某商用車雙速主減速器驅動橋設計【含5張cad圖紙+文檔全套資料】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - I 摘要 驅動橋是構成汽車的四大總成之一，位于傳動系的末端，其基本功用首先是增扭、降速、改變轉矩的傳遞方向，并將轉矩合理地分配給左、右驅動車輪；其次，驅動橋還承受作用于路面和車架或車身之間的力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼等組成。驅動橋的性能好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車顯得尤為重要。驅動橋設計應主要保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。故，當采用大功率發(fā)動機輸出大的轉矩以滿足目前載重汽車的快速、 重載的高效率、 高效益的需要時，必須搭配一個高效、可靠的驅動橋。 本設計參照傳統(tǒng)驅動橋的設計方法進行了載重汽車驅動橋的設計。在設計中，首先對驅動橋的特點進行了說明，根據(jù)給定的數(shù)據(jù)確定了汽車的總體參數(shù)，再確定主減速器、差速器、半軸和橋殼的結構類型及其參數(shù)，并對強度進行校核。數(shù)據(jù)確定之后，利用 CATIA 軟件建立三維模型，再利用其自身功能繪制二維工程圖，最后利用 ANSYS 對驅動橋殼進行有限元分析。 關鍵詞關鍵詞：驅動橋；CATIA；ANSYS；有限元分析 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - II Abstract Drive axle is one of the four parts of a car, it is generally constituted by the main gear box, the differential device, the wheel transmission device and the driving axle shell and so on it is at the end of the powertrain. Its basic function is increasing the torque and reducing speed and bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance, and it is particularly important for the car. Drive axle should be designed to ensure the best dynamic and fuel economy on given condition Using double stage and high transmission efficiency of the drive axle has become the development direction of the future trucks. This article referred to the traditional driving axles design method to carry on the truck driving axles design. In this design, first part is the introduction of the characteristics of the drive axle, according to the given date to calculate the parameters of the automobile, then confirm the structure types and parameters of the Main reducer, differential mechanism, half shaft and axle housing, then check the strength and life of them. After confirming the parameters, use CATIA to establish 3 dimensional model and 2 dimensional model. Finally use ANSYS to finite element analysis for the axle housing. Key words: drive axle; CATIA; ANSYS; finite element analysis 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - III 目錄 摘要 . I Abstract . II 目錄 . III 第 1 章 緒論 . 1 1.1 本課題研究的目的和意義 . 1 1.2 國內外研究現(xiàn)狀概述 . 2 1.3 主要研究內容 . 3 第 2 章 驅動橋設計 . 4 2.1 主減速器設計 . 4 2.1.1 主減速器的結構形式 . 4 2.1.2 主減速器錐齒輪設計 . 6 2.1.3 主減速器斜齒圓柱齒設計 . 15 2.2 差速器設計 . 18 2.2.1 對稱錐齒輪式差速器的工作原理 . 18 2.2.2 對稱圓錐行星齒輪式差速器的結構 . 19 2.2.3 對稱圓錐行星齒輪式差速器的設計 . 19 2.3 驅動半軸設計 . 24 2.3.1 結構形式分析 . 24 2.3.2 全浮式半軸的結構設計 . 25 2.3.3 全浮式半軸的強度計算 . 26 2.3.4 半軸的材料及熱處理 . 26 2.4 制動器設計 . 27 2.4.1 同步附著系數(shù)分析 . 27 2.4.2 制動器的有關計算 . 27 2.4.3 制動器主要零件的結構設計 . 32 2.5 驅動橋殼設計 . 34 2.5.1 整體式橋殼的結構 . 34 2.5.2 橋殼的受力分析與強度計算 . 34 2.6 小結 . 36 第 3 章 CATIA 三維建模 . 37 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - IV 3.1 CATIA 軟件介紹 . 37 3.2 主減速器建模 . 37 3.3 差速器建模 . 37 3.4 驅動半軸建模 . 37 3.5 驅動橋殼建模 . 40 3.6 驅動橋整體三維建模 . 40 3.7 小結 . 42 第 4 章 驅動橋殼有限元分析 . 43 4.1 驅動橋殼的約束及受力分析 . 43 4.2 計算方法的局限性 . 43 4.3 有限元模型的建立 . 43 4.4 材料屬性及網(wǎng)格劃分 . 44 4.5 驅動橋殼的靜強度分析 . 45 4.5.1 引言 . 45 4.5.2 最大垂向力工況. 45 4.5.3 最大牽引力工況. 47 4.5.4 最大制動力工況. 50 4.6 小結 . 52 結論 . 53 致謝 . 54 參考文獻 . 