某載重汽車單級后驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

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某載重汽車單級后驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 摘 要 載重汽車驅(qū)動橋是汽車的各種總成中涵蓋機(jī)械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成，驅(qū)動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用。本次設(shè)計(jì)通過對給定的汽車相關(guān)參數(shù)，確定驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)方案，分別計(jì)算出主減速器,差速器,驅(qū)動半軸和驅(qū)動橋殼的主要參數(shù)并確定其結(jié)構(gòu)尺寸，并進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。在傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算得出來的數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上，用AUTOCAD軟件繪出驅(qū)動橋二維CAD圖；再用CATIA軟件繪制驅(qū)動橋各零件三維圖，利用各零件圖進(jìn)行分總成差速器裝配和驅(qū)動橋總裝配，使得設(shè)計(jì)結(jié)果更加直觀，明確。然后運(yùn)用CATIA有限元分析模塊對橋殼進(jìn)行受力分析，再對分析結(jié)果進(jìn)行評價，使得設(shè)計(jì)的橋殼更加安全可靠。 關(guān)鍵詞 驅(qū)動橋；差速器；CATIA Abstract Truck drive axle is large assembly of mechanical parts, components, sub-assembly and so on that assembly in the car. driving axle plays an important role in the drive system.By the use of given parameters to determine the structure of the program drive axle, and to calculate the parameters of the final drive， differential, drive axle and drive axle housing .And then to identify the main parameters of the structure size, and strength calculation. Drawing AUTOCAD by the data that have been calculated. Use CATIA software, the drive axle parts drawing three-dimensional maps. Moreover, assemble the differential and drive axle, thus making the design more intuitive and more clear. And then use finite element analysis module for stress analysis on the axle housing, and to evaluate the results of the analysis, making the design of the bridge safer and more secure shell. Key words：drive axle；differential； CATIA 目 錄 引言 1 1 總體結(jié)構(gòu)方案擬定 2 1.1 設(shè)計(jì)參數(shù) 2 1.2 驅(qū)動橋的設(shè)計(jì)要求 2 1.3 驅(qū)動橋的分類 3 1.3.1 非斷開式驅(qū)動橋 3 1.3.2 斷開式驅(qū)動橋 4 1.4 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案的確定 5 2 主減速器設(shè)計(jì) 6 2.1 主減速器結(jié)構(gòu)的選擇 6 2.1.1 按齒輪類型分 6 2.1.2 按減速器形式的不同 9 2.1.3 結(jié)構(gòu)方案的確定 12 2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 12 2.2.1 主動錐齒輪的支承 13 2.2.2 從動錐齒輪的支承 14 2.3 主減速器計(jì)算載荷的確定 14 2.3.1 主減速器齒輪的設(shè)計(jì)載荷的確定 14 2.3.2 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 16 2.3.3 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算 20 2.3.4 主減速器軸承的載荷計(jì)算 21 2.3.5 主減速器齒輪材料的選擇與熱處理 25 2.4 主動錐齒輪軸花鍵強(qiáng)度 26 2.4.1 主動錐齒輪軸材料屬性 26 2.4.2 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初選軸徑 26 2.4.3 主動錐齒輪花鍵強(qiáng)度計(jì)算 26 3 差速器設(shè)計(jì) 28 3.1 差速器概述 28 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的運(yùn)動學(xué)分析 29 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 30 3.3.1 行星齒輪數(shù)目的選擇 30 3.3.2 行星齒輪球面半徑的確定 30 3.3.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 30 3.3.4 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 31 3.3.5 壓力角 31 3.3.6 行星齒輪的軸孔長度和孔徑 31 3.4差速器殼體材料及形式的選擇 33 4 半軸及驅(qū)動橋殼設(shè)計(jì) 34 4.1 半軸設(shè)計(jì) 34 4.1.1 半軸的結(jié)構(gòu)型式 34 4.1.2 半軸的尺寸設(shè)計(jì)及校核 35 4.1.3 半軸花鍵的選擇和強(qiáng)度計(jì)算 35 4.1.4 半軸材料的選擇 36 4.2 驅(qū)動橋殼的設(shè)計(jì) 36 4.2.1 驅(qū)動橋殼結(jié)構(gòu)方案分析 36 4.2.3 橋殼的受力分析與強(qiáng)度計(jì)算 38 5 驅(qū)動橋三維實(shí)體建模 41 5.1 差速器建模 41 5.1.1行星齒輪建模 41 5.1.2 半軸齒輪建模 44 5.1.3 差速器裝配 45 5.2 主減速器建模 47 5.2.1 主減速器主動錐齒輪建模 47 5.2.2 主減速器從動齒輪建模 50 5.2.3 主減速器其它零件的建模 50 5.3 驅(qū)動橋總裝配 51 6 基于CATIA驅(qū)動橋殼的受力分析 52 6.1 橋殼受力分析模型的建立 52 6.2 橋殼結(jié)構(gòu)受力分析 53 6.3.1 受力分析方案 53 6.3.2 結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析 53 結(jié)論 56 致謝 57 參考文獻(xiàn) 58 59 引言 本次課題為載重汽車單級后驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 對于載重汽車而言，最為重要的是驅(qū)動橋，它的性能的好壞直接影響整車性能。