1、 ,J'驅(qū)動林設(shè)討說明書YKK standardization office YKK5AB- YKK08- YKK2C- YKK18汽車設(shè)計課程設(shè)計輕型貨車驅(qū)動橋設(shè)計姓 名: 學(xué) 號: 專業(yè)班級: 指導(dǎo)教師:黃華明機(jī)英123王淑芬題目：1.整車性能參數(shù)：驅(qū)動形式6x2后輪；軸距 3800mm：輪距前/后 1750/1586mm：整備質(zhì)量4310kg；額定載質(zhì)量5000kg：空載時前軸分配負(fù)荷45%,滿載時前軸分配負(fù)荷26機(jī)前懸/后懸 1270/1915mm：最高車速llOkm/h：最大爬坡度35%：長、寬、高 6985、2330、2350：發(fā)動機(jī)型號YC4E140-20：最大功率300

2、0rpm：最大轉(zhuǎn)矩 380N m/1200"1400rpm：變速器傳動比：倒擋：輪胎規(guī)格：離地間隙280mmo2.具體設(shè)計任務(wù)：1）查閱相關(guān)資料，根據(jù)其發(fā)動機(jī)和變速箱的參數(shù)、汽車動力性的要求，確定驅(qū) 動橋上主減速器的減速形式，對驅(qū)動橋總體進(jìn)行方案設(shè)計和結(jié)構(gòu)設(shè)計。2）校核滿載時的驅(qū)動力，對汽車的動力性進(jìn)行險算。3）根據(jù)設(shè)計參數(shù)對主要零部件進(jìn)行設(shè)計與強度計算。4）繪制所有零件圖和裝配圖。5）完成6千字的設(shè)計說明書。第1章驅(qū)動橋的總體方案確定驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)和種類和設(shè)計要求1.1.1汽車車橋的種類汽車的驅(qū)動橋與從動橋統(tǒng)稱為車橋，車橋通過懸架與車架（或承載式車身）相 連，它的兩端安裝車輪，其功用

3、是傳遞車架（或承載式車身）于車輪之間各方向的作 用力及其力矩。根據(jù)懸架結(jié)構(gòu)的不同，車橋分為整體式和斷開式兩種。當(dāng)采用非獨立懸架時，車 橋中部是剛性的實心或空心梁，這種車橋即為整體式車橋；斷開式車橋為活動關(guān)節(jié)式 結(jié)構(gòu)，與獨立懸架配用。在絕大多數(shù)的載貨汽車和少數(shù)轎車上，采用的是整體式非斷 開式。斷開式驅(qū)動橋兩側(cè)車輪可獨立相對于車廂上下擺動。根據(jù)車橋上車輪的作用，車橋又可分為轉(zhuǎn)向橋、驅(qū)動橋、轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋和支持橋四 種類型。其中，轉(zhuǎn)向橋和支持橋都屬于從動橋，一般貨車多以前橋為轉(zhuǎn)向橋，而后橋 或中后兩橋為驅(qū)動橋。1. 1.2驅(qū)動橋的種類驅(qū)動橋位于傳動系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，

4、 即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并合理的分配給左、右驅(qū)動車輪，其 次，驅(qū)動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及 制動力矩和反作用力矩。驅(qū)動橋分為斷開式和非斷開式兩種。驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式與驅(qū)動車輪的懸掛型式密 切相關(guān)。當(dāng)驅(qū)動車輪采用非獨立懸掛時，例如在絕大多數(shù)的載貨汽車和部分小轎車 上，都是采用非斷開式驅(qū)動橋，其橋殼是一根支撐在左右驅(qū)動車輪上的剛性空心梁， 主減速器、差速器和半軸等所有的傳動件都裝在其中；當(dāng)驅(qū)動車輪采用獨立懸掛時， 則配以斷開式驅(qū)動橋。1. 1.3驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)組成在多數(shù)汽車中，驅(qū)動橋包括主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置（半軸）及 橋殼等部件

5、如圖所示。2461-輪轂2-半軸3-鋼板彈簧匪4-主減速器從動錐齒輪5 -主版速器主動錐齒輪6-差速器總成 圖驅(qū)動橋1. 1.4驅(qū)動橋設(shè)計要求1、選擇適當(dāng)?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(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，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(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)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(dǎo)向機(jī)構(gòu)運動協(xié)調(diào)。7、結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易