55 某商用車雙速主減速器驅動橋設計 . I 摘 要 . I 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 1 第 1 章 緒論 1.1 本課題研究的目的和意義 驅動橋位于汽車結構傳動系的末端，用來增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，并將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；同時，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、 縱向力和橫向力1。 在一般的汽車結構中， 驅動橋包括主減速器(又稱主傳動器） 、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件2。 驅動橋的類型主要有斷開式驅動橋和非斷開式驅動橋兩種。 驅動車輪采用獨立懸架時，應選用斷開式驅動橋；驅動橋才贏非獨立懸架時，應采用非斷開式驅動橋。 由于本次設計是基于 CA141 型汽車進行的設計，故需要對商用車的使用需求進行一定說明：對于商用車來說，要傳遞的轉矩較乘用車和客車都要大得多，以便能夠以較低的成本獲得更高的工作能力，所以選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用3。隨著目前國際上石油價格的上漲，貨車的經(jīng)濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅只對貨車，對于汽車和其他工程機械，提高其燃油經(jīng)濟性也是各貨車生產商來提高其產品市場競爭力的一個法寶。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從發(fā)動機傳動軸驅動橋這一動力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅動橋則是將動力轉化為能量的最終執(zhí)行者。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。 隨著 AutoCAD、CATIA、ANSYS 等計算機軟件的廣泛運用，在驅動橋的生產制造和工作過程中，廣泛的用到了計算機輔助設計 CAD 技術和計算機輔助工程 CAE 技術。把有限元法、優(yōu)化設計、疲勞累積損傷理論等應用到驅動橋設計當中后，不但節(jié)省了大量人力和時間，而且可以獲得技術、經(jīng)濟最佳的設計，大大提高了設計效率、縮短了設計周期4。 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 2 1.2 國內外研究現(xiàn)狀概述 汽車和汽車工業(yè)在國民經(jīng)濟、現(xiàn)代社會及人民生活中具有十分重要的作用。近年來汽車工業(yè)在中國機械工業(yè)各行業(yè)中，其增長速度雖有所回落，但相對比其它行業(yè)仍處于較高水平。但中國汽車業(yè)的發(fā)展仍然遠遠趕不上需求。以驅動橋為例，雖然驅動橋的設計和制造工藝都在日益完善，但驅動橋產品設計和研究方面距離仍然很大，這方面應該為中國的許多部門和企業(yè)所認識。目前，我國的驅動橋設計，基本上尚處在類比設計和經(jīng)驗設計階段，這樣的設計往往偏于保守而限制了驅動橋性能的提高和產品成本的降低。在現(xiàn)代驅動橋設計中，要使其做到盡可能的輕量化不但可以節(jié)省材料消耗和降低成本，而且可以合理的規(guī)劃汽車簧上簧下質量、 降低動載和提高汽車的平順性5-6。 汽車驅動橋是汽車的重要總成，它的性能好壞直接影響整車性能，而對于重型卡車尤為重要，當采用大功率發(fā)動機輸出大的轉矩以滿足目前重型卡車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅動橋。 對于中重型載貨汽車來說，由于需要選擇功率較大的發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經(jīng)濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅對乘用車，對于載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟性也是各商用車生產商來提高其產品市場競爭力的一個法寶，因為中重型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉矩的，百公里油耗都較高。以解放 CA141 型卡車為例，其百公里油耗高達 26.5L7。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從發(fā)動機傳動軸驅動橋這一動力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅動橋卻是將動力轉化為能量的最終執(zhí)行者。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一8。所以設計新型的驅動橋便成為新的課題。 目前國內重型車橋生產企業(yè)也主要集中在中信車橋廠、東風襄樊車橋公司、濟南橋箱廠、漢德車橋公司、重慶紅巖橋廠和安凱車橋廠幾家企業(yè)。這些企業(yè)幾乎占到國內重卡車橋 90%以上的市場。 目前國內外驅動橋傳動系統(tǒng)結構設計出現(xiàn)了一下一些變化： 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 3 (1).主要部件和功能向驅動橋的中部集中 有些廠家開始把主減速器,制動器和行星減速機構等集合在橋的中部，但其優(yōu)點尚待考證 (2).橋殼采用球墨鑄鐵,以提高整橋外觀質量 橋殼采用球墨鑄鐵,加工成本低,其鑄造及加工后的外觀質量均比現(xiàn)在大多采用的鑄鋼橋有很大的提高 (3).適應特種要求的多功能驅動橋 為適應主機產品的特殊要求,驅動橋產品供應廠家設法在橋上增加引進了一些特殊功能:自動充氣功能、超載報警功能、增添轉向油缸功能等,增加了驅動橋產品的適應性9-11。 1.3 主要研究內容 驅動橋的結構形式雖然可以各不相同， 但在使用中對他們的基本要求卻是一致的，綜合上述，對驅動橋的基本要求可以歸納為： (1).所選擇的主減速比應能滿足汽車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 (2).差速器在保證左右驅動車輪能以汽車運動學所要求的差速滾動外并能將轉矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷(無脈動)的傳遞給左右驅動車輪。 (3).當左右驅動車輪與地面的附著系數(shù)不同時， 應能充分的利用汽車的牽引力。 (4).能承受和傳遞路面和車架或車廂間的鉛垂力、縱向力和橫向力，以及驅動時的反作用力矩和制動時的制動力矩。 (5).驅動橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及壽命的前提下應力求減小簧下質量，以減小不平路面對驅動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性。 (6).輪廓尺寸不大以便于汽車的總體布置與所要求的驅動橋離地間隙相適應。 (7).齒輪與其他傳動部件工作平穩(wěn)，無噪聲。 (8).