當(dāng)采用大功率發(fā)動機(jī)輸出大的轉(zhuǎn)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，必須要搭配一個高效、可靠的驅(qū)動橋。所以采用傳動效率高的單級減速驅(qū)動橋已成為未來重載汽車的發(fā)展方向。 汽車的驅(qū)動橋位于傳動系的末端，其基本功用是增大由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動輪，并使左、右驅(qū)動車輪具有汽車行駛運(yùn)動學(xué)所要求的差速功能；同時，驅(qū)動橋還要求承受作用于路面和車架或承載車身之間的鉛垂力、縱向力和橫向力及其轉(zhuǎn)矩。驅(qū)動橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼等組成。 對于載重汽車，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運(yùn)輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動機(jī)，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅(qū)動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用。在發(fā)動機(jī)相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機(jī)匹配性比較高的驅(qū)動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設(shè)計(jì)新型的驅(qū)動橋成為新的課題。 計(jì)算機(jī)技術(shù)的飛速發(fā)展，應(yīng)用于工業(yè)的各大領(lǐng)域。在汽車設(shè)計(jì)中，三維軟件CATIA的應(yīng)用不僅縮短了產(chǎn)品的開發(fā)周期，減少了繁瑣的數(shù)據(jù)管理以及數(shù)據(jù)交換引發(fā)的錯誤，而且提高了企業(yè)生產(chǎn)率，加快了產(chǎn)品創(chuàng)新。在建造物理樣機(jī)之前建立電子樣機(jī)并進(jìn)行測試能節(jié)省大量的開發(fā)成本和開發(fā)時間。汽車工業(yè)正在向電子模型裝配的方向發(fā)展。CATIA給汽車設(shè)計(jì)帶來的技術(shù)創(chuàng)新和競爭優(yōu)勢。CATIA為汽車設(shè)計(jì)師和工程師提供了豐富的功能，包括3D實(shí)體造型、曲面造型和線架造型。系統(tǒng)提供的創(chuàng)新技術(shù)可以自動進(jìn)行3D設(shè)計(jì)的參數(shù)化。系統(tǒng)還具有靈活的混合建模、虛擬產(chǎn)品開發(fā)、以流程驅(qū)動設(shè)計(jì)和在設(shè)計(jì)階段進(jìn)行有限元分析等能力。 本次課題，在傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算得出來的數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上，繪出二維CAD圖，再繪出驅(qū)動橋CATIA三維圖，使得設(shè)計(jì)更為直觀。 1 總體結(jié)構(gòu)方案擬定 1.1 設(shè)計(jì)參數(shù) (1) 后輪距：1740mm； (2) 雙后胎規(guī)格：9.0－2.0； (3) 發(fā)動機(jī)最大扭矩：372N.m／1200～1400 r／min； (4) 后軸荷：7000kg； (5) 變速器一擋傳動比：ig1=7.64； (6) 主傳動比：i0＝6.143； (7) 后懸架板簧托板中心距：1160mm。 1.2 驅(qū)動橋的設(shè)計(jì)要求 驅(qū)動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大有傳動軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將動力合理的分配給左、右驅(qū)動輪，另外還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。驅(qū)動橋一般由轉(zhuǎn)減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅(qū)動橋殼等組成。 驅(qū)動橋設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)滿足如下的基本要求： (1) 選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 (2) 外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 (3) 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 (4) 在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率。 (5) 在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，尤其是彈簧下質(zhì)量應(yīng)盡力小，以改善汽車平順性。 (6) 與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動協(xié)調(diào)，對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，還應(yīng)與轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動相協(xié)調(diào)。 (7) 結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。 1.3 驅(qū)動橋的分類 驅(qū)動橋分為非斷開式與斷開式兩大類。 1.3.1 非斷開式驅(qū)動橋 非斷開式驅(qū)動橋也稱為整體式驅(qū)動橋，其半軸套管與主減速器殼均與軸殼剛性的相連一個整體梁，因而兩側(cè)的半軸和驅(qū)動輪相關(guān)的擺動，通過彈性元件與車架相連。它由驅(qū)動橋殼、主減速器、差速器和半軸組成。 普通非斷開式驅(qū)動橋，由于結(jié)構(gòu)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(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結(jié)構(gòu)。他們的具體結(jié)構(gòu)、特別是橋殼結(jié)構(gòu)雖然各不相同，但是有一個共同特點(diǎn)，即橋殼是一根支承在左右驅(qū)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(qū)動橋、驅(qū)動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質(zhì)量，汽車簧下質(zhì)量較大，這是它的一個缺點(diǎn)。 驅(qū)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(qū)動橋下的最小離地間隙已經(jīng)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，可該用雙級結(jié)構(gòu)。