客车驱动桥减速器设计毕业论文.doc 47页

'客车驱动桥减速器设计毕业论文1主减速器设计1.1主减速器结构方案分析1.1.1单级主减速器单级主减速器的结构型式，由一对圆锥齿轮组成，其传动比主要根据汽车的动力性和燃料经济性的要求选定。主减速器的传动比一般为3.5—6.7，过大将使从动齿轮的尺寸增加，减小了离地间隙，降低了汽车的通用性。1.1.2双级主减速器双级主减速器的结构，由第一级圆锥齿轮副和第二级圆锥齿轮副组成。双级主减速器有两个作用，一是可以获得比较大的传动比，可以达到6—10；二是第二级从动齿轮的尺寸可以相应减小，从而减小主减速器壳的外形尺寸，增加离地间隙。1.2主减速器齿轮的比较1.2.1弧齿锥齿轮传动一对弧齿锥齿轮啮合时，轮齿并不是在全长上啮合，而是从一端逐渐连续平稳地转向另一端，并有几个齿同时载荷，而且啮合平稳。弧齿锥齿轮主动齿轮的螺旋角1与从动锥齿轮的螺旋角2是相等的，r1、和r2是主动齿轮和从动齿轮的平均分度圆半径，那么弧齿锥齿轮的传动比为：(1.1)1.2.2准双曲面齿轮传动与弧齿锥齿轮传动有较大的不同，准双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线不相交，而是有一个偏移距E，在啮合过程中除了有沿齿高方向的侧向滑动之外，还有沿齿长方向的纵向滑动。准双曲面齿轮的主动齿轮螺旋角1与从动齿轮螺旋角2是不相等的，如图所示，而且1>2。利用啮合齿面上的法向力相等的条件，可以得出两个齿轮的切向力F1和F2的关系(1.2)47 r1和r2是主动齿轮和从动齿轮的平均分度圆半径，那么准双曲面齿轮的传动比可以用下式表示：(1.3)对比两式看出，在相同的尺寸下，准双曲面齿轮比弧齿锥齿轮有着更大的传动比。反过来说，当传动比和主动轮的尺寸确定下来以后，准双曲面从动齿轮的直径比弧齿锥齿轮的直径小一些．可以使主减速器的离地间隙变大一些。图1.1双曲面齿轮副的受力情况1.2.3弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较弧齿锥齿轮工作噪声大，对啮合精度和装配精度比较敏感。为保证齿轮副的正确啮合，必须预紧轴承，并提高轴承的支承刚体和壳体的刚度，若精度得不能满足，便会使齿轮磨损增大和噪声增大。齿轮的工作条件急剧变坏。弧齿锥齿轮制造简单、生产成本低。准双曲面齿轮工作平稳且噪声较小，但是若偏移距E过大，则沿齿长方向的纵向滑动可以造成摩擦损失增加，降低传动效率。准双曲面齿轮的齿面间压力和摩擦功都很大，可能导致油膜破坏和齿面间咬死，所以必须采用特殊的双曲面齿轮油，以改善油膜的强度，避免齿面烧结或咬死。准双曲面齿轮主减速器的主动轴可以布置在从动齿轮中心平面的下方，降低万向节传动的高度，从而降低车身的高度；当采用贯通式驱动桥时，主动轴布置在从动齿轮中心平面的下方，可以增大传动轴的离地高度，提高汽车的通过性。准双曲面齿轮制造复杂，生产成本高。准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较见下表47 表1.1准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较特点准双曲面齿轮弧齿锥齿轮运转平稳性优良抗弯强度提高30%较底接触强度高较底抗胶合能力较弱强滑动速度大小效率约96%约99%对安装误差的敏感性取决于支撑刚度和刀盘直径同左轴承负荷小齿轮的轴向力大小齿轮的轴向力小润滑油有多种添加剂的特种润滑油普通润滑油通过弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较，准双曲面齿轮工作平稳且噪声较小，且能降低离地间隙，所以本次设计选用准双曲面齿轮传动作为主减速器。又根据传动比为4.11，可以确定为单级主减速器。1.3主减速器计算载荷的确定1.3.1汽车主减速器锥齿轮的计算载荷有三种确定方法。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Tce：(1.4)式中Tce—计算转矩，N.m；Temax—发动机最大使用转矩，N.m，本车为1125N.m；N—驱动桥数，本车为1；i1—变速器一档传动比，本车为6.32；if—分动器传动比，本车没有分动器；i0—主减速器传动比，本车为4.11；—从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率，为0.9；47 k—液力变矩器系数，本车没有液力变矩器；kd—由于猛踩离合器而产生的动载荷系数，对于液力自动变速器，kd=1;对于手操纵高性能赛车，kd=3；对于一般货车、矿用汽车和越野车，kd=1，本车为1；2、按驱动轮打滑转距确定从动锥齿轮计算转矩Tcs：(1.5)Tcs—计算转矩，N·m；G2—满载状态下一个驱动桥上的静负荷，N,本车为112500N;m2—汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数,本车为1.1；—轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的汽车，在良好路面上，可取0.85；对于安装了防侧滑轮胎的轿车，可取1.25；对于越野车，变化较大，一般取1或其它值。