1、. . 1 / 63 斯太爾重型貨車驅動橋設計及建模說明書結構設計1 概述驅動橋位于傳動系的末端, 其基本功能首先是增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩 , 并將轉矩合理地分配給左、 右驅動車輪 , 其次, 驅動輪還要承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力以及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。驅動橋設計應當滿足如下基本要求：a所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。b外形尺寸要小 , 保證有必要的離地間隙。c齒輪及其它傳動件工作平穩, 噪聲小。d在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。e在保證足夠的強度、剛度條件下

2、 , 應力求質量小 , 尤其是簧下質量應盡量小 , 以改善汽車平順性。f與懸架導向機構運動協調, 對于轉向驅動橋 , 還應與轉向機構運動協調。g結構簡單 , 加工工藝性好 , 制造容易 , 拆裝, 調整方便。隨著汽車向采用大功率發動機和輕量化方向的發展以及路面條件的改善, 近年來主減速比有減小的趨勢 , 以滿足高速行駛的需求。. . 2 / 63 2 驅動橋結構方案分析驅動橋的結構型式按工作特性分, 可以歸并為兩大類 , 即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時, 應該選用非斷開式驅動橋； 當驅動車輪采用獨立懸架時 , 則應該選用斷開式驅動橋。因此, 前者又稱為非獨立懸架驅動

3、橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構叫復雜, 但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。2.1 非斷開式驅動橋普通非斷開式驅動橋 , 由于結構簡單、造價低廉、工作可靠, 廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上 , 在多數的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同, 但是有一個共同特點 , 即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁, 齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、 驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量, 汽車簧下質量較大 , 這是它的一個缺點。驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經

4、確定的情況下, 也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下 , 如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求, 可改用雙級結構。在雙級主減速器中, 通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內, 也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。 對于輪邊減速器： 越野汽車為了提高離地間隙, 可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質心高度和車廂地板高度 , 以提高穩定性和乘客上下車的方便, 可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方； 有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度, 在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時, 將主減速器及差速器總成也移到

5、一個驅動車輪的旁邊。在少數具有高速發動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上, 有時采用蝸輪式主減速器 , 它不僅具有在質量小、 尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優點 , 而且對汽車的總體布置很方便。. . 3 / 63 2.2 斷開式驅動橋斷開式驅動橋區別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。 斷開式驅動橋的橋殼是分段的, 并且彼此之間可以做相對運動, 所以這種橋稱為斷開式的。 另外, 它又總是與獨立懸掛相匹配, 故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段 , 主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上, 或與脊梁式車架相聯

6、。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此獨立地相對于車架或車廂作上下擺動, 相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素 , 而汽車簧下部分質量的大小, 對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小 , 又與獨立懸掛相配合 , 致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好 , 由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜, 提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度, 減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞, 提高其

7、可靠性及使用壽命。但是, 由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜, 故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上, 且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。由于非斷開式驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠, 查閱資料 , 參照國內相關貨車的設計 , 本課題選用非斷開式驅動橋。其結構如圖 2-1 所示： 123 45678910 1 半軸 2圓錐滾子軸承 3支承螺栓 4主減速器從動錐齒輪 5油封6主減速器主動錐齒輪 7彈簧座 8墊圈 9輪轂 10調整螺母圖 2-1 非斷開式驅動橋. . 4 / 63 3 主減速器設計3.1 主減速器結構型式主減速器可根

8、據其齒輪類型、 減速形式以及主、 從動齒輪的支承形式不同而分類。3.1.1 主減速器齒輪的類型在現代汽車驅動橋中 , 主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。螺旋錐齒輪如圖3-1所示主、從動齒輪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, 因此可以承受較大的載荷, 加之其輪齒不在齒的全長上同時嚙合 , 而是逐漸由齒的一端連續而平穩地轉向另一端, 所以工作平穩 ,噪聲和振動小。雙曲面齒輪如圖 3-1所示主、從動齒輪軸線相互垂直而不相交。和螺旋錐齒輪相比, 雙曲面齒輪的優點有：1. 尺寸相同時 , 雙曲面齒輪有更大的傳動比。2. 傳動比一定 , 從動齒輪

9、尺寸相同時 , 雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑和較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。圖 3-1 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪3. 傳動比一定 , 主動齒輪尺寸相同時 , 雙曲面從動齒輪比螺旋錐齒輪的尺寸要小, 從而可以獲得更大的離地間隙。4. 工作過程中 , 雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側向滑動, 又有沿齒長方向的縱向滑動 , 這可以改善齒輪的磨合過程, 使其具有更高的運轉平穩性。. . 5 / 63 雙曲面齒輪傳動有如下缺點：1沿齒長方向的縱向滑動使摩擦損失增加, 降低了傳動效率。2 齒面間的壓力和摩擦功較大, 可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死, 抗膠合能力較低。通過以上兩者的對比 ,

