东风EQ1090E型载货汽车驱动桥部分毕业设计.doc 49页

'安徽工业大学毕业设计（论文）说明东风EQ1090E型载货汽车驱动桥部分毕业设计摘要本次设计为EQ1090载货汽车驱动桥设计。汽车驱动桥作为汽车传动系中一重要组成部分，它设置在传动系的末端，由主减速器、差速器、半轴和桥壳等组成。它将经万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮。它通过主减速器的主、从动齿轮之间的配合，改变由传动轴传到主动齿轮上的转速，使之在工作中实现增大转矩、降低转速，改变转矩的传递方向[1]。本说明书中，根据给定的参数，首先对主减速器进行设计。主要是对主减速器的结构，以及几何尺寸进行了设计。主减速器的形式主要有单级主减速器和双级主减速器。本次设计采用的是双级主减速器，第一级采用一对螺旋锥齿轮，第二级采用一对斜齿圆柱齿轮。其次,对差速器的形式进行选择，并对差速器齿轮的几何尺寸进行了设计和计算。之后，对半轴的尺寸、支承形式，以及桥壳的形式和特点进行了分析设计。接着，对齿轮的强度进行了校核。最后对二级主减速器、差速器总成、半轴、轮胎做了三维模型，将它们装配起来，以分析设计与布置的合理性，并通过PRO/E对装配体进行运动仿真来了解运动速度情况。采用非断开式驱动桥具有结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便，工作可靠等优点。采用双级主减速器，保证要求的离地间隙和预定的传动比。采用普通锥齿轮差速器，结构简单、工作平稳、制造方便。关键词:驱动桥；主减速器；差速器；半轴；齿轮II 安徽工业大学毕业设计（论文）说明AbstractThisdesignofEQ1090’smediumtruckdriveaxleisintroducedinthegraduation.Asoneofthemajorpartsintheautomobiletransmission,thedriveaxlelocatesattheendofthetransmission,whichconsistsofmainreducer,differential,halfaxleanddriveaxlecase.Driveaxlecanpasstheenginetorquewhichisbroughtfromuniversaljointtothedrivewheelthroughmainreducer,differential,halfaxle.Thespeedofthemaindrivegearischangedwiththehelpofthecooperationofthemaindrivegearanddrivengear.Itcandecelerate,increasethetorqueandchangeitstransmittingdirectionintheprocess[1].Themainreducerisdesignedinthispaperfirstlyaccountingtothegivenparameters.Singleanddoublereducersarethetwomajortypesofmainreducer.Thedouble-levelmainreducerisusedinmyarticle.Thefirstlevelreductionusesonepairofspiralbevelgears.Thesecondlevelreductionusesapairofhelical-spurgears.Secondly,themainformofdifferentialareGeneralsymmetricconeplanetarygeardifferentialandNon-slipdifferential.Theformofdifferentialischosenandthegeometrysizeofthedifferentialgeariscalculated.Thirdly,thesizeofhalfaxleanditssupportingformisanalysis.Then,theintensityischeckedup.Finallymadeathree-dimensionalmodelofthetire,thetwomaingear,differentialassembly,axle.TheyareassembledtoanalyzetherationalityofdesignandlayoutandbyPRO/Eforassemblymotionsimulationtounderstandthesituationvelocity.Non-breakawaydriveaxlehasasimplestructure,goodprocessing,easytomanufacture,easyadjustmentreliableworkandsoonusingordinarybevelgeardifferential,simplestructure,smooth,easytomanufacture.keywords：Driveaxle；themainreducer；differential；Axle；gearII 安徽工业大学毕业设计（论文）说明总论驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。其功用是：将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降速、增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外车轮以不同转速转向。汽车传动系的首要任务是与发动机协同工作，以保证汽车在各种行驶条件下正常行驶所必需的驱动力与车速，并使汽车具有良好的动力性与燃油经济型。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先，是因为绝大多数的发动机在汽车上是纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须经由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。其次，是因为变速器的主要任务仅在于通过选择适当的档位数及各档传动比,以使发动机的转矩——转速特性能适应汽车在各种行驶阻力下对动力性与经济性的要求。而驱动桥主减速器的功用则在于当变速器处于最高档位（通常为直接档，有时还有超速档）时，使汽车有足够的牵引力，适当的最高车速和良好的燃料经济性。为此，则需将通过变速器或分动器经万向传动装置传来的动力，通过驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩，降低转速的变化。因此，要想使汽车传动系设计得合理，首先必须选择好传动系的总传动比，并适当地将它分配给变速器和驱动桥。后者的减速比称为主减速比。当变速器处于最高档位时，汽车的动力性及燃油经济性主要取决于主减速比。在汽车的总布置设计时，应根据该车的工作条件及发动机、传动系、轮胎等有关参数，选择合适的主减速比来保证汽车具有良好的动力性和燃料经济性。差速器的功用是当汽车转弯行驶或在不平路面行驶时，使左右驱动车轮以不同的角速度滚动，以保证两侧驱动车轮与地面间作纯滚动运动。汽车行驶过程中，车轮对路面的相对运动有两种状态——滚动和滑动，其中滑动又有滑转和滑移两种。