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學(xué)號
成績
設(shè)計說明書
課程名稱
設(shè)計名稱 主減速器及差速器設(shè)計
設(shè)計時間
系 別 機械與汽車工程系
專 業(yè) 車輛工程
班 級
姓 名
指導(dǎo)教師
6 月 10 日
設(shè)計》說明書
目錄
一、設(shè)計任務(wù)及要求 1
（一） 任務(wù)題目 1
（二） 進度安排 1
二、主減速器及差速器設(shè)計 3
（一） 總體設(shè)計、計算 3
2.1.1主減速器結(jié)構(gòu)與位置設(shè)計 3
2.1.2傳動比的分配 4
2.1.3各零件運動和動力參數(shù) 4
（二） 傳動零件的設(shè)計 6
2.2.1錐齒輪主要參數(shù)的選擇 6
2.2.2主減速器錐齒輪強度計算 8
三、差速器設(shè)計 13
3.1.1差速器結(jié)構(gòu)形式選擇 13
3.1.2普通錐齒輪差速器齒輪設(shè)計 14
3.1.3差速器齒輪強度計算 15
3.1.4車輪傳動裝置設(shè)計 17
四、三維建模及二維平面圖 20
參考文獻 26
致謝 27
附錄 28
一、設(shè)計任務(wù)及要求
（一） 任務(wù)題目
面包車后橋差速器設(shè)計:
車型
發(fā)動機Nmax
發(fā)動機Mmax
I檔變比
主傳動比
驅(qū)動方案
發(fā)動機
B2
69kw/6000rpm
128N.m/3400rmp
5.36
3.5≤i≤4.2
FR
縱置
已知條件：（1）假設(shè)地面的附著系數(shù)足夠大；
（2）發(fā)動機到主傳動主動齒輪的傳動效率；
（3）車速度允許誤差為±3%；
（4）工作情況：每天工作10小時，連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；
（5）工作環(huán)境：濕度和粉塵含量設(shè)為正常狀態(tài)，環(huán)境最高溫度為30度；
（6）要求齒輪使用壽命為17年（每年按300天計，每天平均10小時）；
（7）生產(chǎn)批量：中等。
（8）半軸齒輪、行星齒輪齒數(shù)，可參考同類車型選定，也可自己設(shè)計。
（9）主傳動比、轉(zhuǎn)矩比參數(shù)選擇不得雷同。
（10）安裝一般
（二） 進度安排
設(shè)計的步驟（共四部分）
傳動比的分配
各運動和動力參數(shù)計算
齒輪傳動的設(shè)計計算
總體布局
各零件的材料選擇選擇
差速器裝配布局草圖設(shè)計
各零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計
一．總體設(shè)計、計算
二．傳動零件的設(shè)計計算
三．總體結(jié)構(gòu)設(shè)計的設(shè)計
四．軸的校核
五．滾動軸承的選擇和校核
設(shè)計計算。可參考《機械設(shè)計》教材。
（2） 三維建模所有零件的三維模型和裝配。（CATIA制圖）
（3） 繪制A0二維裝配圖。（CATIA制圖）
（4） 繪制零件圖。零件圖每人2張，由指導(dǎo)教師分配任務(wù)，紙張大小、比例自定或指導(dǎo)老師安排。
（5） 整理說明書。字數(shù)5000字以上。格式參考模板。說明書應(yīng)包括下面內(nèi)容：①、設(shè)計任務(wù)及安排。②結(jié)構(gòu)原理和現(xiàn)狀比較。③參數(shù)選擇與計算、三維建模、二維制圖過程。④參考文獻。⑤致謝。⑥附錄（包括零件圖和裝配圖）。
課程設(shè)計進度安排
序號
階段內(nèi)容
第一階段 設(shè)計計算（第1-4周）
1-4周
布置任務(wù)、拆裝部件、講解工作原理、計算方法講解
答疑和進度檢查
階段檢查，給出階段成績
第二階段 三維建模（第5周～第8周）
5-8周
部件測繪、三維建模
答疑和進度檢查
階段檢查，給出階段成績
第三階段 二維平面圖（第9周～第11周）
9-11周
繪制部件裝配圖、零件工作圖（CATIA制圖）
答疑和進度檢查
階段檢查給出階段成績
第四階段 二維零件圖（第12-13周）
12-13周
由指導(dǎo)教師指定兩個零件。繪制主要零件工作圖（CATIA制圖）
階段檢查給出階段成績
第五階段 編寫說明書（第14-16周）
14-16周
編寫課程設(shè)計說明書、整理課程設(shè)計資料、裝檔案袋并上交
階段檢查給出階段成績；出圖（部件裝配圖、零件圖）
答辯
二、主減速器及差速器設(shè)計
（一） 總體設(shè)計、計算
2.1.1主減速器結(jié)構(gòu)與位置設(shè)計
我們設(shè)計的是發(fā)動機前置后驅(qū)面包車的主減速器及差速器。主減速器及差速器的位置布置如下圖 。