10、 此次主減速器設計的齒輪類型采用螺旋錐齒輪3.1.2 主減速器的減速形式主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通以及輪邊減速等。 減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關, 有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關, 但它主要取決于由動力性、 經濟性等整車性能所要求的主減速比0i 的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數目及布置形式等。通常單極減速器用于主減速比0i 7.6 的各種中小型汽車上。 單級主減速器 雙級主減速器圖 3-2 主減速器為了保證斯太爾重型貨車具有足夠的離地間隙, 結構緊湊 , 降低制造成本。此次采用一對螺旋錐齒輪傳動的單級主減速器。3.1.3 主

11、減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器必須保證主、 從動齒輪有良好的嚙合狀況, 才能使他們很好的工作。 齒輪的正確嚙合除與齒輪的加工質量、 齒輪的裝配調整及軸承、 主減速器殼體的剛度有關以外,還與齒輪的支承剛度有關。. . 6 / 63 1. 主動錐齒輪的支承：1懸臂式：為了盡可能增加支承剛度 , 支承距離 b 應大于 2.5 倍的懸臂長度 a, 且應比齒輪節圓直徑的 70% 還大, 另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。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以外, 還與軸承與軸及軸承與軸承座孔之間的配合緊度有關。優點：結構簡單 , 支承剛度較差 , 用于傳遞轉矩較小的轎車、

12、 輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器上。a b c 圖 3-3 主減速器錐齒輪的支承形式a主動錐齒輪懸臂式支承形式b主動錐齒輪跨置式支承形式c從動錐齒輪軸承形式2跨置式：增加支承剛度 , 減小軸承負荷 , 改善齒輪嚙合條件 , 增加承載能力 , 布置緊湊 , 但是主減速器殼體結構復雜 , 加工成本提高。在需要傳遞較大轉矩情況下, 最好采用跨置式支承。此方案選用懸臂式。2. 從動錐齒輪的支承從動錐齒輪的支承剛度與軸承的形式、 支承間的距離及軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承, 為了增加支承剛度 , 兩軸承圓錐滾子大端向內, 以減小尺寸 cd。 為了增強支承穩定性

13、 ,c d 應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70% ；為了使載荷均勻分配在兩軸承上, 應盡量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。為了限制從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移, 在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支撐。3.1.4 錐齒輪嚙合調整主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整支承主減速器的圓錐滾子軸承需預緊以消除. . 7 / 63 安裝的原始間隙、 磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知 , 當軸向力于彈簧變形呈線性關系時 , 預緊使軸向位移減小至原來的1/2 。預緊力雖然可以增大支承剛度,改善齒輪的嚙合和軸承工作條件, 但當預緊力超過某一理想值時, 軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取

14、為以發動機最大轉矩時換算所得軸向力的30。主動錐齒輪軸承預緊度的調整采用套筒與墊片, 從動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母3.2 主減速器的基本參數選擇與計算載荷的確定3.2.1 主減速器齒輪計算載荷的確定1. 按發動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩cetmax10cedefk tki i itn3-1式中：maxet - 發動機的輸出的最大轉矩 , 參考同類車型取1100mn；-發動機到從動錐齒輪之間的傳動效率, 在此取 0.9 ；k - 液力變矩器變矩系數 ,k=/2+1, k0最大變矩系數 ,k 在此取 1；1i - 變速器一擋傳動比 , 參考同類車型取 14.08 ；

15、fi- 分動器傳動比 , 在此取 1；ni - 主減速器傳動比 , 在此取 5.73；n-該汽車的驅動橋數目在此取1；dk- 猛接離合器所產生的動載系數, 性能系數jf=0的汽車 :dk=1, jf0的汽車 :dk=2 或由經驗選定。性能系數由下式計算時16tgm0.195當0時16tgm0.195當tgm0.195-161001emaxaemaxaemaxajf式中,am 為汽車滿載質量 , 在此取 19500kg；代入上式得195009.80.19533.88110016所以jf=0,即dk =1 . . 8 / 63 由以上各參數可求cet1 11001 14.085.730.97987

16、1.621cetn m2. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩cst22rcsmmg mrti3-2式中:2g - 滿載狀態下一個驅動橋上的靜載荷n , 此處取213000 9.8127400gn ; - 輪胎對地面的附著系數, 對于安裝一般輪胎的公路用汽車, 在良好的混凝土或瀝青路上,85.0；rr- 車輪的滾動半徑 , 輪胎規格 12.00r20, 在此滾動半徑為0.526 m ；2m-汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數, 在此取 1.2 ；mi - 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比, 在此取 3.478 ；m- 主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率, 在此取 0.9 所以1274