本车为0.85;—车轮滚动半径，m；本车为0.483.—厂主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，90%；3、按日常行驶平均(当量)转矩确定从动锥齿轮计算转矩Tcf：性能系数(1.6)式中，Ga—汽车满载总重N；当(0.195Ga／Temax)>16时，取fj＝0。计算得fj＝0。(1.7)式中，Ft—汽车日常行驶平均(当量)牵引力，N；Tcf—计算转矩，N．m；按上述第一种、第二种方法确定的计算转矩Tce、Tcs47 ，不是汽车日常行驶平均转矩，仅为锥齿轮的最大转矩，因而不能用来进行疲劳寿命计算，而只用作计算锥齿轮的最大应力。然而这两种载荷确定方法仍很重要，按这两种方法计算的最大应力可以与同类汽车进行比较，也可作为选择锥齿轮主要参数的依据。对于一个具体车辆的主减速器锥齿轮，可以取这两种方法计算结果的较小值作为计算转矩。按第二种方法(日常行驶平均转矩)确定的计算载荷，可以用来进行锥齿轮的寿命计算。1.3.2主动锥齿轮的计算转矩Tz当计算锥齿轮最大应力时，从动锥齿轮的计算转矩Tc取前两种计算转矩的最小值，即Tc=min[Tcs,Tcf]；当计算齿轮疲劳寿命时，Tc取Tcf.。主动锥齿轮的计算转矩(1.8)1.4主减速器锥齿轮的参数选择1.4.1主、从动锥齿轮齿数的选择进行主、从动锥齿轮齿数Z1、Z2的选择时，应考虑互相啮合齿轮的齿数间没有公约数，以保证在使用过程中主、从动齿轮的各齿之间都能互相啮合，起到自动磨合的作用。为了得到理想的重合系数和高的轮齿抗弯强度，大、小齿轮的齿数和应不少于40。在主减速器中，为了使齿轮啮合平稳、噪声小并且不会产生加工缺陷，对于轿车而言，小齿轮齿数Z1一般不小于9；对于货车而言，Z1一般不小于6。而且随着主传动比的减小，Z1应该逐渐加大。对应于轿车，货车的齿数和可以取得小一些，以得到较大的抗弯强度，但一般不应小于40。本次设计取Z1=9，Z2=37，符合上述要求。1.4.2从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择对单级主减速器而言，从动锥齿轮的尺寸大小会影响驱动桥壳的离地间隙，并影响跨置式主动齿轮前支承架的位置和差速器的安装。弧齿锥齿轮传动和准双曲面齿轮传动的从动锥齿轮大端分度圆直径D2，可以根据从动齿轮上的最大转矩由以下经验公式初选：(1.9)式中D2—从动锥齿轮节圆直径，mm；Kd2—直径系数，取13—18；TG—计算转矩，N.m；本次设计通过估算可以确定D2=518mm，以后的计算将检验其是否合理。D2初选后，可按m＝D2／Z2算出锥齿轮大端的端面模数ms，端面模数还应满足：(1.10）47 式中Km—模数系数，取0.3---0.4。本次设计模数定为14mm1.4.3准双曲面齿轮偏移距的选择在准双曲面齿轮传动中，小齿轮偏移距E是准双曲面齿轮传动的重要参数。E值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤。E值过小，则不能发挥准双曲面齿轮的特点。在汽车主减速器中，对于轿车和轻型货车等轻负荷传动，可取较大的E值，E0.2D2；对于货车和大客车等负荷较大的传动，应取较小的值，E（0.1—0.2）D2。本次设计将准双曲面齿轮偏移距定为55mm。1.4.4螺旋角及方向的选择1、螺旋角在弧齿锥齿轮节圆表面展开图上，齿线为一曲线，曲线上任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线OA之间夹角称为螺旋角。螺旋角是沿齿宽方向变化的，轮齿大端的螺旋角度最大，轮齿小端的螺旋角最小。在齿面宽中点处的螺旋角m称为齿宽中点螺旋角，通常如不特殊指出位置，则螺旋角系指中点螺旋角m。弧齿锥齿轮副大、小齿轮的螺旋角是相等的。而准曲面齿轮副由于存在偏移距E，大、小齿轮的螺旋角是不等的。图为准双曲面齿轮传动的示意图，P点为节锥齿线上的齿面宽中点，TT线为以P点为切点的齿线的切线，TT线与主动齿轮轴线的夹角为．TT线与从动齿轮OP线的夹角为，两个夹角分别为主、从动齿轮的螺旋角。显然，准双曲面齿轮副的主动齿轮螺旋角队比从动齿轮螺旋角大。螺旋角的大小影响到轴向重合系数、齿轮的强度及轴向力的大小。愈大，传动愈平稳，噪声愈低，所以螺旋角应足够大，以使得不小于1.25，而当为1.5——2.0时效果最好。但螺旋角过大，齿轮上受的轴向力也会过大。因此，螺旋角应有一个适当的范围，以使齿轮的轴向力不会过大而又能得到最好的重合系数效果。汽车主减速器锥齿轮的螺旋角m(对准双曲面齿轮则是前述大、小齿轮中点螺旋角的平均值)多在35——40度的范围内。轿车选用较大的值以保证较大的重合系数，使齿轮副运转平稳，噪声低；货车则选用较小的值，防止轴向力过大。本次设计螺旋角定为45度。47 图1.2准双曲面齿轮传动副的螺旋角2、螺旋方向图1.3弧齿锥齿轮的旋转方向的轴向力螺旋方向有左旋、右旋之分。如图所示，从圆锥齿轮锥顶看去，从中心线至齿轮大瑞，轮齿向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。