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明汽车行驶时，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的。左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行驶阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，则不可避免地产生驱动轮在路面上的滑移或滑转，这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。驱动桥的传动效率主要决定于其齿轮啮合及轴承运转是的摩擦损失和润滑油的扰动、飞溅引起的功率损失。除齿轮精度及支承刚度外，正确选择润滑油可减小齿面间的摩擦损失，改善啮合；除转速影响外，正确选择轴承的尺寸及型号、间隙或预紧度，改善润滑等是减小轴承摩擦损失的有效措施；除主减速器从动齿轮轮缘的宽度、切线速度及润滑油黏度的影响外，选择合理的油面高度，可控制润滑油的扰动、飞溅引起的功率损失，这些都是减小驱动桥的功率损失提高其传动效率的主要方法。随着高速公路网状况的改善和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为货车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为货车主减速器技术的发展趋势[3]。货车发动机向低速大扭矩方向发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展。为顺应节能、环保的大趋势，货车的技术性能在向节能、环保、安全、舒适的方面发展。因此，要求货车车桥也要轻量化、低噪声、高效率、大扭矩、宽速比、长寿命和低生产成本。对不同用途的汽车来说，驱动桥的结构形式虽然可以不同，但在使用中对他们的基本要求却是一致的。综上所述，对驱动桥的基本要求可以归纳为以下几点：所选择的主减速器比应满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和经济性；当两驱动车轮以不同角速度转动时，应能将转矩平稳且连续不断地传递到两个驱动车轮上；当左右两驱动车轮的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力；能承受和传递路面与车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩；驱动桥各零部件在强度高、刚性好、工作可靠及使用寿命长的条件下，应力求做到质量小，特别是非悬挂质量应尽量小，以减小不平路面给驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；轮廓尺寸不大，以便于汽车的总布置及与所要求的驱动桥离地间隙相适应；齿轮及其他传动机件工作平稳，无噪音或低噪音；驱动桥总成及零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化汽车变型的要求；在各种载荷及转速工况下有高的传动效率；结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易[19]。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明第一章EQ1090载货汽车驱动桥设计方案确定1.1驱动桥结构方案的确定驱动桥的结构形式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，对汽车平顺性和降低动载荷不利。这是它的一个缺点。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。本次设计为EQ1090型货车驱动桥。由于非断开式驱动桥与断开式驱动桥相比，其形式结构简单、成本低、维修和调整方面也很简单，经济性好。所以，本次EQ1090中型货车驱动桥的设计采用非断开式驱动桥。1.2主减速器形式及选择主减速器的形式主要分为两种：即单级式主减速器和双级式主减速器。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。本次设计任务的总质量为9290kg，最小离地间隙为265mm。此时为满足较大的主传动比，由一对锥齿轮构成的单级主减速器，已满足不了最小离地间隙的要求。所以，在本次设计中，主减速器的形式采用双级主减速器[2]，纵向布置。如图1.1所示。图1.1双级主减速器布置形式1.3主减速器齿轮的齿型第一级传动齿轮采用弧齿圆锥齿轮。因为采用了双级主减速器，动力的传递由两组齿轮共同完成，考虑其成本，则不需采用双曲面齿轮。第二级传动齿轮采用斜齿圆柱齿轮。因为此时动力传递为直线传递，所以只能选取圆柱齿轮，而又为保证自身的轴向位置，所以采用斜齿圆柱齿轮。1.4双级主减速器传动比分配一般情况下第二级减速比i02与第一级减速比i01之比值（i02/i01）约在1.4～2.0范围内，而且趋于采用较大的值，以减小从动锥齿轮的半径及负荷并适应当增多主动锥齿轮的齿数，使后者的轴径适当增大以提高其支承刚度；这样也可降低从动圆柱齿轮以前各零件的负荷从而可适当减小其尺寸及质量。在这里取i0/i01=1.5。则可算得：=2.054，其===3.081，修定总传动比得=6.328。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明第二章EQ1090载货汽车主减速器设计2.1汽车弧齿圆锥齿轮设计[1]2.1.1主动锥齿轮计算载荷的确定1)按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩(2.1)式中:——按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩，单位N·m；_____发动机的输出的最大转矩，单位N·m=353N·m；_____发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比=；_____由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，=1；______传动系上述传动部分的传动效率，=0.9；______驱动桥数目，=1；2）按驱动桥打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩(2.2)____按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩，单位N·m；_____汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，=67914N；_____轮胎附着系数，=0.85；______车轮的滚动半径，=0.496m；______汽车最大加速度时的后桥负荷转移系数，m=1.15；_____主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率，=1；_____主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动比，=1；47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动链齿轮的计算转矩(2.3)______满载质量，=9290kg；_____重力加速度，=9.8m/s2；_____满载时总重力，=91042N；_____挂车满载总重力，0N；_____滚动阻力系数，0.1-0.2，取0.018；_____平均爬坡能力系数，0.05-0.09之间，取0.08；______性能系数。