17、00 1.20.850.52621836.513.4780.9cstn m3. 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩cftcftrmmf rtin3-3式中：tf - 汽車日常行駛平均牽引力n, 在此取r()19500 9.8 (0.0180.07)16816.8taifgffnrr- 車輪的滾動半徑 , 在此滾動半徑為 0.526 m ；mi - 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比, 在此取 3.478 m- 主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率, 在此取 0.9 n- 該汽車的驅動橋數目 , 在此取 1；所以16816.80.5262825.93.4780.9 1cftn m主動

18、錐齒輪的計算扭矩. . 9 / 63 c021836.514011.485.730.95zgttn mi式中：zt- 主動錐齒輪的計算轉矩；ct -從動錐齒輪計算轉矩 ,min,ccecstttg- 主從動錐齒輪齒輪間的傳動效率, 對于螺旋錐齒輪副取0.95 ；0i - 主傳動比。3.2.2 錐齒輪主要參數的選擇主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數1z和2z, 從動錐齒輪大端分度圓直徑2d、端面模數sm、主從動錐齒輪齒面寬1b 和2b 、中點螺旋角、法向壓力角等。1. 主、從動錐齒輪齒數1z和2z選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：1為了磨合均勻 ,1z,2z之間應避免有公約數。2

19、為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度, 主、從動齒輪齒數和應不小于 40。3為了嚙合平穩、噪聲小和具有高的疲勞強度, 對于商用車 ,1z一般不小于 6。4主傳動比0i較大時 ,1z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 ,1z和2z應有適宜的搭配。表 3.1 不同速比的主從動齒輪數速比4.8 5.73 6.72 主動 z1 21 17 15 從動 z2 29 28 29 因為05.73i, 所以1z=17 2z=28 2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑2d和端面模數sm對于單級主減速器 , 增加尺寸2d會影響驅動橋殼高度尺寸和離地間隙, 減小2d又影響跨置式主動齒輪

20、的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。. . 10 / 63 2d可根據經驗公式初選 , 即：232dcdkt 式中：2d- 從動齒輪大端分度圓直徑mm 2dk- 直徑系數 , 一般取2dk=1315.3；ct- 從動錐齒輪計算轉矩mn,min,ccecsttt。計算得2d=363.36427.65mm, 初取2d=392mm 。sm由下式計算22smdz3-5計算得sm=392/28=14, 同時sm還應滿足3smcmkt3-6式中,mk為模數系數 , 取 0.3 0.4 。計算得sm=8.3911.18 3. 主, 從動錐齒輪齒面寬1b和2b錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命, 反而會

21、導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小, 這樣不但會減小了齒根圓角半徑, 加大了應力集中 , 還降低了刀具的使用壽命。此外, 安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端, 會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。 另外, 齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄, 輪齒表面的耐磨性會降低。對于從動錐齒輪齒面寬2b, 推薦不大于節錐距2a 的 0.3 倍, 即223 .0ab, 而且2b應滿足sbm102, 對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用：22155. 0db=0.155392=60.76 mm, 在此取2b=66mm。1b一般比2b大 10

22、%,在此取1b =73mm。. . 11 / 63 4. 中點螺旋角螺旋角沿齒寬是變化的 , 輪齒大端的螺旋角最大 , 輪齒小端螺旋角最小。弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的, 選時應考慮它對齒面重合度f, 輪齒強度和軸向力大小的影響 ,越大, 則f也越大 , 同時嚙合的齒數越多 , 傳動越平穩 , 噪聲越低 ,而且輪齒的強度越高 , 一般f應不小于 1.25, 在 1.5 2.0 時效果最好 , 但過大, 會導致軸向力增大。汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為3540, 而商用車選用較小的值以防止軸向力過大 , 通常取 35。5. 螺旋方向主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋

23、轉方向影響其所受的軸向力的方向 , 當變速器掛前進擋時, 應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向, 這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢, 防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋, 從錐頂看為逆時針運動 , 這樣從動錐齒輪為右旋 , 從錐頂看為順時針 , 驅動汽車前進。6. 法向壓力角對于弧齒錐齒輪 , 乘用車的 一般選用 1430或 16, 商用車的 為 20或 2230。因為此次設計的是重型貨車的驅動橋, 為了增加輪齒強度 , 減小齒輪不發生根切的最少齒數 , 所以=2230。3.3 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算3.3.1 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算

24、見表3.2 。. . 12 / 63 表 3.2 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算用表序號項目計算公式計算結果1 主動齒輪齒數1z17 2 從動齒輪齒數2z28 3 端面模數sm14mm 4 齒面寬bb2=66mm 5 法向壓力角=22.56 齒寬系數rr=0.3 7 中點模數m(1 0.5)msrmmm=11.9mm 8 徑向變位系數211220.39(1)zxz10.246x20.246x9 節圓直徑d=mz1d238mm,2d=392mm 10 節錐角221arctanzz,1=90-22=58.74 ,1=31.26 11 節錐距a0=22sin2da0=229.3mm 12 齒頂高*()