采用整體式驅(qū)動橋，單級弧齒錐齒輪傳動。
主動錐齒輪z1齒數(shù)為14，從動錐齒輪z2齒數(shù)為69。
橋殼形式：斷開式
半軸形式：全浮式
差速器形式：弧齒圓錐齒輪式
2.1.2傳動比的分配
I擋傳動比
根據(jù)主從動齒輪齒數(shù)，確定出主傳動比為： i=11/54=4.91
根據(jù)所給要求：發(fā)動機到主傳動主動齒輪的傳動效率。
選用弧齒錐齒輪副，則主、從動錐齒輪間的傳動效率
2.1.3各零件運動和動力參數(shù)
我們選用的是弧齒錐齒輪傳動，所以用格里森齒制錐齒輪計算載荷的三種確定方法。
1.按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tce
式中：Tem——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩, Tem=128N﹒m
Kd——動載系數(shù)，由性能系數(shù)fi確定
當(dāng)0.195×mag×Tem <16時，fi=0.01（16-0.195×mag/Tem）；當(dāng)0.195×mag×Tem≥16時，fi=0。式中，ma為汽車滿載質(zhì)量，ma＝2575kg，0.195×mag/Tem＝38.44>16，fi<0，所以選Kd＝1。
K——液力變矩系數(shù)，該減速器無液力變矩器，K=1
i1——變速器一檔傳動比，i1＝5.36
if——分動箱傳動比，該減速器無分動箱，if＝1
i0——主減速器傳動比，i0＝4.91
η——發(fā)動機到從動錐齒輪之間的傳動效率，取η＝96%
n——計算驅(qū)動橋數(shù)，n=1
由上面數(shù)據(jù)計算得：Tce =3071.64N﹒m
2.按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcs
式中：G2——滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜載荷，G2＝2575x9.8x0.6=15141N
m2’——汽車最大加速度時的候車軸負載轉(zhuǎn)移系數(shù)，取m2’＝1.1
φ——輪胎與路面間的附著系數(shù)，取φ＝0.85
rr——車輪滾動半徑，rr=0.0254[d/2+b(1-a)]，查BJ130使用手冊得知，輪胎規(guī)格為6.50-16-8，取a＝0.12，所以rr＝0.0254 [16/2+6.5(1-0.12)]＝0.348m
im——主減速器從動齒輪到車輪間傳動比，im＝1
ηm——主減速器從動齒輪到車輪間傳動效率，ηm＝1
由上面數(shù)據(jù)計算得：Tcs＝4926.58Nm
3.按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcf
式中： Ft——汽車日常行駛平均牽引力, Ft=Ff+Fi+Fw+Fj。日常行駛忽略坡度阻力和加速阻力，F(xiàn)i=Fj=0，滾動阻力Ff=W﹒f，其中貨車滾動阻力系數(shù)f為0.015~0.020，取f=0.016，W=27250N，因此Ff=436N；空氣阻力Fw=CD﹒A﹒ua2 /21.15，面包車空氣阻力系數(shù)CD為0.80~1.00，取CD=0.9，迎風(fēng)面積A=2.5m2，日常平均行駛車速ua＝60 km/h，因此Fw=382.98N。計算得到：Ft=818.98N。
rr——車輪滾動半徑，rr=0.348m
im——主減速器從動齒輪到車輪間傳動比，im＝1
ηm——主減速器從動齒輪到車輪間傳動效率，ηm＝1
n——計算驅(qū)動橋數(shù)，n=1
計算汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩Tcf=285 Nm。
4.從動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩
當(dāng)計算錐齒輪最大應(yīng)力時，Tc＝min[Tce，Tcs]，Tce=3071.64N﹒m，Tcs＝4926.58Nm，所以Tc= Tce =3071.64Nm。當(dāng)計算錐齒輪疲勞壽命時，Tc＝Tcf，Tcf＝285N﹒m，所以Tc＝Tcf＝285N﹒m。
5.計算主動錐齒輪轉(zhuǎn)矩
式中：ηG——主從動錐齒輪間傳動效率，對于弧齒錐齒輪副ηG＝95％。
當(dāng)計算錐齒輪最大應(yīng)力時，Tc＝3071.64Nm，計算得Tz=658.63Nm；
當(dāng)計算錐齒輪疲勞壽命時，Tc＝285N﹒m，計算得Tz=60.87 Nm。
（二） 傳動零件的設(shè)計
2.2.1錐齒輪主要參數(shù)的選擇