6、，維修，調(diào)整方便。設(shè)計車型主要參數(shù)表設(shè)計車型參數(shù)輪胎發(fā)動機(jī)最大功率3000Pemax kW/由 (r/min)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩380/12001400Temax N-m/nr (r/min)整備質(zhì)量4310kg額定載質(zhì)量5000kg最大車速110km/h輪距（雙胎中心線）3800mm主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定1.3.1主減速比的計算主減速比，。對主減速器的結(jié)構(gòu)形式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小影響很大。當(dāng)變速器處 于最高檔位時i。對汽車的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。的選擇應(yīng)在汽車總體 設(shè)計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定。可利用在不同的下的功率 平衡圖來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設(shè)計，

7、對發(fā)動機(jī)與傳動系參數(shù)作最佳匹 配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機(jī) 最大功率Panux及其轉(zhuǎn)速冊的情況下，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的 最高車速v皿-這時值應(yīng)按下式來確定：0式中：車輪的 V I admax滾動半徑，10.405m心變速器最高檔傳動比（為直接檔）。np最大功率轉(zhuǎn)速3200 r/minvfl最大車速90km/h對于與其他汽車來說，為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比 最小值大10% 25%,即按下式選擇：k（）衛(wèi)0V Iumax 儂經(jīng)計算初步確定，。二按上式求得的應(yīng)與

8、同類汽車的主減速比相比較，并考慮到主、從動主減速齒輪 可能的齒數(shù)對，。予以校正并最后確定。1.3. 2主減速器的齒輪類型本次設(shè)計采用螺旋錐齒輪。1.3. 3主減速器的減速形式本次設(shè)計貨車主減速比，。=,所以采用單級主減速器。1.3.4主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法1、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇現(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承形式有如下兩種：（1）懸臂式；（2）騎馬式跟據(jù)實際情況，所設(shè)計的為輕型貨車所以采用懸臂式支撐。2、主減速器從動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇本次設(shè)計主動錐齒輪采用懸臂式支撐（圓錐滾子軸承），從動錐齒輪采用騎馬式 支撐（圓錐滾子軸承）。差速器結(jié)構(gòu)

9、方案的確定本次設(shè)計選用：普通錐齒輪式差速器，因為它結(jié)構(gòu)簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于 本次設(shè)計的汽車驅(qū)動橋。半軸形式的確定根據(jù)相關(guān)車型及設(shè)計要求，本設(shè)計采用全浮半軸。橋殼形式的確定橋殼的結(jié)構(gòu)型式大致分為可分式，組合式整體式三種。 本次設(shè)計驅(qū)動橋殼就選用整體式橋殼。第2章主減速器設(shè)計概述主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐 齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機(jī)縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改 變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅(qū)動輪上要求必須具有一定的驅(qū)動力 矩和轉(zhuǎn)速，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設(shè)置一個主減速器后，便可使主減 速器前面的傳動部件

10、如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸 及質(zhì)量減小、操縱省力。主減速器齒輪參數(shù)的選擇與強度計算2. 2.1主減速器齒輪計算載荷的確定1、按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩T*5=/max/)/()式中：max發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩201；G由發(fā)動機(jī)到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比兒二i0 .二乂二變速器傳動比，產(chǎn);%上述傳動部分的效率，取%=；K。超載系數(shù)，取K(尸；n驅(qū)動橋數(shù)目loTje =201 x x 1 x l = N z2、按驅(qū)動輪在良好路面上打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩()式中：d汽車滿載時驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷，N ；但后橋

11、來說還應(yīng)考慮 到汽車加速時負(fù)膈增大量，可初取：G2 = G . x=4100x=40180N ；(P輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取。二；對于越野汽車，取夕二；rr車輪滾動半徑，0.405m ；為分乙分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和傳動比，分別取和1 0T j(p(p rr 40180x 0.85 x 0.405.=N0.96x1通常是將發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情 況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩(丁蘆，/“)的較小者，作為載貨汽車計算中用 以驗算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。由式()，式0求得的計算載荷