在一对锥齿轮传功副47 中：主、从动齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向的选择应遵循一个基本原则，当汽车牵引行驶时，小齿轮受的轴向力的方向应离开锥顶点，也就是使主、从动齿轮互相斥离；否则，在经常出现高负荷的牵引行驶工况下，轴向力方向使两齿轮在啮合过程中越咬越紧，可能造成轮齿卡死。汽车主减速器小锥齿轮一般为左旋，而大锥齿轮为右旋。1.4.5法向压力角的选择法向压力角可以称为锥齿轮轮齿上凸面与凹面的平均压力角。增大压力角可以增加轮齿强度。并使齿轮不产生根切的最小齿数减少。但对尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖，并使齿轮端面重合系数下降。因此对于轻负荷工作的锥齿轮，一般采用小压力角，可获得运转平稳、噪声低的效果。对于主减速器弧齿维齿轮，轿车选用1430’或16的压力角，货车选用20的压力角，重型货车选用2230’的压力角。对于准双曲面齿轮，在压力角的选择上，更多地考虑齿轮工作的平稳性和安静性，而不绝对取决于强度的考虑。虽然大齿轮轮齿两侧的压力角相同，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。因此，其压力角按两侧的平均压力角考虑。对于轿车，平均压力角选用19或20，对于货车，则选用2030’。本次设计选用的压力角为2030’。1.4.6大齿轮齿面宽：(1.11)1.4.7小齿轮齿面宽：(1.12)1.5主减速器准双曲面的几何尺寸的设计计算1.5.1主减速器准双曲面的几何尺寸的设计计算：（因为主减速器准双曲面的几何尺寸需要重复计算多次，所以本次设计中应用C语言编写程序来完成计算，程序及结果见附录B）1.5.2主动齿CATIA建模图1.41.5.3被动齿CATIA建模47 图1.51.6主减速器弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮强度计算及材料选择1.6.1单位齿长上的圆周力在汽车工业的实践中，主减速器齿轮的表面耐磨性常常用轮齿上单位齿长的圆周P来估算：(1.13)式中Tce—主动锥齿轮的计算载荷，N.m； D1—主动锥齿轮分度圆直径，mm；—主动锥齿轮的齿面宽，mm。许用单位齿长的圆周力见下表。在现代汽车设计中，由于材质和加工工艺的提高，单位齿长上的圆周力有时高出表中所列数值20％—25％。表1.2单位齿长的圆周力汽车类别按发动机最大转矩计算时/N∙mm按驱动轮打滑转矩计算时/N∙mm轮胎与地面的附着系数一挡直接挡轿车8933218930.85货车142925014290.85大客车9822140.85牵引车5362500.8547 因为:主动P=1282，而许用应力为1429；被动P=202.9，而许用应力为250；所以合格。1.6.2轮齿抗弯强度计算准双曲面卤轮轮齿(包括主、从动齿轮)的弯曲应力可以用以下表达式：(1.14)—弯曲应力，N／；T—所讨论的齿轮上的计算转矩，N.m；对于从动齿轮按Tce和Tcs的较小者及Tcf计算，对于主动齿轮，需将计算转矩换到主动齿轮上；—端面模数，mm；b—所讨论的齿轮的齿面宽，mm；D—该齿轮大端分度圆直径，mm；Ko—齿根抗弯强度和齿面接触强度的过载系数，对于汽车，取1；Ks—齿根抗弯强度和齿面接触强度的尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性。与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当>1.6mm时，Ks＝(Ms／25.4)．当<1.6mm时，取Ks＝0.5；本次计算=15.552，故Ks=0.88；Kv—质量系数，它与齿轮精度(齿形误差、周节误差、齿圈径向跳动)及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有关，接触好、周节及同轴度精确的情况下，取Kv＝1；J—所讨论齿轮的轮齿弯曲应力的综合系数(几何系数)，其数值按有关图表查取，本次计算J=0.271。对于汽车主减速器齿轮，不应超过材料强度极限的75％,汽车主减速器齿轮承受的是交变载荷，主要的损坏形式是疲劳，其表现是齿根疲劳折断和齿面点蚀引起的剥落。当要求汽车行驶20万公里以上时，齿轮的应力循环次数已经超过了材料的耐久疲劳次数，所以，按Tcf计算的弯曲应力不应超过材料的疲劳极限。47 1、主动齿轮齿抗弯强度计算当T=min[Tce，Tcs]时：查表得[]=700Mpa,故计算合格。当T=Tcf时：查表得[]=210Mpa,故计算合格。2、被动齿轮齿抗弯强度计算当T=min[Tce，Tcs]时，计算被动齿轮：查表得[]=700Mpa,故计算合格。当T=Tcf时，计算被动齿轮：查表得[]=210Mpa,故计算合格。1.6.3轮齿接触强度计算准双曲面齿轮轮齿的齿面接触应力为：(1.15)—齿面接触应力，N／；Tp—主动齿轮计算转矩，N.m；Ks—尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对淬透性的影响，在缺乏经验的情况下,可取尺Ks＝1；Kf—表面品质系数，它取决于齿面最后加工的性质(如铣齿，研齿，磨齿等)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Kf=1。