25、aashhx m,*ah=0.85 1ah=8.456,2ah=15.344 13 齒根高*(),0.188fashhcx m c1fh=17.976mm 2fh=11.088mm 14 齒根角0arctanahff1f=4.48 2f=2.77 15 頂錐角211fa；122fa1a=34.03 2a=63.22 16 根錐角1f=11f2f=22f1f=26.78 2f=55.97 17 齒頂圓直徑1111cos2aahdd2ad=22cos22ahd1ad=252.46mm 2ad=407.92mm 18 節錐頂點到輪冠距離1121sin2akhda212dak22sinah1ka=19

26、1.61mm 2ka=105.88mm 19 螺旋角=35. . 13 / 63 3.3.2 主減速器錐齒輪強度計算在完成主減速器錐齒輪幾何尺寸的計算后, 應對其進行強度驗算 , 以保證其有足夠的強度和壽命。輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點蝕和剝落、齒面膠合和齒面磨損等。1. 單位齒長圓周力主減速器錐齒輪的表面耐磨性, 常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算, 即2fpb 式中： p 輪齒上的單位齒長圓周力,n/mm; f 作用在齒輪上的圓周力 ,n, 2b 從動齒輪的齒面寬 ,mm按發動機最大轉矩計算時：max312210deg fk tki ipnd b式中,gi為變速器傳動比；

27、 d1主動錐齒輪中點分度圓直徑mm ；其他符號同前。在現代汽車設計中 , 由于材質及加工工藝等制造質量的提高,p有時高出表中數值 20% 25% 計算得32 1 1100 1 14.080.9101774.79/1.251786.25/123866pnmmpnmm按驅動輪打滑的轉矩計算時: 32222210rmmg mrpd b i 計算得32 127400 1.20.850.526101688/1.25 1786.25/392663.4780.9pnmmpnmm可知主動錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。2. 輪齒彎曲強度錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為. . 14 / 63 30102wsvmscwbd

28、jmkkkkt 式中：0k 過載系數 , 一般取 1.0 ；sk 尺寸系數 , 當sm1.6mm時,sk =44 .25m=0.862；mk齒面載荷分配系數 , 懸臂式 :mk =1.001.25, 在此取mk=1.0；vk 質量系數 , 當輪齒接觸良好、齒距及徑向跳動精度高時, 取vk =1；wj計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數, 見圖 3-4,210.24,0.27wwjj。圖 3-4 彎曲計算用綜合系數wj按min,cecstt計算的最大彎曲應力 ;32221836.51 10.862 1104331 14663920.24wmpa700mpa ；按cft計算的疲勞彎曲應力 : 32282

29、5.91 0.862 11056.041 14663920.24wmpa210mpa ；當計算主動齒輪時 ,ztct, 故1w2w,1w2w。綜上所述 , 故所計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。, 3. 輪齒接觸強度. . 15 / 63 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為：031210pzsmfjvjct k k k kdk bj 式中; pc綜合彈性系數 , 對于鋼制齒輪副取232.6mmn/21；0k 過載系數 , 一般取 1：sk 尺寸系數 , 通常取 1：mk齒輪載荷分配系數 , 懸臂式結構：mk =1.001.25, 在此取mk=1；vk 質量系數 , 當輪齒接觸良好、齒距及徑向跳動精度高時,

30、 取vk =1；fk齒面品質系數 , 對于制造精確的齒輪可取fk=1；b取1b 和2b 的較小值；jj 齒面接觸強度的綜合系數,jj =0.10, 見圖 3-5 所示；計算得jm=2514mpajm=2800mpa, je=904.4mpa齒寬中點處的圓周力m22tfd3-12式中： t作用在從動齒輪上的轉矩；2md從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑。2222sinmddb3-13式中：2d 從動齒輪大端分度圓直徑；2b 從動齒輪齒面寬；2從動齒輪節錐角。239266sin58.74335.58omdmm3221836.5110130141.9335.58fn由1212/cos/ cosff可知,

31、 對于螺旋錐齒輪副 , 作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的2錐齒輪的軸向力與徑向力圖 3-6 主動錐齒輪齒面的受力圖如圖 3-6, 主動錐齒輪螺旋方向為左旋, 從錐頂看旋轉方向為逆時針,ft為作用在節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向平面內,ft分解成兩個相互垂直的力 fn和ff ,fn垂直于 oa且位于 oo a所在的平面 ,ff 位于以 oa為切. . 17 / 63 線的節錐切平面內。ff 在此平面內又可分為沿切線方向的圓周力f和沿節錐母線方向的力 fs。f 與ff 之間的夾角為螺旋角,ft與ff 之間的夾角為法向壓力角。這樣就有：coscostff3-14