12、，是最大轉(zhuǎn)矩而不是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用它 作為疲勞損壞依據(jù)。汽車的類型很多，行駛工況又非常復(fù)雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用車和越野車在高負(fù)荷低車速條件下工作，對于公路車輛來說, 條件較非公路用車穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的, 減速器的平均計算轉(zhuǎn)矩。3、按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tjm使用即主YE"Afufp汽車滿載總重N, 6d=6000x=58800N ；所牽引的掛車滿載總重，N,僅用于牽引車取G7二()； 道路滾動阻力系數(shù)，初取九二；-汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。初取/二； 汽車性能系數(shù)rmax0.195& +

13、Gt )=>16時，取/產(chǎn)0。(G0 +G?), r58800x 0.405八八< 小.= +/p)= (0.015 + 0.05 + 0)-N?0.96x1x12. 2. 2主減速器齒輪參數(shù)的選擇1、主、從動齒數(shù)的選擇選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：為了磨合均勻，q,打之間應(yīng)避免 有公約數(shù)；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(yīng) 不小于40；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車號一般不小于6； 主傳動比，。較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。對于不同的主傳 動比，Z和Z?應(yīng)有適宜的搭配。主減速器的傳動比為，初定主動齒輪齒數(shù)

14、Z1=7,從動齒輪齒數(shù)Z2=43。2、從動錐齒輪節(jié)圓直徑乩及端面模數(shù)"的選擇根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩(見式和式并取兩式計算結(jié)果中較小的一個作為計算 依據(jù))按經(jīng)險公式選出：出=3 沅0 式中：直徑系數(shù)，取儲2=1316；/計算轉(zhuǎn)矩，N m、取心，丁”較小的。取晨"N”?。計算得，/ = 初取4=300mm。由選定后，可按式?=4/22算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核 = (“療()式中：K,模數(shù)系數(shù)，取K?二；T)計算轉(zhuǎn)矩，N ”取幾。m, = Km-折=(0.3 0.4) x =6675.46 =由 GB/T12368-1990,取滿足校核。所以有：4=49mm d2 =

15、301mm。3、螺旋錐齒輪齒面寬的選擇通常推薦圓錐齒輪從動齒輪的齒寬F為其節(jié)錐距4的倍。對于汽車工業(yè)，主減 速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用：F= 4、=46.66mm,可初取 F, =50mmo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%較為合適，在此取K二55制。4、螺旋錐齒輪螺旋方向主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受 的軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時，應(yīng)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

16、從動錐齒輪為右旋， 從錐頂看為順時針，驅(qū)動汽車前進(jìn)。5、旋角A的選擇螺旋角夕是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的，齒面寬中點處為該齒輪的名義螺旋 角。螺旋角應(yīng)足夠大以使“之。因"越大傳動就越干穩(wěn)，噪聲就越低。在一般機(jī)械 制造用的標(biāo)準(zhǔn)制中，螺旋角推薦用35。6、法向壓力角a的選擇壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的 齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般 對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，載貨汽車可選用20。壓力角。7、主從動錐齒輪幾何計算計算結(jié)果如表表主減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主動齒輪齒

17、數(shù)ZI72從動齒輪齒數(shù)433模數(shù)m74齒面寬FF=55mmF2 =50mni5工作齒高= Him% = 10.92mm6全齒圖h = H 2in/? = 12.131mm7法向壓力角a”20。8軸交角EX=90°9節(jié)圓直徑d=m zd =49mnid 2 =301 mm10節(jié)錐角Zi y = arctan Z22=90°-/1r.=°72二。11節(jié)錐距adidiA<)=2sin/i 2sin/2A 0 = 152.486mm12周節(jié)t= mt=21.99mm序號項目計算公式計算結(jié)果13齒頂局hal = hs hu2hai = kamAai=9.03mmhai

18、 = 1.89mm14齒根高h(yuǎn)f =/? ha/ifi=3.101mmh/2 =10.241mm15徑向間隙c= h /?xc=1.211mm16齒根角Kf加o = arc tan一 Ao17面錐角為1 = % + ；%2 =+ 4加二° %2=°18根錐角萬)f2=y2-d2加二°/2=°19外圓直徑(la = d + 2/?/j1COS/1dal =cl + 22 C OS/241=68.825mmdai =301.607mm20節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離(11 ,.Zoi = 7-/Rsm/id.Z02 =3 一'2Sin*/01= 149.0