Ko，Km，Kv—见上式说明；47 b—齿面宽，取齿轮副中的较小值，(一般为大齿轮齿面宽)；Dl—主动齿轮分度圆直径，mm；Cp—综合弹性系数，钢对钢的齿轮为234N/mm；J—齿面接触强度的综合系数，其数值按有关图表查取,本次计算J=0.16。1、主动齿轮轮齿接触强度计算当T=min[Tce，Tcs]时，计算主动齿轮：查表得[]=2800Mpa,故计算合格。当T=Tcf时，计算主动齿轮：查表得[]=1750Mpa,故计算合格。2、被动齿轮轮齿接触强度计算当T=min[Tce，Tcs]时，计算被动齿轮：查表得[]=2800Mpa,故计算合格。当T=Tcf时，计算被动齿轮：查表得[]=1750Mpa,故计算合格。47 1.6.4齿轮材料汽车驱动桥铣齿轮的工作条件是相当严酷的，与传动系其它齿轮比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮往往是个薄弱环节。驱动桥齿轮材料应满足以下的要求：1、具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有较高的耐磨性；2、轮齿心部应有适当的韧性，以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断；3、使用的钢材锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理变形小或者变形规律易控制。汽车主减速器与差速器齿轮基本上都采用渗碳合金钢制造。常用的钢号有20CrMnTi，22CrMnMo，20MnVb和20MnVn2TiB。渗碳合金铜的优点是表面可得到含碳量很高的硬化层，有相当高的耐磨性和抗压性，而心部较软，有较好的韧性。因此，这种材料的抗弯强度、表面接触强度和承受冲击的能力都较高。由于钢本身的含碳量较低，所以其锻造性能及切削加工性能均较好。渗碳合金钢的主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与心部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。近年来，采用精铸、精锻的锥齿轮在汽车主减速器中已有较多的使用，它具有省材料、生产率高、无切削或少切削等优点，但缺点是齿形精度较差。为改善新齿轮的磨合状况．防止其在运行初期出现早期磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮副(或仅是大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均作厚度为0.005—0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种镀层不能用来补偿零件的公差尺寸，也不取代润滑。齿面喷九处理有可能提高寿命25％。对于滑动速度高的齿轮可进行渗硫处理，以提高其耐磨性。由于渗硫处理温度较低，所以齿轮不会产生变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死和胶合。1.7主减速器结构的设计1.7.1主减速器锥齿轮的支承47 要使带有锥齿轮的主减速器的主、从动锥齿轮啮合状况良好，并且可靠而安静平滑地工作，除了与齿轮加工质量、齿轮的装配间隙调整、轴承型式选择以及主减速器整体的刚度有关外，还与齿轮的支承刚度有着密切的关系。支承刚度不够，则可能造成齿轮受载荷变形或者位置偏移，破坏啮合精度。主动锥齿轮支承有两种型式：悬臂式支承和跨置式支承。悬臂式支承如图a所示，其特点是主动锥齿轮轴上两个轴承的圆锥滚子大端向外，这样可以减小悬臂的长度a，增加支承间的距离b，以提高主动轴的支承刚度。在设计时，两轴承支承间距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，靠近齿轮的轴颈直径应不小于悬臂长度a。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递较小转矩的轿车、轻型货车的单级主减速器以及许多双级主减速器中。跨置式支承如图b所示，其持点是锥齿轮的两端均用轴承支承，这样可以增加支承刚度，减少轴承负荷，提高齿轮的承载能力。但是因为主动齿轮和从动齿轮之间的空间很小，使主动齿轮小头的轴承尺寸受到限制，并且也给主减速器壳体的铸造和加工增加了困难。在主减速器需要传递较大的转矩的情况下，常采用跨置式支承型式。图1.6动锥齿轮的支撑形式a）悬臂式支撑b)跨置式支承本次设计选用悬臂式支承形式。因为它结构简单，制造成本低，在满足支撑载荷需要的同时，还减少了使用空间。轴承计算：47 图1.7求主动齿轮中点分度院直径d：通过前面的程序可得公式：(1.16)因此d’=77.3mm主动齿轮齿根圆直径：(1.17)所以主动齿轮的齿轮轴径d=60mm,故暂定a=38mm，b=97mm。初选轴承30212，查相关手册得到轴承所需参数：d=60mm，T=23.75mm，D=110mm，A=20mm，=15；所以可以求得x值：(1.18)为求轴承载荷须求得：b’=a+x=38+8.71=46.71mm；(1.19)a’=b-2x=97-28.71=79.58mm；(1.20)c’=a’+b’=46.71+79.58=126.29mm(1.21)1.7.2锥齿轮轴承的预紧47 为了增加支承刚度，提高齿轮啮合的平稳性，对主减速器齿轮的圆锥滚子轴承应给予适当的预紧力。