PAGEIV中型貨車驅動橋的設計計算目錄TOC\o"1-2"\h\u113摘要 1253671緒論 2300371.1驅動橋現有的分類 217851.2主減速器的選擇 7215401.3差速器的選擇 853211.4驅動橋半軸設計 938682主減速器計算校正核 934112.1輪胎外徑的確定 995462.2主減速比的確定 10222682.3主減速器齒輪參數的選擇 142102.4主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 148962.5主減速器齒輪用原材料和熱處理 1910462.6主減速器錐軸承的負載計算 203305RaB=0N 2295683差速器相關參數計算校核 2228383.1差速器齒輪主要參數選擇 2213521行星齒輪在軸上得支撐長度L為 24119033.2差速器齒輪強度計算 2416733.3差速器直齒圓錐齒輪參數 24292144車輪傳動裝置的設計 27193154.1車輪傳動裝置的功用 27178324.2半軸支承型號 27299814.3全浮式半軸計算載荷的確定 28149654.4半軸強度計算 2895884.5全浮式半軸桿部直徑的選擇 28206864.6半軸的結構設計及材料與熱處理 28290395驅動橋殼的選擇 29124035.1驅動橋殼的功用和設計要求 29137925.2驅動橋殼結構方案分析 29119346軸承的壽命計算 30307286.1主減速器軸承的計算 30217076.2軸承載荷的計算 31224426.3主動齒輪軸承壽命計算 33304757成本分析 3416938結論 367602參考文獻 37摘要本課題是對中型貨車驅動橋進行設計計算，在一個學期左右的時間當中，我先后完成了許多工作：一是根據設計任務書已給的最高車速，輪胎型號，使用的變速箱個檔位的齒比，發動機最大功率及其轉速和最大扭矩及其轉速確定了主減速器主減速比的大小和主減速器的傳動形式，同時確定整個傳動系統中一部分區域承受的最大扭矩應力等，如主減速器中的齒面應力和齒根彎曲應力，差速器等。二是尋找動力總成相似的車型進行參照對比，參考其設計方式和參數對前后軸進行載重分配等工作。三是要通過一些已有的經驗進行計算調整校核等等工作，比如差速器行星齒輪的的數量就是按經驗取。以上就是我主要涉及到的工作內容。關鍵詞：主減速器，差速器，中型貨車，驅動橋1緒論汽車的齒輪驅動橋在整個傳動動力體系中的末端。其中的基本驅動功用首先是其目的就是通過不斷增大傳動扭矩比來減少提高轉速,并將每個轉矩合理地進行分配應用到左右兩個齒輪驅動的高速車輪;其次,驅動橋也同樣需要它具有較高的傳動載荷和扭力[1]。1.1驅動橋現有的分類驅動橋主要可以分為兩下三大類,一種就是非直接斷開型新式驅動橋的及其總成,另一種就是以直接斷開型為形式的新型驅動橋及其總成。非獨立形式的懸架與非斷開形式的驅動橋組合成驅動模塊。將主減速器殼、半軸套管和驅動橋殼等部件進行了剛性聯合和組裝,這樣就形成了一種整體梁的構造,這樣會造成兩邊的車輪和與之對應相連的兩個半軸的擺動相互干涉。斷開式前輪驅動橋通常都認為是與一個獨立的驅動懸架系統進行驅動相互配合進行使用,就是把一個主減速器的殼體固定到一個車架上,兩個驅動輪及其連接半軸擺動時不會相互影響干涉則把它叫做斷開式驅動橋。按結構形式，驅動橋可分成三個類別：1.1.1中央單級減速形式的驅動橋這種形式的驅動橋具有驅動橋中最簡單的結構形式,是設計根據和主要基礎結構形式,在各種重型柴油卡車中一直處于絕對主導地位。一般來說當在汽車主動與傳動上的比值通常小于6時,盡可能采用其他形式類別的減速器結構。中央單級齒輪形式的減速器啟動傾向相對較低,并且更加值得注重動力采用雙四軸曲線型的螺旋傘減速齒輪,主動小型減速齒輪則分別采用了四軸騎馬式支承,并且配備有差速閉環控制制動裝置兩種可以選擇供駕駛人們進行選擇。1.1.2中央雙級減速形式的驅動橋中央雙級齒輪形式的驅動橋主要可以劃分為兩種典型的設計類型:一類是對于橫梁后橋載重較大的車輛,橫梁后橋的一種典型設計,例如1995年上市的伊頓式系列產品,當1996年伊頓開始提出了承載的空間,因此伊頓式系列產品就開始了要求驅動減速器在能夠提高橋梁的牽引力和加快增大傳動輪扭矩百分之比的情況下,采用了圓柱形中央行星式單級傳動齒輪減速傳動輪和減速傳動機構,將原來的一種行星式中央單級傳動齒輪驅動橋機構修改成了一種行星式中央雙級傳動齒輪驅動橋,這種機構的設計方式被人們戲稱為"三化"(其含義是即分類產品的通用性系列化,通用質量化,標準化)由于其通用性程度高,橋殼、主傳動減速軸承以及傳動齒輪等已經成為全部普遍可以廣泛應用,而且錐齒輪傳動軸承直徑始終保持固定不變;另一種分類式的產品則被認為是一個例如美國洛克威爾公司的伊頓系列產品,當伊頓想要初步考慮到如何提高大橋的牽引力和如何增大加速比時,需要對其傳動齒輪進行重新修復,在其傳動齒輪進行了改制第一級新型雨傘式錐齒輪后,再重新安裝第二級新型雨傘形直徑錐齒輪或三級傾斜式齒輪傳動減速齒輪,變成了一種中央雙級齒輪傳動減速橋,這時的后橋路基和橫梁橋殼已經不再是全部可以完全全部通用,主傳動減速器也不能完全全部通用。1.1.3中央單級、輪邊型和減速器等結構類型的驅動橋這種驅動橋常應用于工地建設,采礦,鉆進資源勘探等這些應用場合以及重型軍事車上,前輪邊邊加減速驅動橋大致來說可以將其劃分大致為2類:一類型的是被統稱為制作圓錐形或者半行星形的齒輪式輪邊邊加減速驅動橋;另外一種的則是為制作圓柱形或者行星式傳動齒輪型的兩軸邊加減速橋的傳動控制橋。圓錐矩形行星傳動齒形輪結構形式的輪邊聯合減速驅動橋，減速比通常設計為2,它一般均與齒形輪中心傳動部件（太陽輪）或單級減速橋裝配為一體。中央新型單級橋獨立的進行傳動，同時可以單獨使用的話，驅動橋輸入軸的扭矩變大，對牽引力的驅動功率增加。或者當車速比平時變得需要更高時,可不再需要考慮直接改變一個中央單級新車橋的兩個主傳動減速器而是在兩個傳動軸端之間再另外加上一個采用圓錐形的采用行星傳動齒輪式的主減速器,即可進行改變并形成一個中央單級新的橋。這類減速橋和新型中央雙級齒輪減速器的最大差異之處就是因為:它們通過直接降低半徑和軸向中央減速器阻力轉矩是通過將軸減速器的電阻變大后的轉矩直接通過中央減速器的2軸連接，傳遞到兩軸端的1個輪密封的2段減速器。"的復雜程度相對較高。但是這類齒輪驅動橋由于其齒輪邊和軸的減速比例總是大于作為固定軸的數值2,因此,中央主軸和減速器的承載體積和使用尺寸仍然相當巨大,一般認為適合于高速公路、非高速行駛道路和小型軍事自行車。圓柱整體行星驅動齒輪式采用雙排和雙齒形輪邊的結構形式驅動減速器主橋,單排、齒形輪輪圈固定，使用圓柱整體行星驅動齒輪式和減速器主橋,采用的齒輪減速比為3至4.2之間。