19、49mm/02 =22.634mm21理論弧齒厚S =f s2s2 = Skm5, = 16.27mm5, =5.72mm 一22齒側(cè)間隙B=0.2mm23螺旋角P夕二35。2. 2. 3螺旋錐齒輪的強度計算1、損壞形式及壽命在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)對其強度進(jìn)行計算，以保證其有足夠的 強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式 及其影響因素。齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 它們的主要特點及影響因素分述如下：汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負(fù)荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞 折斷和由表面點蝕引起的剝落。在

20、要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù) 均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過/ mn/。實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷(即平均計算轉(zhuǎn)矩)有 關(guān)，而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩和 最大附著轉(zhuǎn)矩并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應(yīng)力，不能 作為疲勞損壞的依據(jù)。1、主減速器螺旋錐齒輪的強度計算(1)單位齒長上的圓周力在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒 長圓周力來估算，即p = (0r式中：單位齒長上的圓周力，N/mm ；P作用在齒輪上的圓周力，N,按發(fā)動機(jī)

21、最大轉(zhuǎn)矩max和最大附著力矩G20V 兩種載荷工況進(jìn)行計算。按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算時：式中：Te發(fā)動機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取2O1N7；變速器的傳動比； 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取49mm.；按上式計算一檔時：=一得一-一 =986.13 N / mm直接檔時： =-=164.08 N / mo按最大附著力矩計算時:G2 (p rr - IO3"2 fr 2式中：G2汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負(fù)荷，對于后驅(qū)動橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時的負(fù)荷增加量，在此取40180N；(P輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取；rr輪胎的滾動半徑，在此取0.405m；按上式=N / mmo40180 x0.

22、85x0.405 x1()3150.05x50雖然附著力矩產(chǎn)生的P很大，但由于發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的限制P最大只有N/mm可 知，校核成功。(2)輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應(yīng)力5,.(N/為° _2 TO' Tj-KoKs-KwJ式中："齒輪計算轉(zhuǎn)矩對從動齒輪，取丁帕 晨較小的者即T* = N-?和丁刖二7的來計算；對主動齒輪應(yīng)分別除以傳動效率和傳動比得Tjel = N-m, T)mX = N-m ；K。超載系數(shù)，；段一尺寸系數(shù)層二；Km載荷分配系數(shù)取K,”二l ；K,質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度 高時,取1

23、；J計算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，見圖.J尸，A=o按限計算：主動錐齒輪彎曲應(yīng)力外產(chǎn)N/mm27OON/mm2 從動錐齒輪彎曲應(yīng)力氣,2=N / mm2 <700 N / mm2按T加計算：主動錐齒輪彎曲應(yīng)力產(chǎn)N/mm? <N/mm?從動錐齒輪彎曲應(yīng)力八2-N / mm2 < / mm2綜上所述，計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。(3)輪齒的接觸強度計算螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應(yīng)力% (N/mm 2)為:卜丁文 Ko KjK/KulO,“ 一 丁 y kv f j式中：般一主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩分別為7> = N-7, T*N，m ；Cp材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取；4主動齒輪節(jié)

24、圓直徑，49mm ；K。，Kv, K,“ 同；K尺寸系數(shù)，K= ；降表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取1 ；F齒面寬，取齒輪副中較小值即從動齒輪齒寬50mm ；J計算應(yīng)力的綜合系數(shù)，J=o按 T* 計算，% =<2800 N / mm2按丁加計算，<t;=<1750N / mm2輪齒齒面接觸強度滿足校核。(4)主動齒輪軸的彎矩危險截面上的合成彎曲應(yīng)力為：心2 + T2b,=上= ()Z WW式中：W 彎曲截面系數(shù),W =笠，D=35mm ；7'主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩為N mM危險截面彎矩，主動齒輪徑向力為。經(jīng)計算，b =<o-=230MPa所以主動齒輪軸滿足要求。2

25、.2.4主減速器的軸承計算軸承的計算主要是計算軸承的壽命。設(shè)計時，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸 初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承壽命的主要外因是它的工作教荷 及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應(yīng)先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、 圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。1、作用在主減速器主動齒輪上的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。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:0式中：max發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取201N.m；卜,m拉變速器在各擋的使用率，選