32、cos/tansinffftn3-15tansincosfffts3-16于是, 作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力azf 和徑向力rzf分別為cossinsintancoscossinffffsnaz3-17sinsincostancossincosffffsnrz3-18公式中的節錐角在計算主動齒輪的受力時用頂錐角代替, 計算從動齒輪受力時用根錐角代替。主動齒輪的螺旋方向為左, 從錐頂看旋轉方向為逆時針。計算得130141.9(tan 22.5 sin34.03sin 35 cos34.03 )112348.25cos35ooooazofn130141.9(tan 22.5 cos34.03s

33、in35 sin34.03 )3541.06cos35oooorzofn作用在從動錐齒輪齒面上的軸向力acf 和徑向力rcf分別為(tansinsincos )cosacff3-19(tancossinsin )cosrcff3-20計算得130141.9(tan 22.5 sin55.97sin35 cos55.97 )3541.06cos35ooooacofn130141.9(tan22.5 cos55.97sin 35 sin55.97 )112348.25cos35oooorcofn：2. 錐齒輪軸承的載荷當錐齒輪齒面上所受的圓周力、 徑向力和軸向力計算確定后, 根據主減速器齒輪軸.

34、. 18 / 63 承的布置尺寸 , 即可求出軸承所受的載荷。圖 3-7 單級主減速器軸承布置尺寸圖中的參數尺寸：180amm,70bmm,130cmm,150dmm,1200.12mdmm2335.58mdmm表 3.3 軸承上的載荷將以上參數代入上表中的公式計算結果如下：189688.7rafn,112348.25aafn79320.44rbfn,0abf93504.42rcfn,3541.06acfn78453.26rdfn,0adf. . 19 / 63 3. 錐齒輪軸承型號的確定軸承 a 計算當量動載荷p112348.250.59189688.7aaraff3-21查閱文獻 2, 錐

35、齒輪圓錐滾子軸承e 值為 0.42, 故arff e, 由此得 x=0.4,y=1.4 。另外查得載荷系數1.2pf。()praaapfxfyf3-22將各參數代入式 3-21 ：279795.6pn軸承應有的基本額定動負荷cr10h36t60nlpf10c3-23式中：tf 溫度系數 , 查文獻 4, 得tf =1；滾子軸承的壽命系數 , 查文獻 4, 得=10/3；n軸承轉速 ,r/min ；hl 軸承的預期壽命 ,3000h；將各參數代入式 3-22中, 有；1934.831ckn查文獻 3, 初步選擇圓錐滾子軸承型號7603。3.5 主減速器齒輪的材料及熱處理汽車驅動橋主減速器的工作相

36、當繁重, 與傳動系其他齒輪比較, 它具有載荷大、工作時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。據此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：1具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度, 齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。2輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷, 避免在沖擊載荷下齒根折斷。. . 20 / 63 3鍛造性能、可加工性及熱處理性能良好, 熱處理后變形小或變形規律易控制。4選擇合金材料時 , 盡量少用含鎳、鉻元素的材料, 而是選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。汽 車 主 減 速 器錐 齒輪 與差 速器 錐 齒 輪 目 前 常

37、用 滲 碳合 金鋼 制造 , 主 要 有20crmnti、20mnvb 、20mntib 、22crnimo和 16simn2wmov。滲碳合金鋼的優點是表面可得到含碳量較高的硬化層一般碳的質量分數為0.8%1.2%, 具有相當高的耐磨性和抗壓性, 而芯部較軟 , 具有良好的韌性。因此 , 這類材料的彎曲強度、 表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于其含碳量較低 , 使鍛造性能和可加工性較好。其主要缺點是熱處理費用較高, 表面硬化層以下的基底較軟,在承受很大壓力時可能產生塑性變形, 如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多, 便會引起表面硬化層的剝落。為改善新齒輪的磨合 , 防止其在運行初期出現早期

38、的磨損、擦傷、膠合或咬死, 錐齒輪在熱處理以及精加工后, 作厚度為 0.0050.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理, 可提高 25% 的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪, 可進行滲硫處理以提高耐磨性。3.6 主減速器的潤滑主加速器及差速器的齒輪、 軸承以及其他摩擦表面均需潤滑, 其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑, 因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現。為此, 通常是在從動齒輪的前端近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽, 將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經過近油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處, 由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用, 使潤滑油由圓錐

39、滾子的下端通向大端, 并經前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中, 使潤滑油得到循環。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗 , 而且可以保護前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油流進差速器, 有的采用專門的倒油匙。為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的漏油, 應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞, 后者應避開油濺所及之處。加油孔應設置在加油方便之處, 油孔位置也決定了油面位置。 放油孔應設在橋殼最低處,但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。. . 21 / 63 4 差速器設計汽車行駛時 , 左、 右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不相等。如果驅動橋的左