因為主軸減速比較大,因此,中央傳動主軸齒輪減速器的轉矩和齒輪加速比普遍直徑應該固定是1或小于3,這樣一個具有大錐形的齒輪便利器可同時取得小轉矩和小加速直徑,降低離地距離和負載問隙。這個類型的驅動橋比單級自動減速器的輪胎質量更大,價格相對更貴,而且由于它的輪轂內部都已經是完全采用了中央齒輪式的動力傳動,長一段路在公路上高速度的行駛就可能會迅速產生一定不同程度的汽車熱量而直接就會引起你的汽車輪胎過熱;因此,作為一種能在高速公路行駛汽車所需要使用的齒輪驅動橋,它遠遠遠比不及采用中央單級齒輪減速器的橋。驅動橋的整體結構主要部分包括了一個較為主要的減速器,差速器,半軸以及連接驅動橋的四個殼體。主減速器是在汽車傳動系統中減少旋轉數、增大扭矩的主要部件，使用齒數少的錐齒輪驅動齒輪多的錐齒輪。發動機是縱向放置的車，主減速器也使用圓柱體和圓錐形的齒輪，使驅動力的方向容易變化。電動汽車在各種路面上行駛停止時，其驅動輪需要一定的驅動扭矩和旋轉速度，在將汽車的動力扭矩分岔到左右驅動輪時的差速器前設置自動主軸和減速器后便于有效降低了我們可以把裝在汽車的主軸和減速器前面的其他傳動機械部件，例如自動變速器、通用輪和傳動裝置等需要傳輸的扭矩得到了降低,從而有效地讓它們可以更好地適應車體大小及其傳動尺寸以及其傳動質量[2]。將一個非常主要的減速器驅動布置安放在一個驅動輪需要進行高速分流前的一個固定好的位置,有利于通過驅動減小它前面的各種不同傳動機械元件(包括例如齒輪離合器、變速器、傳動軸等)所產生需要高速傳遞的徑向旋轉矩,從而有效降低或大大減小這些傳動元件的轉矩大小值以及其整體尺寸與產品質量[3]。主齒輪減速器安裝方式依照所用的主齒輪的安裝類型、主、從齒輪驅動器內部齒輪的安裝點和齒輪安裝操作方法等一些因素不同而不會有大的差別[4]。（1）單級主減速器通過一對減速齒形輪傳動來實現減速的裝置,這種設備就是一個單級的減速器。它的優點是質量輕,而且在結構上也相對簡單,在諸如東風bql090型等輕型、中型貨運車的應用也非常廣泛。（2）二級主減速器以電力為主要工作來源的載重汽車,減速比要大,用如果用單段結構的主齒輪減速器驅動進行齒輪驅動，則驅動齒輪的減速直徑過大，會對地板的間隙產生較大影響，所以一般選擇兩次齒輪減速，即兩段自動減速器。這樣就能實現二級減速和齒輪增扭。為了改善錐形理論的穩定性和強度，第一節減速齒輪通常采用螺旋錐形驅動齒輪。第二層齒輪在斜齒輪和圓柱齒輪兩種齒形輪種選擇其一即可。主動圓錐齒輪旋轉,帶動從動圓錐齒輪旋轉,從而完成一級減速。第二級減速的主動圓柱齒輪與從動圓錐齒輪同軸而一起旋轉,并帶動從動圓柱齒輪旋轉,進行第二級減速。因從動圓柱齒輪安裝于差動速度自動圓錐齒輪旋轉，從動圓錐齒輪旋轉，完成一級減速。第二階段減速的有源圓柱齒輪與從動圓錐齒輪同軸旋轉，驅動從動圓柱齒輪進行第二階段減速。因為從小號齒輪安裝到了通貨緊縮器的外包裝上，所以從圓柱齒輪轉動時，車輪會以差速器和半軸旋轉。差速器主要是一種用于把左右的半軸相互連接，兩側的車輪以不同的方向和角速度運行，同時可以以一定的扭矩傳遞給車輪。確保汽車輪胎正常運轉。有多橋式驅動的小型車，分動器內部和貫通式傳輸系統的主軸之間也設置了差速器。我叫橋間。式的差速器。它的功能主要是當發動機將汽車偏移到一個轉彎處,使前后驅動齒輪之間產生一個差速。出于提升汽車非鋪裝道路上的通過性能力,在一些越野車中和部分高級小轎車中都會安裝一些使用防滑的差速器。防滑差速器的主要優勢之一是,在某側驅動輪得不到附著力而又無法推動車輛高速行駛的情況下,可以把發動機的驅動力傳給另一側有附著力的驅動輪上實現脫困,利用這個驅動輪的粘結力產生足夠的驅動力，讓汽車繼續行駛。為了實現上述要求加裝自動差速鎖于一個自動差速器上,這個加裝方法最簡單,將其減速轉換過來變成了一種強制式的差速止鎖型自動差速器。例如,當汽車一側的差速驅動輪被停止打滑時,就是我們的車可以通過高速利用一側差速鎖車輪來制動實現這一防滑目的。得差速器失去了鎖定位,而不是直接達到差速效果。下面簡單為大家介紹幾種在市面上出現的限滑差速器（1）采用雙蝸桿結構形式的定位差速器是2014年國內最新技術發明的齒形線圈式傳動產品。其中一個特征是傾斜兩個相互關聯的傳動系統。的方式直接安裝在一個傳動轉子中,兩個嚙合蝸桿的傳動軸承末端分別與兩側的動力輸出輸入傳動輪和軸承互相連,鏈接驅動方式上也可以通過兩個齒輪驅動連接或通過萬向節驅動鏈接,齒輪輪圈全部分別安裝在兩個轉子上,整體由輸出傳動輪和軸承直接安裝固定在輸出傳動軸承殼體上,動力輸出來源由兩個齒圈連接輸入,兩側的動力輸出輸入傳動軸則由兩個齒圈連接輸出。（2）伊頓差速器。由美國伊頓公司于十九世紀六十年代發明[5]。但是在每當汽車車輛兩側兩個車輪的橫向附著力之間轉速就出現了較大的差異時,如果兩側兩個車輪的轉速和橫向附著力之間的差已經徹底達到了一個控制系統自動設定的轉速和附著力控制數值,那么卡爾伊頓自動差速鎖就很可能地會自動迅速地鎖止這個差速器,使得兩側的兩個車輪都已經徹底地能夠實現了相同轉向驅動力,從而不會導致兩側車輛安全脫困。當驅動輪有一側打滑時,兩車輪輪速差超過100r/min時,會使飛輪機構張開咬緊鎖止機構;飛輪停止后會觸發一個自我增加離合系統,使凸輪盤與一個半軸齒輪相對轉動碰撞;隨著相對轉動,碰撞會增加,直到兩個車軸以相同速度轉動(完全鎖止),防止車輪進一步打滑;當行駛出障礙后,,速度達到30km/h,為防止磨損,鎖止機構會脫離飛輪防止產生鎖止[6]。（3）托森差速器。托爾森(全稱托爾森牽引)是一種用于汽車的限滑差速器。托爾森差速器可以用于分配適當的扭矩之間的前橋和后橋上的全輪驅動車輛[7]。它的主要自鎖性，純機械性，只需要較少維護，在需要鎖止時“沒有時間延遲”等特點[8]。半軸,驅動整個車輪的一種傳動裝置,一般都是安放在電動汽車半軸傳動齒輪體系的最后一個齒輪末端,其主要工作功用之一就是將車輪扭矩從自動差速器系統中的半軸和傳動齒輪之間傳遞而達到高速驅動中的車輪。驅動齒輪機械和旋轉車輪的內部結構和整體形態都與齒輪驅動橋結構中的各種部件驅動齒輪機械和旋轉車輪的整體形態結構有著密切的的聯系,在在一般的非半軸切斷型齒輪驅動橋中，驅動齒輪機械和旋轉輪所需的齒輪驅動控制元件也可以是半軸。半軸承的整體結構和傳動形態主要還是取決于半軸承的傳動支持。一般非切斷式的受力驅動橋的半軸為其自身內部結構和物體外表作用條件所需的能夠提供作為受力支撐的物體形態或者能夠承載的物體受力運動條件等使用情況又不同可以分別細分為半軸全懸掛式,3/4浮式和完全式半懸掛式三種[9]。（1）全浮式半軸全軸懸浮式半軸牽引驅動橋的外部和內端整體結構相對復雜,制造費用大和成本高,但其由于運行方便工作可靠,常被廣泛地用于應用在各類重型載貨車、越野長途汽車和大型長途客車上[10]。半軸的內部連接末端用液壓花鍵與自動差速器半軸齒輪傳動器的齒輪相互地進行連接,半軸的外部連接末端采用鍛造圓形凸緣,用連接螺栓和其他輪轂部件進行牢固連接。