26、取%, 2%, 5%, 15%, % ； 油，山融變速器各擋的傳動比，1 ；#i.變速器在各擋時的發(fā)動機(jī)的利用率，選取50%, 60%,70%, 70%, 60% o經(jīng)計算Z/=N.m齒面寬中點的圓周力P為：n 2T p =式中：T4.作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩Q ；-該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。對于螺旋錐齒輪(12m = 2 A sin/2dim = Jim Z2所以:dim = 40.96mm dim =；/2從動齒輪的節(jié)錐角。計算螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力如下：(1)主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉(zhuǎn)方向為順時針:pA =(tana -siii/j +sin p -cos/|)

27、= Ncos/7/?! =(tana cos/j - sin/?-sin/1)= N ()cos/7(2)從動齒輪的螺旋方向為右：旋轉(zhuǎn)方向為逆時針：PA, =(tana -sin- sinP -cos/7)= (N)cos/7PR、=(tana -cos/2 +siiip -sin/2)= (N)cos/7式中:a齒廓表面的法向壓力角20° ；八主動齒輪的節(jié)錐角"%從動齒輪的節(jié)錐角、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跨置式的從動錐齒輪的軸承徑向載荷,軸承A, B的徑向載荷分別為0()&=； J(尸一)2+(烏- 一 0.5A 4,Ja式中：已知

28、P=, R尸，, dim =, a=43mm, b=26mm, c=69mmo所以，軸承A的徑向力M=N軸承B的徑向力勺二N軸承的壽命為式中：力為溫度系數(shù)，在此取；力為載荷系數(shù)，在此取；Cr額定動載荷，N ：其值根據(jù)軸承型號確定。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 2為2.66Pm.r/min輪胎的滾動半徑，;Vain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= 2"6x32Q=r/min 0.405主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)速m =x= r/min o所以軸承能工作的額定軸承壽命

29、：Lh = - h60/7式中：軸承的計算轉(zhuǎn)速，min。若大修里程S定為100000公里，可計算出預(yù)期壽命即L'a = hVam而 2 廠 100000 u所以以、=hJ4.J對于軸承A和B,在此并不是單獨一個軸承，而是一對軸承，根據(jù)尺寸，在此 選用 30207 型軸承，d=35mm,D=72mm, Cr=, e=A對于軸承A,在此徑向力Ra=,軸向力A=,所以W=>e AX=, Y=當(dāng)量動載荷 Q=fi(XRli+YA)()式中：fd沖擊載荷系數(shù)在此取；所以,Q= (x+x)=。由于采用的是成對軸承C,N=2Cr,所以軸承的使用壽命為：£10h> h= Ehr

30、106 Crz 16666 .7 < 54200 x 2*" 60/7 Q ) "1310.58 k 16679.4 )所以軸承A符合使用要求。A對于軸承B,徑向力見三軸向力A三所以弓二>e AX=,Y=當(dāng)量動載荷 Q=fi(XRli+YA)()式中：力沖擊載荷系數(shù)在此取；所以，Q= (x+x)=z £10h> h= Lhr 106 Crz 16666.7 f 54200 x 2產(chǎn)'"60/7 Q ) - 1310.58 I 19715 .7 )所以軸承B符合使用要求。對于從動齒輪的軸承C D的徑向力aJ(尸 6F+(&

31、 小o.54 4”J0“=(4+(& c + g&4J()已知：P三 4)三 Rk,a=240mm, b=l 16mm 所以，軸承c的徑向力：Rc=；軸承D的徑向力：Rd =根據(jù)尺寸I軸承C, D均采用32103,其額定動載荷Cr為,D=100mm, d=65nimT=23mm, e=A對于軸承C,軸向力A二,徑向力R =,并且石=>e, X=, Y= R所以 Q= fd(XA + YR)=x + x=£ 10乙_ 16666.7 jC” _ 16666 .7 J 82800 V ，=nQ)= 213.45 *1 21760 .03,所以軸承C滿足使用要求。對于

32、軸承D,軸向力A=0N,徑向力R=,X=l,Y=0° 所以Q二£10，16666.7f Crzy 16666.7 ( 82800 VLt =1I =x =h>Lhn Q )213.45 (9939.38)所以軸承D滿足使用要求。主減速器齒輪材料及熱處理汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金 鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到 58-64HRC,而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)?8時為2945HRC。對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù)m<5時，為當(dāng)端面模數(shù)m&