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(nèi)，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(gòu)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(zhì)心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)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(jìn)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一個驅(qū)動車輪的旁邊。 在少數(shù)具有高速發(fā)動機(jī)的大型公共汽車、多橋驅(qū)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(zhì)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(yōu)點(diǎn)，而且對汽車的總體布置很方便。 圖1.1 非斷開式驅(qū)動橋 1.3.2 斷開式驅(qū)動橋 驅(qū)動橋采用獨(dú)立懸架，即主減速器殼固定在車架上，兩側(cè)的半軸和驅(qū)動輪能在橫向平面相對與車體有相對運(yùn)動的則稱為斷開式驅(qū)動橋。 斷開式驅(qū)動橋區(qū)別于非斷開式驅(qū)動橋的明顯特點(diǎn)在于前者沒有一個連接左右驅(qū)動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅(qū)動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運(yùn)動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨(dú)立懸掛相匹配，故又稱為獨(dú)立懸掛驅(qū)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(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅(qū)動車輪傳動裝置的質(zhì)量均為簧上質(zhì)量。兩側(cè)的驅(qū)動車輪由于采用獨(dú)立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應(yīng)地就要求驅(qū)動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應(yīng)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(zhì)量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅(qū)動橋的簧下質(zhì)量較小，又與獨(dú)立懸掛相配合，致使驅(qū)動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應(yīng)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，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅(qū)動橋及與其相配的獨(dú)立懸掛的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，故這種結(jié)構(gòu)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(qū)動的重型越野汽車。 圖1.2 斷開式驅(qū)動橋 1.4 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案的確定 作為載重汽車，首先應(yīng)該考慮的是結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉、工作可靠。普通非斷開式驅(qū)動橋就符合這個要求，這種橋廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上。 根據(jù)本次設(shè)計(jì)的特點(diǎn)和前人的經(jīng)驗(yàn)，最后本課題選用非斷開式驅(qū)動橋。 其結(jié)構(gòu)如圖2.3所示： 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(diào)整螺母 圖1.3 非斷開式驅(qū)動橋 2 主減速器設(shè)計(jì) 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。 驅(qū)動橋中主減速器、差速器設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求： (1) 所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 (2) 外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。 (3) 在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與動協(xié)調(diào)。 (4) 在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。 (5) 結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。 2.1 主減速器結(jié)構(gòu)的選擇 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速器形式不同而不同。 主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。 2.1.1 按齒輪類型分 1、 螺旋錐齒輪傳動 螺旋錐齒輪傳動(圖3.1a)的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn)，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。另外，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，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負(fù)荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 a)螺線錐齒輪傳動 b) 雙曲面齒輪傳動 c)圓柱齒輪傳動 d)蝸桿傳動 圖2.1 主減速器齒輪傳動形式 2、 雙曲面齒輪傳動 雙曲面齒輪傳動(圖2.1b)的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。由于偏移距正的存在，使主動齒輪螺旋角大于從動齒輪螺旋角。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比 （2.1） 式中、——分別為主、從動齒輪的圓周力； 、——分別為主、從動齒輪的螺旋角。 螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點(diǎn)A的切線TT與該點(diǎn)和節(jié)錐頂點(diǎn)連線之間的夾角。在齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角稱為中點(diǎn)螺旋角。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點(diǎn)螺旋角。雙曲面齒輪傳動比為： （2.2） 式中 ——為雙曲面齒輪傳動比； 、——分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑。 螺旋錐齒輪傳動比為： （2.3） 令，則。由于，所以系數(shù)K>1，一般為1．