輪轂一般是由兩個半徑滾動套管軸承連接支撐,它們之間相距比較遠,并且輪轂是由半軸滾動套管軸承支撐。半軸驅動套管和后面的橋殼與發電機通過壓力的配合一直到成為一體，組裝在半軸驅動后的橋殼上。半軸和橋的外側整體之間沒有直接的傳遞關系，半軸僅僅是只能直接承擔一個驅動機的最大扭矩而又不能直接承擔任何傳動彎矩,這樣一種半軸被當時人們所統稱為"全浮球“半軸。浮這個字是指在半軸方向移動時物體無法彎曲的重力負荷。所有軸均為浮動半軸，外端內部設為浮動法蘭。盤和浮式軸承所制成。但也有人可能會發現有一些載重負載型的電動汽車將半軸凸緣內端壓緊后將其做成單獨的連接零件,并且可以借助于火花鍵將其緊緊套合連接到半軸的凸緣外端。因而,半軸的凸緣兩端都分別設置了一個花鍵,可以輕松更換半軸凸緣,維修方便。（2）半浮式半軸半浮式半軸的外殼內端和全軸懸浮式半軸一樣不一定需要直接依托承受彎矩機的載荷,在半軸的內殼在外端，軸承直接支撐在半軸機外部的內側。這種半軸支撐傳輸方式可以直接承受兩個外端部件的大彎曲力矩。這樣的凹形短袖除了傳遞軸扭矩以外還由于能夠使其局部有效地用來承載軸向彎矩,故又被人們統稱作凹為半軸或浮式半軸。該類型的結構設計模式主要是為適合于小型乘務艙列車。（3）3/4浮式半軸3/4浮型半軸受到的彎矩介于半浮型與全浮型之間。這種半軸形式運用較少,只有在個別中型小臥機上才能得到廣泛的應用。驅動橋的殼是汽車上的主要部件之一，用于支撐汽車的負荷，能承受由車輪傳遞的路面的反力和反力矩。同時,它還可以作為汽車主減速、差速器、半軸等重要零部件的機械裝配和傳動控制系統基體[11]。合理地設計各種驅動式橋殼,使其能夠具備足夠的運動強度、剛度及動態等特性,將會更加有利于減少動載荷,提高駕駛員在道路上的行駛平順度和操作穩定性[12]。將每一個驅動器的橋殼路基按形成一個完整的驅動器橋殼和兩個分段型的路基。整體式傳動橋殼既能夠具有更高的傳動承載力又能提高傳動剛度,且又十分便于對汽車主機和減速器裝置進行手動裝配、調節和日常維護,因而普遍認為適合于各種不同型號的電力汽車上[13]。隨著我國經濟的高速增長會大大增加貨物運輸的需求，促進卡車需求的增加。中國的物流成本在國民經濟。生產中占比較大,接近20%。而中型貨車由于其價格優勢明顯,普遍采用的四缸發動機較容易達到符合國家第六期機動車大氣污染物總量控制標準(國六)。中型貨車的靈活性,快捷性和它較為經濟的載貨量適合城市運輸。但是國內中型貨車自主品牌缺失許多核心技術,驅動橋就是其中之一。驅動橋把通過萬向減速傳動裝置直接傳來的轉向動力能量通過萬向減速制動增扭、改變成驅動力轉向傳導器的方向然后再分配傳遞到左右兩個萬向驅動輪上從而能夠控制著和驅動一輛純電汽車的轉向行駛,并且還可以能夠充分滿足平時當一輛電動汽車在高速進行轉向時左右兩個萬向驅動輪之間的最高轉速相互作用。對于貨車而言,驅動橋的驅動橋殼還起到承受比轎車大的多的垂直載荷和水平載荷,滿足其強度、耐久性等要求,是重要的承載部件[14,15]。對于我而言，通過對中型貨車驅動橋的學習橋具有一定實際意義。1.2主減速器的選擇1.2.1主減速器的概要主減速器是在各種傳動系統中具有降低旋轉速度、增大旋轉扭矩功能的部件。當柴油發動機位于縱放置時也就有調整轉矩和運動旋轉方向的功能。它們就是通過依靠齒量小或者帶一定齒長度少的一個圓錐形齒輪和一個帶有一定齒長的圓錐形傳動齒輪來實現加速的,采用這種圓錐形齒輪對其進行傳動則可以直接改變一個旋轉矩陣的運行方向。1.2.2本設計中采用的主減速器的類別本設計采用單級式單速式圓錐齒輪主減速機根據參加減速傳動的齒輪的副數進行分類的話，可以分為一級。式雙級主減速器外,這種方案在微型、輕型、中型貨車中比較常見,本次設計的是中型貨車的驅動橋,該單級主減速器方案使用于本次設計。圓錐圓形齒輪廣泛應用于提供后驅齒輪動力能量汽車的前梁后橋中.自動變速器將齒輪輸出的后驅動力能量通過連接傳動桿和軸向軸的后橋經從傳遞齒輪到主動錐的圓錐圓形齒輪,經從后橋傳遞齒輪到的主動錐圓圓齒輪后再進行自動減速后再經從傳遞齒輪到自動差速器。另外，作業時同時旋轉進行齒輪咬合的齒輪數量多，作業順暢，噪音少，承載能力大。圓錐齒輪傳動適用于本次中型貨車的驅動橋設計方案。主減速器工作原理包含:1、主減速比的測量;2、一級齒輪式傳動機構的設計與校核;3、軸承選擇。在主減速器以及整個驅動橋的設計中可能需要不斷修改,重復以上的工作內容以及補充新的工作內容來調整完善主減速比。1.3差速器的選擇1.3.1差速器的概述汽車上的差速器可做到讓左、右(或前、后)三個驅動輪均可以做到按照各種轉速而進行傳遞。主要由左右半軸齒輪、兩個行星式齒輪和一個傳動齒輪框架構成。其主要功能原理是當電動汽車高速旋轉或在非平坦路面上高速運轉時，左右兩側的車輪以旋轉速度滾動車輪。也就是說，保證兩側的驅動式車輪進行純滾動式運動。差速器的目的就是為了這個。控制左右兩輪之間的轉速誤差。四輪驅動時，為了同時驅動四個車輪，必須將四個車輪全部緊密連接起來。如果將四個車輪都是機械地緊密連接在一起,在轉彎處高速行駛的時候，不能盡可能以同樣的形式旋轉。為了更好地做到使我們能夠真正做到讓四個汽車在曲線上高速旋轉的時候其速度和方式與之完全相同,這時我們就必須需要在其中再次加入一個中間差速器是用來控制汽車發動機和前后輪轉速之間的差。1.3.2差速器的種類現在，我國的汽車差動器一般根據工作特性分為齒輪式差速器和防滑式差速器。防滑徑向差速器按照車體結構的性能特點不同可以大致分為徑向強制式和鎖止式、較高的徑向摩擦力和自由輪式三種。其中,高強度摩擦式中又可細分為各種有著高摩擦力葉片式的凸輪自動鎖進差速器、Toson差速機、暖輪式錯位速機、滑動式的凸輪錯位差動速度器以及摩擦黏度高的聯軸器式凸輪差速器5種。1.3.3本次設計中擬采用的差速器設計差速器系統結構驅動類型的兩種選擇:常在一些高速公路交通條件還比較好時的地方進行駕駛的電動汽車,它們一般會因為驅動一個面的車輪與另一路面之間的摩擦附著阻力系數一般相差不大,因此幾乎均勻地采用了一種普通對稱式的一個圓錐形或一個半徑小于行星形的齒輪驅動差速器。故本次列車設計需要選擇的是采用普通對稱型同軸圓錐形電磁行星驅動齒輪同軸驅動方式差動器普通錐形驅動齒輪型變阻器的齒輪機械結構設計包括:1、在兩種主減速器的傳動轉矩比最終確定以后計算差速器需要承受的最高轉矩;2、行星齒輪數n需根據貨車的承載能力情況而來進行選擇的,由于是一種中型貨車的差速器,因此行星齒輪數n應該選擇4個,之后才能確定每一個行星的齒輪球面半徑和各個節錐間的差距;3、確定差速器半軸傳動齒輪和行星傳動齒輪之間的齒位系數和模量,以及各個節圓齒的直徑;4、確定各種壓力之間的夾角;5、確定各種行星式齒輪安裝鉆孔的直徑和深度;6、齒輪強度計算。以上六個步驟不一定是最終流程,會根據實際情況相應的補充工作以完善差速器設計。