取0。取，即14696.8()为强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。Tcf=4425.37为强度计算中用以验算锥齿轮疲劳寿命的计算载荷。主动锥齿轮的计算转矩：_____主减速比_____主从动锥齿轮间的传动效率，取当时，当时，2.1.2主减速器齿轮基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。1)主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，,之间应避免有公约数；47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6；主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。又由i01=2.054，估取Z1=17，Z2=352)节圆直径的选择节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.4，式2.5中取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：（2.4）式中：——直径系数，取=12～16；——计算转矩，，取，中较小的，第一级所承受的转矩：==（）（2.5）把式（2.5）代进式（2.4）中得到～269.3；初取=210mm。3)主、从动锥齿轮齿面宽和锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适。4)中点螺旋角β螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选β时应考虑它对齿面重合度∑F，轮齿强度和轴向力大小的影响，β越大，则∑F也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，∑F应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但β过大，会导致轴向力增大。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的β值以防止轴向力过大，通常取35°。5)螺旋方向主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。6）法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重型载货汽车可选用22.5°的压力角。载货汽车20°查表得：主动齿轮齿数：17从动齿轮齿数：35端面模数：齿面宽：取40mm齿工作高：齿全高：法向压力角：（载重汽车）轴交角：节圆直径：节锥角：节锥距：周节：47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明齿顶高：齿根高：径向间隙：齿根角：面锥角：根锥角：外圆直径：节锥顶点至齿轮外圆距离：理论弧齿厚：齿侧间隙：由表查得螺旋角：47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明2.2主减速器第二级圆柱齿轮设计1)齿轮计算转矩(2.6)2)按驱动轮打滑扭矩确定齿轮计算转矩=(2.7)式中：_____由于猛接触离合器而产生的动载系数，取1；_____液力变矩器变矩系数，取1；_____变速器一档传动比，=7.31；_____分动器传动比，取1；_____主减速器传动比，=6.33；_____发动机到主减速器从动齿轮的传动效率，=0.9；_____驱动桥数目，=1；_____满载时驱动桥静载荷,；_____最大加速时，后轴负荷转移系数，=1.1；_____轮胎附着系数，=0.85；_____主减速器从动齿轮到驱动轮间的传动比，=3.081；_____主减速器从动齿轮到驱动轮间的传动效率，=1；_____车轮滚动半径。3)初选从动圆柱齿轮的分度圆直径初选：=为与的较小者，取10222.59N·m47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明所以：==mm,取301mm从动齿的齿数初取43，则主动齿轮的齿数为14齿轮模数：m=D2/z2=301/43=7mm所以，m=7mm4）斜齿圆柱齿轮设计几何参数螺旋角一般取7°～12°：β=12°基圆柱螺旋角：法面模数：=7mm端面模数：法面压力角：=20°端面压力角法面齿距:端面齿距:法面基圆齿距:法面齿顶高系数:=法面顶隙系数:=分度圆直径:基圆直径:端面顶高系数:最少齿数:齿顶高:齿根高:齿顶圆直径:47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明齿根圆直径:法面齿厚:端面齿厚:齿宽：2.3强度计算2.3.1螺旋锥齿轮强度校核[10]完成螺旋锥齿轮的几何参数计算后，还应对其进行强度计算，以保证主减速器锥齿轮有足够的强度和寿命，能安全可靠地工作。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9MPa。表2.1给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。表2.1汽车驱动桥齿轮的许用应力MPa计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力按式（2.1）、式（2.2）计算出的最大计算转矩，中的较小者7002800980按式（2.3）计算出的平均计算转矩210.91750210.9实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩和最大附着转矩并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算1）单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明N／mm(2.8)式中：P——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算，N；——从动齿轮的齿面宽；按发动机最大转矩计算时：N／mm（2.9）式中：_____发动机输出的最大转矩，在此取353N·m；_____变速器的传动比；_____主动齿轮节圆直径，在此取102mm.按上式按最大附着力矩计算时：N／mm（2.10）式中：——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取67914N；——轮胎与地面的附着系数，在此取0.85；——轮胎的滚动半径，在此取0.496m；按上式由于载货汽车一档的单位齿长上的圆周力=1427(查《汽车设计课程设计指导书》表2.1可知。式（2.10）所算出来的值小于，所以符合要求，虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1427。可知，校核成功。