25～1．50。這說明： (1) 當(dāng)雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。 (2) 當(dāng)傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應(yīng)的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強(qiáng)度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 (3) 當(dāng)傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪直徑比相應(yīng)的螺旋錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。 另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優(yōu)點(diǎn)： (1) 在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側(cè)向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動?？v向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性。 (2) 由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的大于從動齒輪的，這樣同時嚙合的齒數(shù)較多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強(qiáng)度提高約30％。 (3) 雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當(dāng)量曲率半徑較相應(yīng)的螺旋錐齒輪為大，其結(jié)果使齒面的接觸強(qiáng)度提高。 (4) 雙曲綿主動齒輪的變大，則不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可減少，故可選用較少的齒數(shù)，有利于增加傳動比。 由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點(diǎn)，因而它比螺旋錐齒輪應(yīng)用更廣泛。 一般情況下，當(dāng)要求傳動比大于4.5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。這是因?yàn)槿绻３种鲃育X輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當(dāng)傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據(jù)了過多空間，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因?yàn)楹笳呔哂休^大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。 3、 圓柱齒輪傳動 圓柱齒輪傳動(圖2.3c)一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動機(jī)橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋和雙級主減速器貫通式驅(qū)動橋。 4、 蝸桿傳動 蝸桿(圖2.3d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點(diǎn)： (1) 在輪廓尺寸和結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下，可得到較大的傳動比(可大于7)； (2) 在任何轉(zhuǎn)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲； (3) 便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動的布置； (4) 能傳遞大的載荷，使用壽命長； (5) 結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，調(diào)整容易； 但是由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。 蝸桿傳動主要用于生產(chǎn)批量不大的個別重型多橋驅(qū)動汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動機(jī)的大客車上。 2.1.2 按減速器形式的不同 主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等。 1、 單級主減速器 單級主減速器(圖2.2)可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點(diǎn)。但是其主傳動比扎不能太大，一般≤7，進(jìn)一步提高將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。 單級主減速器廣泛應(yīng)用于轎車和輕、中型貨車的驅(qū)動橋中。 圖2.2 單級主減速器 2、 雙級主減速器 雙級主減速器(圖2.3)與單級相比，在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比，一般為7～12。但是尺寸、質(zhì)量均較大，成本較高。它主要應(yīng)用于中、重型貨車、越野車和大客車上。 整體式雙級主減速器有多種結(jié)構(gòu)方案：第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪；第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪。 對于第一級為錐齒輪、第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器，可有縱向水平、斜向和垂向三種布置方案。 縱向水平布置可以使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車的質(zhì)心高度，但使縱向尺寸增加，用在長軸距汽車上可適當(dāng)減小傳動軸長度，但不利于短軸距汽車的總布置，會使傳動軸過短，導(dǎo)致萬向傳動軸夾角加大。垂向布置使驅(qū)動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角，但由于主減速器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度，不利于齒輪工作。這種布置可便于貫通式驅(qū)動橋的布置。斜向布置對傳動軸布置和提高橋殼剛度有利。 在具有錐齒輪和圓柱齒輪的雙級主減速器中分配傳動比時，圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動比的比值一般為1．4～2．0，而且錐齒輪副傳動比一般為1．7～3．3，這樣可減小錐齒輪嚙合時的軸向載荷和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時可使主動錐齒輪的齒數(shù)適當(dāng)增多，使其支承軸頸的尺寸適當(dāng)加大，以改善其支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。 圖2.3 雙級主減速器 3、 雙速主減速器 雙速主減速器內(nèi)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擋位。 雙速主減速器可以由圓柱齒輪組或行星齒輪組構(gòu)成。圓柱齒輪式雙速主減速器結(jié)構(gòu)尺寸和質(zhì)量較大，可獲得的主減速比較大。