驅動橋總成及其他零部件的設計應能盡量滿足零件的標準化、 部件的通用化和產品的系列化及汽車變型的要求。 (9).在各種載荷和轉速工況下有高的傳動效率。 (10).結構簡單、維修方便，機件工藝性好，制造容易。 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 4 第 2 章 驅動橋設計 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功用首先是增扭,降速,改變轉矩的傳遞方向,即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩,并將動力合理的分配給左、右驅動輪，其次,驅動橋還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直立、縱向力和橫向力,遺跡制動力矩和反作用力矩等。 驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成,轉向驅動橋還有等速萬向節(jié)。 設計驅動橋時應當滿足如下基本要求： (1). 選擇適當?shù)闹鳒p速比， 以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性 和燃油經(jīng)濟性。 (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). 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 (4). 在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。 (5). 具有足夠的強度和剛度， 以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的 各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 (6). 與懸架導向機構運動協(xié)調。 (7). 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。 此次設計車型(CA141)驅動橋設計及強度分析設計參數(shù)： a) 后輪距：1740mm b) 車輪滾動半徑：462mm c) 發(fā)動機最大扭矩：372Nm，12001400 r/min d) 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷 G2=24593.6N e) 變速比：i1=7.7 f) 主傳動比：i0=7.6312 2.1 主減速器設計 2.1.1 主減速器的結構形式 主減速器的結構型式， 主減速器可根據(jù)齒輪類型,減速形式以及主,從動齒哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 5 輪的支承形式不同分類。 2.1.1.1 主減速器的齒輪類型 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形式。比較幾種齒輪的特點，本次設計選用弧齒錐齒輪傳動。 弧齒錐齒輪傳動的特點是主從動齒輪的軸線垂直相交于一點。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合,因此螺旋錐齒輪能承受大的負荷,加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，面是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另端，使得其工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時，噪聲和振動也是很小的,但弧齒錐齒輪對嚙合精度很敏感,齒輪副錐頂稍不吻合就會使工作條件急劇變壞,并加劇齒輪的磨損和使噪聲增大。 2.1.1.2 主減速器的減速形式 本設計采用雙級主減速器進行設計。 影響減速形式選擇的因素有汽車類型、實用條件、驅動橋處的離地間隙、驅動橋數(shù)和布置形式以及主傳動比i0。其中，i0的大小影響汽車的動力性和經(jīng)濟性。 1. 中央主減速器 中央主減速器具有結構簡單,質量小,尺寸緊湊,制造成本低等優(yōu)點,因而廣泛應用于主傳動比i07 的汽車上。 中央主減速器多采用一對弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪傳動。中央主減速器的結構形式,尤其是其齒輪的支承形式和拆裝方法,與橋殼的結構形式密切相關。 2. 雙級主減速器 雙級主減速器的主要結構特點是由兩級齒輪減速組成的主減速器。與單級主減速器相比,雙級主減速器在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比，i0一般為 712； 但其尺寸,質量均較大,結構復雜,制造成本也顯著曾加,因此主要應用在總質量較大的商用車上。 3. 雙速主減速器 雙速主減速器內由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。它與普通變速器相配合,可得到雙倍于變速器的檔位。雙速主減速器的高低檔傳動比,是根據(jù)汽車的使用條件、發(fā)動機功率及變速器各檔傳動比的大小來選定的。大的主傳動比用于汽車滿載行駛或在困難道路上行駛,以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間檔位的變換次數(shù)；小的傳動比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛,以改善汽車的燃油經(jīng)濟性和提高平均車速。 4. 雙級貫通式主減速器 對于總質量較大的多橋驅動汽車，由于主傳動比較大，多采用雙級貫通哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 6 式主減速器。根據(jù)齒輪的組合方式不同，可以分為錐齒輪-圓柱齒輪式和圓柱齒輪-錐齒輪式兩種形式。 2.1.1.3 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 圖 2-1 圖 2-2 圖 2-3 懸臂式支承結構簡單，支承剛度較跨置式差，用于傳遞較小轉矩的主減速器上?？缰檬街С械慕Y構特點是在錐齒輪兩端的軸上均有軸承，這樣可大大增加支撐剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承所需的軸承座，使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主從動齒輪之間的空隙很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時布置不下或拆裝困難。 綜合比較兩種形式的特點，本設計選用懸臂式支撐方案。 2.1.2 主減速器錐齒輪設計 2.1.2.1 主減速器齒輪計算載荷的確定 1. 