2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明（2.11）式中：_____该齿轮的计算转矩，N·m;　_____超载系数；在此取1.0;　_____尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，　　　　　　当ｍ时，，在此＝0.697_____载荷分配系数，取=1.15；_____质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0；_____计算齿轮的齿面宽，mm；_____所讨论的齿轮大端分度圆直径，mm；_____端面模数，mm;_____计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数。由《汽车设计课程设计指导书》选取，小齿为0.26，大齿为0.24。①按=min[，]计算时：(2.12)②按T=计算时：(2.13)所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。3)轮齿的表面接触强度计算　　锥齿轮的齿面接触应力为N/　　(2.14)式中：——主动齿轮的计算转矩；　　　——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6;　，，——见式(2-10)下的说明；——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0；47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0；——计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2.1选取J=0.115图2.1接触计算用综合系数当按计算时，代入数据，得(2.15)当按Tcf计算时，代入数据，得(2.16)主、从动齿轮的齿面接触应力相等，所以均满足要求。经过校合可知主减速器的主、从齿轮符合强度要求。2.3.2斜齿圆柱齿轮弯曲强度校核1）主、从动齿轮的弯曲强度计算得：(2.17)47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明(2.18)齿轮的弯曲强度满足要求。2）齿面接触强度计算：=2200（2.19）式中：——材料弹性系数，=2.5；——区域系数，=189.8；——螺旋角系数，==0.98；——齿数比，=3.081；主动齿轮的齿面接触强度为：(2.20)=2.5=2181.04主动齿轮的齿面接触强度符合要求。从动齿轮的齿面接触强度为：(2.21)=2.5=1245.23从动齿轮的齿面接触强度也符合要求。根据上面的校核，一级和二级减速齿轮都满足要求，校核成功。2.4主减速器齿轮的材料及热处理驱动桥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明1、具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；2、轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；3、钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；4、选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造，齿轮所采用的钢为20CrMnTi。用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到58～64HRC，而心部硬度较低，当端面模数＞8时为29～45HRC。由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25％。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。2.5主减速器齿轮的支承1）主动锥齿轮的支承形式有两种：悬臂式和跨置式。(1)悬臂式：齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式的支承于一对轴承的外侧（如图2.2所示）。(2)跨置式：齿轮前后两端的轴颈均以轴承支承，故又称为“两端支承式”（如图2.3所示）。图2.2悬臂式图2.3跨置式装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增强支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，后部紧靠齿轮背面的称为主动锥齿轮后轴承；当采用跨置式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。本次设计主动锥齿轮采用悬臂式。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明为了减小悬臂长度和增加两支承间的距离，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些。2）从动齿轮的支承形式从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2.4所示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是等于或大于。图2.4从动锥齿轮的支承型式2.6轴承的选择和校核2.6.1主减速器锥齿轮上作用力的计算[1]1)锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：　（2.22）式中：——发动机最大转矩，在此取353；，…——变速器在各挡的使用率，可参考表2.2选取；，…——变速器各挡的传动比,分别为7.31；4.31；2.45；1.51；1；，…——变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2.2选取；47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明表2.2　及的参考值车型变速器挡位轿车公共汽车载货汽车Ⅲ挡Ⅳ挡Ⅳ挡Ⅳ挡带超速挡Ⅳ挡Ⅳ挡带超速挡Ⅴ挡＜80＞80Ⅰ挡Ⅱ挡Ⅲ挡Ⅳ挡Ⅴ挡超速挡19901420750.82.51680.7262765141550─301311850.53.5759─300.5251577.5Ⅰ挡Ⅱ挡Ⅲ挡Ⅳ挡Ⅴ挡超速挡60605070656060656050507070606070706060─755060706050607070─705060707060注：表中，其中——发动机最大转矩，；——汽车总重力，kN。经计算为371.27。2）齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为＝N　（2.23）式中：——作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩；——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径；对于螺旋锥齿轮（2.24）式中：——主、从动齿面宽中点分度圆的直径；——从动齿轮齿宽；47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明——从动齿轮节圆直径；——主、从动齿轮齿数；——从动齿轮的节锥角。