只要更換圓柱齒輪軸、去掉一對圓柱齒輪，即可變型為普通的雙級主減速器。行星齒輪式雙速主減速器結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量較小，具有較高的剛度和強(qiáng)度，橋殼與主減速器殼都可與非雙速通用，但需加強(qiáng)行星輪系和差速器的潤滑。 雙速主減速器主要在一些單橋驅(qū)動的重型汽車上采用。 4、 貫通式主減速器 貫通式主減速器根據(jù)其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單，體積小，質(zhì)量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點(diǎn)，主要用于輕型多橋驅(qū)動的汽車上。 根據(jù)減速齒輪形式不同，單級貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結(jié)構(gòu)。雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器是利用雙曲面齒輪副軸線偏移的特點(diǎn)，將一根貫通軸穿過中橋并通向后橋。但是這種結(jié)構(gòu)受主動齒輪最少齒數(shù)和偏移距大小的限制，而且主動齒輪工藝性差，主減速比最大值僅在5左右，故多用于輕型汽車的貫通式驅(qū)動橋上。當(dāng)用于大型汽車時，可通過增設(shè)輪邊減速器或加大分動器速比等方法來加大總減速比。蝸輪蝸桿式單級貫通式主減速器在結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下可得到較大的速比。它使用于各種噸位多橋驅(qū)動汽車的貫通式驅(qū)動橋的布置。另外，它還具有工作平滑無聲、便于汽車總布置的優(yōu)點(diǎn)。如蝸桿下置式布置方案被用于大客車的貫通式驅(qū)動橋中，可降低車廂地板高度。 5、 單雙級減速配輪邊減速器 在設(shè)計(jì)某些重型汽車、礦山自卸車、越野車和大型公共汽車的驅(qū)動橋時，由于傳動系總傳動出敷大，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成所受載荷盡量小，往往將驅(qū)動橋的速比分配得較大。當(dāng)主減速比大于12時，一般的整體式雙級主減速器難以達(dá)到要求，此時常采用輪邊減速器。這樣，不僅使驅(qū)動橋的中間尺寸減小，保證了足夠的離地間隙，而且可得到較大的驅(qū)動橋總傳動比。另外，半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。但是由于每個驅(qū)動輪旁均設(shè)一輪邊減速器，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。 2.1.3 結(jié)構(gòu)方案的確定 根據(jù)各種形式不同的特點(diǎn)，本次設(shè)計(jì)選用單級準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動 2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。 2.2.1 主動錐齒輪的支承 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。 a)主動錐齒輪懸臂式 b)主動錐齒輪跨置式 c)從動錐齒輪 圖2.4 主減速器錐齒輪的支撐形式 懸臂式支承結(jié)構(gòu)(3.4a)的特點(diǎn)是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩支承間的距離凸b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應(yīng)大于2．5倍的懸臂長度a，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a。為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。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(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)。 跨置式支承結(jié)構(gòu)(圖2.4b)的特點(diǎn)是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負(fù)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(cè)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?？缰檬街С兄械膶?dǎo)向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個軸承。 本次設(shè)計(jì)需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩，選用跨置式支承。 2.2.2 從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪的支承(圖2.4c)，其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(guān)。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d 在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設(shè)輔助支承(圖2.5)。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應(yīng)保證偏移量達(dá)到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖2.5所示。 圖2.5 從動齒輪輔助支撐 圖2.5 主、從動錐齒輪的許用偏移量 2.3 主減速器計(jì)算載荷的確定 2.3.1 主減速器齒輪的設(shè)計(jì)載荷的確定 1、 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 = (2.4)文獻(xiàn)[1] 式中 ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩：=372N·m; n——計(jì)算驅(qū)動橋數(shù)：n=1; ——變速器一檔傳動比： =7.64; ——分動器傳動比：=1； ——主減速器傳動比：=6.143; ——從發(fā)動機(jī)到主減速器從動齒輪之間的傳動效率：=0.9； K——液力變矩器變矩系數(shù)：K=1; ——動載系數(shù)：=1; 代入上式得：=15713.008 N·m 2、 按驅(qū)動輪打滑扭矩確定從動輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩 = （2.5）文獻(xiàn)[1] 式中：——后驅(qū)動橋在滿載狀態(tài)下的靜載荷：=70000N; ——汽車最大加速度時的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)：=1.1； ——輪胎與路面之間的附著系數(shù)：=0.85; ——車輪的滾動半徑：GB/T 2977-2008 標(biāo)準(zhǔn)中 9.00-20 公路型輪胎外直徑 1018mm，滾動半徑=0.509m; ——主減速器從動齒輪到車輪間的傳動比：=1； ——主減速器從動齒輪到車輪間的傳動效率：=0.95; 代入上式得：=34366.073N·m 3、 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩 == （2.6）文獻(xiàn)[1] 式中：G——汽車總質(zhì)量：G=9100； ——道路滾動阻力系數(shù)：=0.015； ——公路坡度系數(shù)：=0.05； ——汽車性能系數(shù)：=0 代入上式得：=3105.811N·m 在強(qiáng)度校核時取=min[,],即==15713.008N·m 2.3.2 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 1、 主動錐齒輪齒數(shù)，從動齒輪齒數(shù) 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素： (1) 為了磨合均勻,z1、z2之間應(yīng)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(qiáng)度，主、從動齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40。 (3) 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度，對于貨車，z1一般不少于6。 (4) 當(dāng)主傳動比io較大時，盡量使z1取得小些，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(yīng)有適宜的搭配。 本次設(shè)計(jì)選擇=7，=43。 2、 從動齒輪大端分度圓直徑,端面模數(shù)m 對于單級主減速器，D2對驅(qū)動橋殼尺寸有影響，D2大將影響橋殼的離地間隙；D2小則影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 = (2.7) 文獻(xiàn)[1] 式中 ——直徑系數(shù)=15.3； ——計(jì)算載荷=15713.008N·m； ——各參數(shù)代入上式得=383.217mm； m==8.912 取m=8.91mm 校核模數(shù)：m= 式中——為模數(shù)系數(shù)，為0.3～0.4，本次取0.3 計(jì)得=10.0＞9 所以合格. 3、 主、從動錐齒輪齒面寬度、 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會導(dǎo)致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半徑，加大了應(yīng)力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在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的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。 從動錐齒輪齒面寬b2推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2<=0.3A2，而且b2應(yīng)滿足b2<=10 m，一般也推薦b2=o.155D2。對于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大10%。 =0.155=59.398mm =1.1=65.34mm 4、 雙曲面齒輪副偏移距E 對于輕型載貨汽車E＜0.2 ∴ 取 E=0.1=38.3217mm(上偏移) 5、 中點(diǎn)螺旋角 選擇β時，應(yīng)考慮它對齒面重合度εF、輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響。β越大，則εF也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高。一般εF應(yīng)不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好。但是β過大，齒輪上所受的軸向力也會過大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°～40°。轎車選用較大的β值以保證較大的εf，使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；貨車選用較小聲值以防止軸向力過大，通常取35°。 近似的預(yù)選主動齒輪螺旋角名義值 =，螺旋方向：主動左旋，從動右旋。 6、 法向壓力角 法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于輕負(fù)荷工作的齒輪一般采川小壓力角， 町使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪小低。對于弧齒錐齒輪，轎車:α一般選用14°30′或16°；貨車:α為20°；重型貨車:α為22°30′。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側(cè)壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的，選取平均壓力角時，轎車為19°或20°，貨車為20°或22°30′。 本設(shè)計(jì)選取=。 2.3.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 表2.1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表 項(xiàng) 目 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 主動齒輪齒數(shù) 7 從動齒輪齒數(shù) 43 端面模數(shù) 8.91㎜ 齒面寬 =65.34㎜ =59.398㎜ 工作齒高 18㎜ 全齒高 =20.25㎜ 法向壓力角 = 軸交角 =90° 節(jié)圓直徑 = 62.37㎜ =383.13㎜ 節(jié)錐角 arctan =90°- =9.246° =80.754° 節(jié)錐距 A== 取A=190.0㎜ 續(xù)表2.1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表 項(xiàng) 目 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 周節(jié) t=3.1416 t=28.27㎜ 齒頂高 =9㎜ 齒根高 = =11.25 ㎜ 徑向間隙 c= c=2.25㎜ 齒根角 =3.388 ° 面錐角 =12.63° =84.14° 根錐角 = = =5.86° =77.36° 齒頂圓直徑 = =80.76㎜ =389.89㎜ 節(jié)錐頂點(diǎn)止齒輪外緣距離 =192.054㎜ =22.617㎜ 理論弧齒厚 =15.887mm =6.103mm 齒側(cè)間隙 查表取低精度 0.18mm 螺旋角 取=35° 2.3.3 主減速器錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算 1、 單位齒長上圓周力 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算：P=× （2.8）文獻(xiàn)[1] 式中 ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩：=372N·m; ——變速器傳動比：=7.64； ——主動錐齒輪分度圓直徑：=m=77.13mm; ——從動齒輪齒面寬：=50.469mm; 將上述各參數(shù)代入上式得：P=1402.578N·m＜[P]=1429MPa 故：齒輪表面耐磨性合格。 2、 齒輪的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 從動錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為： =× （2.9）文獻(xiàn)[1] 式中：——齒面載荷分布系數(shù)：=1; ——尺寸系數(shù)：=0.7696; ——質(zhì)量系數(shù)：=1; b——齒輪齒面寬度：b==50.469mm; ——綜合系數(shù)：=0.27 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算：=580.56MPa＜[]=700MPa 按計(jì)算：=152.94MPa＜[]=210MPa 所以，齒輪彎曲強(qiáng)度合格。 