按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩 Tce max10defceK Tkii iTn (2-1) 式中 Tce計算轉矩，Nm Kd由于猛接離合器而產生的動載系數(shù)，Kd=1 Temax發(fā)動機最大轉矩；Te max=372 Nm k液力變矩器變矩系數(shù)，k=1 i1變速器傳動比，i1=7.7 i0主減速器傳動比，i0=7.63 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 7 變速器傳動效率，取 =0.9. 代入公式有1 372 1 7.7 7 1 7.63 0.91ceT =19669.83 Nm 2. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 Tcs 22 rcsm mGm rTi (2-2) 式中 G2汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷 24593.6N 輪胎對地面的附著系數(shù)，此處取 0.85 m2汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，此處取 1.2 rr車輪的滾動半徑，為 0.462 mm m主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率，取 0.9 im主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動比，取 1.0 22 rcsm mGm rTi=24593.6 0.85 1.2 0.36810257.20.9 1.0N 2.1.2.2 錐齒輪主要參數(shù)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)時應考慮如下因素： 1) 為了磨合均勻，Z1和 Z2之間應避免有公約數(shù)。 2) 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于 40 3) 為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于乘用車，Z1一般不少于 9；對于商用車，Z1一般不少于 6 4) 主傳動比 i0較大時，Z1盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。 5) 對于不同的主傳動比，Z1和 Z2應有適宜的搭配。 綜上所述，取 Z1=13 和 Z2 =25。 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑 D2和端面模數(shù) ms 對于單級主減速器，增加尺寸 D2會影響驅動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小 D2又影響跨置式主動齒輪的前支撐座得安裝空間和差速器的安裝。D2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 232DcDKT (2-3) 式中 D2從動齒輪大端分度圓直徑(mm); KD2直徑系數(shù)，一般取 13.015.3； 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 8 Tc 從動錐齒輪的計算轉矩， Tc =minTce , Tcs 故 D2=(13.015.3)10257.23(350.92413.00)mm。 初選 D2=350.92mm， 則 mt= D2/Z2=350.92/25=8.93mm 。參考機械設計手冊選取mt= 7mm 3. 主、從動錐齒輪齒面寬 b1、b2 對于從動齒輪的齒面寬 b2，推薦不大于其節(jié)錐距A0的 0.3 倍，而且b2應滿足b210m，一般也推薦b2=0.155D2。對于弧齒錐齒輪，b1一般比b2大 10%。 b2=0.155D2 =0.155322=49.91mm。 b2取 50mm，b1取 55mm。 4. 中點螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，齒輪打斷的螺旋角最大，輪齒小段的螺旋角最小?；↓X錐齒輪副的重點螺旋角是相等的。 同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且齒輪的強度越高。汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為 35 40 ，而商用車選用較小的 值以防止軸向力過大，通常取 35 。 5. 螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的螺旋方向影響其受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止齒輪因卡死而損壞。 6. 法向壓力角 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減小齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)。對于弧齒錐齒輪，乘用車的 一般選用 14.5或 16,商用車的 為 20或22.5,這里取 20。 2.1.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 主減速器圓弧錐齒輪各項重要參數(shù)的計算公式及其計算結果如表 2-1 所示。 表格 2-1 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算用表 項目 計算公式 計算結果 主動齒輪齒數(shù) Z1 13 從動齒輪齒數(shù) Z2 25 端面模數(shù) m 9 mm 齒面寬 b b1=44 mm,b2=40 mm 工作齒高 hg=2ha*m hg=14 mm 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 9 續(xù)表 2-1 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算用表 全齒高 h=(2ha*+c*)m h=16.99 mm 法向壓力角 =20 軸交角 =90 =90 節(jié)圓直徑 d=mZ d1=99mm ，d2=225mm 節(jié)錐角 1=1(12) 1=27.47 節(jié)錐角 2=90-1 2=62.53 節(jié)錐距 A0=121=2122 取 A0=126.8 mm 周節(jié) t=3.1416m t=21.99 mm 齒頂高 ha=m ha=10.26 mm ，5.4 mm 齒根高 hf=(+c*)m hf=8.75 mm 徑向間隙 c=c*m c=1.75 mm 齒根角 f=10 f=3.09 面錐角 a1=1+f1 a1=11.79 面錐角 a2=2+f2 a2=84.39 根錐角 f1=1-f1 f1=5.61 根錐角 f2=2-f2 f2=78.21 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha11 da1=135.21mm 齒頂圓直徑 da2=d2+2ha22 da2=229.5 mm 理論弧齒厚 s1=t-s2 , s2=Skm s1=15.88mm ,s2=6.10mm 齒側間隙 查表得 0.18mm 2.1.