主減速器錐齒輪的主要的參數(shù)有主、從動錐齒輪z1和z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms、主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角、法向壓力角a等。
1. 已經(jīng)確定主動錐齒輪z1齒數(shù)為11，從動錐齒輪z2齒數(shù)為54。
2. 從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和斷面模數(shù)ms。
對于單級主減速器，增加尺寸D2會影響驅(qū)動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D2又響驅(qū)動跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。
D2可根據(jù)公式初選為，即
式中，D2為從動齒輪大端分度圓直徑（mm）；KD2為直徑系數(shù)，一般為13.0~15.3，這里我們?nèi)?5；Tc為從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（N·m），Tc＝3071.64Nm。
計算得，從動錐齒輪大端分度圓直徑D2初選為D2=218.05mm
從動齒輪端面模數(shù)ms為：
同時，ms還應(yīng)滿足
式中，Km為模數(shù)系數(shù)，取0.3~0.4。即，
則我們選取從動齒輪端面模數(shù)ms為5，同理從動齒輪大端分度圓直徑D2為270mm。
3. 主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2
對于從動錐齒輪齒面寬b2，推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2，而且b2，一般也推薦b2=0.155D2。對于弧齒錐齒輪，b1一般比b2大10%。
得到主動錐齒輪齒面寬b2為：
b2=0.155D2=0.155×270mm=41.58mm
得到從動錐齒輪齒面寬b1為：
b1=1.1b2=1.1×42.78mm=46.04mm
4.雙曲面小齒輪偏移距E
所設(shè)計車輛為面包車（為總質(zhì)量不大的商用車），要求E不大于0.2D2；
取E=0.18D2=48.60mm
5.中點螺旋角
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°。乘用車選用較大的值以保證較大的，使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35°。
我們?nèi)≈悬c螺旋角=35°。
6.螺旋方向
發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向為逆時針，為避免輪齒卡死而損壞，應(yīng)使軸向力離開錐頂方向，符合左手定則，所以主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。
7.法向壓力角
法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，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，對于小負荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對于弧齒錐齒輪，乘用車一般選用14°30丿或16°，商用車的為20°或或22°30丿。對于雙曲面齒輪，從動齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是相同的，但主動齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的。選取平均壓力角時，乘用車為19°或20°，商用車為20°或22°30丿。
根據(jù)我們設(shè)計選用的傳動方案，法向壓力角取16°。
2.2.2主減速器錐齒輪強度計算
1.單位齒長圓周力
主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上單位齒長圓周力來估算，即
式中，p為輪齒上的單位齒長圓周力（N/mm）；F為作用在輪齒上的圓周力（N）b2為從動齒輪的齒面寬（mm）。
按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時
按驅(qū)動輪打滑的轉(zhuǎn)矩計算時
872.00N/mm
根據(jù)參考資料【1】中152頁表5-1得，許用的單位齒長圓周力[p]表：