适当的预紧力可以消除安装的原始间隙，并防止磨合期间间隙的增大。如果轴承预紧力过大，会使轴承工作条件变坏，降低传动效率，加速轴承的磨损而缩短寿命，严重时还可能导致轴承过热而早期损坏。通常轴承预紧度的大小用轴承预紧后开始转动时的必要力矩，也就是摩擦力矩来衡量。预紧后的轴承摩擦力矩的最佳值应根据试验确定。货车主动钱齿轮圆钱滚子轴承的摩擦力矩一般为l—3N.m。采用精选两端轴承内圈之间的套筒长度、调整轴承螺母的垫圈厚度等方法，可以进行主动锥齿轮轴承预紧力的调整。1.7.3锥齿轮上的受力在工作过程中，弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮齿面上作用有一法向力，这个法向力可分解成三个分力：一个是沿齿轮切线方向的圆周力，另一个是沿齿轮轴线方向的轴向力，再一个是与齿轮轴线方向垂直的径向力：齿轮的其它力可以用作用在齿面宽中点处的圆周力来描述。1、齿面宽中点处的圆周力首先需要求出从动齿轮齿面宽中点处的分度圆直径，Dm2：(1.22)式中—从动齿轮齿面宽中点分度圆直径；—齿面宽；—从动齿轮节锥角。本次设计可通过2.5的程序得到以上各值，求得为351mm。于是齿面宽中点处的圆周力P可以表示为：(1.23)对于圆锥齿轮传动来说，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的；对于双曲面齿轮传动来说，由于主、从动齿轮的螺旋角不等，因此它们的圆周力也不相等，作用在双曲面主动齿轮齿面宽中点处的圆周力为：(1.24)2、锥齿轮上的轴向力和径向力47 图1.8主动小齿轮齿面上的作用力弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮的主动小齿轮齿面受力情况如图所示。图中主动小齿轮的螺旋方向为左旋，F是作用在节锥面上齿面宽中点A处的法向力，可分解为两个互相垂直的力F和F。F垂直于节锥平面，F位于以OA为切线的节锥的切平面内，F在此切平面内又可分解为沿切线方向的圆周力F和沿节锥母线方向的力厂Fs两个分力。力F与力F之间的夹角为螺旋，F与F之的夹角为法向压力角。由几何关系可以得出：(1.25)因而：(1.26)(1.27)力F可以沿小齿轮的径向和轴向分解为兄F和F两个分力，而力Fs也可以沿径向和轴向分解为F和F两个分力。于是作用在小齿轮齿面上的轴向力F和径向力F为：(1.28)47 (1.29)依据主动小齿轮的螺旋方向以及旋转方向的不同。主、从动齿轮齿面上所受到的轴向力和径向力的计算公式见下表。当利用表中公式计算准双曲面齿轮的轴向力和径向力时，公式中的表示轮齿驱动一侧齿廓的法向压力角；公式中的节锥角，算小齿轮时用面锥角代替，算大齿轮时用根锥角代替。按公式算出的轴向力若为正值，说明轴向力与图所示的轴向力方向相同，即离开锥顶；若为负值，轴向力方向则指向锥顶。对径向力而言，正值表明径向力使该齿轮离开相配齿轮，负值表明径向力使该齿轮趋向相配齿轮。图1.9单级主减速器轴承的布置1.7.4主减速器轴承的载荷47 利用计算得到的锥齿轮齿面上的圆周力、轴向力和径向力，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，就可以确定轴承上的载荷。如上图所示，根据其布置尺寸，各轴承的载荷计算公式见表。在求得轴承的载荷并大致确定了主减速器的使用工况以后，就可以按照一般机械工程设计中轴承的计算方法选用适当的轴承。1、受力计算表1.3齿面轴向力和径向力的计算公式主动小齿轮轴向力径向力螺旋方向旋转方向右左顺时针逆时针主动齿轮从动齿轮主动齿轮从动齿轮右左顺时针逆时针主动齿轮从动齿轮主动齿轮从动齿轮47 2、轴承载荷校核本次设计中外加转矩的旋向和方向为左旋顺时针：轴承A、B的径向载荷：(1.30)(1.31)轴承A、B的轴向载荷：　　因为，且　　所以校核轴承时，只需校核轴承Ｂ即可。下面对轴承B进行校核：按照下式可求出轴承的当量动载荷QQ=XR+YA(1.32)式中　　X—径向系数　　　　　　　Y—轴向系数对单列圆锥滚子来说：当时，X＝１，Y=0；当时，X=0.4，Y值及判断参数e见轴承手册。本次设计中，选用轴承30212。查表的e=0.3747 因为，大于e值，所以通过手册得，Y=0.4。得，Q=XR+YA=0.426176.9+1.621195=44383.76N计算轴承的额定寿命L，(1.33)式中C—额定动载荷，N.m；其值见轴承手册；—温度系数，可查表得到；—寿命系数，对于圆锥滚子=10/3。轴承所能承受的汽车行驶里程为：(1.34)式中S——汽车大修里程从上述计算中可以看出轴承的使用寿命符合使用要求。47 2差速器2.1差速器概述汽车左右车轮行驶的路程往往存在差别，为了适应这一特点，在驱动桥的左右车轮之间都装有差速器。在多轴驱动的汽车上还常装有轴间差速器，以提高通过性，同时可以避免在驱动桥间产生功率循环以及由此引起的附加裁荷，以减少传动系零件的损伤、轮胎的磨损和燃料消耗。差速器按结构型式可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌式多种型式。