3噸柴油動力貨車全套設計【帶CAD圖紙和說明書】,帶CAD圖紙和說明書,柴油,動力,貨車,全套,設計,cad,圖紙,以及,說明書,仿單
車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書
第一章 前 言
隨著中國經濟的發(fā)展，我國的汽車工業(yè)在經過多年發(fā)展以后迎來了一個快速發(fā)展的時機。但是，隨著國際石油資源的緊缺和價格的不斷攀升，以及汽車新消費稅政策的持續(xù)影響，低油耗、排量適中、價格合理、成為消費者的首選，經濟型汽車以其良好的燃油經濟性而快速發(fā)展起來。由于柴油較汽油價格低，且柴油明顯比汽油省油，再加上柴油發(fā)動機的技術不斷成熟，逐漸改善工作粗暴，噪聲大等缺點，所以很多汽車廠家紛紛推出新版載貨汽車。
驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋等組成。做為經濟型轎車上的一個重要部件，在設計時不僅僅要求安全性能，還要求有很好的經濟性。
因此選用了單級主減速器，并選用下偏置準雙曲面齒輪嚙合，更好的降低離地間隙。采用對稱式圓錐行星齒輪差速器，在滿足需求的基礎上節(jié)約了制造成本。后橋殼蓋為冷軋鋼板08Al沖壓而成。驅動橋橋殼有三中結構類型：可分式橋殼、整體式橋殼和組合式橋殼。采用組合式橋殼可以使尺寸更緊湊。所設計的主減速比為4.95，可以保證該車具有良好的動力性和燃料經濟性。采用了準雙曲面齒輪，使得其傳動工作平穩(wěn)，噪聲小，并且在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。
該車類型采用驅，后驅動橋采用非斷開式驅動橋，其主減速器裝在車架上，從而主減速器，差速器全部傳動軸質量都轉化為懸掛質量。左右車輪采用非獨立懸架，可適當減少車身振動，傾斜，提高行使穩(wěn)定性以及乘坐舒適性。
第二章 驅動橋結構方案分析
§2.1驅動橋概述
驅動橋位于傳動系統(tǒng)的末端，在一般的汽車驅動橋總體構造中，驅動橋主要有主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼等組成。
其基本功用是增大由傳動軸傳來的轉矩，改變轉矩的傳遞方向，將轉矩分配給左、右驅動車輪，降低轉速，通過差速器實現左、右驅動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垂直力、縱向力和橫向力。
對于各種不同類型的和用途的汽車，正確的確定上述機件的結構型式并成功地將它們組合成一個整體－驅動橋，乃是設計者必須首先解決的問題。在汽車總體設計時，從整車性能出發(fā)確定了驅動橋的傳動比，對于用什么型式的驅動橋，什么結構的主減速器和差速器等在驅動橋設計時要具體考慮的，絕大多數的發(fā)動機在汽車上是縱置的，為使扭矩傳給車輪，驅動橋必須改變扭矩的方向，同時根據車輛的具體要求解決左右車輪的扭矩分配，如果是多橋驅動的汽車亦同時要考慮各橋間的扭矩分配問題。整體式驅動橋一方面需要承擔汽車的重荷，另一方面車輪上的作用力以及傳遞扭矩所產生的反作用力矩皆由驅動橋承擔，所以驅動橋的零件必須具有足夠的剛度和強度，以保證機件可靠的工作。驅動橋還必須滿足通過性急平順性的要求。
對驅動橋的基本要求可以歸納為：
一、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油經濟性；
二、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將轉矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷的傳遞給左右驅動車輪；
三、當左右驅動車輪與地面的附著系數不同時，應能充分利用汽車的牽引力；
四、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；
五、驅動橋各零部件在保證其剛度、強度、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；
六、輪廓尺寸不大以便于汽車總體布置并與所要求的驅動橋離地間隙相適應；
七、齒輪與其它傳動件工作平穩(wěn)，無噪聲；
八、驅動橋總成及零部件設計應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；
九、在各種載荷及轉速工況有高的傳動效率；
十、結構簡單、維修方便，機件工藝性好，制造容易。
由于后橋結構基本已經固定，在后橋設計中需要改進的問題主要有：齒輪傳動的噪聲、振動；半軸的可靠性設計；后橋殼的應力分析；雙曲面齒輪的設計方法等。
§ 2.2 驅動橋型式及選擇
驅動橋的類型有兩大類：斷開式驅動橋和非斷開式驅動橋。驅動橋型式與整車有非常密切的關系。根據整車的通過性、平順性以及操縱穩(wěn)定性對懸架結構提出了要求，如懸架選擇了合適的結構型式，而驅動橋的結構也必須與懸架相適應。因此，驅動橋的選型應從汽車的類型、使用條件和生產條件出發(fā)，并和其他各部件的結構型式與特性相適應，以保證汽車達到預期性能要求。
由于本設計中所設計的車型為柴油動力的輕型貨車，由行駛條件及成本出發(fā)，采用非獨立懸架及非斷開式驅動橋。這種型式驅動橋在汽車上，尤其是載重汽車上應用相當廣泛。它主要優(yōu)點是：結構簡單、制造工藝性好、成本低、可靠性高、維修調整容易等。