2.輪齒彎曲強度
主減速器錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為：
式中：Tc——齒輪的計算轉(zhuǎn)矩。從動齒輪：按最大彎曲應(yīng)力算時Tc＝3071.64Nm Nm，按疲勞彎曲應(yīng)力算時 Tc=285 Nm；主動齒輪：按最大彎曲應(yīng)力算時Tz=658.63 Nm，按疲勞彎曲應(yīng)力算時Tz=60.87 Nm。
K0——過載系數(shù)，取K0＝1
Ks——尺寸系數(shù)，ms>1.6mm時，Ks =（ms/25.4）0.25=0.67
Km——齒面載荷分配系數(shù)?？缰檬街谓Y(jié)構(gòu)Km=1~1.1，取Km=1.1
Kv——質(zhì)量系數(shù) ，Kv＝1
ms ——從動錐齒輪斷面模數(shù)，ms=5mm
b——齒面寬，主動齒輪b1=46.04mm，從動齒輪b2=41.85mm
D——分度圓直徑，主動齒輪D1=55mm，從動齒輪D2=270mm
Jw——綜合系數(shù)，通過查圖得，主動齒輪Jw=0.37，從動齒輪Jw=0.238
將各個數(shù)據(jù)代入公式計算得從動齒輪：按最大彎曲應(yīng)力算時，最大彎曲應(yīng)力，按疲勞彎曲應(yīng)力算時，最大彎曲應(yīng)力；主動齒輪：按最大彎曲應(yīng)力算時，最大彎曲應(yīng)力，按疲勞彎曲應(yīng)力算時，最大彎曲應(yīng)力。
基本都滿足按min[Tce，Tcs]計算的最大彎曲應(yīng)力不超過700MPa；按Tcf計算的疲勞彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過210MPa，破壞的循環(huán)次數(shù)為6×106。
4. 輪齒接觸強度
錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為
主、從動錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的。
式中，為錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力（MPa）；D1為主動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；b取b1和b2中的較小值（mm）；ks為尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0；kf為齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅、磷化處理等），對于制造精確的齒輪，kf取1.0；cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪；cp取232.6N1/2/mm；JJ為齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取見下圖 ，取0.254
K0——過載系數(shù)，取K0＝1；
Km——齒面載荷分配系數(shù)?？缰檬街谓Y(jié)構(gòu)Km=1~1.1，取Km=1.1；
Kv——質(zhì)量系數(shù) ，Kv＝1；
計算按min[Tce，Tcs]得到，最大接觸應(yīng)力為2113.74MPa；按Tcf計算的疲勞接觸應(yīng)力為642.58MPa。
基本都滿足按min[Tce，Tcs]計算的最大接觸應(yīng)力不超過2800MPa；按Tcf計算的疲勞接觸應(yīng)力不應(yīng)超過1750MPa。
序號
名稱及代號
計算公式及說明
計算結(jié)果
1
主減速器主、從動齒輪齒數(shù)
滿足條件
Z1=11
Z2=54
2
傳動比i
i=Z2/Z1=54/11=3.91
i=3.91
3
大端模數(shù)m
由強度計算或結(jié)構(gòu)設(shè)計確定，并取標(biāo)準值
m=5
4
分度圓錐角
5
分度圓直徑d
d1=z1m=55mm
d2=z2m=270mm
d1=55mm
d2=270mm
6
外錐距R
R=135.84mm
8
齒寬系數(shù)
9
齒面寬b
取b=39mm
10
齒頂高ha
11
齒根高hf
12
壓力角
13
全齒高h
14
頂隙c
c=1mm
15
軸交角
標(biāo)準直齒圓錐齒輪
16
齒頂圓直徑da
17
齒根圓直徑df
18
齒頂角
19
齒根角
20
根錐角
21
頂錐角
三、差速器設(shè)計
3.1.1差速器結(jié)構(gòu)形式選擇
1.對稱錐齒輪式差速器
汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，它具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點，故應(yīng)用廣泛。它又分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器等。我們選用普通錐齒輪式差速器進行計算。
2.普通錐齒輪式差速器
普通錐齒輪式差速器由于結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)可靠，一直廣泛用于一般使用條件下的汽車驅(qū)動橋中。如圖 示意圖，圖中為差速器殼的角速度；、分別為左、右兩半軸的角速度；為差速器殼接受的轉(zhuǎn)矩；為差速器內(nèi)摩擦力矩；、分別為左、右兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩。
根據(jù)運動分析可得
顯然，當(dāng)一側(cè)半軸不轉(zhuǎn)時，另一側(cè)半軸將以兩倍的差速器殼體角速度旋轉(zhuǎn)；當(dāng)差速器殼體不轉(zhuǎn)時，左右半軸將等速、反向旋轉(zhuǎn)。
根據(jù)力矩平衡可得5
差速器性能常以鎖緊系數(shù)k來表征，定義為差速器的內(nèi)摩擦力矩與差速器殼接受的轉(zhuǎn)矩之比，由下式確定
結(jié)合力矩平衡式得
定義半軸的轉(zhuǎn)矩比為kb=T2/T1,則kb與k之間有
普通錐齒輪差速器的鎖緊系數(shù)k一般為0.05~0.15，兩半軸的轉(zhuǎn)矩比kb為1.11~1.35，這說明左、右半軸的轉(zhuǎn)矩差別不大，故可以認為分配給兩半軸的轉(zhuǎn)矩大致相等，這樣的分配比例對于良好路面上行駛的汽車來說是合適的。
我們?nèi)℃i緊系數(shù)k為0.1，得到軸的轉(zhuǎn)矩比kb為1.22。分別為左兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩為，分別為右兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩為。差速器內(nèi)摩擦力矩為。
3.1.2普通錐齒輪差速器齒輪設(shè)計
1.行星齒輪數(shù)n
由于設(shè)計的是面包車的后橋差速器，載荷一般，也不是很大，選擇n取2。
2.行星齒輪球面半徑Rb
行星齒輪球面半徑Rb
Kb——行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb=2.5～3.0，對于有2個行星齒輪的面包取最大值，Kb=3
Td——差速器計算轉(zhuǎn)矩，Td =min[Tce，Tcs]=3071.64Nm
計算得：Rb=43.60mm
節(jié)錐距A0=（0.98～0.99）Rb，取系數(shù)為0.985，則A0=42.95mm
3.確定行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)
取行星齒輪齒數(shù)z1=11，半軸齒輪齒數(shù)z2取為17。
z2/ z1=1.55，在1.5～2范圍內(nèi)；半軸齒數(shù)和為34，能被行星齒輪數(shù)整除。所以能夠保證裝配，滿足設(shè)計要求。
4. 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1，γ2及其模數(shù)m
錐齒輪大端的端面模數(shù)m=2A0sinγ1/z1=2A0sinγ2/z2，m=4.24，取整m=5。
則：d1=z1m=55mm ，d2=z2m=85mm
重新驗算節(jié)錐距
A0=d1/（2 sinγ1）=d2/（2 sinγ2）=43.23mm
5.壓力角
汽車差速器齒輪大都采用α=22°30′的壓力角，齒高系數(shù)為0.8的齒形。
6.行星齒輪軸直徑d及支承長度L
行星齒輪軸直徑d（mm）為
式中： T0——差速器殼傳遞的轉(zhuǎn)矩，T0=Td= min[Tce，Tcs]=3071.64Nm
[σc] ——支承面許用擠壓應(yīng)力，取98MPa
n——行星齒輪數(shù)，n=2
rd——行星齒輪支承面中心到錐頂?shù)木嚯x，rd=0.4d2=36.55mm
計算得d=19.74mm，取行星齒輪軸直徑d為24mm。
支承長度L=1.1d=26.4mm 。
3.1.3差速器齒輪強度計算
差速器齒輪只有當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪主要應(yīng)進行彎曲強度計算。齒輪彎曲應(yīng)力σw為：
Tc——半軸齒輪計算轉(zhuǎn)矩。當(dāng)T0 =min[Tce，Tcs]時，Tc＝0.6×T0=1842.98Nm；當(dāng) T0=Tcf時，Tc＝0.6×T0=171 Nm