由式（2.24）可以算出：84.52，174.02。按式（2.23）主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力==8785.38N主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力==8785.38N。3）锥齿轮的轴向力和径向力一级减速机构作用在主、从动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为：（2.25）（2.26）=（2.27）=（2.28）由上面已知可得：由式（2.27）、（2.28）可算得：=824.46N;=7238.80N二级减速齿轮齿宽中点处的圆周力为＝N　（2.29）式中：——作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩=762.59；47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。可算出。二级减速机构作用在二级主、从动齿轮面上的轴向力A和径向力R分别为：==（2.30）==(2.31）式中：——齿轮的螺旋角，；把已知条件代入式（2.30）和式（2.31）可算出==4362.91,==5761.08。对上面轴向力，径向力，圆周力求和的，一级减速机构受力F1=11.4KN，二级减速机构受力F2=16.84KN。2.6.2轴和轴承的设计计算一级主动锥齿轮轴的设计计算：对于轴是用悬臂式支撑的，如图2.5所示，齿轮以其齿轮大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增加支承刚度，应使两轴承的支承中心距比齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时尺寸应比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于悬臂长。为了减小悬臂长度和增大支承间距，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使拉长、缩短，从而增强支承刚度。由于圆锥滚子轴承在润滑时，润滑油只能从圆锥滚子轴承的小端通过离心力流向大端，所以在壳体上应该有通入两轴承间的右路管道和返回壳体的回油道。图2.5一级主动齿轮的支持型式47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明另外，为了拆装方便，应使主动锥齿轮后轴承（紧靠齿轮大端的轴承）的支承轴径大于其前轴承的支持轴径。根据上面可算出轴承支承中心距﹥70%=71.4，在这里取。轴承的的选择，在这里选择主动锥齿轮后轴承为圆锥滚子轴承30216型，此轴承的额定动载荷为160，前轴承圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷为132。由此可得到：式中：——轴承的最小安装尺寸[由吴宗泽。罗圣国主编的《机械设计课程设计》书表6-7可查的]。及=27.99取=29。2.6.3主减速器齿轮轴承的校核1）齿轮轴承径向载荷的计算前后轴承的径向载荷分别为：=(2.32)=(2.33)根据上式已知==824.46N，==7238.80N，=8785.38N，=29mm，=75mm，=104mm。前轴承径向力==5723.55N后轴承径向力==12768.34N2）轴承的校核对于前轴承，采用圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷为132KN。当量动载荷Q=(2.34)式中、，、。由式（2.34）可得当量动载荷Q=X·R=1×5723.55=5723.55N再由公式：47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明s(2.35)式中：——为温度系数，在此取1.0；——为载荷系数，在此取1.2。所以==7.8×s此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为r/min(2.36)式中：——轮胎的滚动半径，m；——汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35km/h，在此取35km/h。所以由式（2.36）可得==187.70r/min；而主动锥齿轮的计算转速=187.70×2.054=385.53r/min。所以轴承能工作的额定轴承寿命：h(2.37)式中：——轴承的计算转速，r/min。由上式可得轴承A的使用寿命=337198.14h。若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即=h(2.38)所以==2857.14h和比较，＞，故轴承符合使用要求。对于后轴承，在此选用30216型轴承，此轴承的额定动载荷为160KN，在此径向力=12768.34N，轴向力=7238.80N，所以=0.567＞=0.42查得=0.4，=1.4。由式（2.34）可得当量动载荷Q=0.4×12768.34+1.4×7238.80=15241.66N。所以轴承的使用寿命：==7.26×s=31385.36h＞所以轴承符合使用要求。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明对于从动圆锥齿轮的圆周力、径向力、轴向力、由计算公式可知=15215.28N，==5761.08N，==4362.91N，在这里我们把二级主动齿轮与轴做成一体的，选择轴承时应与齿轮的外尺寸100.24相当，选择轴承为30310型，它的外直径为110，刚好满足要求，它的额定动载荷为130,d=50mm。2.7轴的设计2.7.1一级主动齿轮轴的机构设计[13]由上面所设计出来的齿轮的大小和轴承的大小，装配时所要求的间隙等，参照现有车型对轴进行结构设计，如图2.6可得到主动一级主动齿轮的基本尺寸大小，并满足其所要的要求。132546图2.6一级主动齿轮轴其轴的各段的尺寸初定为：第1段：主动锥齿轮，其齿宽为40，大端分度圆直径为110，齿顶圆直径为113.35；第2段：这段与轴承配合，其选用的轴承代号为30216，其小径为80，大径为140，小径宽度为26，其轴的直径为80，宽度为25；第3段：大端直径为80，小端直径为75，倒角长度为2mm；第4段：轴直径为75，长设计为34mm；第5段：大端直径为75，小端直径为70，长为2mm，故3，4，5段的总长为38mm；第6段：这段与轴承配合，其选用的轴承代号为30214，其小径为70，大径为125，小径宽度为24。其轴的直径为70，宽度为22；第7段：花键轴，花键分度圆直径为60，齿顶圆68mm，齿根圆50mm，花键轴宽为38；47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明第8段：螺栓轴，螺栓直径为M36，da=38.9mm。螺栓长度为65。2.7.2中间轴的结构设计对于中间轴的结构，二级主动齿轮和中间轴加工成一体，其上面还要有一个与一级从动锥齿轮的装配凸台，两个支承轴承和相应要求的间隔。