本次設計的是載重3噸柴油動力貨車的后驅動橋，由經濟性及低成本等因素考慮：故本次設計采用非斷開式驅動橋，單級主減速器，雙曲面齒輪傳動，普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，全浮式半軸，整體式橋殼。
第三章 主減速器設計
§ 3.1 主減速器結構方案分析
主減速器的結構型式，主要是根據齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安裝方法以及減速型式的不同而異。驅動橋主減速器為適應使用要求發(fā)展多種結構型式：如單級主減速器、雙級主減速器、和單級主減速器加輪邊減速等。由于農用運輸車要求經濟性較高，故采用單級主減速器。
在現代汽車的驅動橋上，主減速器齒輪采用得最廣泛的是“格里森”（Gleason）制或“奧利康”（Oerlikon）制得螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。由于雙曲面齒輪得螺旋角較大，則不產生根切得最少齒數可減少，所以可選用較少的齒數，這又利于的傳動比傳動。同時雙曲面齒輪傳動平穩(wěn)噪聲小、負荷大、結構緊湊等優(yōu)點，所以本次設計采用雙曲面齒輪傳動。
§ 3.2 主減速比及計算載荷的確定
§3.2.1、主減速器比i0的確定
主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃油經濟性都有直接影響。i0的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定。
i0=0.377×rr×np/vamax×igH （3-1）
式中 rr: 車輪的滾動半徑 rr＝0.3897m
np: 最大功率時發(fā)動機的轉速 np＝3200r/min 最大功率88kw
vamax:最高車速 vamax＝95 Km/h
igH: 變速器最高檔傳動比 igH＝1
i0＝0.377×rr×np/vamax×igH
＝0.377×0.3897×3200/95×1＝4.94878
§3.2.2、 齒輪計算載荷的確定
通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅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矩的較小者，作為載貨汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。
1.按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動齒輪計算轉矩Tge
Tce=Temax×iTl×K0×ηT/N （3-2）
式中 Temax: 發(fā)機機最大轉矩 Temax ＝340 N·m
N ： 驅動橋數目 N=2
iTL： 由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳系最低檔傳動比
iTL＝22.26
ηT：上述傳動部分傳動效率 取ηT＝0.9
K0 ：離合器產生沖擊載荷時超載系數 K0=1
Tce = Temax×iTl×K0×ηT/N
=340×（1×4.452×5×1）×1×0.9 /2
=6811.56 N·m
2.按驅動輪打滑確定從動齒輪計算轉矩
= G2×?×rr/ηlB×ilB （3-3）
式中 G2: 滿載時一個驅動輪上的靜載荷系數 ；
G2=35574×55%=19565.7N；
?: 輪胎與路面間的附著系數， 取?＝0.85；
rr: 車輪的滾動半徑 rr=0.3897m；
ηlB ilB ： 分別為所計算的主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比 ηlB＝0.96、 ilB＝1
Tcs=G2×?×rr/ηlB×ilB
=35574×55％×0.85×0.3897/0.96×1
=6751.1 N·m
3.按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩
=/n （3-4）
式中，：為計算轉矩（N.m）；
：為汽車日常行駛平均平均牽引力 N
：為主減速器從動錐齒輪到車輪之間的傳動比；
：為主減速器主動錐齒輪到車輪之間的傳動效率；
n： 驅動橋數目 n=2
：平均牽引力；
：平均計算轉矩；
=（+）rr（f +f+f）/iηn （3-5）
式中：=6000×9.8，=0，rr=0.3897m，i=5，η=0.96，
n=2， f=0， f=0.02， f=0.08。
=（+）rr（f +f+f）/iηn
=6000×9.8×0.3897(0.02+0.08+0)/(5×0.96×2)
=238.691N.m
=2×/d1=2×238.69×/62=7699.7N
T=FtRr/ n
=7699.7×0.3897/(1×0.96×2)
=1562.8N.m
主動錐齒輪的計算轉矩為
=/i
式中，為主動錐齒輪的計算轉矩 N.m；
為主、從動錐齒輪間的傳動效率，取0.9；
=/i （3-6）
=6751.1/5×0.85
=1588.5N.