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 1. 單位齒長圓周力 主減速器錐齒輪的表面耐磨性，可用齒輪上的單位齒長圓周力估算，即 2FPb 式中 P作用在圓周上的齒輪力，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算 F作用在齒輪上的圓周力 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 10 b2從動齒輪的齒面寬，在此取 50mm 1) 按發(fā)動機最大轉矩計算： max312210deg fk Tki iPnD D (2-4) 式中：ig變速器傳動比，7.7； D1主動錐齒輪分度圓直徑：D1=Z1ms=99 mm； Te max發(fā)動機最大轉矩，在此取 372 Nm； 按式(2-4) max312210deg fk Tki iPnD D=925.6 N/mm P=925.6 N/mm P=1429 N/mm ，校核滿足要求。 2) 按最大附著力矩計算： 3222 22 10rmmG m rPD b i (2-5) 式中 G2后驅動橋在滿載狀態(tài)下的靜載荷，在此取 18666.7 N； m2汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，在此取 1.2； 輪胎與路面之間的附著系數(shù)，在此取 0.85； rr車輪滾動半徑，在此取 0.462 mm； im主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比，在此取 1； m主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率，在此取 0.9； 將各參數(shù)代入上式得：P=1124.6 MPa P=1429 MPa 齒輪表面耐磨性合格。 2. 齒輪彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力： 30210cmwvswTk k kk m bDJ (2-6) 式中 Tc齒輪的計算轉矩，主動齒輪取 T=933.3 Nm； k0過載系數(shù)，一般取 1； ks尺寸系數(shù)，0.697； km齒面載荷分配系數(shù)，取 1.1； kv質量系數(shù)，取 1； b所計算的齒輪齒面寬，b1=44 mm , b2=40 mm ; D齒輪大端分度圓直徑，D1=99 mm ,D2=225 mm ; JW齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，小齒輪取 0.27，大齒輪取 0.25； 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 11 將上述各系數(shù)代入后得： 30210cmwvswTk k kk m bDJ=465.25MPa w=700MPa 故齒輪彎曲強度滿足要求。 3. 齒輪接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為： 031210ZmfPJvJTk k k kCDk bJ (2-7) 式中 J錐齒輪輪齒的齒面接觸應力； CP綜合彈性系數(shù)，取 232.6 N1/2/mm; D1主動錐齒輪大端分度圓直徑，99 mm； b主從動錐齒輪齒面寬較小值，40 mm； ks尺寸系數(shù)，此處取 1.0； TZ主動錐齒輪計算轉矩，5898.25 Nm； kf齒面品質系數(shù)，此處取 1.0； JJ齒面接觸強度的綜合系數(shù)，查表可得此處應取 0.229； 將各參數(shù)代入公式可計算得： 031210ZmfPJvJTk k k kCDk bJ=2245.09MPa JJ=2800MPa，故齒輪接觸強度滿足要求。 2.1.2.5 主減速器錐齒輪的載荷計算 錐齒輪在工作過程中，互相嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可以分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力以及垂直于齒輪軸線的徑向力。 1) 錐齒輪齒面上的作用力 齒寬中點處的圓周力為 22mTFD (2-8) 式中 T作用在該齒輪上的轉矩 Dm2該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑 將各參數(shù)代入公式可計算得： 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 12 22mTFD=10.21kN 2) 錐齒輪的軸向力和徑向力 圖 2-4 主動錐齒輪齒面受力圖 如圖 2-4 所示，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，旋轉方向為逆時針，F(xiàn)T為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點 P 處的法向力，在 P 點處的螺旋方向的法平面內，F(xiàn)T分解為兩個相互垂直的力 FN和 Ff。Ff又可以分解為沿切線方向的圓周力 F和沿節(jié)圓母線方向的力 FS。F 和 Ff之間的夾角為螺旋角 ，F(xiàn)T和 Ff之間的夾角為法向壓力角 。這樣有： coscosTFF (2-9) sinNTFF (2-10) cossinSTFF (2-11) 于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力 Faz和徑向力 FRz分別為： sincostansinsincoscosazNSFFFF (2-12) cossintancossinsincosRzNSFFFF (2-13) 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 13 由上式可計算出： Faz=-6124.88N Faz= 5953.6N 作用在從動錐齒輪齒面上的軸向力 Fac和徑向力 FRc分別為： sincostansinsincoscosacNSFFFF (2-14) cossintancossinsincosRcNSFFFF (2-15) 由上式可計算出： Faz=7995.08N，F(xiàn)az=3006.38N 3) 主減速器錐齒輪軸承載荷計算 對于主動齒輪采用懸臂式支承，對于從動齒輪采用傳統(tǒng)的騎馬式支承方式13。對于采用采用騎馬式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，軸承的徑向載荷分別為： 2210.5ARZaZmRF bFbFda (2-16) 2210.5BRZaZmRF cFcFda (2-17) 求得 FaZ=-6124.88N， FRZ=5953.6N， a=67mm， b=41mm， c=63mm， d=125mm。故 軸承的徑向力分別為： 22110300 415953.6 41 0.5 6124.88 41.6567AR =8396.2N 其軸向力為 0。 