1.4驅動橋半軸設計1.4.1驅動橋半軸概述及分類半軸就是將一個汽車在差速器上的車輪所傳來的橫向扭矩再直接把它傳遞給一個實心的車輪,驅動一個停在差速器上面的車輪高速地進行橫向旋轉,推動一個停在差速器上面的汽車繼續運行的一個實心半軸。由于兩個半圓形的輪轂在其內部安裝時整體結構不同,而半圓形軸承在其內部受力運行狀態也不同。所以,半軸懸掛式可以大致細分為全軸懸浮式、半自動懸掛式、3/4懸掛式三種不同的傳動形式。1.4.2本設計中擬采用的半軸設計方案本次設計采用全浮式半軸設計,它是目前廣泛采用于中、大型汽車的半軸設計方案,有足夠多的車型可供參考借鑒,方案成熟。計半軸的主要影響尺寸因素也就是它的主要設計尺寸和直徑,在我們開始進行半軸的設計時首先我們應該能夠依據所需要的半軸對于周圍環境運行條件及其驅動載荷所使用的情況相同或者最基本接近的與同類型電動汽車所使用的相當于同一種驅動形式半軸的主要影響因素等方法進行測量分析和設計的比較,大致而言我們可以通過考慮如何選擇從整個半軸驅動橋的總體結構以及其布局設計的角度來看,首先要考慮如何選擇一種更為恰當的半軸設計半徑,然后對其進行高度的校正考核。確定了全浮式半軸的計算負載,初選半軸的杠桿部分及其直徑,計算半軸的強度和半軸花鍵的強度。1.4.3驅動橋殼選擇本產品的減速器設計主要選擇了一種整體型的驅動橋殼,因為這種整體型的減速器在安裝上就已經能夠很好地承載高強度垂直運行的載荷,承載力很強,同時可以有效促進各種主減速器的維修、裝配及調節愈加方便。依據中型貨車的特殊性,以及整體型橋殼的優點,本次設計將會選擇一種整體型驅動橋殼。2主減速器計算校正核2.1輪胎外徑的確定本設計中卡車的參數如下表2-1所示。表2-1設計中型卡車的基本參數表名稱代號參數驅動形式4x2裝載質量/t8.510總質量/t16發動機最大功率/kW及轉速/r/minPemax/99kW/3000rpm發動機最大轉矩/N.m及轉速/r/minTemax/373N.m/1300rpm輪胎型號8.25-20變速器傳動比igi7.64i1.0最高車速/km/hV85由上述圖表我們得知裝載動力車的輪胎型號分別是8.25-20，其中20個是集線器的名義尺寸d，單位分別是英寸。8.25是輪胎的長度和寬度b，單位也是英寸。b是各種集線器的邊緣高度。(以下計量單位mm),如下圖所示:圖2-1輪胎的斷面圖輪胎斷面寬高比H/B的兩位百分數表示為系列數，例如H/B為0.88,0.82，0.80，0.70，0.60，0.50時，則分別稱其為88，82，80，70，60,50系列，轎車多采用的其后三種系列。商用車輪胎的高寬比為:有內胎的為0.95;無內胎為0.85。載貨式汽車輪胎在各種類型汽車輪胎的造型設計中所有這些需要用戶選用的各種類型輪胎一般都已經是可以采用的,但也是會有一種輪胎黑色花紋加深輪胎造型特殊黑色花紋輪胎帶有載貨式這種輪胎的可以選擇[劉惟信版《汽車設計》書目列表2-20],型號一般在列表中所示范圍內為11.00-20,可以幫助檢測者看到各種輪胎的外徑以圓孔徑和直徑分別表示為:Dr=974mm2.2主減速比的確定主減速比各個參數會直接地對至主減速器的結構種類的確定、當一個變速器保持在最高檔位所帶來的燃油經濟性和最高車速等因素產生決定。i0的選取是應該考慮到在進行一輛汽車總傳動系統和整體傳動價格之間的相當于iT一起依靠整車總傳動系統的一個計算公式來決定。我們可以利用不同i0下各種功率平衡值的平衡圖來分析研究i0下各種功率平衡值的平衡圖來分析研究。將發動機和傳動體系的參數進行最優匹配選擇i0,這樣就能夠讓汽車獲得了最高的動力效果和燃料經濟性。對于擁有大功率的汽車、長途汽車，特別是對競爭汽車來說，如果發動機的最大功率是Pemax和其旋轉速度是np，這些車應該可以保證最高速度Vamax。此時按i0值確定。i0=0.377rr式中rr——車輪的滾動半徑，單位為m，，rr=Dr2=0.49Vamaxig?——傳輸的最高傳動比；np把rt=0.49m、np=3000r/min、Vmax=85km/h、ig?=1.0帶入式（2.1主減速器從齒輪的扭矩計算及負荷的大小決定一般用于汽車引擎的最大扭矩和傳動。輪關系的最高檔齒輪傳動轉矩相相互配合時和其在驅動輪的受力打滑兩種應力條件下,作用于汽車主和副減速器從動變換齒輪的扭矩（Tje、Tjφ）最小的是大型貨物運輸車輛和小型越野旅行車輛的最高齒輪扭矩。TTje=TemaxTjφ=G2式中Temaxin——從發動機到車輪的時間計算，主軸驅動順減速器和從運動輪到齒輪的徑向傳遞系數的關系被認為是最低的。in=i0ηT——上述各傳動機構構成部分的功能為,取ηT=0.9;K0——n——這輛車的驅動橋數量是n=1。G2——汽車在高速運行時，會滿載驅動橋供水。平場地上的最高負荷，Nφ——輪胎附著能力系數,對于沒有安裝普通電動輪胎的大型高速公路用車和汽車,取值為φ=0.85;rr——車輪的滾動半徑，單位為m；ηLB，iLB——分別可以用下式表示為由于我們所說的需要計算得出來的一個驅動減速器從兩個驅動輪的一個齒輪直接輸送給兩個驅動輪之間的一個逆向傳動輪的工作效率和一個驅動輪的減速比(如兩個輪邊的一個主驅動減速器等),在這里我們可以取ηLB=1，iLB=1。由表2-1中可知，把Temax=373（N.m）代入式（2.3）得：Tje=373N.mx49.51x1x0.9/1Tje=16620.51（N.m）各類汽車軸荷分配范圍如下圖：表2-2橋分配系數車型空載滿載前軸后軸前軸后軸轎車前置發動機前輪驅動56%~66%34%~44%47%~60%40%~53%前置發動機后輪驅動50%~55%45%~50%45%~50%50%~55%后置發動機后輪驅動42%~59%41%~50%40%~45%55%~60%貨車4x2后輪單胎50%~59%41%~50%32%~40%60%~68%4x2后輪雙胎，長頭、短頭卡車44%~49%51%~55%27%~30%70%~73%4x2后輪雙胎，平頭車49%~54%46%~51%32%~35%65%~68%6x4后輪雙胎31%~37%63%~69%19%~24%76%~81%本文所要為您量身設計的滿載汽車車型一般都是4x2或者后輪上安裝的雙胎,平頭四輪汽車,滿載期間汽車前軸的最大高度承受扭力負荷比例范圍一般為32%~35%,取34%;其中前輪后軸滿載比例范圍為65%~68%,取66%。根據設計要求所給出的發動機功率數值查詢相關的中型貨車（如一汽解放J6L中卡輕量化140馬力5.7米欄板載貨車）得知此設計中的中型貨車滿載時總質量G為9.8噸，可以求得前軸載荷G1和后軸載荷G2。G1=0.34xG=0.34x9.8t=3.33t（2.4）G2=0.66xG=0.66x9.8t=6.47t（2.5）把式（2.4）和式（2.5）的值代入式（2.3）可得Tjφ=6.47x10^4x9.8x0.85x0.49Tjφ=264085.99Nm（2.6）取Tjmin(Tjφ、Tje),即Tjmin=16620.51Nm為強度計算中用于驗算主傳動減速器從驅動齒輪最大受到應力的計算載荷。通過控制主軸和減速器平均扭力計算轉矩可用公式表示為