§ 3.3 主減速器齒輪主要參數的計算
§ 3.3.1 主、從動齒輪齒數的選擇
對于單級主減速器，當i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數Z1取得小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。一般Z1可取7－12，為了磨合均勻主、從動齒輪的齒數Z1、Z2之間應避免有公約數，為了得到理想的齒面重疊系數，其齒數之和應不少于40。
查《汽車車橋設計》表3-12
Z1＝7 Z2＝i0×Z1=35
§ 3.3.2 從動齒輪節(jié)圓直徑及端面模數的選擇
根據從動錐齒輪的計算轉矩，按經驗公式
d2=kd2· （3-7）
式中，d2：從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，㎜；
kd2：直徑系數，取kd2=13～16；
Tj：計算轉矩，Tj=6751.1N·m
所以，d2=kd2·
=16×
=310.02㎜
圓整取 d2＝310mm
從動錐齒輪大端模數 m＝d2/Z2=8.857
§3.3.3、齒面寬的選擇
汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F（mm）推薦為：
F＝0.155×d2＝48.05mm
取F＝50mm
§3.3.4、雙曲面齒輪的偏移距E
轎車、輕型客車和越野汽車主減速器的E值，不應超過從動齒輪節(jié)錐距的20％。E小于或者等于0.2 d2為62，取40。
§3.3.5、螺旋角的選擇
螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的，“格里森”制推薦用下式，近似預選主動齒輪螺旋角的名義值：
β1′＝25+5+90·＝43.68
式中：β 1′：主動齒輪名義螺旋角的預選值；
z1、z2：主、從動齒輪齒數；
d2：從動齒輪節(jié)圓直徑 mm；
E：雙曲面齒輪的偏移距 mm。
圖3-1 雙曲面齒輪的偏移距和偏移方向
§3.3.6、圓弧齒準雙曲面齒輪的幾何尺寸設計的計算
下表給了“格里森”制（圓弧齒）雙曲面齒輪的幾何尺寸的計算步驟，該表參考“格里森”制雙曲面齒輪１９７１年新的標準而制定的。表中的（６５）項求得的齒線曲率半徑 與第七項的選定的刀盤半徑的差值不得超過值的。否則要重新計算（２０）到（６５）項的數據。當＜時，則需要第（２０）項tanη的數據增大。
否則，tanη減小。若無特殊的考慮，第二次計算時，將tanη的數據增大10%即可。如果計算的結果還不能和接近，要進行第三次計算，這次tanη的數據應根據公式：
(3-9)
式中下標1，2，3分別表示第一、第二和第三次計算的結果。
表3-1圓弧齒準雙曲面齒輪的幾何尺寸的計算
序號
計算公式
結果
注釋
（1）
7
小齒輪齒數
（2）
35
大齒輪齒數
（3）
0.2
齒數比的倒數
（4）
F
45
大齒輪齒面寬
（5）
E
40
小齒輪軸線偏移距
（6）
310
大齒輪分度圓直徑
（7）
95.25
刀盤半徑
（8）
47.793°
小輪螺旋角的預選值
（9）
1.102587
（10）
0.24
（11）
0.972387302
（12）
130.6903175
大輪中點節(jié)圓半徑
（13）
0.0.2976157
齒輪偏置角初值
（14）
0.95468575
（15）
（14）+（9）（13）
1.28283301
小輪直徑放大系數k
（16）
(3)(12)
26.1380634
小輪中點節(jié)圓半徑
（17）
33.5307708
（18）
1.2
輪齒收縮率
（19）
578.0737602
截距Ｑ
（20）
0.101615
0.1111777
0.113858
小輪偏置角η
（21）
1.005150
1.006228
1.006461
（22）
sinη
0.101094
0.111085
0.113127
（23）
η
5.802171°
6.377865°
6.495605°
（24）
0.330428
0.327
0.326298
大輪偏置角
（25）
0.350092
0.346023
0.345191
（26）
0.288764
0.321034
0.327723
小輪節(jié)錐角初值
（27）
0.960746
0.952138
0.950271
（28）
0.343929
0.343438
0.343374
（29）
0.938996
0.939175
0.93919
（30）
1.161836
1.162976
1.163122
（31）