3、 齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為 = （2.10）文獻(xiàn)[1] 式中 ——材料彈性系數(shù)：=／mm; ——主動齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩：； 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算=3009.26N·m； 按計(jì)算：=594.81 N·m； ——過載系數(shù)：=1； ——尺寸系數(shù)：=1； ——齒面載荷系數(shù)：=1； ——質(zhì)量系數(shù)：=1； ——齒面接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)：=0.19； b——齒寬b=min[、]； 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算：=2383.18MPa＜[]=2800MPa; 按計(jì)算：=1059.54MPa＜[]=1750MPa; ∵主、從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的 ∴經(jīng)過上式校核，齒輪的接觸強(qiáng)度合格。 2.3.4 主減速器軸承的載荷計(jì)算 1、 錐齒輪齒面上的作用力 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。 對于圓錐齒輪的齒面中點(diǎn)的分度圓直徑為計(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動機(jī)也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。 （2.11）文獻(xiàn)[2] 式中： ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取372N·m； 　，…——變速器在各擋的使用率， 　，…——變速器各擋的傳動比； ，…——變速器在各擋時的發(fā)動機(jī)的利用率； 經(jīng)計(jì)算為463.7Ｎ·ｍ。 (2.12) 文獻(xiàn)[2] (2.13)文獻(xiàn)[2] 經(jīng)計(jì)算＝52.84mm； =324.59mm。 (1) 齒寬中點(diǎn)處的圓周力 齒寬中點(diǎn)處的圓周力為： ＝ (2.14) 文獻(xiàn)[2] 式中：——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩，=463.7 N·ｍ； ——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。 按上式主減速器從動錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力： ==17.55 KN (2) 錐齒輪的軸向力和徑向力 圖2.6 主動錐齒輪齒面的受力圖 如圖2.6，主動錐齒輪螺旋方向?yàn)樽笮?，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點(diǎn)A處的法向力，在A點(diǎn)處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)分解成兩個相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有： （2.15）文獻(xiàn)[2] （2.16） 文獻(xiàn)[2] （2.17）文獻(xiàn)[2] 于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為： （2.18）文獻(xiàn)[2] （2.19） 文獻(xiàn)[2] 有式（2.18）可計(jì)算13564.7N 有式（2.19）可計(jì)算=6784.6N 2、 主減速器錐齒輪軸承載荷的計(jì)算 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當(dāng)主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計(jì)算出軸承的徑向載荷。 對于采用騎馬式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖2.7所示 圖2.7 主減速器軸承的布置尺寸 軸承A，B的徑向載荷分別為 R= （2.20）文獻(xiàn)[2] （2.21）文獻(xiàn)[2] 根據(jù)上式已知=13564.7N，=6784.6N，a=146mm ，b=92mm，c=54mm 所以軸承A的徑向力= =3497.137N 其軸向力為0。 軸承B的徑向力R= =8171.64N (1) 對于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承NU207E(內(nèi)徑35，外徑72)，此軸承的額定動載荷Cr為46.5KN，所承受的當(dāng)量動載荷Q=XR=1×3497.13=3497.13N。 (2) 對于軸承B，在此并不是一個軸承，而是一對軸承，對于成對安裝的軸承組的計(jì)算當(dāng)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30212型軸承。 (3) 對于從動齒輪的軸承C，D的徑向力由計(jì)算公式較核，軸承C，D均采用30216(內(nèi)徑80，外徑140)，其額定動載荷Cr為150.8KN。 此節(jié)計(jì)算內(nèi)容參考了文獻(xiàn)[2]關(guān)于主減速器的有關(guān)計(jì)算和文獻(xiàn)[8]關(guān)于軸承的選擇。 2.3.5 主減速器齒輪材料的選擇與熱處理 大多數(shù)錐齒輪采用滲碳鋼制造。汽車驅(qū)動橋主減速器工作繁重，與傳動系其他齒輪相比，它具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點(diǎn)，是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié)。因此它要求具有較高的彎曲強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度，以及較好的齒面耐磨性，齒輪芯部應(yīng)該有適當(dāng)?shù)捻g性，以適應(yīng)沖擊載荷的需要，避免在沖擊下發(fā)生齒根折斷。材料鍛造性能、可加工性能和熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制，選擇材料適應(yīng)我國國情，為較少鎳、鉻的消耗，主減速器齒輪材料選用滲碳合金鋼20CrMnTi。 對齒輪材料的熱處理方法主要是滲碳。其優(yōu)點(diǎn)是表面可得到含碳量很高的硬化層，具有相當(dāng)高的耐磨性和抗壓性，而芯部軟，具有良好的韌性，故該材料的抗彎性能較好。其主要缺點(diǎn)是熱處理費(fèi)用高，表面硬化層以下基層較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差很多，便會引起表面硬化層的脫落。 熱處理程序如下：滲碳→淬火→回火→磷化處理→噴丸 經(jīng)過滲碳、淬火、回火之后，齒輪輪齒表面硬度可高達(dá)HRC58～64，而芯部硬度較低，為HRC32～45?？梢詽M足主減速器齒輪的要求。進(jìn)行磷化處理是由于新齒輪潤滑不良，為防止在運(yùn)行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷和早期磨損，因此在熱處理及精加工后予以厚度為0.005～0.01mm的磷化處理。