Ks——尺寸系數(shù)，Ks=1
Km——齒面載荷分配系數(shù)?？缰檬街谓Y(jié)構(gòu)Km=1~1.1，取Km=1.1
Kv——質(zhì)量系數(shù) ，Kv＝1
m——端面模數(shù)，m=5
b2——半軸齒輪齒寬，b2=0.3A0=16.94mm
d2——半軸齒輪大端分度圓直徑，d2=85mm
J——綜合系數(shù)，查圖得J=0.21
n——行星齒輪數(shù)，n=2
計算得：
當(dāng)T0=min[Tce，Tcs]時，[σw]=980 MPa，σw=893.16MPa<[σw]。，符合設(shè)計要求。
當(dāng) T0=Tcf時，[σw]=210 MPa，σw=82.87MPa<[σw],也符合設(shè)計要求。
序號
名稱及代號
計算公式及說明
計算結(jié)果
1
行星齒輪齒數(shù)Z1
行星齒輪齒數(shù)不小于10
Z1=11
2
半軸齒輪齒數(shù)Z2
Z2=14～25且滿足轉(zhuǎn)條件
Z2=17
3
傳動比i
i=Z2/Z1=17/11=1.55
i=1.55
4
模數(shù)m
m=2A0sinγ1/z1=2A0sinγ2/z2=4.24
m=5
5
分度圓錐角
6
分度圓直徑d
d1=z1m=55mm
d2=z2m=85mm
d1=55mm
d2=85mm
7
外錐距R
R=50.62mm
8
齒寬系數(shù)
9
齒面寬b
取b=15mm
10
齒頂高ha
11
齒根高hf
12
壓力角
13
全齒高h
14
頂隙c
c=1mm
15
軸交角
標(biāo)準直齒圓錐齒輪
16
齒頂圓直徑da
17
齒根圓直徑df
18
齒頂角
19
齒根角
20
根錐角
21
頂錐角
3.1.4車輪傳動裝置設(shè)計
1.結(jié)構(gòu)形式分析
半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種形式。
根據(jù)承載情況,選取半軸為全浮式半軸，全浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是，半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相連，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承載轉(zhuǎn)矩。
2.半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
全浮式半軸的計算載荷可按車輪附著力矩計算，即
式中，G2為驅(qū)動橋的最大靜載荷，取G2=0.6G=（0.6×2725×9.8）N=16023N；
rr為車輪滾動半徑，先約取308mm；
m2丿為負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，一般在乘用車在m2丿=1.2~1.4，商用車：m2丿=1.1~1.2，為m2丿取1.2；
為附著系數(shù)，計算時取0.8。
計算得到全浮式半軸的力矩為：
全浮式半軸桿部直徑初步選取
式中，d為半軸桿部直徑（mm）；
全浮式半軸的計算力矩（N·mm）；
K為直徑系數(shù)，取0.205~0.218，取0.212。
靜計算可得半軸桿部直徑d為：
半軸應(yīng)符合：1、半軸桿部直徑應(yīng)小于或等于半軸花鍵的底徑，以便使半軸各部分基本達到等強度；2、半軸的破壞形式大多是扭轉(zhuǎn)疲勞損壞，在結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)盡量增大各過度部分的圓角半徑，尤其是凸緣與桿部、花鍵與桿部的過渡部分，以減小應(yīng)力集中。3、當(dāng)桿部較粗且外端凸緣也較大是，可采用兩端用花鍵連接的機構(gòu)；4、設(shè)計全浮式半軸桿部的強度儲備應(yīng)低于驅(qū)動橋其他傳力零件的強度儲備，使半軸起一個“熔絲”的作用。
故選取半軸的直徑為d=30mm。
3.半軸的強度校核
半軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力公式為：
式中，為半軸扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力；d為半軸直徑。
計算得半軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：
半軸的扭轉(zhuǎn)角公式為
式中，為扭轉(zhuǎn)角；l為半軸長度，取為0.4m；G為材料切變模量；取80MPa；IP為半軸斷面的極慣性矩，IP=πd4/32.