在一般用途的汽车上，轮间差速器常采用对称锥齿轮式差速器如图所示，其两个半轴齿轮大小相同，可将转矩大致平均分配结左、右驱动轮。图2.1普通锥齿轮差速器原理2.2对称式圆锥行星齿轮差速器的运动学分析齿轮式差速器有锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。锥齿轮式差速器因其结构紧凑、质量较小、制造容易、工作平稳可靠而被广泛采用。锥齿轮式又可分为普通锥齿轮差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等多种型式。如上图所示，设差速器壳体的角速度为，两个半轴的角速度分别为。和，则有：(2.1)当某一侧的半轴不转，例如＝0时，另一侧的半轴角速度叫＝2；当差速器壳不转，即＝0时，叫＝-，即左右半轴反方向等速转动。设T为差速器壳受到的转矩，T、T分别为转速快的和转速慢的半轴对差速器的反转矩，T为差速器内摩擦力矩，则根据力矩平衡有：47 (2.2)(2.3)常以差速器锁紧系数久来表征差速器的性能，K定义为K＝T／T，由以上的几个方程可以得出：(2.4)(2.5)由上式可知，若不计差速器的内摩擦力矩，即K=0，则普通锥齿轮差速器把从差速器壳传人的转矩平均分配给左右半轴；若计内摩擦力矩，则转速慢的半轴的转矩T比转速快的半轴的转矩T大。慢、快转半轴的转矩比为(2.6)Kd与系数K之间有：(2.7)普通链齿轮差速器的锁紧系数K＝0.05—0.15，这说明分配给左、右两个半轴的转矩大致相等。由汽车行驶理论可知，增大差速器的锁紧系数，可较好地利用左、右车轮上的附着力，提高汽车通过性，所以现代汽车轮间高摩擦差速器的锁紧系数一般为K=0.33—0.67。2.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构设计2.3.1行星齿轮数目的选择由于本次设计为大客车，根据载荷需要，选择四个行星齿轮。2.3.2行星齿轮球面半径的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定：47 (2.8)式中—行星齿轮的球面半径系数，=2.52----2.99，对于四个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于两个行星齿轮的轿车以及越野车、矿用汽车取大值。因本车为大客车，所以本次设计取=2.99。—计算转矩，N.m。确定后，即可根据下式预选其节锥距：=0.99120=118mm(2.9)初定为=0.992.3.3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到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，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用14—25。本次设计齿数分别定为10和16。在任何圆锥行星齿轮差速器中，左、右半轴齿轮的齿数之和，必须能够被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足(2.10)所以本次设计符合要求。2.3.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角和：(2.11)(2.12)式中Z1和Z2为行星齿轮和半轴齿轮齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：(2.13)式中Ao，Z1，Z2在前面已经初步确定。算出模数后，节圆直径d即可由下式求得：47 　　　(2.14)(2.15)2.3.5压力角过去汽车差速器都采用压力角为20，齿高系数为1的格里森制齿形，这种齿形规定的最少齿数是13。但在主减速器非常有限的空间内，这样多的齿数必定要减小模数，进而降低强度，并带来加工的困难。所以目前大都采用压力角为2230’，齿高系数为0.8的齿形。某些重型货车和矿用车采用25的压力角，以提高齿轮强度。所以本次设计选用压力角为2230’的轮齿。2.3.6行星齿轮的轴孔长度和孔径行星齿轮安装孔与行星齿轮的轴名义直径相同，而行星齿轮孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取　　　(2.16)(2.17)(2.18)　式中　—差速器传递的转矩，N.m；　　　　　　n—行星齿轮数；　　　　　　l—行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm。　　　　　　—支承面的许用挤压应力，取为69Mpa.2.４差速器的几何尺寸计算和强度分析2.4.1差速器的几何尺寸计算　　具体尺寸见下页表格。2.4.2差速器的强度分析只有当汽车左右车轮走过不同的路程，或一边的车轮打滑时，差速器齿轮才有齿间的相对运动，齿面的接触疲劳破坏一般不会发生，所以只进行齿轮抗弯强度计算即可满足要求。