這種情況在鍍層不應(yīng)該用于補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑油。對齒面進(jìn)行的噴丸處理有可能提高齒輪壽命系數(shù)達(dá)25，這樣齒輪的輪齒表面的硬度將進(jìn)一步得以提高。 [2] 2.4 主動錐齒輪軸花鍵強(qiáng)度 2.4.1 主動錐齒輪軸材料屬性 材料為20CrMnTi； 許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力[]=115Mpa； 許用彎曲應(yīng)力[]=110MPa [8] 2.4.2 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初選軸徑 轉(zhuǎn)矩： = (2.22) 文獻(xiàn)[4] 式中 ——計(jì)算載荷，=15713.008N·m=1603.368﹒m; ——主減速器傳動比=6.143； 計(jì)得 =261.007MPa. 扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力： =≤[] (2.23) 文獻(xiàn)[4] 將各參數(shù)代入上式得軸徑取d=60mm; 經(jīng)驗(yàn)算得軸的強(qiáng)度合格。 2.4.3 主動錐齒輪花鍵強(qiáng)度計(jì)算 按GB3478.2-83主動錐齒輪軸花鍵選取，平根齒漸開線花鍵。 1、 花鍵的剪切應(yīng)力 =≤[] （2.24）文獻(xiàn)[4] 式中：T——齒輪軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=261.007Mpa m——花鍵模數(shù)m=1.5mm; Z——花鍵齒數(shù)Z=33; ——花鍵外徑=m×(Z﹢1)=1.5×(33+1)=51mm; ——相配合花鍵孔內(nèi)徑= m×(Z﹢1.5)=1.5×(33+1.5)=51.75mm; ——花鍵工作長度; b——花鍵齒寬b=0.5·m=2.356mm; ——載荷分布不均勻系數(shù)=0.75； []——許用剪應(yīng)力[]=73MPa 各參數(shù)代入上式得：≥53mm,取=66mm。 2、 花鍵的擠壓應(yīng)力 = （2.25）文獻(xiàn)[4] 代入各參數(shù)計(jì)算得： =190MPa≤[]=200MPa 所以花鍵強(qiáng)度合格。 3 差速器設(shè)計(jì) 3.1 差速器概述 汽車行駛時，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往不等。如果驅(qū)動橋的左右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產(chǎn)生驅(qū)動輪在里面上滑移或滑轉(zhuǎn)。這不僅會加劇輪胎磨損與功率和燃油的消耗，而且可能導(dǎo)致轉(zhuǎn)向和操縱性能惡化。為了防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左右驅(qū)動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有不同的旋轉(zhuǎn)角速度，滿足了汽車行駛運(yùn)動學(xué)的要求；在多橋驅(qū)動汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過性，同時避免在驅(qū)動橋間產(chǎn)生功率循環(huán)及由此引起的載荷，使傳動系零件損壞，輪胎磨損及增加燃料消耗等。 差速器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。差速器按其結(jié)構(gòu)特征不同，分為齒輪式，凸輪式，蝸輪式和牙嵌自由輪等有種形式。 圖3.1 差速器動力流向示意圖 3.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的運(yùn)動學(xué)分析 齒輪式差速器有錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。錐齒輪式差速器因其結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量較小、制造容易、工作平穩(wěn)可靠而被廣泛采用。錐齒輪式又可分為普通錐齒輪差速器、摩擦片式差速器和強(qiáng)制鎖止式差速器等多種形式。 設(shè)差速器殼體的角度為，兩個半軸的角速度分別為和，則有： +=2 (3.1) 當(dāng)某一側(cè)的半軸不轉(zhuǎn)，例如=0時，另一側(cè)的半軸角速度叫=2；當(dāng)差速器殼不轉(zhuǎn)時，左右半軸反方向等速運(yùn)動。設(shè)差速器殼體收到的轉(zhuǎn)矩為，，是轉(zhuǎn)速快和轉(zhuǎn)速慢時半軸對差速器殼體的反轉(zhuǎn)矩，為差速器內(nèi)摩擦力矩，則根據(jù)力矩平衡有： -= （3.2） += （3.3） 常以差速器鎖緊系數(shù)久來表征差速器的性能，K定義為K=，由以上幾個方程可以得出： =0.5（1-K） (3.4) =0.5（1+K） (3.5) 由上式可知，若不計(jì)差速器的內(nèi)摩擦力矩，即k=0, 差速器把從差速器殼體傳入的轉(zhuǎn)矩平均分配給左右半軸：當(dāng)計(jì)內(nèi)摩擦力矩時，轉(zhuǎn)速慢的半軸轉(zhuǎn)矩比大。慢，快轉(zhuǎn)半軸的轉(zhuǎn)矩比為： == （3.6） 式中 ——一般取0.33-0.67。 本次設(shè)計(jì)為輕型載貨車，根據(jù)實(shí)際情況考慮，所以選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。 [2] 3.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.3.1 行星齒輪數(shù)目的選擇 本次設(shè)計(jì)的是輕型載貨車，應(yīng)選擇四個行星齒輪，n=4。 3.3.2 行星齒輪球面半徑的確定 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，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實(shí)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(qiáng)度。 1、 球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來確定 ==2.5×=62.62 N·m （3.7）文獻(xiàn)[1] 式中：——行星齒輪的球面半徑系數(shù)（一般 =2.52-2.99）對于四個行星齒輪的轎車和公路災(zāi)禍汽車取小值，對于兩個行星齒輪的轎車以及越野車、礦用汽車取較大值。因本車為輕型載貨車，所以本次設(shè)計(jì)取=2.5； ——計(jì)算轉(zhuǎn)矩=15713.008N·m。 計(jì)得=62.62 N·m。 2、 確定后，即可根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距： =（0.98～0.99） （3.8）文獻(xiàn)[1] 初定為=61.99mm。 3.3.3 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 為使齒輪油較強(qiáng)的強(qiáng)度應(yīng)取較大的模數(shù)，使齒數(shù)盡量少，但一般不少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25。 本次設(shè)計(jì)齒數(shù)分別定位10和18。 在任何圓錐行星齒輪差速器中，左、右半軸齒輪