計算得到半軸的扭轉(zhuǎn)角為每米長度8°32丿。
都基本符合半軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力宜為500~700MPa，轉(zhuǎn)角宜為每米長度6°~15°。
5.半軸花鍵設(shè)計計算
（1）.根據(jù)《汽車工程手冊》P1211公式公式（4-9-45）半軸花鍵的剪切應(yīng)力
式中：5國標(biāo)GB/3478.1-1983漸開線花鍵尺寸：
選30度平齒根，m=1，Z=30。
D—半軸花鍵外徑，取31.5mm
d—與之相配的花鍵孔內(nèi)徑，取29.11mm
Lp—花鍵工作長度，取45mm
b—花鍵齒寬，取1.704mm
—載荷分配不均勻系數(shù)根據(jù)機械設(shè)計【2】中P65查得在（0.7~0.8）之間，計算時可取0.8。
根據(jù)機械設(shè)計【2】中P65公式4-4，半軸花鍵的擠壓應(yīng)力
式中根據(jù)【2】中P665表4-2驗證，花鍵的適用情況安全，合理
表 花鍵連接的許用擠壓應(yīng)力、許用壓力/MPa
剪切應(yīng)力不大于70MPa，擠壓應(yīng)力不大于200MPa，根據(jù)要求，以上均合格。
四、三維建模及二維平面圖
主要說明建模中關(guān)鍵參數(shù)和復(fù)雜部件的建模過程
半軸齒輪（圖4.1）建模：先在UG軟件中輸入半軸齒輪的參數(shù)，生成齒輪后，導(dǎo)入catia，在齒輪上建凸臺，再進行打孔，拉齒成形。半軸齒輪墊片，在草圖畫圓環(huán)，拉伸得到。
圖4.1 半軸齒輪 圖4.2 半軸齒輪墊片
圖4.3 差速器殼體
差速器殼體，是一個鑄造件，具有拔模斜度。建凸臺拔模，中心播殼，洗平面在多建幾個凸臺，用于軸承的軸肩定位，打行星齒輪軸孔，并打銷孔。以下的其他建模，以此類推。
圖4.4 行星齒輪 圖4.5 行星齒輪墊片
圖4.6 行星齒輪軸
圖4.7 六角開槽螺母 圖4.8 旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈
圖4.9 圓錐滾子軸承 圖4.10 半軸
圖4.11 卡簧 圖4.12 防塵罩
圖4.13 輸入法蘭盤
圖4.14 主減速器殼體
圖4.15 主減速器主動齒輪
二維平面圖介紹能幫助讀懂圖紙的說明。
零件二維圖要有足夠的尺寸，讓工程師看到就能很明白，有技術(shù)要求，零件表面粗糙度，尺寸公差等，提升零件的精度。裝配圖則要表達好各個零件間的裝配關(guān)系，裝配操作技術(shù)要求等。
圖4.16 差速器殼體二維圖
圖4.17 主減速器主動齒輪軸二維圖
圖4.18 主減速器及差速器總成裝配二維圖
參考文獻
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［4］. 王望予.汽車設(shè)計［M］.機械工業(yè)出版社2004
［5］. 甘永立.幾何量公差與檢測［M］.上海科學(xué)技術(shù)出版社.2012
［6］. 譚慶昌.趙洪志.機械設(shè)計［M］.高等教育出版社.2004
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致謝
在此次課程設(shè)計中，學(xué)習(xí)了解以前和現(xiàn)今用得最多的制動器，無論是盤式制動器，鼓式制動器，還是復(fù)合式制動器，了解其內(nèi)部結(jié)構(gòu)和各個部件，如何進行工作，每個零件起到什么樣的作用。特別是在裝配二維圖，零件二維圖上學(xué)習(xí)得更多知識。