40、、右車輪剛性連接 , 則行駛時不可避免地會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。不僅會加劇輪胎磨損與功率和燃料的消耗, 而且可能導致轉向和操縱性能惡化。 為此, 在汽車左、右驅動輪間都裝有輪間差速器, 從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度 , 滿足了汽車行駛運動學的要求。差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩, 并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。差速器按其結構特征不同, 分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。4.1 差速器結構形式選擇汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器, 具有結構簡單、質量較小等優點, 故應用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強

41、制鎖止式差速器等。查閱文獻 5 經方案論證 , 差速器結構形式選擇普通對稱錐齒輪式差速器。圖 4-1 普通對稱錐齒輪式差速器普通對稱錐齒輪式差速器由差速器左、右殼,2 個半軸齒輪 ,4 個行星齒輪 ,行星齒輪軸 ,半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于差速器殼是裝在主減速器從動齒輪上, 故在確定主減速器從動齒輪尺寸時, 應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到從動齒及主動齒輪導向軸承支座的限制。普通對稱錐齒輪式差速器的示意圖, 如圖 4-2 所示：. . 22 / 63 圖 4-2 普通錐齒輪式差速器示意圖4.2 普通錐齒輪差速器齒輪設計4.2.1 差速器齒輪主要參數選擇1. 行星齒輪數n行星齒

42、輪數n需根據承載情況來選擇, 在承載不大的情況下n可取兩個 , 反之應取n=4。2. 行星齒輪球面半徑br行星齒輪球面半徑br 反映了差速器錐齒輪節錐距的大小和承載能力, 可根據經驗公式來確定：3bbdrkt 式中：bk - 行星齒輪球面半徑系數,bk =2.53.0, 對于有四個行星齒輪的乘用車和商用車取最小值；dt -差速器計算轉矩()n m,min,dcecsttt；br -球面半徑 mm ；計算得32.521836.5169.88brmm行星齒輪節錐距0a 為0a =br4-2. . 23 / 63 計算得0a =68.4869.18 mm 在此初取0a =69mm 3. 行星齒輪與半

43、軸齒輪齒數1z 、2z為了使齒輪有較高的強度, 希望取較大的模數 , 但尺寸會增大 , 于是要求行星齒輪的齒數1z 應取小些 , 但1z 一般不少于 10。半軸齒輪的齒數2z 在 1425之間選用。 大多數半軸齒輪與行星齒輪的齒數比21/zz 在 1.5 2.0 的范圍內。查閱資料 , 經方案論證 , 初定半軸齒輪與行星齒輪的齒數比21/zz =2,半軸齒輪齒數z2=24,行星齒輪的齒數 z1=12。為使兩個或四個行星齒輪能同時與兩個半軸齒輪嚙合, 兩半軸齒輪的齒數和必須能被行星齒輪數目所整除 , 否則差速器不能裝配 , 即應滿足：222424124rlzzn4. 行星齒輪和半軸齒輪節錐角1、

44、2及模數 m 行星齒輪和半軸齒輪節錐角1、2分別為112arctan(/)zz4-3221arctan(/)zz4-4將參數分別代入上式得：1=26.57, 2=63.43錐齒輪大端的端面模數m為 m=0112a sinz4-5將參數代入式得：m=5.14 查閱文獻 3, 取標準模數 m=5.5。節圓直徑 d 即可由下式求得：112266,132dmzmm dmzmm5. 壓力角汽車差速器齒輪大都采用3022的壓力角 , 齒高系數為 0.8 的齒形 , 某些質量較大的商用車采用025壓力角 , 以提高齒輪強度。此次設計采用壓力角=3022。. . 24 / 63 6. 行星齒輪軸直徑d及支承長

45、度 l行星齒輪軸直徑d為30101.1cdtdnr 式中：0t 差速器殼傳遞的轉矩21836.51mn；n行星齒輪數 4；dr 行星齒輪支承面中點到錐頂的距離mm ,20.5drd,2d 是半軸齒輪齒面寬中點處的直徑228.0dd,2d =120mm; c 支承面的許用擠壓應力 , 取為 98mpa. 將參數代入上式計算得32.48dmm行星齒輪在軸上的支承長度l 為1.11.1 32.4835.73ldmm4-7圓整后選取33,36dmm lmm4.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸與強度計算1. 差速器齒輪的尺寸計算表 4.1 為汽車差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸計算步驟, 表中計算用的弧齒厚系數

46、見圖 4-3。. . 25 / 63 表 4.1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸序號項目計算公式及結果1 行星齒輪齒數112z2 半軸齒輪齒數224z3 模數5.5m4 齒面寬0/ 3ba取整 , 取25bmm5 齒頂高*5.5aahh m6 齒根高*()m1.26.6fahhcm7 壓力角30228 軸交角909 節圓直徑112266,132dmzmm dmzmm10 節錐角122112arctan26.565 ;arctan63.43 ;zzzz11 節錐距0a=11sin2d=22sin2d=74mm12 周節3.141617.28tmmm13 齒頂圓直徑1112cos75.84aadd