22110300 635953.6 63 0.5 6124.88 41.6567BR =12673.43N 其軸向力為 0。 a) 對于軸承 A 采用圓柱滾子軸承，采用 3020E，此軸承的額定動載荷為 32.2KN，所承受的當量動載荷 Q=XRA。取 X=1，則 Q= RA=8396.2N。 610frpf CLf Q (2-18) 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 14 式中 ff溫度系數(shù)，取 1.0 fp載荷系數(shù)，取 1.2 10361 32.2 1000101.2 8396.2L=4.81108 對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動齒輪軸承的計算轉矩 n2為262.45r/min。則主動齒輪的計算轉矩為 n1=7.63262.45=2002.49 r/min 故軸承能正常工作的額定壽命為 81.55 10600 2002.49hL=5861.5h 若汽車大修里程定為 10000 公里，可計算出預期壽命為 100000=37haSLV均=2702.7h 由于 Lh Lh，故軸承符合使用要求。 b) 對于軸承 B 對于成對安裝的軸承組的計算當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 30205 型軸承，在此的額定動載荷 Cr為 32.2kN。 派生軸向力： 9806.4922 1.6RSY=3064.53N 軸向載荷： A=A1-S1=19548.75-3960.44=15588.32N 15588.321.2312673.43ARe 故 X=0.4，Y=1.6 Q=fd(XR+YA) fd：沖擊載荷系數(shù)，取 1.2 Q=fd(XR+YA)=1.2(0.412673.43+1.6V15588.32)=30372.8N 3312673.4312673.43 32.2 10606030372.8rhCLnQn=5376.58h 由于 Lh Lh，故軸承符合使用要求。 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 15 3)對于軸承 C、D 選用圓錐滾子軸承，選用 30211，軸承的額定動載荷為 86.5KN，經(jīng)過校核，符合使用要求。 2.1.3 主減速器斜齒圓柱齒設計 2.1.3.1 斜齒圓柱齒輪主要參數(shù)的選擇 1.主、從動齒輪的齒數(shù) Z21和 Z22 二級齒輪副的傳動比為 i02=2.985，根據(jù)機械設計手冊，初選主動齒輪齒數(shù)為 Z21=14，Z22=43，則 i02=Z22/Z21=3.07。 i02/i01=1.597,在 1.42.0 之間，且 14 與 43 無公約數(shù)，故符合要求。 2.法向模數(shù) mn 選用推薦模數(shù) mn=6。 3.法向壓力角 n和螺旋角 取法向壓力角 n=20 ， 的推薦值一般為 15 20 ，故初選 =15 。 4.主、從動齒輪的節(jié)圓直徑 d21和 d22 由表 2-1 中公式可得，d21=87mm，d22=265mm。 5.齒寬 b 齒寬的計算公式為 b1=dd21 式中，d為齒寬系數(shù)，取 0.85；d21為小齒輪分度圓直徑，87mm；則 b1=0.85 87=74.32，圓整為 75mm。 根據(jù)經(jīng)驗公式，b2=b1-5=75-5=70mm。 故 b1為 75mm，b2=70mm。 2.1.3.2 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算見表 3-2。 2.1.3.1 圓柱齒輪的損壞形式 圓柱齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕） 、齒面膠合、齒面磨損等。 輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。 輪齒工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在于齒面細小裂縫哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 16 中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點，稱之為齒面點蝕。它使齒形誤差加大，產生動載荷，并可能導致輪齒折斷。 表 3-2 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸 序號 名稱 代號 小齒輪 大齒輪 計算結果 1 齒數(shù)比 u u=z21/z22,按傳動要求確定 3.07 2 分度圓直徑 de zmzmdcos=nt d21=87mm d22=265mm 3 齒數(shù) z 設計值 設計值 z21=14，z22=43 4 法向模數(shù) mn 推薦值 6 5 法向壓力角 推薦值 20 6 螺旋角 推薦值一般為 15 20 15 7 齒寬系數(shù) d 一般取 0.85 0.85 8 齒寬 b b1=dd21 b2=b1-5 b1=75mm b2=70mm 9 齒距 p p=mn 18.84mm 10 齒頂高 ha ha=han*mn han*=1 6mm 11 齒根高 hf hf=cn*mn 7.5mm 12 齒全高 h h=ha+hf 13.5mm 13 中心距 a a=1/2(d1+d2) 可圓整 176mm 14 齒頂圓直徑 da da=d+2ha da1=99mm，da2=277mm 15 齒根圓直徑 df df=d-2hf df1=72mm，df2=250mm 負荷大、齒面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸處產生高溫作用的情況下使齒面間的潤滑油膜破壞， 導致齒面直接接觸， 在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，稱為齒面膠合14。 2.1.3.1 輪齒強度計算 1.輪齒彎曲強度計算 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 17 斜齒圓柱齒輪的彎曲應力為 32cosgwncTKZm yK K 式中，w為齒輪的彎曲應力；Tg為計算載荷，取 Temax=450000Nmm； 為齒輪螺旋角，為 15 ，K為應力集中系數(shù)，取 1.50；Z 為小齒輪齒數(shù)，為 14；mn為法向模數(shù)，為 6；y 為齒形系數(shù)，查得為 0.19；Kc為齒寬系數(shù)，取 8.0；K為重合度影響系數(shù)，取 2.0。許用應力對貨車為 100250MPa。則 1517.45=0 . 20 . 819. 06145 . 115cos4500002=3w100MPa 故符合要求。 2.輪齒接觸強度計算 輪齒接觸應力 j ()bzj1+1418. 