.4×9662＋1.6×10401.3)=24608.256N
===28963 h>
所以軸承C滿足使用要求。
4. 對于軸承B，軸向力A=0N，徑向力R=23100.5N，并且=.4187〉e
由表可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6
所以Q==1.2×(1.6×23100.5)=44352.96N
===4064.8 h >
均滿足要求
小結(jié)
本章對輪邊減速器的結(jié)構(gòu)型式進(jìn)行論述，完成輪邊減速器的基本參數(shù)的選擇及設(shè)計計算，校核了齒輪強度，確定了齒輪材料和熱處理方法。
第7章 驅(qū)動橋殼設(shè)計
7.1 橋殼的結(jié)構(gòu)型式
本設(shè)計采用的驅(qū)動橋殼為整體式
整體式橋殼(圖7-1)的特點是整個橋殼是一根空心梁，橋殼和主減速器殼為兩體。它具有強度和剛度較大，主減速器拆裝、調(diào)整方便等優(yōu)點。
圖7-1 整體式橋殼
7.2 橋殼的受力分析與強度計算
對于具有全浮式半軸的驅(qū)動橋，強度計算的載荷工況與半軸強度計算的三種載荷況相同。圖7-2為驅(qū)動橋殼受力 圖，橋殼危險斷面通常在鋼板彈簧座內(nèi)側(cè)附近，橋殼端部的輪轂軸承座 圖7-2 驅(qū)動橋殼受力圖
根部也應(yīng)列為危險斷面進(jìn)行強度驗算。
7.2.1 橋殼的靜彎曲應(yīng)力計算
按靜載荷計算時，在其兩銅板彈簧座之間的彎矩為：
(7-1)
式中 G2-汽車滿載靜止于水平路面對驅(qū)動橋給水平地面的載荷，取11010N；
車輪（包括輪轂、制動器）的重力；
驅(qū)動車輪輪距，1.448m；
驅(qū)動橋上，兩鋼板彈簧座中心間的距離，取1.1m。
靜彎曲應(yīng)力
（7-2）
-危險斷面處（鋼板彈簧附近）橋殼的垂直彎曲界面系數(shù)；
7.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算
當(dāng)汽車通過不平路面時，動載系數(shù)為，危險斷面的彎曲應(yīng)力為
（7-3）
式中 -動載系數(shù)；取3.0；
-見（7-2）下的說明。
橋殼的許用彎曲應(yīng)力為300-500MPa?？慑戣T鐵橋殼取較小值。
鋼板沖壓焊接橋殼取較大值。
7.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算
1.地面對左右驅(qū)動車輪的最大切向反力共為