表2.1差速器直齿锥齿轮几何尺寸计算用表序号项目数值序号项目数值47 1行星齿轮数1013齿顶高2半轴齿轮数1614齿根高3模数12.515径向间隙2.44齿面宽3516齿根角5齿工作高2017面锥角6齿全高22.418根锥角7压力角19外圆直径8轴交角9020节锥顶点至齿轮外缘距离9节圆直径21理论弧齿厚10节锥角22齿侧间隙B=0.2511节锥距11823弦齿厚12周节39.2724弦齿高注：表中相关参数的取值见《机械设计手册》差速器强度计算轮弯曲应力：(2.19)式中—计算转矩，按和分别求解；n—行星齿轮数目；J—综合系数．按格里森公司提供的差速器直齿锥齿轮有关图线查取；Km、Ks、Kv—核计算主减速器齿轮有关数值选取。1、发动机最大牵引力时差速器轮齿弯曲应力为：(2.20)2、日常牵引力时差速器轮齿弯曲应力为：47 (2.21)差速器齿轮弯曲应力，按Tc计算时不大于980N/mm；按Tcf计算时不大于210N/mm。因此以上的数值都满足设计要求。2.5CATIA建模图2.2半轴齿轮图2.3行星齿轮图2.4十字轴47 图2.5差速器左壳图2.6差速器右壳图2.6差速器总成47 3车轮传动装置设计3.1概述车轮传动装置位于传动系末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式车桥，车轮传动装置为万向传动装置。本次设计选用非断开式车桥，故其车轮传动装置主要零件为半轴，下面主要介绍半轴的设计。3.2半轴的结构型式在非断开式驱动桥中，车轮传动装置的主要部件是半轴。根据车轮端的支承方式不同，半轴型式可分为半浮式、3／4浮式和全浮式三种型式，如图所示图3.1半浮式半袖安装结构特点是轴承装在半轴套管的内孔，并直接支承着半轴的外端，因而半袖要承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩，一般只用在轻型轿车和轻型货车以及客车上。3/4浮式半轴安装结构特点是半袖的外端只用一个轴承装在半轴套管的外端部，并直接支承着车轮的轮毅，该型式的半袖除承受转矩之外，还要承受车轮侧向力产生的弯矩，一般用在轿车和轻型货车上。全浮式半袖的安装结构特点是半袖外47 端的凸缘用螺栓与轮毂相连接，而轮毅又由两个圆锥滚子轴承支承在半轴套管上。理论上，此时半轴不承受由路面反力引起的径向力和轴向力，而仅承受转矩。但驱动桥壳的变形、轮毂与差速器半轴齿轮的不同心以及半轴法兰平面相对于其轴线不垂直等原因均可能引起半轴的弯曲变形，这类弯曲应力一般为5—70N／M2。全浮式半袖广泛用在中、重型货车上。本次设计为货车，因此应选择全浮式半轴。3.3半轴的尺寸设计及校核3.3.1半轴的载荷计算全浮式半轴除传递转矩之外，其它的力和力矩均由桥壳承受，所以半轴的计算载荷可以按车轮的最大附着力矩计算：(3.1)式中—汽车总重落在一个驱动桥上的静负荷—负荷转移系数；—车轮滚动半径；—附着系数，计算时取0.5。3.3.2全浮式半轴杆部直径可按下式初步选取：(3.2)式中d—半轴直径；—半轴计算转矩；K—直径系数，取0.205—0.218，本次取0.21。3.3.3全浮式半轴的强度校核半轴的扭转切应力为：(3.3)式中—半轴的扭转切应力；d—半轴直径。半轴的扭转切应力应在500—700Mpa之间，故符合要求。半轴的扭转角为：47 (3.4)其中Ip为半轴断面极惯性矩，(3.5)式中G——材料剪切弹性模量，查表为80Mpa；扭转角应在之间，故符合要求3.4半轴花键的选择和强度计算3.4.1半轴花键的选择花键部分选用压力角为的渐开线花键，其摸数m=1.5；齿数z=41；工作齿高h=1.5；平均直径:61.125工作长度：(3.7)3.4.2半轴花键的强度计算(3.8)所以故满足要求3.5材料选择国产汽车半独多采用40Cr和40MnB制造，但在不少的中、小型汽车上已采用40钢或45钢制造半轴。对这类半轴应采用中频淬火使半轴具有适当的硬化层，并在表面上形成比较大的残余压应力，从而大大提高半轴的抗扭强度和疲劳强度。47 3.6CATIA建模图3.247 4驱动桥壳设计4.1概述驱动桥壳为一个空心梁，它将汽车上的重力传到车轮。并将作用在车轮上的牵引力、制动力、侧向力传给悬架和车架。驱动桥壳又是主减速器、差速器、半轴的装配机体，制动器底板或制动钳也固定在它的上面，所以驱动桥壳还受到牵引或制动时产生的反作用转矩。驱动桥壳应满足的主要要求是：保护传动系部件不被损坏；质量小而又具有足够的强度；具有足够的刚度，使最大相对静弯曲变形不超过1.5mm/m，以保证主减速器齿轮正常啮合，并不使半物产生附加弯曲应力；具有密封性；结构工艺性好，成本低、拆装、保养、维修方便。4.2驱动桥壳的型式驱动桥壳大体可分为可分式、整体式和结合式三种型式。可分式桥壳如图所示．一般由两部分组成。两部分通过螺栓连接为一体。每部分均有一个铸件壳体，并在其中压人一个轴管，油管与壳体用铆钉连接。可分式桥壳制造工艺简单，主减速器轴承支承刚度好。但拆装、调整、维修很不方使，桥壳的强度和刚度受到结构的限制。该式桥壳用于轻型汽车上，现已很少采用。图4.1可分式桥壳47 整体式桥壳的强度和刚度较大，主减速器拆装、调整方便。整体式桥壳控制造工艺方法的不同，又可分为冲压焊接式、扩张成形式和铸造式三种。图中所示的冲压焊接式整体桥壳和扩张成形式整体桥壳质量小、材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，广泛用于轿车和中、小型货车，另外也被有些重型货车所采用。