Tjm=Ga+G式中:Ga——汽車滿載總重9.8xGT——所牽引掛車的最大滿載負荷為總重,單位是n,僅適合在牽引機上使用,故可以取GT=0fR——道路上的滾動和速度阻力系數,載貨車輛的阻力系數為0.015~0.020;按實際經驗進行初選fR=0.018fH——這是汽車在正常高速行駛中所可能需要的平均重力攀登對上爬坡度和速度的制動能力作用系數。貨車和其他類型城市的公交車和汽車通常一般采用初值取0.05~0.09,初值系數采用fH=0.08fPfP=1100當fP=502.09>16時，直接按0計算rr，iLB，ηLB，n，Temax代入式（2.7）可得：Tjm=46118.41Nm（2.9）主動錐齒輪的轉矩Tz=Tjmini0ηG式中：Tz——主動錐齒輪轉矩Tjmin——為在運動強度應力計算中廣泛使用的原來用于驗證齒輪主軸從減速器負載到齒輪驅動器從齒輪的最大運動應力強度計算器的載荷i0——主傳動比ηG——主、從動錐齒輪間的傳動效率，采用弧齒錐齒輪傳動，去95%。Tz=2699.89Nm(2.11)2.3主減速器齒輪參數的選擇2.3.1齒數的選擇主動傳遞齒輪的減速傳遞傳動齒數大于z1一般不少于6，此處從動傳遞齒輪z1=7，z2=z1i0=45.36，取z2=46，修正傳動比i0=6.57；2.3.2計算節圓直徑節圓的轉矩長度一般來說是我們依靠從主驅動錐到主軸齒輪中所受的需要時間承受的壓力計算轉矩(也可參見以下一些經驗計算公式2.2,式2.3中我們選取二者中較小的一個轉矩數值作為確定計算值的依據)按照以下的一些經驗計算公式我們可以進行篩選并得出:D2=KD23T式中：D2——從可轉動錐軸到齒輪的最大軸末端處部分的一個有限的角分度圓的齒輪直徑（mm）；KD2——直徑系數，一般為13.0~15.3，此處選1Tj——計算轉矩，單位為Nm，取Tjθ，Tje得到D2=382.80mm，初選為383.00mm。2.3.3齒輪端面模數的選擇按式mt=D2/z2算出從驅動齒輪的最大端模量，mt=10mm。2.3.4計算齒面寬度主減速器螺旋錐齒輪齒面寬度的經驗公式：F=0.155D2=59.365mm，可初取F2=60mm。2.3.5螺旋錐齒輪螺旋方向主動齒輪可作為左轉或右轉,從動齒輪可作為右轉,以使兩個齒輪之間的軸向力相互斥離。2.3.6選擇螺旋角其中螺旋角度應該是足夠大以便于使得齒面上的重疊系數mF≥1.25。由于mF越大,其傳動也就越加平穩,所以噪聲要求也越低。螺旋角通常選取35°。2.3.7齒輪法向壓力角法向壓力夾角大一些時候可以提高輪齒的強度,滿足在不發生直接剪切情況下降低齒數。對于圓弧齒錐式傳動齒輪,從動軸到驅動齒輪的壓力偏差一般采用20°或20°30'，此處初選為20°。2.4主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算2.4.1主減速器螺旋圓柱形齒輪幾何大小尺寸計算和強度計算主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸的計算 表2-3單級別主減速器齒輪幾何大小尺寸計算使用表序號項目計算公式計算結果1主動齒輪齒數72從動齒輪齒數463大端模數10.004齒面寬=605齒頂高系數?0.856頂隙系數c?=0.1887螺旋方向小齒輪右旋，大齒輪左旋8工作齒高h17.009法向壓力角aa=20°10螺旋角ββ=35°11軸交角∑=90°續表2-3序號項目計算公式計算結果12大端分度圓直徑ddd13分錐角δδ2=∑δ1δ214大端錐距R=0.5d2/sin(∑-R=232.65mm15大端齒距P=πP=31.42mm16大輪齒頂高??a217小齒輪頂高??a1=118齒頂間隙c=cc=1.88mm19全齒高h=hg+h=18.88mm20齒根高hhhf1=hf2=14.1921齒根角ΘΘΘf1=1.62Θf222頂錐角δδδa1δa223根錐角δδδf1δf224齒頂圓直徑ddda1=94.34da2=463.7125冠頂距AAAa1=228.15Aa2=22.8226大齒輪理論弧齒厚SS27大端理論弧齒厚s2=s1=7.57s2=23.852.4.2主減速器螺旋圓柱齒輪強度測量校正考核主減速器齒輪的幾何計算完成后，根據其強度進行計算，保證足夠的強度、壽命和安全可靠的動作。在進行強度計算之前，首先應該知道齒輪的破壞形態及其影響因素。螺旋錐齒輪的強度計算：（1）用于主減速器螺旋錐齒輪驅動的機械強度計算以牙齒長度為單位的圓周體應力如圖2-2所示（2.13）式中：——N/mm為單位齒長上的一個圓周體應力，N/mm；P——作用在傳動齒輪上的一個圓周力,N,按照發動機的最大旋轉扭力和最大附著扭力矩兩種不同的載荷下所需要的工況來計算;F——從動齒輪齒寬，及=b=60。圖2-2主動錐齒輪受力圖按發動機最大轉矩計算時：p=Temax?得到一檔在重載貨車一檔較高速度時的動力計量單位在車輪齒長上的單位圓周驅動力p許=1429N/mm。式（2.14）中經過計算得表示出來的力矩數值通常低于p許，所以能滿足要求,雖然在最終達到附著點時力矩下降所產生的扭矩p很大，但由于對渦輪發動機最大扭矩旋轉轉向扭矩的有效約束p最大僅大約為1429N/mm。（2）輪齒彎曲強度的計算汽車用主減速器的螺旋圓柱形齒輪輪牙的計算彎曲應力公式為σw=2?103?T?K0式中：K0————尺寸系數==0.792；——根據軸承載荷的運動來分配功率系數,當一個傳動齒輪軸承采用一個騎馬式支撐軸承的運動模式時,＝1.10～1.25,模數大于等于1.6時取為1.1；——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節及徑向跳動精度高時，取1；——端面模數，。=10；——齒面寬度，；——齒輪齒數；T——齒輪所受的轉矩，對于從動齒輪：；J——計算彎曲應力擠壓作用下的流體綜合應力系數,見設計圖2-3。圖2-3彎曲計算用綜合系數J由上述如下所示即可以檢測到:一個小的齒輪傳動系數0.260,一個大的齒輪傳動系數0.186;把這些已知的函數代入式(2.15)就可以得:σw1=2?103? σw2=2?103?（3）輪齒的接觸強度計算螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力（MPa）為：σj=Cpd12?T1j式中：Cp——為采用鋼制大型齒輪傳動副所需要采用的最大彈性阻力系數,對于鋼齒輪副取232.6；K0，Km，Kv——見式（2-19）下的說明，即K0=1，Km=Ks——尺寸系數，它已經充分考慮了傳動齒輪的直徑大小和齒輪尺寸對其材料淬透性的直接影響,在我們目前缺乏相關實際操作應用經驗的特殊條件下,可以考慮采用1Kf——Tz——用來計算各種應力的綜合關系,見表3.2所示,可以檢查的J=0.140圖2-4接觸強度計算綜合系數J按發動機輸出的轉矩計算可得：σje=Cp按發動機平均輸出的轉矩計算可得：σjm=Cp汽車齒輪的主軸和減速器的齒輪傳動機可以在齒輪的修正上使用齒軸接觸應力。