如图2.7所示：72458631图2.7中间轴的结构尺寸其轴的各段尺寸为：第1段：第一段与轴承相配合，轴承的小径宽度为27mm，小径直径为50mm，其轴的直径为50mm，轴的宽度为26mm；第2段：这段为了满足主减速器的壳体与零件之间的距离，其直径设计为60mm，宽度为30mm；第3段：二级主动齿轮，其它的结构尺寸为，齿宽为81mm，分度圆直径为100.24mm，齿顶圆为113.27mm；第4段：主要是为了使一级从动齿轮与二级主动齿轮之间有一定的距离，其设计尺寸为：周宽25mm，轴的直径为80mm；第5段：安装一级从动轮凸台，与其从动锥齿轮配合，它的直径与从动齿轮和其配合的部分的尺寸相同，即直径为210mm，轴宽为40mm,初定凸台直径为120mm；第6段：圆盘与从动锥齿轮螺栓连接，其尺寸大小与和从动齿轮与它配合的尺寸相同，及轴的直径为160mm，轴宽为8mm；47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明第7段：作用是为了加工时方便和减小轴的加工尺寸，其设计尺寸为轴宽为15mm，轴的直径为60mm；第8段：与第1段一样和相同的轴承配合，并保证零件间的间隙，其设计尺寸为轴宽为27mm，轴的直径为50mm。2.7.3中间轴轴承校核[3]图2.8中间轴尺寸图由图2.8结合上面设计尺寸可算得：84，182，96.5，169.5,。所以，轴承C的径向力：=(2.39)轴承D的径向力：=(2.40)式中：,,——第一级从动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力；——第一级减速从动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径；——第二级减速主动齿轮（斜齿圆柱齿轮）的节圆直径；——第二级主动齿轮受的圆周力，轴向力和径向力。根据上面所算得的数据代入式（2.39），（2.40）可得：==3984.99N47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明==7351.35对于轴承C，在此选用30310型轴承，此轴承的额定动载荷为130KN，=0.35在此轴承C的径向力=2826.85N（中间轴的校核里求的），轴向力方向与第一级从动齿轮的相反，所以轴承C不受轴向力，因此=0＜=0.35，此时=1，=0。由式（2.34）可得当量动载Q==1×2826.85=2826.85。所以轴承的使用寿命：==1.897×s=16844255h＞所以轴承C符合使用要求。对于轴承D，在此选用30310型轴承，由机械设计手册查得此轴承的额定动载荷为130KN，=0.35在此轴承D的径向力=1349.13N（轴的校核里求的），轴向力=，所以=0.49﹥=0.35，。由式（3-20）可得当量动载荷Q===6555.02，所以轴承的使用寿命：==1.15×s=1021133h＞所以轴承D符合使用要求。2.7.4轴的校核[10]1）主动锥齿轮轴的校核由上可知，齿轮上受到的转矩为，齿轮的圆周力P=8785.38N，轴向力，径向力，并还知道两轴承受径向力和轴向力分别为，；，。其轴承所受的轴向力与轴受到的轴向力是一对作用力与反作用力，径向力也是一对作用力与反作用了。规定齿轮受的轴向力和径向力为正，由图4.1知，前、后轴承给轴的力的方向与圆锥齿轮受的力方向相反，则为负；径向力为正，为负。后面花键轴和螺栓轴可以不用计算，其结果不47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明受多大影响。图2.9主动锥齿轮轴受力图求出弯矩并画出弯矩图，如图2.10所示：=429.27（2.41）图2.10主动锥齿轮弯矩图计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力，则：=36.27（2.42）由于最小处的直径都大于36.27，所以校核成功。2）中间轴的校核由上可知，从动锥齿轮受到的圆周力，轴向力，径向力；主动圆柱齿轮受到的圆周力15215.28，轴向力47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明，径向力；轴承C所受的轴向力，径向力；轴承D所受的轴向力，径向力。对中间轴受力分析：可求得图2.11中间轴受力图求出水平面上的弯矩并画出弯矩图：规定顺时针方向为负，其齿轮受到的弯矩为正，后齿轮受到的弯矩为负，前齿轮受到的弯矩为正，如图2.12所示：图2.12垂直面上弯矩图求出垂直面上的弯矩并画出弯矩图：根据规定的方向，如图2.13所示：47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明图2.13垂直面上的弯矩图由上图可知，在B点的垂直面上的弯矩最大，最危险。这一点的合成弯矩得：=365.44（2.43）计算危险截面上的轴的直径，轴的材料选择20CrMnTi，经过调质等处理，弯曲许用应力，则：=34.38由于最小处的直径也大于50.01，所以满足要求。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明第三章EQ1090载货汽车差速器、半轴的设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。结构如图3.1所示：图3.1普通对称式圆锥行星齿轮差速器3.1差速器的差速原理图3.2差速器差速原理47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明如图3.2所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图3.2），其值为。于是==，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时，啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即+=2（3.1）若角速度以每分钟转数表示，则（3.2）式（3.2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（3.2）还可以得知：①当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；②当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。3.2差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图3.3所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明图3.3普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳3.3差速器齿轮设计1)行星齿轮数目的设计行星齿轮数目是根据汽车承载情况来选择的。本设计是货车，故n取4。2)行星齿轮球面半径是反映差速器行星齿轮节锥距的大小和承载能力。它可根据经验公式来确定。式中:——球面半径系数，2.5～3.0之间，对于有四个行星齿轮的货车要取小值，取2.6；——计算转矩，/6.33=2321.77N·m；——球面半径，m所以：=34.42mm行星齿轮预选节锥距：取3)行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择与确定之后，差速器中行星齿轮和半轴齿轮的大小即可确定，为了使行星齿轮与半轴齿轮有较高的强度，所以要提高其模数。在配合中，47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数z2/z1在1.5～2.0的范围内。