0=bFE 式中，j為輪齒的接觸應力，MPa；F 為齒面上的法向力，F(xiàn)=F1/（coscos） ；F1為圓周力， F1=2Tg/d； Tg為計算載荷， 為 450000Nmm； d 為節(jié)圓直徑， mm； 節(jié)點處壓力角， 為齒輪螺旋角；則 N83.5632=20cos146450000=cos=coscos2=1nmgzmTdTF E為齒輪材料的彈性模量， 為 2.1 105MPa； b 為齒輪接觸的實際寬度， 為 70mm；z、b為主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑；rb、rz為主、從動齒輪節(jié)圓半徑。則對斜齒輪 z=（rzsin）/cos2 =13.91，b=（rbsin）/cos2 =42.725。則 ()MPa456.512=725.421+91.13170101 . 283.5632418. 0=5j 查得其許用應力范圍為 13001400MPa，故符合要求。 2.1.3.1 齒輪的材料選擇 二級圓柱斜齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對可加工性及成本也應考慮。 國內汽車齒輪材料主要采用 20CrMnTi、 20Mn2TiB、 15MnCr5、 20MnCr5、25MnCr5、 28MnCr5。 滲碳齒輪表面硬度為 5863HRC， 心部硬度為 3348HRC。 值得指出的是，采取噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施，哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 18 能使齒輪得到強化。對齒輪進行強力噴丸處理以后，輪齒產生殘余壓應力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。在加大齒根圓弧半徑的同時，進行強力噴丸處理，不僅可使殘余壓應力進一步增加，還改善了應力集中。齒輪在熱處理之后進行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形，經(jīng)過磨齒后，齒輪精度要高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩(wěn)，效率提高， 并在同樣負荷條件下， 磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高近一倍16。 2.2 差速器設計 根據(jù)汽車行駛運動學的要求和實際上的車輪、道路以及他們之間的相互關系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別的。例如，轉彎時外側車輪的行程總要比內側的長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等原因引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等17。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅動車輪的轉速雖相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。這不僅會是輪胎過早磨損、無益地消耗功率和燃料以及驅動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都裝有差速器，后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不同時具有以不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。在此，選用對稱錐齒輪式差速器。 2.2.1 對稱錐齒輪式差速器的工作原理 其工作原理如圖圖 2-6 所示。 0為主減速器從動齒輪或差速器殼的角速度；1、2分別為左右兩半軸的角速度；T0為差速器殼接受的轉矩；Tr為差速器的內摩擦力矩；T1、T2分別為左右兩半軸對差速器的反轉矩。根據(jù)運動分析可得 1+2=20 顯然，當一側半軸不轉時，另一側半軸將以 2 倍的差速器殼體角速度旋轉；哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 19 當差速器殼體不轉時，左右半軸將等速、反向旋轉。根據(jù)力矩平衡可得 T1+ T2= T2 1= 圖 2-5 對稱錐齒輪式差速器的工作原理 普通錐齒輪差速器的鎖緊洗漱 k 一般為 0.05-0.15，兩半軸的轉矩比 kb為1.11-1.35， 這說明左右半軸的轉矩差別不大，故可以認為分配給兩半軸的轉矩大致相等，這樣的分配比例對于在良好路面上行駛的汽車來說是很合適的。當汽車越野行駛或在泥濘、冰雪路面上行駛，一側驅動車輪與地面的附著系數(shù)很兇時，盡管另一側車輪與地面有良好的附著，其驅動轉矩也不得不隨附著系數(shù)小的一側同樣地減小，無法發(fā)揮潛在的牽引力，以致汽車停駛。 2.2.2 對稱圓錐行星齒輪式差速器的結構 普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖 2-7 所示。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。 2.2.3 對稱圓錐行星齒輪式差速器的設計 1. 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 1) 行星齒輪數(shù) n 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 20 CA141 為載荷較大的商用車輛，采用 4 個行星齒輪。 2) 行星齒輪球面半徑 RB 圖 2-6 對稱圓錐行星齒輪式差速器的結構 1，12-軸承；2-螺母；3,14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5,13-螺栓；6-半軸齒輪墊片；7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼 行星齒輪球面半徑 RB反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定。圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪的背面的球面半徑 RB，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。 球面半徑 RB可按如下的經(jīng)驗公式確定： RB=KB3 (2-19) 式中 KB行星齒輪球面半徑系數(shù)，取 2.53.0，對于有四個行星齒輪的載貨汽車取小值； T計算轉矩，Tce和 Tcs的較小值。 根據(jù)上式，計算得 RB=56.5mm。 3) 行星齒輪與半軸齒輪的選擇 為了使齒輪有較高的強度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒數(shù)盡量少。 但一般不少于 10。 半軸齒輪的齒數(shù)采用 1425，哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 21 大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比 Z2/Z1在 1.52.0 的范圍內。 