33、gt;58時，為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(yīng)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(xiàn)。為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內(nèi)部壓力增高所引起的漏油，應(yīng)在主減 速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應(yīng)避開油濺所及之處。加油孔應(yīng)設(shè)置在加油方便之處，油孔位置也決定了油面位置。放油孔應(yīng)設(shè)在橋殼 最低處，但也應(yīng)考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。第3章差速器設(shè)計概述汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右 兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負(fù)荷不均勻而引起車輪滾動半徑 不相等；這

34、樣，如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線行使，均 會引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪胎磨損，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉 重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅(qū)動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。差速器是個差速傳動機(jī)構(gòu)，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，用來保證各驅(qū)動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與 地面間打滑。差速器可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。對稱式圓錐行星齒輪差速器原理對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機(jī)構(gòu)當(dāng)行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時，顯然，處在同一半徑一上 的A、B、C三點的圓周速度都相等

35、，其值為g，于是叼即差速器不起 作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。當(dāng)行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸5以角速度g自轉(zhuǎn)時，嚙合點A的圓周 速度為叼/二鞏+如，嚙合點B的圓周速度為ty2 r = /r-%。于是r +co2 r=(必 r + % r ) +(g r - %)即6?1 + co2 =2 a)0()若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)表示，則%+&=2o()對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu) 點，應(yīng)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制鎖止式差速 器。本設(shè)計即使用普通錐齒輪差速器。對稱式圓錐行星齒輪差速

36、器的設(shè)計3. 4.1差速器齒輪的基本參數(shù)選擇1、行星齒輪數(shù)目的選擇載貨汽車多用4個行星齒輪。2、行星齒輪球面半徑勺(mm)的確定圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑時 ,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，在一定程度上表征了差 速器的強度。球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定：&=必祈(mm)()式中：Kl行星齒輪球面半徑系數(shù)， ；3,取工, 丁由較小的者即今二經(jīng)計算取& =55mm差速器行星齒輪球面半徑勺確定后，即根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距：Ao= ()= 54.45mm 取 54mm ()3、行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇為了得到較大的模數(shù)從

37、而使齒輪有較高的強度，應(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但 一般不應(yīng)少于1。半軸齒輪的齒數(shù)采用1425。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多 在2范圍內(nèi)。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)Z2Z”之和，必須能 被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝，即應(yīng)滿足：式中：0、Z”左，右半軸齒數(shù)，Z" 二 Z"；n行星齒輪數(shù)，n=4；I任意整數(shù)。取行星齒輪齒數(shù)Z1 = 1Q半軸齒輪齒數(shù)Z2 = 18,滿足條件。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 首先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角八：%=arc tan = 29.05= arc tan = 60.959;()

38、Z2式中：行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)：Zi=lsin/2 =由機(jī)械設(shè)計手冊：GB/T12368-1990.取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)?=5mm ； 確定模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：()d = 50mm; d 2 = 儂=90mm5、壓力角。目前汽車差速器齒輪大都選用22。30.的壓力角，齒高系數(shù)為，最少齒數(shù)可減至10,并且再小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒 厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。6、行星齒輪安裝孔直徑。及其深度L的確定行星齒輪安裝孔。與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行 星齒輪在其軸上的支承長度。L =

39、 1.10=26 (mm) =-A12L=24mm l.lcrc nl式中：To差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩N-7 ； n行星齒輪數(shù)4 ；/行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm. / a OS/,人是半軸齒輪齒面寬中點處的直徑"2六°&，2，l=36mm；9支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為69MPa.03. 4. 2差速器齒輪的幾何尺寸計算取T=o3. 4. 3差速器齒輪的強度計算差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)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(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而 滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動，所以差速器齒輪

40、主要進(jìn)行彎曲強度 計算，而對于疲勞壽命則不予考慮“六汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為2TK.KsKm%=5 UKvFz.nrJ式中：T差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，Nm ；T： x 0.6T =-nT.xO.6 6675.46x0.6 人,11 = = N 7n ；n4rx0.61612.4x0.6.Tm = =;= Nm，n4n差速器行星齒輪數(shù)目4；22半軸齒輪齒數(shù)18 ；K。超載系數(shù)；K、質(zhì)量系數(shù)；K,尺寸系數(shù)& = /備=;K,”載荷分配系數(shù)；F齒面寬18mm ；m模數(shù)5 mm ；J計算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力的總和系數(shù),以晨計算得:= MPa<crJ=980 MPa2