大約表示公式為:因此在每當按式(2.2),(2.3)中針對當小齒輪進行校準計算時，齒輪的接觸應力約為2800，小于2800，因此齒輪校正結果的評估成功。因此，根據渦輪發動機的平均齒輪輸入扭矩計算，允許的平均接觸應力約為1750，小于1750，因此滿足設計要求。2.5主減速器齒輪用原材料和熱處理由于齒輪驅動，橋接齒輪處于各種各樣的工作壓力環境中。中所需要承受的載荷壓力和齒輪運動時的速度都可能是與不同傳動系統和系統的其他錐齒輪部件相比，負荷移動量大，作用持續時間長，負荷強度變化多，帶來強烈沖擊是一個很大的優點。其機械損傷表示的主要類型包括相對于齒輪主軸根部的彎曲或間接折斷、齒輪內側表面的各種疲勞斑（剝離）、磨損或直接擦傷。根據這些實際情況，對于齒輪驅動橋和齒輪的具體材質和熱處理性的要求我們認為應該及時采取以下保護措施:(1)具備較高疲勞彎曲耐磨強度，具有抗疲勞、抗疲勞、抗疲勞強度和良好的印刷齒齒輪表面耐磨性。在各種使用情況下刷牙齒輪的表面材料均應保證具有比較高硬度;(2)輪齒的與中心連接處結構應保證具備適當的傳動柔韌性和未來足以滿足外力沖擊時的載荷,避免外力沖擊使在載荷下的傳動輪齒留在中心處一部分被折斷;(3)鋼材在冶煉、熱處理、切削這些工藝處理中性能良好,熱處理后的鋼材變形或者特別是它的變形過程規律較大,很容易受到溫度影響,從而大幅度提高該工業產品質量水平、減少該產品的生產時間、生產成本和環境排放的污染物總量。(4)在選用用于齒輪材料的合金零件與我國的實際相符。汽車中的主減速器使用的是螺旋圓錐齒輪和差速器使用的垂直齒圓錐形傳動齒輪,現在有使用滲碳合金的鋼材制造的。用于齒輪的鋼材是20cmnti。齒輪滲碳型鋁合金鋼作為材料制造的傳動齒輪，經過多次的齒輪滲碳、淬火、回熱，牙齒的中央表面彈性硬度一般來說應該至少能夠直接達到58~64hrc,而由于輪齒中央的零部件模量硬度相對較低,所以當一個輪齒的中央端面彈性模量的硬度系數大于>8時為29～45hrc。由于新圓錐齒輪的機械接觸和摩擦潤滑不良，正常運行初期操作的齒輪咬合、咬死或輪齒摩擦結構而使傳動性受到嚴重破壞,防止早期輪齒的磨損,圓錐新型齒輪的每一個傳動副(或只是僅僅一個大型圓錐齒輪)均須首先進行一次高溫熱處理及經過多次高溫保護。磨削和切割加工(其中一些例如用于研磨齒或者是用于匹配對齒研磨)后均可直接給予與一定的鍍銅涂層厚度0.005~0.010的二次鍍銅進行磷化加工處理或者直接采用二次鍍銅、銅焊、鍍錫。這種材料的表面不僅補償了作為一個部件的厚度公差和尺寸，也不能作為替代使用。油的潤滑劑。對齒表面應該進行一次噴丸處理,這樣就盡量延長壽命達到25%左右。對于一些平行比率和轉矩很大的傳動齒輪,為了增強它們的耐磨性能,可以對這些傳動齒輪進行一定程度的滲硫處理。由于傳統的滲硫法在熱處理中工作的過程中溫度較低,故不易引起傳動機構的變形。由于滲硫后的摩擦力系數能夠得到由于明顯減少，即使潤滑工作的條件比較差，也有助于防止齒輪因咬傷、粘合、摩擦造成的損傷。2.6主減速器錐軸承的負載計算2.6.1錐齒輪齒面上的作用力這樣的高速齒輪驅動在高速動作時，相互之間嚙齒結合的兩個不同齒面相互作用從而產生了一種無法互相對應的驅動力。該種傳動工作模式中的傳動力大致由兩種方法可以被簡單地分解為沿兩個傳動軸和一個齒輪相對切向傳動軸線方向的相對圓周傳動力、沿兩個傳動軸的一個齒輪相對切向傳動軸線的垂直方向相對徑向傳動力、沿著垂直于兩個傳動軸的一個齒輪相對切向傳動軸線的相對徑向傳動力。由于它的齒寬是在中點固定位置的徑向圓周的應力、由于它的齒寬是在中點固定位置的徑向圓周的應力使用公式可以表示。A=2Tdm（式中：——作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩見式；——該齒輪在其牙齒面積為寬中心點處的一個分度小橢圓直徑;對于一個螺旋圓錐齒輪（2.18）式中：式中：——主、從到驅動齒的表面寬中點之間的分度圓；——從動齒輪齒寬；——從動齒輪節圓直徑；——主、從動齒輪齒數；——從動齒輪的節錐角。可以從公式（2.18）計算：60.97，400.68。按式(2.17)要求選擇了一個由軸的主動軸減速器和錐齒輪和減速軸承在主動軸和錐齒輪軸承中心與主動軸承之間的中心圓周承受力A1=2×16620.5160.97=545.20N，主動軸和錐齒輪在主動軸寬和軸承中點之間的中心圓周承受力A1=A2=（2）齒輪上的軸向力和徑向力計算公式：主動齒輪公式：軸向力公式：Aaz=Acosβ徑向力公式：ARz=Acosβ從動齒輪公式：軸向力公式：Aac=Acosβ徑向力公式：ARc=Acosβ由上面可得：Aaz=413.84N;ARz=182.08N;A當一個新的錐齒輪在表面上所需要接受的齒輪圓周運動力、軸向運動力和齒輪的徑向運動力在通過矢量計算基本確定后，基于主驅動減速器這一齒輪的圓錐軸承在其布置運動方式和軸承尺寸,即我們可以直接設計求出該一個齒輪的錐軸承在其上所需要接受的受力負載，如圖2-5所示。圖2-5單級齒輪主驅動減速器齒輪軸承的尺寸配置方框圖。軸承A、B、C、D的徑向載荷分別為：RRARRB=RRC=RRD=軸承A、B、C、D的軸向載荷分別為：RaA=AazRaB=0NRaC=AacRaD=0N3差速器相關參數計算校核3.1差速器齒輪主要參數選擇3.1.1行星齒輪數n行星式齒輪系數n需要根據其承載條件情況進行選擇,本設計中的差速器適用于貨車,承載比較大,n取行星齒輪球面半徑R行星型齒輪的球面半徑是反映差速器圓錐齒輪間節距的尺寸大小及其承載力,可以通過更具有實用性的經驗方法來進行確定。Rb=Kb在下列計算公式(3.1)中，Kb為一個行星齒輪的球面長度和半徑的系數，Kb=2.5-3.0,對于一輛可以攜帶四個不同行星傳動齒輪的大型電動乘用車和一輛小型電動商務車則只取一個數的最低值,此處我們可以直接取Kb為2.5；為了方便使自動差速器系統能夠精確計算轉矩數Td，Td=min[Tjθ，Tje]=16620.51Nm;R行星齒輪節的圓錐距A0A0=(0.98~0.99)R由（3.2）公式得A0=62.524~63.162mm，取A0=3.1.3行星齒輪和半軸齒輪齒數z為了使各齒輪具有較高的動力學強度希望我們可以選擇采取較大的模量級,但是其尺寸也可能會隨之變小,于是再次提出要求每一顆行星齒輪的模量級都應該是采取少些,但是，一般不能低于10。其中，半軸式的齒輪控制是14～25。大部分汽車的半軸驅動齒輪和行星傳動齒輪之間的傳動比都是1.5~2.0之間。