如图所示的铸造式整体桥壳的强度和刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，多用于中、重型货车。图4.2如图所示的组合式桥壳是将两根无缝钢管制成的轴管压入主减速器壳．再用塞焊方法焊成一体的。这种桥壳对从动锥齿轮轴承有着较好的支承刚度，主减速器的装配、调整也比可分式桥壳方便，然而加工精度要求较高。这种桥壳多用于轿车和轻型货车中。47 图4.3根据以上分析，本车适合铸造式整体桥壳。4.3驱动桥壳强度的计算驱动桥壳可视为一个梁，其受力分析如图所示。桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近，而对于具有全浮式半轴的驱动桥，桥壳端部的轮载轴承座根部也应列为危险断面进行强度验算。桥壳强度计算的载荷工况与前述半袖强度计算的三种载荷工况相同。图4.4设计尺寸：B=1860mm，L=1030mm，D=120mm，d=80mm(4.1)4.3.1牵引力或制动力最大时：47 垂直平面内的弯矩Mv：(4.2)水平面内的弯矩Mh：(4.3)(4.4)抗弯截面系数：(4.5)抗扭截面系数：(4.6)当牵引力或制动力最大时，桥壳钢板一弹簧座处危险断面的弯曲应力和扭转应力为：(4.7)(4.8)危险断面的合成应力为：(4.9)符合强度要求4.3.2当侧向力最大时，桥壳内、外板簧座处断面的弯曲应力和为：(4.10)47 (4.11)，故符合强度要求4.3.3当汽车通过不平路面时的弯曲应力：(4.12)，故符合强度要求可锻铸铁桥壳的弯曲应力不应超过300N/mm，中碳合金钢半轴套管的弯曲应力不应超过500N/mm，剪切应力不应超过250N/mm。在设计桥壳时，应充分考虑汽车的使用条件并合理选择材料。因为弯曲应力和剪切应力计算值均小于许用值，所以桥壳的强度符合要求。4.4CATIA建模图4.5桥壳前盖47 图4.6桥壳后盖图4.7桥壳47 参考文献[1]陈家瑞主编.汽车构造（下）北京：机械工业出版社2003[2]刘惟信编著.汽车车桥设计.北京：清华大学出版社2004[3]刘惟信编著.汽车设计.北京：清华大学出版社2004[4]孙志礼冷兴聚魏延刚曾海泉主编.机械设计.沈阳:东北大学出版社,2000[5]孙志礼冷兴聚魏延刚曾海泉主编.机械设计课程设计.沈阳:东北大学出版社,2000[6]王望予主编.汽车设计.北京：机械工业出版社，2005[7]余志生主编.汽车理论.北京：清华大学出版社2004[8]单岩谢龙汉编著.CATIAV5机械设计应用实例.北京：清华大学出版社,2004[9]申永胜主编.机械原理教程.北京：清华大学出版社,1999[10]江洪李仲兴陆利锋等编著.CATIA基础教程.北京:机械工业出版社,2006[11]尤春风等编著.VATIAV5曲面造型.北京：清华大学出版社,2002[12]成大先主编.机械设计手册.化学工业出版社,200247 附录B#defineB57.3#includemain(){floatm1,m2,m3,m4,m5,m6,m7,m8,m9,m10,m11,m12,m13,m14,m15,m16,m17,m18,m19,m20,m21,m22,m23,m24,m25,m26,m27,m28,m29,m30,m31,m32,m33,m34,m35,m36,m37,m38,m39,m40,m41,m42,m43,m44,m45,m46,m47,m48,m49,m50,m51,m52,m53,m54,m55,m56,m57,m58,m59,m60,m61,m62;floatm63,m64,m65,m66,m67,m68,m69,m70,m71,m72,m73,m74,m75,m76,m77,m78,m79,m80,m81,m82,m83,m84,m85,m86,m87,m88,m89,m90,m91,m92,m93,m94,m95,m96,m97,m98,m99,m100,m101,m102,m103,m104,m105,m106,m107,m108,m109,m110,m111,m112,m113,m114,m115,m116,m117;floatm118,m119,m120,m121,m122,m123,m124,m125,m126,m127,m128,m129,m130,m131,m132,m133,m134,m135,m136,m137,m138,m139,m140,m141,m142,m143,m144,m145,m146,m147,m148,m149,m150,k;printf("inputm1,m2,m4,m5,m6,m7,m18,m78,m85,m146,m147,kn");scanf("%f,%f,%f,%f,%f,%f,%f,%f,%f,%f,%f,%f",&m1,&m2,&m4,&m5,&m6,&m7,&m18,&m78,&m85,&m146,&m147,&k);m3=m1/m2;printf("n");m8=50;m9=tan(m8/B);m10=m3*1.2;m11=sin(atan(1/m10));m12=(m6-m4*m11)/2;m13=m5*m11/m12;47 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