-0.003944
-0.00433
-0.004379
（32）
(3)(31)
-0.001011
-0.00111
-0.001123
（33）
0.33053
0.327123
0.326425
（34）
0.350214
0.346169
0.345342
（35）
tan=
0.288664
0.320898
0.32758
小齒輪節(jié)錐角
（36）
16.8407839°
17.791332°
18.137761°
（37）
0.957113522.18002792
0.952176
0.950311
（38）
0.344025
0.343553
0.343493
齒輪偏值角校正值
（39）
20.12229°
20.093491°
20.08983°
（40）
0.93896
0.939133
0.939155
（41）
1.150152
1.150105
1.1501
（42）
48.994663°
48.993503°
48.99338°
（43）
0.656129
0.656145
0.656146
（44）
28.872373°
28.900012°
28.90355°
（45）
0.875697
0.875464
0.875435
（46）
0.551401
0.55203
0.552111
（47）
0.305854
0.339582
0.346564
大輪節(jié)錐角
（48）
72.993539°
71.243437°
70.885525°
（49）
0.956272
0.946893
0.944866
（50）
0.29248
0.321548
0.327457
（51）
29.265598
29.521257
29.578069
（52）
280.91943
255.524261
250.913296
（53）
310.185028
285.045518
280.491365
（54）
75.240275
75.965314
76.125759
（55）
66.520271
60.362561
59.245167
（56）
0.112903
0.096434
09308
極限壓力角
（57）
6.441587°
5.508229°
5.317769°
（58）
0.993687
0.995382
0.995696
（59）
0.004437
0.003757
0.003619
極限曲率半徑
（60）
0.000222
0.000208
0.00205
（61）
5005.003483
4585.4609
4510.083305
（62）
0.001742
0.003403
0.003743
（63）
0.006401
0.007368
0.007567
（64）
93.540228
81.171960
79.025902
（65）
rln=
94.134500
81.548551
79.3675
極限法
（66）
V=
0.843208
0.973347
1.000094
（67）
(50)(3); 1.0－(3)
0.083963
0.74359
（68）
;
77.632443
0.311303
（69）
1.0146143
（70）
(49)(51)
33.37188793
（71）
(12)(47)－（70）
0.527535
大輪節(jié)錐頂點到交叉點的距離
（72）
86.957637
大輪節(jié)點錐距
（73）
162.5366248
大輪外錐距
（74）
(73)－（72）
25.4917016
（75）
11.5724902
大輪平均工作
（76）
0.8108963
（77）
0.29682757
（78）
45°
兩側輪齒壓力角之和
（79）
sin
0.70710677
（80）
α
22.4999996°
平均壓力角α
（81）
cosα
0.9238795
（82）
tanα
0.41421355
（83）
10.71660516
雙重收縮齒的大輪齒頂角和齒根角之和
(84)
∑
216.210015
(85)
h
0.13
大輪齒頂高系數
( 86)
1.02
大輪齒根高系數
(87)
1.50442373
大輪中點齒頂高
(88)
11.85394
大輪中點齒根高
(89)
67.884705
大輪齒頂角
(90)
0.00817599
(91)
3.13504522°
大輪齒根角
(92)
sin
0.05468956
(93)
1.71284366
大輪齒頂高
(94)
13.24806999
大輪齒根高
(95)
C=0.15(75)+0.05
1.78587353
頂隙
(96)
14.9609137