47、h,2136.92ad14 齒根圓直徑1112cos54.194fafddh,2126.1ad15 齒根角0arctan5.1ffhr16 頂錐角112231.67 ;68.53afaf17 根錐角112221.47 ;58.33ffff18 頂隙*1.1cc m19 分度圓齒厚/ 28.639sm20 當量齒數0111/ cos12 / cos 26.5713.42vzz,253.66vz注: 實際齒根高比上表計算值大0.051mm 。. . 26 / 63 圖 4-3 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數 2. 差速器齒輪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 , 只有在汽車

48、轉彎或左右輪行駛在不同的路程時 , 或一側車輪打滑而滑轉時差速器才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計算。輪齒彎曲應力w為322210csmwvt k kk mb d jn 式中：ct 半軸齒輪的計算轉矩mn,00.6ctt =13101.91 n mn行星齒輪數 ,n=4；2d 半軸齒輪大端分度圓直徑,2d =132mm vk 質量系數 ,vk =1.0；sk 尺寸系數 ,40.6825.4smk；mk載荷分配系數 ,mk=1.0；2b 半軸齒輪齒寬 ,2b =24mm; m 模數 m=5.5；j差速器齒輪彎曲應力的綜合系數, 見圖 4-4, 取2j =0.2

49、28；. . 27 / 63 圖 4-4 彎曲計算用綜合系數j 當0min,cecsttt時,計算得：w=1121.3mpa,w=980 mpa 當0cftt時,計算得：w=145mpaw=210mpa 綜上所述 , 差速器齒輪強度滿足要求。. . 28 / 63 5 半軸設計驅動車輪的傳動裝置置位于汽車傳動系的末端, 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是半軸。5.1 結構形式分析半軸根據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

50、的結構特點是, 半軸外端的支承軸承位于半軸套管外端的孔中, 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 , 只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, 直接支承于車輪輪轂 , 而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘連接。該形式的半軸的受載情況與半浮式相似, 只是載荷有所減輕 , 一般僅用于乘用車和總質量較小的商用車上。圖 5-1 全浮式結構形式簡圖及受力情況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連, 而輪轂又借用兩個圓

51、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他反力和彎矩全部由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同心、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 , 由此引起的彎曲應力一般為570mpa 。全浮式半軸主要用于總質量較大的商用車上。. . 29 / 63 此次半軸的結構設計采用全浮式半軸。5.2. 全浮式半軸的結構設計及強度計算1. 全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩m計算, 即222rlm g rmi5-1式中：2g 驅動橋的最大靜載荷；rr 車輪滾動半徑；2m負載轉移系數；附著系數 , 計算時取 0.8 ；li

52、輪邊減速器的傳動比 ,3.478li將參數代入上式得1.2130009.80.5260.89248.42 3.478mn m2. 全浮式半軸桿部直徑可按下式初步選取3dkm 式中： d 半軸桿部直徑；m半軸計算轉矩；k 直徑系數 , 取 0.205 0.218；將參數代入上式得d43.0345.76 mm, 選取 45mm 3. 半軸的扭轉切應力316md5-3計算得33169248.410516.8945mpa半軸的扭轉切應力宜為500700mpa , 滿足要求。. . 30 / 63 4. 半軸的扭轉角180()pmlgi 式中: l半軸長度 , 取 1000mm; g 材料切變模量 ,

53、取 8.4 104n/mm2；pi半軸斷面極慣性矩 ,44/ 32402577.92pidmm；計算得o15.65.3 半軸的材料與熱處理為了使半軸和花鍵內徑不小于其桿部直徑, 常常將加工花鍵的端部都做得粗些, 并使當地減小花鍵槽的深度 , 因此花鍵齒數必須相應地增加。 半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞, 因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。為了使半軸桿部和凸緣間的過渡圓角都有較大的半徑而不致引起其他零件的干涉, 常常將半軸突緣用平鍛機鍛造。本設計半軸采用 40cr , 半軸的熱處理采用高頻、中頻感應淬火。這種處理方法使半軸表面淬硬達6352hrc, 硬化層深約為其半徑

54、的1/3, 心部硬度可定為3530hrc； 不淬火區 的硬度可定在277248hrc范圍內。由于硬化層本身的強度較高, 加之在半軸表面形成大的殘余壓應力, 以及采用噴丸處理、 滾壓半軸凸緣根部過渡圓角等工藝, 使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高, 尤其是疲勞強度提高十分顯著。. . 31 / 63 6 驅動橋殼的設計驅動橋殼的主要功用是支承汽車質量, 并承受由車輪傳來的路面反力和反力矩, 并經懸架傳給車架或車身 ；它又是主減速器、差速器、半軸的裝配基體。驅動橋殼應滿足如下設計要求：1 足夠的強度和剛度 , 以保證主減速器齒輪嚙合正常并不使半軸產生附加彎曲應力。2在保證足夠的強度和剛度的前提下,