41、000x1001.32x0.66610” - 18x18x25x0.225以丁川計算得:=<=2000x241.86x0.6661八- 18x18x25x0.225所以由表差速器齒輪強度滿足要求。3. 4. 4差速器齒輪的材料差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造 差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrM。等，本設(shè)計采 用 20CrMnTio第4章半軸設(shè)計概述驅(qū)動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器的半軸齒 輪傳給驅(qū)動車輪。在一般的非斷開式驅(qū)動橋上，驅(qū)動車輪的傳動裝置就是半軸，半軸 將差速器

42、的半軸齒輪與車輪的輪轂聯(lián)接起來，半軸的形式主要取決半軸的支承形式： 普通非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)其外端支承的形式或受力狀況不同可分為半浮式， 3/4浮式和全浮式，在此由于是載重汽車，采用全浮式結(jié)構(gòu)。半軸的設(shè)計與計算4. 2.1全浮式半軸的計算載荷的確定由于車輪承受的縱向力X2,側(cè)向力丫2值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有Z2(p = ylx； +Y故縱向力最大時不會有側(cè)向力作用，而側(cè)向力最大時也不會有縱向力作用。全浮式半軸只承受轉(zhuǎn)矩，只計算在上述第一種工況下轉(zhuǎn)矩。其計算可按7 =、2小=、24/求得，其中X”，的計算，可根據(jù)最大附著 力和發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算，并取兩者中的較小者。若按最

43、大附著力計算，即X1L =" 5-(p式中：(P輪胎與地面的附著系數(shù)取;機(jī)汽車加速或減速時的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，可取在此取。+曰正Tv v 1.3x40180根據(jù)上式 X2L = X2/? =x0.8= N2若按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算，即X” = X= 477 max/77/ r，L 八 J r式中：g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;九-工發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，201N m ； r汽車傳動效率，計算時可取；i傳動系最低擋傳動比比=/| =x=；rr輪胎的滾動半徑，0.405m。根據(jù)上式X1L = X1R= N所以取X'UX紈M應(yīng)按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算則：T= m4. 2.

44、2全浮半軸桿部直徑的初選設(shè)計時，全浮式半軸桿部直徑的初步選擇可按下式進(jìn)行：d =(2。5 2.18)戶取 d=35mm(式中：d半軸桿部直徑mm ；T半軸的計算轉(zhuǎn)矩，N ，n ；r半軸轉(zhuǎn)矩許用應(yīng)力，MPa。因半軸材料取40Cr, T為784MPa左右，考 慮安全系數(shù)在之間，可取f=490588MPa。4. 2. 3全浮半軸強度計算半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力可由下式計算：T =x 10' = N mm <r()d3 16式中：t半軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，MPa ；T半軸的計算轉(zhuǎn)矩；d半軸桿部直徑35mm ；r半軸的扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力，取g=490588MPa。r =一Xi。'=四*xl()3=<，

45、強度滿足要求。d33531616半軸的最大扭轉(zhuǎn)角為八 TI 180 ,八0 =10GJ n式中：T一半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩，N，n ；I半軸長度800mm ；G材料的剪切彈性模量xlO, N/mn/一半軸橫截面的極慣性矩，親士47248.83mm、經(jīng)計算最大扭轉(zhuǎn)角e=。，扭轉(zhuǎn)角宜選為6。15。滿足條件。4. 2. 4全浮式半軸花鍵強度計算本次設(shè)計采用帶有凸緣的全浮式半軸，采用漸開線花鍵。根據(jù)桿部直徑為35mm.選擇的漸開線的花鍵具體參數(shù)為：花鍵齒數(shù)為15,模數(shù) 分度圓直徑，分度圓上壓力角為30。半軸花鍵的剪切應(yīng)力為：MPa()_ rxio3=血+d；、-zLpbtp4TxlO34 A. 2半軸花鍵

46、的擠壓應(yīng)力為：MPa()式中：丁 半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩；半軸花鍵外徑，40mm ；dA相配的花鍵孔內(nèi)徑，35mm ；z花鍵齒數(shù)15；L花鍵的工作長度70mm ；b花鍵齒寬,mm, m =4mm ；2(P載荷分布的不均勻系數(shù)，計算時取為。 根據(jù)據(jù)上式計算：7xl034OO5.15xlO3-= MPa 久不、山曲(!)(笥竺)x15x70x4x0.75=MPa7xl03_4005.15xl03(DB+d,( DB-dA r f35 + 40 <40-35 tI 4 A 2 J I 4 J I 2 J當(dāng)傳遞最大轉(zhuǎn)矩時，半軸花鍵的剪切應(yīng)力不超過，擠壓應(yīng)力不超過196Mp訊所 以校核成功。4. 2.