為了使兩個或四個行星式差速齒輪可以同時與兩個半軸式差速齒輪相互嚙合,兩半軸式差速齒輪的傳動系數及其重量必須盡可能被兩個行星式差速齒輪的傳動系數全部進行了整除,否則差速齒輪就無法對其進行任何的裝配。我們選取為10,為20。3.1.4行星式齒輪與半軸式傳動齒輪的各節錐夾角γ1、γγγ2由上式得γ1=26.57°、γ錐齒輪大端得端面模數m為m=2A由上式得m=5.64，按照GB/T12368-1990標準選擇m=6。3.1.5壓力角α在差速器中涉及傳動工作的齒輪普遍使用的壓力夾角是指齒長度為22、低壓力系數0.8。3.1.6行星齒輪軸承的直徑d和支撐長度L行星齒輪軸直徑d為d=T0x式中，T0為齒輪差速器行星外殼向齒輪驅動機構所傳遞的齒輪旋轉矩（Nm）；n為各個支撐行星的半軸齒輪直徑系數;rd為半軸軸在行星上的齒輪從各個支撐體行星表面中點至行星錐頂之間的移動距離，約等于為半軸軸在行星上的齒輪直徑在較寬區域中點上的位置平均等于圓柱形齒輪直徑的一半;σc為了充分保證各個支撐體在表面上所允許的最大擠壓力和應力，取98MP行星齒輪在軸上得支撐長度L為L=1.1d(3.6)由上式得L=27.89mm。3.2差速器齒輪強度計算差速器傳動齒輪的大小受到了結構上的限制,而且軸承那往往是不切實際的性嚙合式傳動狀態，只有在汽車進入彎道或左、右輪胎之間行駛在不同的道路上，或是單側車輪打滑打滑時，才會有嚙合傳動的相對運動。因此，對于通貨緊縮齒輪，主要應該進行彎曲強度計算。牙齒彎曲應力σσw=2Tc在公式中，n為各個行星的齒輪參數;J為該項的綜合系數；b2、d2分別是半軸和齒輪的齒寬以及它們的大端分度橢圓的直徑(mm);Tc為半軸的齒輪來計算旋轉矩(N.m)，Tc=0.6T0;kv、ks、km根據主減速器的齒輪力學強度所計算出的有關數值進行選擇。當T0=min[Tjθ，Tje]時，許用應力[σw]=980MPa;當T3.3差速器直齒圓錐齒輪參數表3-1差速器齒輪幾何大小尺寸計算使用表序號項目計算結果1行星齒輪齒數：=102半軸齒輪齒數：=203模數：=6mm4齒面寬：b1=b2=（0.25～0.30）5齒工作高：=1.6=1.6×6=9.6mm6齒全高：=1.788+0.051=1.788×6+0.051=10.779mm7壓力角：α=22°30′8軸交角：∑=90°9節圓直徑：==6×10=60mm==6×20=120mm10節錐角：=arctan(/)=arctan(10/20)=26.57°=arctan(/)=arctan(20/10)=63.43°11節錐距：=63mm12周節：=3.1416=3.1416×6=18.85mm13齒頂高：?'1=-=6.465mm=[0.430+]=3.135mm14齒根高：=1.788-=1.788×6-6.465=4.263mm=1.788-=1.788×6-3.135=7.593mm15徑向間隙：=-=10.779-9.6=1.179mm續表3-1序號項目計算結果16齒根角：=arctan(/)=arctan(4.263/63)=3.87°=arctan(/)=arctan(7.593/63)=6.87°17面錐角：=+=26.57°+6.87°=33.44°=+=63.43°+3.87°=67.0°18根錐角:=-=26.57°-3.87°=22.7°=-=63.43°-6.87°=56.56°19外圓直徑：=+2cos=60+2×6.465×cos26.57°=71.56mm=+2cos=120+2×3.135×cos63.43°=122.80mm20節錐頂點至齒輪外緣距離：=/2-sin=120/2-6.465×sin26.57°=57.11mm=/2-sin=60/2-3.135×sin63.43°=27.20mm21理論弧齒厚：=-=18.85-8.35=10.00mm=/2-(-)tan-=18.85/2-2×(6.465-3.135)tan22°30′-(-0.05×6)=8.35mm22齒側間隙：B=0.12(選取)23弦齒厚：SX1=續表3-1序號項目計算結果24弦齒高：=+cos=6.465+[10.00/4×60]×cos26.57°=6.84mm=+cos=3.135+[8.35/4×120]×cos63.43°=3.20mm4車輪傳動裝置的設計4.1車輪傳動裝置的功用接收從差速機輸出的扭矩和驅動輪的傳輸。對于不連續或半軸的非連續的汽車橋，該齒輪驅動裝置。4.2半軸支承型號半軸因此位于車輪上。內部末端的受力支撐運動方式而不同,又或者可以依次劃分分別為半自動懸掛式、3/4浮式和完整的半懸掛式。現在的電動汽車已經基本全部采用了全整體浮動式和半整體懸掛式兩種浮動支撐結構形態。全自動浮式半徑聯軸器主要廣泛應用于總負載質量相對比較高的大型商業運輸車輛。本次項目的設計主要是對中型客運卡車的半軸驅動橋結構進行總體設計，充分考慮了卡車的載重能力和整個卡車的橋梁結構和成本，設計了全軸懸浮式半軸支撐。4.3全浮式半軸計算載荷的確定全方位浮動半軸載荷力矩計算器中車輪的半軸載荷值和力矩值也可以直接用來進行計算=12m2/式中：G2——汽車在高速或汽車滿載行駛情況下需要給予一個高速驅動橋可以供給車速水平高于地面的最高驅動負荷;m2/轉動的阻力系數;——輪胎對地面的附著系數；——車輪的滾動半徑；=0.5×1.2×6470×9.8×0.49×0.85=15845.16Nm4.4半軸強度計算半軸扭轉應力：=16/≤[]（4.2）式中：——半軸的扭轉應力；——半軸計算轉矩；——半軸桿部直徑；[]——半軸扭轉的許用應力，可取為[]=500～700MPa。=15845.16××16/(3.14×50.7)=619.53MPa≤[]=500～700MPa4.5全浮式半軸桿部直徑的選擇半軸桿部直徑：=(2.05～2.18)3M?=2.15×315845.16=55式中：d——半軸棒部直徑；M?4.6半軸的結構設計及材料與熱處理為了使花鍵的內徑不致過多地小于半軸的桿部直徑，常常將半軸加工花鍵的端部設計得粗一些，并且適當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應增多，一般為10～18齒。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，這對減小應力集中很有效。過去的半軸一般都有的是直接采用少量帶有含鉻的中性低碳鋁鎂合金鋼,但現在半軸的桿部熱處理主要的還是直到二十世紀中中下葉都有的是直接采用低碳調質鋼熱處理,調質后的半軸桿部整體硬度一般可以直接達到388~444hb之間。近十幾年來中高頻溫度淬火鑄造工藝設備運行頻繁。這種光學處理工藝技術完全可以有效促進性地使半軸整體表面的彈性硬化物質層完全具備一個合適的負荷重量,因為這些彈性硬化物質層的疲勞強度原來就非常高,并且半軸整體表面的硬化殘余物質壓力和應力也很大,這樣就完全可以有效促進半軸疲勞強度與半軸靜穩定性大大小幅度地相互增加,尤其特別多的是疲勞強度的大幅提高。