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：本次设计的行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择：取行星齿轮齿数为10，半轴齿轮齿数为18，所以半轴齿轮与行星齿轮的齿数比为18/10=1.8，在1.5～2的范围内，并且：=I==，为整，所以满足安装条件。式中：——左边半轴齿轮齿数；——右边半轴齿轮齿数；n——行星齿轮数目。行星齿轮齿数与半轴齿轮齿数确定之后，行星齿轮与半轴齿轮的节锥角γ1、γ2即可确定:4)差速器锥齿轮模数及半轴齿轮分度圆直径的初步确定差速器锥齿轮模数:为了满足弯曲应力要求，m要取大点，取分度圆直径为:5)压力角α47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5°的压力角。6)行星齿轮轴直径d及支承长度L的确定行星齿轮中对轴的支承长度L一般为孔径的1.1倍，而该孔与行星齿轮轴之间的挤压应力不大于对于实心轴(3.3)式中:——差速器传动轴扭矩，M0=2321.77N·m；——行星齿轮数；——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离；—支承面允许的挤压应力，。所以支承长度：7）差速器几何尺寸计算行星齿轮齿数:=10半轴齿轮齿数:=18模数:=6齿顶高:齿根高:齿全高:齿工作高:压力角:轴交角:47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明节圆直径:节锥角:节锥距:取周节:径向间隙:齿顶角:齿根角:面锥角：根锥角:齿顶圆直径:锥距:取62mm齿厚:取节锥顶点至齿轮外缘距离：47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明齿侧间隙:(选取)齿面宽：8）差速器强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。差速器齿轮并不象主减速器那齿轮那样始终保持啮合传动状态，所以,齿面的接触疲劳破坏一般不会发生，故只进行弯曲强度计算即可，(3.4)符合式中：——齿轮弯曲应力；——齿轮的计算转矩，N·m；,,——超载系数，取0.77；载荷分配系数，取1；质量系数，取1；——行星齿轮数，4；——端面模数；——半轴齿轮齿宽，；——半轴齿轮大端分度圆直径，；——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数；由图9可查取0.256。图3.4弯曲计算用综合系数47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明又因，故，满足弯曲强度校核。3.4半轴形式半轴是在差速器与驱动轮之间传递动力的实心轴，其内端的花键与差速器的半轴齿轮连接，而外端则用凸缘与驱动轮的轮毂相连，半轴齿轮的轴颈支承与差速器壳两侧轴颈的孔内、而差速器壳又以其两侧轴颈借助轴承直接支承在主减速器壳上。半轴与驱动轮的轮毂在桥壳上的支承形式，决定了半轴的受力情况。驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来，半轴的形式主要取决半轴的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4浮式和全浮式，由于本次设计为载重汽车EQ1090型货车驱动桥设计，考虑到承载能力与结构、成本，所以采用全浮式半轴支承，如图3.5所示。图3.5全浮式半轴示意图设计半轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：①纵向力（驱动力或制动力）最大时，其最大值为，附着系数在计算时取0.8，没有侧向力作用；②侧向力最大时，其最大值为（发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算时取1.0，没有纵向力作用；③垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明，车轮对地面的垂直载荷，为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力，侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有，其中为车轮对地面的垂直载荷，为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力，侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有，故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。3.5半轴的计算由于本次设计采用的是全浮式半轴，所以在计算载荷中不用考虑弯矩，而只考虑转矩即可。半轴转矩：(3.5)式中:——半轴转矩，N·m；——差速器的转矩分配系数，圆锥行星齿轮取，ξ=0.6；——发动机最大功率；——变速器1档传动比；；——主减速比。半轴杆部直径：（3.6）式中：——半轴杆部直径；——半轴转矩。半轴扭转应力：(3.7)满足要求。式中：——半轴扭转应力。3.6半轴的强度计算47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明首先是验算其扭转应力：MPa（3.8）式中：——半轴的计算转矩，N·m在此取9800.47N·m；　　——半轴杆部的直径，44mm。根据上式扭转应力宜为，所求扭转应力在这个范围了，故满足要求。再验算半轴的扭转角：式中：L——半轴长度，2470/2=1235mm；——材料剪切弹性模量，；——半轴断面极惯性矩，单位长度转角不应大于，可见该半轴满足3.7半轴材料关于半轴的材料，过去大都采用含铬的中碳合金钢，如40Cr、40CrMnMo、35CrMnTi、40CrMnSi、42CrMo等，后来推广我国研制出的新钢种如40MnB等半轴材料，效果很好。例如，采用40MnB经高频淬火处理的半轴，静强度超过用40Cr制造并调质处理的半轴，其扭转屈服极限超过784MPa。由于采用了能准确控制工艺要求的感应（高频、中频）淬火以及喷丸处理、滚压半轴凸缘根部过渡圆角等增强半轴的先进工艺，半轴的疲劳强度可以大大提高，因此不用合金钢制造的半轴日益增多。经感应淬火的碳素钢，如40钢，其静强度及疲劳强度与40Cr经调质处理的半轴不相上下。从节约较稀有的金属、降低制造成本的目标出发，采用中碳钢（40钢、45钢）制造半轴是发展趋势，国外已有很多采用。所以在本次设计中，半轴的材料将采用40MnB做调质处理。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明第四章二级驱动桥的三维PRO/E建模过程以及运动仿真4.1一级主减速器传动部分的建模一级主减速器传动部分包括主动锥齿轮轴、从动锥齿轮，与万向传动机构和二级主减速器传动部分连接，其目的在于将万向传动机构传过来的转矩传给二级主减速器，实现减速增矩。结构如下图4.1、4.2所示。图4.1主动锥齿轮轴图4.2从动锥齿轮4.2二级主减速器传动部分建模二级主减速器传动部分包括主动斜齿圆柱齿轮轴、从动斜齿圆柱齿轮，与一级主减速器传动部分、差速器壳相连接，将主减速器的转矩传递给差速器，实现减速增矩。结构如下图4.3、4.4所示。