大輪全齒高
(97)
13.1750401
大輪工作齒高
(98)
72.9521
大輪頂錐角
(99)
sin
0.95606013
(100)
cos
0.2931706
(101)
=（48）－（９１）
69.3486
大輪根錐角
(102)
sin
0.93574369
(103)
cos
0.35268079
(104)
csc
0.37689892
(105)
311.031055
大齒輪外圓直徑
(106)
(70)+(74)(50)
41.0443181
大輪輪冠到軸交叉點的距離
(107)
39.4108969
(108)
-0.4015914
(109)
-4.658341096
(110)
0.040833
大輪頂錐錐頂到軸交叉點的距離
(111)
3.21721797
大輪根錐錐頂到軸交叉點的距離
(112)
（12）+（70）（104）
143.268146
工藝節(jié)錐的大輪節(jié)錐角
(113)
sin
0.27919674
(114)
cos
0.960233918
(115)
tan
0.29075909
(116)
0.33865606
小齒輪面錐角
(117)
19.79501557°
(118)
cos
0.940910236
(119)
tan
0.35992388
(120)
13.59973388
小輪面錐頂點到軸交叉點的距離
(121)
-2.532574676
(122)
tanλ
0.017552392
嚙合線和小輪節(jié)錐母線的夾角
(123)
1.005574755
(124)
16.20300528
0.999846
齒輪偏置角和λ的差
(125)
2.9542316
0.998671
小輪齒頂角
(126)
-0.066355762
-0.51307
(127)
1.0412o03586
(128)
125.7660396
(129)
0.942162348
(130)
(74)(127)
26.54205113
(131)
(128)+(130)(129)+(75)(126)
150.0050595
小輪輪冠到軸交叉點的距離
(132)
(4)(127)－(130)
25.51812816
小輪前輪冠到軸交叉點的距離
(133)
95.78631614
(134)
(121)+(131)
147.4724848
小輪大端齒頂圓直徑
(135)
106.1577375
(136)
140.9236247
確定小輪根錐的大輪偏置角
(137)
0.28384169
(138)
16.48962363°
(139)
cos
0.958871156
(140)
3.30842399
小輪根錐頂點到軸交叉點的距離
(141)
-22.66266135
(142)
sin
0.281112854
小輪根錐角
(143)
16.3266348
(144)
cos
0.95967472
(145)
tan
0.292143
(146)
0.2
最小法向側隙
(147)
0.1524
最大法向側隙
(148)
(90)+(42)
0.062866
(149)
(96)－(4)(148)
11.817636
(150)
112.5366248
在節(jié)平面內大齒輪內錐距
雙曲面齒輪副的理論安裝距與另外幾個尺寸參數的關系。
圖3—2 雙曲面齒輪副的安裝尺寸
§ 3.4 主減速器齒輪強度計算
§3.4.1、單位齒上的圓周力
按發(fā)動機最大扭矩計算時：
p＝Temax·ig·103/·F （3-10）
式中：p：單位齒長上的圓周力 N/mm ;
Temax：發(fā)動機最大扭矩 N/m；
ig：變速器Ⅰ檔傳動比；
d1：主動齒輪節(jié)圓直徑 mm；
F：從動齒輪的齒面寬 mm 。
p＝Temax·ig·103/·F
=340×4.452×103 /×50
=976.568 N/mm<[p]=1429N/mm
§3.4.2、齒輪的彎曲強度計算
σ w=2·103TjK0KsKm/KvFzm2J （3-11）
式中： Tj：齒輪的計算轉矩 N·m；
K0： 超載系數，取 K0＝1；
Ks：尺寸系數，反映材料性質的不均勻性。Ks＝；
Km：載荷分配系數，取Km＝1.10
Kv：質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv＝1；
Z：計算齒輪的齒數；
m：端面模數 mm；
J：計算彎曲應力用的綜合系數。
σw=2·103TjK0KsKm/KvFzm2J
=2×103×6751.1×1×0.768×1.125/1×50×35×（310/35）2×0.302