5驅動橋殼的選擇5.1驅動橋殼的功用和設計要求驅動車架橋殼的主要作用就是通過橋殼支承并直接保護兩個齒輪驅動主軸的減速器、差速器和車架后半軸,使左右兩個齒輪驅動橋的齒輪之間在相對的固定位置上得到牢牢地固定;并和從驅動電機傳遞到齒輪驅動橋一起,在整個制動過程中完全支承了承載車架和驅動汽車各一個部分的制動總成本和質量;并使汽車在高速公路行駛時,承受由于兩個車輪轉動傳遞而來的對汽車路面壓力逆轉器的作用力和空氣壓縮機的制動力矩,并經過驅動車架后半軸傳遞而來到驅動車架。驅動橋的設計應滿足如下要求：（1）可以減小汽車的不同簧載質量,這樣有利于減少動載荷并且可以提高汽車行駛的平順度（2）保證足夠的離地間隙。（3）產品結構簡單,制造方便,以利于減少成本。（4）確保主減速器安全、拆卸、調節、維護、保養等操作方便。（5）在選擇橋殼的結構類型時一般需要充分考慮汽車的實際使用場合及其車型5.2驅動橋殼結構方案分析驅動式橋殼按其結構形式可以劃分為總成型的橋殼與分段型的橋殼。(1)具備一個整體性橋梁結構的特點橋殼型結構是一種橋梁結構的基本特點它主要指的是具備一個高剛性的整體橋梁結構外殼或者說它就是一個空心梁。按照其主要工藝制造生產工藝技術和次要生產工藝不同也大致來說可以把其工藝細分為許多種不同類型的主要鑄造技術工藝,常見的鑄造類型主要包括有前段成型鋼板整體鑄造、鋼板兩側擴張壓力擠出鋼管沖壓鑄造成型鋼管焊接式、中段成型鋼板整體鑄造焊接后段成型鋼板兩端兩側擴張壓力擠出沖壓鑄造成型鋼管和焊接后段成型鋼板兩端兩側擴張沖壓擠出鋼管沖壓變形成型等多種主要鑄造技術工藝。而且整體型的鑄造貨車車橋殼雖然其機械強度與整體機械運動的剛度都是非常高,但是由于它的鑄造質量大,加工應用范圍多,制造工藝過程復雜,主要在中、重型專用貨車上廣泛使用。但它的轉向簧下結構質量相當大,對電動汽車高速行駛時的轉向平順度也可能會相當有不良影響。采用一種鋼板橋殼沖壓焊接式和一種鋼板擴展成型焊接式的加工形式,由于鋼板橋殼本體質量小,材料輕和綜合利用率高,制造成本費用低,適合廣泛應用于大量貨車生產,結構簡單,制造過程中和工藝性能良好,主要特點是鋼板橋殼減速器最大支撐力和剛度好,拆裝、調整、維護方便,廣泛在大型小轎車和中、小型公路物流交通運輸中的貨車上。(2)橋殼分段式的結構橋殼通常被鋼板分割后形成為兩段,由各種螺栓部件串聯而起形成的整體結構。分段型的整體鑄鋼結構橋殼比其他的整體型更堅固,并且不僅易于加工焊接和強力沖壓也可鑄造,加工簡單,但是因為磨損維修不便。在需要拆卸汽檢主軸和減速器的這個時候,必須將整個汽車傳統的齒輪驅動橋自己完全拆卸了。接下來,目前這種拆卸方法已經很少被廣泛采用了。本次的重新設計主要是對于中型重載貨車的橋梁驅動橋外殼進行了重新設計,使用的材料是鋅鋼鑄造成一個圓形整體的驅動橋梁外殼。6軸承的壽命計算6.1主減速器軸承的計算主動齒輪軸的強度校核計算在傳動軸主要是承受旋轉矩和其他作用,它們的強度和條件如下。≤［］（6.1）式中：——軸受到的的扭剪應力；——軸傳遞的轉矩；——軸的抗扭載面模量，≈0.2mm；——主動齒輪軸的初選值。≈0.2=0.2×55=33275mm——軸傳遞的功率，＝99KW；——軸的轉速，＝3000r/min；［］——由于軸承所用各種材料需要允許用料的扭剪應力,軸承所用材料一般選用45鋼［］＝30～40MPa。τT=TWT=9550×16.2軸承載荷的計算6.2.1錐齒輪齒面上的作用力這種高速齒輪驅動是在高速工作時,相互之間嚙齒結合的兩個不同齒面相互作用從而產生了一種無法互相對應的驅動力。該種傳動工作模式中的傳動力大致由兩種方法可以被簡單地分解為沿兩個傳動軸和一個齒輪相對切向傳動軸線方向的相對圓周傳動力、沿兩個傳動軸的一個齒輪相對切向傳動軸線的垂直方向相對徑向傳動力、沿著垂直于兩個傳動軸的一個齒輪相對切向傳動軸線的相對徑向傳動力。(1)由于它的齒寬是在中點固定位置的徑向圓周的應力、由于它的齒寬是在中點固定位置的徑向圓周的應力使用公式可以表示。A＝2Td2m（2.17式中：——作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩見式；——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑；對于螺旋錐齒輪（2.18）式中：——主、從到驅動齒的表面寬中點之間的分度圓。——從動齒輪齒寬；——從動齒輪節圓直徑；——主、從動齒輪齒數；——從動齒輪的節錐角。由式（2.18）可以算出：60.97，400.68。按式(2.17)選擇了主減速器的齒輪和軸承在主動錐齒輪的中心和軸承之間的圓周力A1=2×16620.5160.97=545.20kA1=A2=A=545.20k6.2.2作用在主減速器主、從動齒輪上的力主動齒輪公式：軸向力公式：Aaz=徑向力公式：ARz=從動齒輪公式：軸向力公式：Aac=徑向力公式：ARc=由上面可得：Aaz=413.84kN;ARz=182.08kN;A＝=72.26cos35°cos35==2×16620.51460=72.26kN式中：——主動齒輪在距離齒面較大時在寬中點上產生的圓圈應力——從動齒輪齒面寬中點處的圓周力；——作用在主動齒輪上的轉矩；dm——主動齒輪輪齒兩側法向壓力角；——從動齒輪輪齒兩側平均壓力角；——主動齒輪的中點螺旋角；——從動齒輪的中點螺旋角；——主動齒輪的根錐角；——從動齒輪的根錐角；——主動齒輪的節錐角；——從動齒輪的節錐角。圖2-5單級主減速器軸承布置尺寸如上圖所示主動齒輪a=50mm,b=30mm,c=80mm,d=300mm則軸承A、B、C、D的徑向載荷公式分別為：RRA=RRB=RRC=RRD=由上式可得RRA=873.19N，RRB=11.62N，RRC=603.28N，軸承A、B、C、D的軸向載荷分別為：RaA=Aaz=413.84N；RaB=0N；RaC=Aac=6.3主動齒輪軸承壽命計算當量動載荷計算：Q=XR+YA式中：X是徑向系數；Y是軸向系數；從軸承接觸負載的測量計算。選擇步驟及其中的接觸載荷承受情況根據分析方法可知在齒輪減速器與軸承主軸和傳動軸的齒輪之間由于b與c和d處只有一個徑向接觸載荷,故一般建議盡量選用沒有深溝槽的球體式軸承;a連接處于軸的c與d處同時分別承受接收到的b處軸向接觸載荷和d處徑向接觸載荷,故建議選擇角大于接觸角的球體式軸承QQQQ軸承壽命計算：L=(C式中：C——額定負荷N；——溫度系數；——負荷系數；————壽命指數。L?活動齒輪的軸承壽命計算：LA=(ftLB=(ftLC=(ftLD=(ft通過以上計算，可以說明該方案設計的各種軸承在使用壽命上已經達到我國汽車工程行業規定的載重型汽車軸承。使用壽