在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數(shù) Z2L，Z2R之和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為： 22LRZZn=整數(shù) 式中：Z2L、Z2R左右半軸齒輪的齒數(shù)。 n行星齒輪數(shù)。 在此，Z1=10，Z2=18，滿足以上要求。 4) 差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角 1，2 1111210tantan29.05518ZZ 219060.945 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù) m 001212222 50sinsinsin29.0554.8611AAmZZmm 由于強度的要求，在此取 m=4 mm。故， d1=mZ1=410=40mm d2=mZ2=418=72mm 5) 壓力角 汽車差速器的齒輪大豆采用 22.5的壓力角，齒高系數(shù)為 0.8 的齒形。某些總質量較大的商用車采用 25的壓力角，以提高齒輪強度。在此選擇 25的壓力角。 6) 行星齒輪安裝孔的直徑 及其深度 L 行星齒輪的安裝孔直徑 與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔直徑的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取 L=1.1。 320101.1CTLnl (2-20) 30101.1cTnl (2-21) 式中 T0差速器傳遞的轉矩 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 22 n行星齒輪數(shù) l行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x 支承面的許用擠壓應力 根據(jù)上式： 5694.59 10001.1 98 4 28.8 21.41mm L=1.121.41=28.07mm 2. 差速器齒輪的幾何計算 行星式差速器設計所需的各項重要參數(shù)計算公式及其計算結果見表 2-2所示。 表格 2-2 差速器齒輪的幾何計算 行星齒輪數(shù) Z110，取最小值 Z1=10 半軸齒輪齒數(shù) Z2=1425 Z2=18 模數(shù) m m=6 齒面寬 b=(0.250.30)A0 b=15mm 工作齒高 hg=1.6m hg=9.6mm 全齒高 h=1.788m+0.051 10.779 壓力角 25 軸交角 =90 =90 節(jié)圓直徑 d1=mz1，d2=mz2 d1=60mm，d2=108mm 節(jié)錐角 1=112，2=90-1 1=29.06，2=60.94 節(jié)錐距 A0=121=1222 A0= 61.77mm 周節(jié) t=3.1416m t=18.849mm 齒頂高 ha1=hg-ha2,ha2=0.43+0.37(21)2m ha1=6.33mm, ha2=3.27mm 齒根高 hf1=1.788m-ha1; hf2=1.788m-ha2 hf1=4.398mm; hf2=7.458mm 徑向間隙 c=h-hg=0.188m+0.051 c=1.179 齒根角 1=110; 1=4.072 2=6.884 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 23 續(xù)表 2-3 差速器齒輪的幾何計算 2=120 面錐角 01=1+2； 02=2+1 01=35.939 02=65.017 根錐角 R1=1-1 R2=2-2 R1=24.983 R2=54.061 外圓直徑 d01=d1+2ha11 d02=d2+2ha22 d01=71.067mm d02=111.176mm 節(jié)圓頂點至外緣距離 01=22 11 02=12 22 01=33.95mm 02=18.09mm 理論弧齒厚 s1=t-s2 s2=2 (1 2) s1=9.06mm s2=3.51mm 齒側間隙 B=0.1020.152m B=0.250mm 弦齒厚 S1=si-36122 S1=4.86mm S2=2.90mm 弦齒高 hi=hi+24 h1=1.92mm hi=1.78mm 3. 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大。它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度 w (MPa)為 3222 10SmwvK KK b md Jn MPa 式中 n差速器的行星齒輪數(shù)； J計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)； T差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩； 在此 T 為 854.19 Nm； Z2半軸齒輪齒數(shù)； 根據(jù)上式有 哈爾濱工業(yè)大學本科畢業(yè)論文（設計） - - 24 32 10854.19 0.697 1.01 30 4 72 0.225w =612.52MPa980MPa 所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMnMo和 20CrMo等。由于差速器齒輪要求精度低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用18。 2.3 驅動半軸設計 驅動車輪的傳動裝置位于傳動系的末端,其基本功用是接受從差速器傳來的轉矩并將其傳給車輪.對于斷開式驅動橋和轉向驅動橋,驅動車輪的傳動裝置為萬向傳動裝置;對于非斷開式驅動橋,驅動車輪傳動裝置的主要零件為半軸。半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3/4 浮式和全浮式三種形式。 半浮式半軸的結構特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結構簡單，所受載荷較大，用于乘用車和總質量較小的商用車上。 3/4 浮式半軸的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯(lián)接。該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在乘用車和質量較小的商用車上。 全浮式半軸的結構特點是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯(lián)，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承受轉矩，作用于驅動輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同女、半軸法蘭平面相對其軸線不垂直等因素，會引起半軸的彎曲變形，由此引起的彎曲應