=636.1125MPa 312.639MPa
汽車主減速器齒輪的彎曲應力應不大于700 MPa ，滿足要求。
圖3-3 彎曲計算用綜合系數J
§3.4.3、齒輪的接觸強度計算
σj＝ （3-12）
式中，T1j:主動齒輪計算轉矩 N·m；
Cp:材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6/mm;
d1:主動齒輪的節(jié)圓直徑 mm；
K0、 Kv 、Km :見上式說明；
Ks:尺寸系數，可取 Ks＝1；
Kf:表面質量系數，對于制造精密的齒輪可取 Kf＝1；
F:齒面寬 mm，取齒輪副中較小的；
J:計算彎曲應力用的綜合系數。
圖3—4 接觸強度計算用綜合系數J
σj=
=
=1825.22 Mpa
主從動齒輪的接觸應力是相同的，許用接觸應力為2800 Mpa。滿足條件要求。
§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當繁重，與傳動系其它齒輪相比較，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多等特點。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一下要求：
一、有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度及較好的齒面耐磨性；
二、輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免輪齒根部折斷；
三、鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能好，熱處理變形小，以提高產品質量，減少成本并降低廢品；
本次設計主減速器主、動齒輪材料選用20CrMnTi 。齒輪滲碳1.2—1.5，齒面淬火使其硬度達到58—64。
§3.6 主減速器錐齒輪軸承的載荷計算
§3.6.1 主減速器主動齒輪上的當量轉矩的計算
= （3-13）
=
=309.6
式中 為變速器1，2，3，4檔使用率；
為變速器1，2，3，4檔傳動比；
為變速器處于1，2，3，4檔時發(fā)動機轉矩利用率；
為發(fā)動機最大轉矩。
§3.6.2 主從動圓錐齒輪齒面寬中點處的圓周力p的計算
= （3-14）
= （3-15）
===5832.76N
==5832.76=8634.37N
§3.6.3 雙曲面齒輪的軸向力與徑向力的計算
(1)雙曲面錐齒輪的軸向力和徑向力的計算
=
= =5259.4N
=
=564.27N
(2)從動齒輪的軸向力和徑向力的計算
=
=
=1889.8N
=
=2662.78N
§3.6.4 懸臂式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷的確定
一、懸臂式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷的確定
圖4-1 主動錐齒輪支承軸承
軸承A、B的徑向載荷、為：
=
=
=3532N
=
=
=4943.22N
二、軸承壽命的計算
（1） 初選軸承型號
根據已知軸徑和工作條件，初選軸承A為30309，B為30307。
查表得 =108KN，=130KN，=0.35，=1.7
=75.2KN，=82.5KN，=0.31，=1.9
（2） 計算兩軸承的內部軸向力、及軸向載荷、
===1038.8N
===1300N
因為 +=5259.4+1038.8=6298.2N﹥
所以 ==1038.8N
=+=6298.2N
（3） 計算兩軸承的當量載荷、
軸承A：==0.29﹤ 故查表得 =1，=0
軸承A在工作中受沖擊比較嚴重，故取=1.8
==1.8×3532=6357.2N
軸承B：=﹥ 故查表得=0.4，=1.9
工作中B沒有A受沖擊大，故取=1.2
=
=1.2×（0.4×4943.22+1.9×6298.2）
=10723N
（4） 計算軸承使用壽命
===94210.18h
===49712h
式中 —主減速器主動齒輪支承軸承的計算轉速，；
§3.6.5 主減速器從動齒輪支承軸承計算
一、單級主減速器從動齒輪支承軸承徑向載荷的確定
圖4-2 從動齒輪支承軸承
= （3-27）
=
=3378.9N
= （3-28）
=
=3650N
二、軸承壽命計算
（1）初選軸承型號
選C為30214型軸承,查表得=125, =97.5,e=0.8,Y=1.4.
D為30214型軸承, 查表得=125, =97.5,e=0.8,Y=1.4.