47、 5半軸材料與熱處理本次設(shè)計半軸即采用40Cr,中頻感應(yīng)淬火。第5章驅(qū)動橋橋殼的設(shè)計概述驅(qū)動橋殼的主要功用是支承汽車質(zhì)量，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼起著支承汽車荷重 的作用，并將載荷傳給車輪，承受車輪傳來的路面反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車 身，因此橋完既是承載件又是傳力件它同時又是主減速器，差速器和半軸的裝配體。橋殼的受力分析及強度計算本次設(shè)計采用鋼板沖壓焊接整體式橋殼，選定橋殼的結(jié)構(gòu)形式以后，應(yīng)對其進(jìn) 行受力分析，選擇其斷面尺寸，進(jìn)行強度計算。5. 2.1橋殼的靜彎曲應(yīng)力計算橋殼猶如一空心橫梁，兩端經(jīng)輪轂軸承支承于車輪上，在鋼板彈簧座處橋殼承受 汽車的簧上載荷，而沿左、右輪胎的中心線，地面給輪胎的

48、反力G2/2 （雙輪胎時則 沿雙胎中心），橋殼則承受此力與車輪重力之差值，即（與-e-）,橋殼按靜載荷計算時，在其兩鋼板彈簧座之間的彎矩M為（G.B-s .八I 2/ 2式中：d汽車滿載時靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，在此40180N；車輪（包括輪轂、制動器等）重力，N；B驅(qū)動車輪輪距，為1.485m ；s驅(qū)動橋殼上兩鋼板彈簧座中心間的距離，為0.865m.o橋殼的危險斷面通常在鋼板彈簧座附近。通常由于以遠(yuǎn)小于G2/2,且設(shè)計時不 易準(zhǔn)確預(yù)計，當(dāng)無數(shù)據(jù)時可以忽略不計所以：M _ 40180x（1.485-0.865）_-2x2- m而靜彎曲應(yīng)力5y則為%.=-xl03 MPa（）式中：M

49、見式（）；K危險斷面處（鋼板彈簧座附近）橋殼的垂向彎曲截面系數(shù)，具體如下：關(guān)于橋殼在鋼板彈簧座附近的危險斷面的形狀，主要由橋殼的結(jié)構(gòu)形式和制造工 藝來確定，鋼板沖壓焊接整體式橋殼在彈簧座附近多為圓管端面，其中D=100mm, d=88mm.o垂向及水平彎曲截面系數(shù):=39279.9 mm3扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)：叱=I =78559.8 mm5()，161。U所以，% =10,777-= 0叱5. 2. 2在不平路面沖擊載荷下橋殼的強度計算當(dāng)汽車高速行駛于不平路面上時，橋殼除承受在靜載狀態(tài)下的那部分載荷外，還 承受附加的沖擊載荷。這時橋殼載動載荷下的彎曲應(yīng)力?,為：5m =心/7 MPa()式中：kd動

50、載荷系數(shù)，對載貨汽車取；入?橋殼載靜載荷下的彎曲應(yīng)力，。所以，5“ MPa。5. 2. 3汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算計算時不考慮側(cè)向力，此時作用在左右驅(qū)動車輪上除有垂向反力外，尚有切向反力。作用在左右驅(qū)動車輪的最大切向反力共為Pmax ="，0式中：max發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩201 NW ；電傳動系一檔傳動比；%主戒速比；%傳動系的傳動效率；4輪胎的滾動半徑0.405m。經(jīng)計算，后驅(qū)動橋殼在兩鋼板彈簧座之間的垂向彎曲矩為:G) B - SM、. ="7)二N m12.2式中：飛汽車加速行駛時的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)對于貨車取；G?, gwl 31s 同式。由于驅(qū)動車輪的最大切向反力使橋殼也承受水平方向的彎矩，對于裝用普通圓錐 齒輪差速器的驅(qū)動橋，在兩彈簧之間橋殼所受的水平方向的彎矩為：. P max B S .M 卜=N i