在檢查裝配二維圖時，三維圖二維圖畫法一直糾結(jié)了挺久，最后還是把難表達的表面用二維圖畫法。類似彈簧，掛上去必定拉緊回到最低點的位置，制動鼓夠精加工表面，而不是一個平面到底。迷宮技術(shù)，進行防塵，特別是球籠式等速萬向節(jié)，從開始問老師結(jié)構(gòu)，到圖書館查書，最后網(wǎng)上找球籠式等速萬向節(jié)設(shè)計，制作它，可以是一份畢業(yè)設(shè)計，從設(shè)計到加工制造出來。我們則根據(jù)設(shè)計進行建模，有課程設(shè)計，我們學(xué)會、懂得更多汽車相關(guān)結(jié)構(gòu)。
附錄
附表1 各個建模零件及名稱
序號
零件名稱
零件名
備注
1
半軸齒輪
06121212_yaozhaowu_banzhouchilun
2
半軸齒輪墊片
06121212_yaozhaowu_banzhouchilundianpian
Q235
3
差速器殼體
06121212_yaozhaowu_chasuqiketi
4
行星
齒輪
06121212_yaozhaowu_xingxingchilun
5
行星齒輪墊片
06121212_yaozhaowu_xingxingchilundianpian
6
行星齒輪軸
06121212_yaozhaowu_xingxingchilunzhou
7
行星齒輪軸銷
06121212_yaozhaowu_xingxingchilunzhouxiao
8
六角頭螺栓
06121212_yaozhaowu_M12liujiaotouluoshuang
M12
9
開口六角頭螺母
06121212_yaozhaowu_M24kaikouxiaoluonu
M24
10
卡簧
06121212_yaozhaowu_kahuan
11
旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈
06121212_yaozhaowu_neijing50waijing70xuanzhuanzhouchunxingmifengquan
12
圓錐滾子軸承
06121212_yaozhaowu_30212zhoucheng
30212
32208
32308
13
半軸
06121212_yaozhaowu_banzhoufalan
14
波形套筒
06121212_yaozhaowu_boxingtaotong
15
法蘭盤
06121212_yaozhaowu_falanpan
HT200
16
防塵罩
06121212_yaozhaowu_fangchenzhao
17
開口銷
06121212_yaozhaowu_kaikouxiao
Q235
18
軸承蓋
06121212_yaozhaowu_zhouchenggai
19
從動錐齒輪
06121212_yaozhaowu_zhujiansuqicongdongchilun
20
墊片
06121212_yaozhaowu_zhujiansuqidianpian
21
主減速器后蓋
06121212_yaozhaowu_zhujiansuqihougai
22
六角頭螺栓
06121212_yaozhaowu_zhujiansuqihougailuoshuan
23
主減速器殼體
06121212_yaozhaowu_zhujiansuqiketi
24
主減速器主動錐齒輪
06121212_yaozhaowu_zhujiansuqizhudongchilun
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