（2）計算兩軸承的內部軸向力,及軸向載荷,
===1206.8N
==1303.5N
因為+=1303.5+1889.8=3193N﹥
所以==1303.5N
=+=3193N
（3）計算兩軸承當量載荷,
軸承C:
==1.0﹥e,故查表得=0.4,=1.9.軸承C在工作中受到的沖擊大故取=1.5
=1.5×(0.4×3178.9+1.9×3193.5)
=7386.61N
軸承D: ==0.36﹤e,故查表得=1, =0;取=1.5
==1.5×3650=5475N
（4）計算軸承壽命
==
=97951h
==
= 120108h
式中為主減速器從動齒輪支承軸承的計算轉速。 第四章 差速器設計
§ 4.1 差速器機構方案分析
根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、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。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因素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。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遞給左右車輪，則會由于左右驅動車輪的轉速雖相等而行程卻又不相等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。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的能力而使穩(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。差速器保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉的特性，從而滿足汽車行駛運動學的要求。
圖4—1 普通圓錐齒輪差速器的工作原理簡圖
差速器的結構型式有多種，其主要的結構型式有：對稱式圓錐行星齒輪差數器、防滑差速器，防滑差速器又可分為自鎖式和強制鎖止式。對于農用運輸車來說，由于路面狀況一般，各驅動車輪與路面的附著系數變化小，，因此采用結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、造價又低的對稱式圓錐行星齒輪差數器。
§ 4.2 差速器齒輪主要參數的計算
行星齒輪數目的選擇：轎車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，少數汽車采用3個。本次設計采用4個行星齒輪。
1．球面半徑/由經驗公式：
/= （4-1）
其中---行星齒輪的球面半徑系數，=2.5-3.0，取=2.76
---差速器計算轉矩取Tcs 和Tce兩者中較小值2621.48。
/===52.16㎜
2．錐齒輪的節(jié)錐距A0
A0=（0.980.99） （4-2）
=51.1251.64mm 取A=51
3.行星齒輪齒數Z1和半軸齒數齒數Z2
取Z1=11 Z2=18
查《機械設計實用手冊》 表8-3，
查《機械設計實用手冊》 圖8-3。
4.節(jié)錐角γ
（4-3）
（4-4）
5.錐齒輪大端端面模數me
me=
圓整后me=5
6.壓力角α
取壓力角α=22.5。
7.節(jié)圓直徑de
de1= × me=55
de2= × me=90
8.軸交角
∑＝90。
9.周節(jié)
t＝3.1416m＝15.7
10.齒面寬F
＝0.27×51.3
＝13.85
圓整后取b=14
11.齒工作高 hg
hg＝1.6m＝8 mm
12.齒全高h
h＝1.788m+0.051＝8.99 mm
13.齒頂高 h′
h2′＝[0.430+]·m =2.84 mm
h1′=hg- h2′=5.16 mm
14.齒根高h″
h1″=1.788m- h1′=3.78 mm
h2″=1.788m- h2′=6.1 mm
15.徑向間隙 c
c＝h－h(huán)g＝0.99mm
16.齒根角δ
δ1＝arctan=4.0402o
δ2=arctan＝6.4948o
17.面錐角γ0
γ01＝γ1＋δ2＝37.9248°
γ02＝γ2＋δ1＝62.2102°
18.根錐角γR
γR1=γ1-δ1=27.3898°
γR2=γ2-δ2=51.6752°
19.外圓直徑d0
d01=d1+2 h1′cosγ1=44.66 mm
d02=d2+2 h2′cosγ2=65.1mm
20.節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離χ0
χ01＝- h1′sinγ1=29.62mm
χ01＝- h2′sinγ2=17.56mm
21.理論弧齒厚s
s1=t-s2=6 mm
s2=-( h1′- h2′)tanα-τm=5 mm
22.齒測間隙 B
B=0.127 mm
23．弦齒厚 SX
SX1=S1－－＝5.9122mm
SX2=S2－－＝4.93125mm
24．弦齒高 hxX=3.8095 mm
Hx2=2.0423 mm
25.行星齒輪軸直徑d及支承長度L
行星齒輪軸直徑d（mm）為
d=
==15.89mm 取d=18mm
行星齒輪在軸上的支承長度L為
L=1.1d=19.8mm
§ 4.3 差速器齒輪強度計算
差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，而對疲勞壽命則不予考慮，這是由于行星齒輪在差速器的工在作中經常只起等臂推力桿的作用，僅在左右驅動輪有轉速差時行星齒輪和半軸齒輪之間才有相對滾動的緣故。
汽車差速器齒輪的彎曲應力為：
σw=2·103TK0KsKm/KvFz2m2J （4-5）
式中 T:差速器一個行星齒輪給予一個半軸的轉矩 N·m；
T＝＝＝1012.67N·m；
Tj: 計算轉矩；
n: 差速器行星齒輪數目；
Z2: 半軸齒輪齒數；
K0: 超載系數，取 K0＝1；
Ks: 尺寸系數，反映材料性質不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關。
Km: 載荷分配系數，取Km＝1
Kv:質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv＝1；
F:齒面寬 mm
m:端面模數
J:計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數。
圖4-2彎曲計算用綜合系數
σw＝2·103TK0KsKm/KvFz2m2J
＝
＝ 958.1 MPa
在T=min[]時，差速器齒輪彎曲應力應不大于980MPa，滿足要求。
當時，MPa
σw＝2·103TK0/KvFz2m2J
=
=202.86MPa
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