图4.3主动斜齿圆柱齿轮轴图4.4从动斜齿圆柱齿轮4.3差速器部分的建模47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明差速器部分包括差速器支撑壳体、左右端盖、四个行星轮，与主减速器、半轴相连，将主减速器的转矩传给半轴以及车轮，实现减速增矩。如图4.5、4.6、4.7所示。图4.5差速器左右端盖图4.6差速器支撑壳体图4.7行星齿轮4.4半轴以及车轮部分的建模半轴部分包括半轴齿轮、半轴、轮胎三部分，将主减速器和差速器传过来的转矩作用在地面，实现汽车的前行。如图4.8、4.9、4.10所示。图4.8半轴齿轮图4.9半轴齿轮47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明图4.10轮胎4.5驱动桥装配体建模利用proe装配模块将各部分模块装配到一起，建立总装模型，如图4.11所示。图4.11装配图示意图4.6驱动桥的运动仿真4.6.1运动仿真三阶段对驱动桥做了直行、左转、右转三个阶段的运动仿真过程。第一阶段是直行，在这阶段，差速壳通过四个行星齿轮与左右半轴咬合在一起共同向前转动；47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明第二阶段是左转弯，四个行星齿轮随差速壳公转的同时，还作逆时针的自传，从而增加了右半轴的转速，减低了左半轴的转速；第三阶段是右转弯，四个行星齿轮随差速壳公转的同时，还作顺时针的自传，从而增加了左半轴的转速，减低了右半轴的转速。4.6.2驱动桥中各构件连接关系概述汽车驱动桥总成装配，主要包括主减速器、差速行星轮系（由行星齿轮室、左右直齿锥齿轮和四个直齿锥齿行星小齿轮两两啮合而成）和左右半驱动轴三部分。所有转动构件之间的连接方式均为“销钉”连接关系，再加上各齿轮之间的“齿轮副”连接关系。4.6.3创建各齿轮之间的连接关系——齿轮副定义驱动桥的总成装配中要定义的的齿轮副有：一级锥齿轮间的齿轮副、二级斜齿圆柱齿轮间的齿轮副、四个行星齿轮和左右半轴齿轮两两之间的齿轮副共10个齿轮副。4.6.4定义伺服电机该机构伺服电机的定义要分为三个阶段：第一阶段：在一级主动锥齿轮轴上定义一个伺服电动机，用来驱动汽车的主运动；第二阶段：在一级主动锥齿轮轴上定义一个伺服电动机，用来驱动汽车的主运动；在行星齿轮上定义一个伺服电机，用来增加右半轴的转速，减低左半轴的转速，实现差速左转弯。第三阶段：在一级主动锥齿轮轴上定义一个伺服电动机，用来驱动汽车的主运动；在行星齿轮上定义一个伺服电机，用来增加左半轴的转速，减低右半轴的转速，实现差速右转弯。4.7半轴速度的测量驱动桥仿真后可以利用机构中的测量功能得到半轴速度—时间轨迹曲线图，如下图所示。图示的是左轮的车速与时间的关系，直行时车速为60deg/sec，右转时车速减小至30deg/sec，左转时增加至90deg/sec。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明图4.12半轴速度——时间轨迹曲线图4.8小结经运动仿真的过程可以知晓:本次设计的驱动桥满足运动要求。，结构简单、工作平稳、制造方便，可以被广泛用在各种中型载货汽车。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明第五章结论5.1结论通过以上分析，由我设计的EQ1090中型货车驱动桥设计总体方案可行，布局合理。采用非断开式驱动桥具有结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便，工作可靠等优点。采用双级主减速器，保证要求的离地间隙和预定的传动比。采用普通锥齿轮差速器，结构简单、工作平稳、制造方便，可以被广泛用在各种中型载货汽车。通过认真地进行各项结构设计、参数选择和严格的强度校核，各项技术指标均满足设计任务书中提出的要求，可以确保汽车在常规环境下正常行驶。本驱动桥设计结构合理，符合实际应用，具有很好的动力性和经济性，驱动桥总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，修理、保养方便，机件工艺性好，制造容易。但此设计过程仍有许多不足，在设计结构尺寸时，有些设计参数是按照以往经验值得出，这样就带来了一定的误差。另外，在一些小的方面，由于时间问题，做得还不够仔细，恳请各位老师给予批评指正。5.2展望在本次设计中遇到了一些困难，同时也对驱动桥的设计有了一些自己的想法。我大胆的猜想以后需要开发汽车驱动桥智能化设计软件，设计新驱动桥只需输入相关的参数，系统将自动计算好驱动桥的各个参数，然后可导入二维和三维软件中生成二维三维图，同时可进行应力、运动等的仿真分析，以达到效率高、强度低、匹配佳的最优方案。驱动桥设计的内容众多，环节复杂。从而设计成本很好，耗时很长。所以我感觉以后驱动桥设计方面可以优化设计部署，做到各个设计部门，各个设计环节的协调，以缩短设计耗时和经费。驱动桥的效率直接影响到汽车动力的损失。故我想未来驱动桥的发展方向还是高效率、低成本。安全性好、舒适性好。47 安徽工业大学毕业设计（论文）说明参考文献[1]王国权、龚国庆.汽车设计课程设计指导书[M].机械工业出版社，2009（04）[2]陈家瑞.汽车构造[M].北京：机械工业出版社.2009（06）：117-168[3]宋宝玉.简明机械设计手册[M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2008（08）：209-330[4]吴宗泽、罗圣国.机械设计课程设计手册[M].高等教育出版社，2006（04）[5]王望予.汽车设计[M].第四版.北京：机械工业出版社，2010（01）：135-173[6]纪名刚.机械设计[M].第八版，高等教育出版社，2005（12）[7]毛谦德.李振清.袖珍机械设计师手册[M].北京：机械工业出版社，2006（01）：304-1087[8]张炳力.汽车设计[M].合肥：合肥工业大学出版社，2011（01）[9]王丰元、马明星.汽车设计课程设计指导书[M].中国电力出版社[10]刘鸿文.材料力学[M]第5版，高等教育出版社，2010（06）[11]余志生.汽车理论[M]第5版，机械工业出版社[12]孙仁云，付百学.汽车电器与电子技术[M]，机械工程出版社[13]仝基斌.晏群.机械制图[M]，机械工业出版社[14]林军，周晓军，陈子辰.汽车驱动桥总成在线自动检测系统[J].机械与电子，2000，（4）.[15]王聪兴,冯茂林.现代设计方法在驱动桥设计中的应用[J].公路与汽运，2004，(4):6-8.[16]杨锁望，韩愈琪，杨钰.矿用自卸驱动桥壳结构分析与改进设计[J].专用汽车，2005，（1）.[17]王铁，张国忠，周淑文.路面不平度影响下的汽车驱动桥动载荷[J].东北大学学报,2003,(1):50-53.[18]JerryKinsey.TheAdvantagesofanElectronicallyControlledLimitedSlipDifferential[J].Copyright@2004SAEinternational[19]Had.Aninstrumenteddriveaxletomeasuretiretractiveperformance[J].JournalofTerramechanics49(2012)309–314[20]J-GLi,S-MMao
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