55、盡量減小質量以提高行使平順性。3保證足夠的離地間隙。4結構工藝性好 , 成本低。5保護裝于其上的傳動系部件和防止泥水浸入。6 拆裝、調整、維修方便。6.1 驅動橋殼結構方案選擇驅動橋殼大致可分為三種形式：可分式、整體式和組合式。1. 可分式橋殼可分式橋殼由一個垂直接合面分為左右兩部分, 兩部分通過螺栓連接成一體。每一部分均有一個鑄造殼體和一個壓入其外端的的半軸軸管組成。軸管與殼體用鉚釘連接?？煞质捷S殼結構簡單 , 制造工藝性好 , 主減速器支承剛度好。但拆裝、調整、維修很不方便 , 橋殼的強度和剛度受到結構的限制, 現已很少采用。2. 整體式橋殼整體式橋殼的特點是整個橋殼是一根空心梁, 橋殼和

56、主減速器分為兩體。它具有強度和剛度較大 , 主減速器拆裝、調整方便等特點。按照制造工藝方法 , 整體式橋殼雙可分為鑄造式、鋼板沖壓焊接式和擴張成形式三種。鑄造式橋殼的強度和剛度較大, 但質量大、 加工面多、 制造工藝復雜 , 主要用于總質量較大的貨車上。鋼板沖壓焊接式和擴張成形式橋殼質量小, 材料利用率高, 制造成本低 , 適于大量生產 , 廣泛用于乘用車和總質量較小的商用車上。. . 32 / 63 3. 組合式橋殼組合式橋殼是主減速器殼與部分橋殼鑄成一體。, 而后用無縫鋼管分別壓入殼體兩端, 兩者之間用塞焊或銷釘固定。 它的優點是從動齒輪軸承的支承剛度好, 主減速器的裝配、調整比可分式橋殼

57、方便。然而要求有較高的加工精度, 故常用于乘用車和總質量較小的商用車上。本車設計時綜合考慮各種因素及經濟性, 選擇了整體式的鋼板沖壓焊接式橋殼, 其設計圖如下所示 , 它由軸管法蘭盤 , 定位圈 , 鋼板彈簧座 , 后橋軸管 , 通氣孔 ,底部通氣孔 , 底蓋, 橋殼中段 , 加強環 , 內襯環 , 注油孔 , 放油孔等部分焊接組成。圖 6-1 驅動橋殼零件圖6.2 驅動橋殼強度計算6.2.1 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算圖 6-2 橋殼受力圖當牽引力或制動力最大時 , 橋殼鋼板彈簧座處危險斷面的彎曲應力和扭轉. . 33 / 63 切應力分別為()vhvhmmww6-1tttw6-2

58、式 中 ：vm 地 面 對 車 輪 垂 直 反 力 在 危 險 斷 面 引 起 的 垂 直 平 面 內 的 彎矩,221.2 13000 9.8 0.413=31569.7222vm g bmn m；b輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離,413bmm；hm一側車輪上的牽引力2xf在水平面內引起的彎矩；2110014.085.730.90.950.980.41329192.84820.526hxmf bn mtt 牽引時 , 危險斷面所受轉矩；2110014.085.730.90.950.980.52637180.23720.526txrtf rn mvw 危險斷面處的垂直平面的抗彎截面系數；2

59、323333150 164116 130(1)(1)41340466150 164vbhbhmmmbhhw 危險斷面處的水平面的抗彎截面系數, 2323333164 150130 116(1)(1)38953766164 150hhbhbmmmhb；tw 危險斷面處的抗扭截面系數；3344316013(1)=453751.52161616tdwmm1-（）；將各參數代入上式得3156972029192848151.31413404389537mpa300 500mpa3718023781.94453751.52mpa150 400mpa. . 34 / 63 校核滿足要求。6.2.2 汽車受最

60、大側向力時的橋殼強度計算向右側滑時 , 驅動橋左右車輪的支撐反力為：1221()2gz ihfgb6-312021()2gzhfgb6-4式中：gh- 汽車滿載時的質心高度 ,m；b驅動車輪的輪距 ,m；1側滑時的附著系數 ,1=0.6；計算得211000 0.6127400 ()4459024000z ifn2082810zfn橋殼內、外板簧座處斷面的彎曲應力i、0分別為21()44590(4130.6526)71.14456710z irivfbrmpaw500mpa2010()82810(4130.6526)17.66456710zrvfbrmpaw500mpa滿足校核要求。6.2.3