汽車驅動橋設計.doc

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車輛工程專業(yè)課程設計 學 院 機電工程學院 班 級 12級車輛 工程 姓 名 黃揚顯 學 號 20120665130 成 績 指導老師 盧隆輝 設計課題 某型輕型貨車驅動橋設計 2015 年 11 月 15 日 整車性能參數(shù)（已知） 驅動形式： 62后輪 軸距： 3800mm 輪距前/后： 1750/1586mm 整備質量 4310kg 額定載質量： 5000kg 空載時前軸分配軸荷45%，滿載時前軸分配軸荷26% 前懸/后懸： 1270/1915mm 最高車速： 110km/h 最大爬坡度： 35% 長寬高： 6985 、2330、 2350 發(fā)動機型號： YC4E140—20 最大功率： 99.36kw/3000rmp 最大轉矩： 380Nm/1200～1400mm 變速器傳動比： 7.7 4.1 2.34 1.51 0.81 倒檔傳動比： 8.72 輪胎規(guī)格： 9.00—20 離地間隙： >280mm 1總體設計 3 1.1 非斷開式驅動橋 4 1.2 斷開式驅動橋 4 2 主減速器設計 4 2.1 主減速器結構方案分析 5 2.1.1 螺旋錐齒輪傳動 5 2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 5 2.2.1 主動錐齒輪的支承 5 2.2.2 從動錐齒輪的支承 6 2.3 主減速器錐齒輪設計 6 2.3.1 主減速比i的確定 6 2.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 7 2.4 主減速器錐齒輪的材料 8 2.5 主減速器錐齒輪的強度計算 9 2.5.1 單位齒長圓周力 9 2.5.2 齒輪彎曲強度 10 2.5.3 輪齒接觸強度 10 2.6 主減速器錐齒輪軸承的設計計算 11 2.6.1 錐齒輪齒面上的作用力 11 2.6.2 錐齒輪軸承的載荷 12 2.6.3 錐齒輪軸承型號的確定 14 3 差速器設計 15 3.1 差速器結構形式選擇 15 3.2 普通錐齒輪式差速器齒輪設計 16 3.3 差速器齒輪的材料 18 3.4 普通錐齒輪式差速器齒輪強度計算 18 4 驅動橋殼設計 19 4.1 橋殼的結構型式 20 4.2 橋殼的受力分析及強度計算 20 致謝 23 參考文獻 23 1總體設計 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殼等組成。 驅動橋設計應當滿足如下基本要求： 1)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 2)外形尺寸要小，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)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。 5)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 6)與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。 7)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。 1.1 非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、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構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅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。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。 驅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，可該用雙級結構。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，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動車輪的旁邊。 1.2 斷開式驅動橋 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。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動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 2 主減速器設計 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、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，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，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量減小、操縱省力。 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： 1）所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 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）在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協(xié)調。 4）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。 5）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。 2.1 主減速器結構方案分析 2.1.1 螺旋錐齒輪傳動 按齒輪副結構型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。 在發(fā)動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳動。 為了減少驅動橋的外輪廓尺寸，主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪而采用螺旋錐齒輪。因為螺旋錐齒輪不發(fā)生根切（齒輪加工中產(chǎn)生輪齒根部切薄現(xiàn)象，致使齒輪強度大大降低）的最小齒數(shù)比直齒輪的最小齒數(shù)少，使得螺旋錐齒輪在同樣的傳動比下主減速器結構較緊湊。此外，螺旋錐齒輪還具有運轉平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點，汽車上獲得廣泛應用。 查閱文獻[1]、[2]，經(jīng)方案論證，主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式（如圖3-1示）。螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，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捏合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 2.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 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。查閱資料、文獻，經(jīng)方案論證，采用跨置式支承結構（如圖3-2示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。 裝載質量為2t以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用跨置式支承。本課題所設計的YC1090貨車裝載質量為5t，所以選用跨置式。 2.2.2 從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖3-3示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，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置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是c等于或大于d。 2.3 主減速器錐齒輪設計 主減速比i、驅動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。 2.3.1 主減速比i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料經(jīng)濟性都有直接影響。i的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比i一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌琲下的功率平衡田來研究i對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇i值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的i值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時i值應按下式來確定： = （2-1） 式中——車輪的滾動半徑， =0.508m igh——變速器量高檔傳動比。igh =1 對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，i一般選擇比上式求得的大10％～25％，即按下式選擇： （2-2） 式中i——分動器或加力器的高檔傳動比 iLB——輪邊減速器的傳動比。 根據(jù)所選定的主減速比i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。 把np=3600r/n , =110km/h , r=0.508m , igh=1代入（2-1）有：0.377（0.508x3600r/n）/110k/m 計算出 i=6.50 從動錐齒輪計算轉矩Tce Tec== （2-3） 式中： Tce—計算轉矩，Nm； Temax—發(fā)動機最大轉矩；Temax =380Nm n—計算驅動橋數(shù)，1； if—變速器傳動比，if=7.7； i0—主減速器傳動比，i0=6.50； η—變速器傳動效率，η=0.96； k—液力變矩器變矩系數(shù)，K=1； Kd—由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，Kd=1； i1—變速器最低擋傳動比，i1=0.81； 代入式（2-3），有： Tce≈7201 Nm 主動錐齒輪計算轉矩T=12305 Nm 2.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 a)主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素； 為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數(shù)和不少于40在轎車主減速器中，小齒輪齒數(shù)不小于9。 查閱資料，經(jīng)方案論證，主減速器的傳動比為6.33，初定主動齒輪齒數(shù)z1=6，從動齒輪齒數(shù)z2=38。 b）主、從動錐齒輪齒形參數(shù)計算 按照文獻[3]中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表2-1。 從動錐齒輪分度圓直徑dm2=14=304.48mm 取dm2=304mm 齒輪端面模數(shù) 表2-1主、從動錐齒輪參數(shù) 參 數(shù) 符 號 主動錐齒輪 從動錐齒輪 分度圓直徑 d=mz 64 304 齒頂高 ha=1.56m-h2;h2=0.27m 6.77 4.42 齒根高 hf=1.733m-ha 4.33 6.68 齒頂圓直徑 da=d+2hacosδ 90 376 齒根圓直徑 df=d-2hfcosδ 60 270 齒頂角 θa 241′ 321′ 齒根角 θf=arctan 321′ 241′ 分錐角 δ=arctan 14 76 頂錐角 δa 1541′ 7821′ 根錐角 δf 1139′ 7419′ 錐距 R= 132 132 分度圓齒厚 S=3.14mz 9 9 齒寬 B=0.155d2 47 47 c）中點螺旋角β 弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為35～40。貨車選用較小的β值以保證較大的εF，使運轉平穩(wěn)，噪音低。取β=35。 d）法向壓力角α 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)，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。對于貨車弧齒錐齒輪，α一般選用20。 e) 螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。 2.4 主減速器錐齒輪的材料 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應滿足如下的要求： a） 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。 b） 齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 c） 鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 d） 選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻呀的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質量分數(shù)為0.8%～1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，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過多，便會引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。 2.5 主減速器錐齒輪的強度計算 2.5.1 單位齒長圓周力 按發(fā)動機最大轉矩計算時 P= （2-4） 式中： ig—變速器傳動比，常取一擋傳動比，ig=7.7 ； D1—主動錐齒輪中點分度圓直徑mm；D=64mm 其它符號同前； 將各參數(shù)代入式（2-4），有： P≈1355 N/mm 按照文獻[1],P≤[P]=1429 N/mm，錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。 2.5.2 齒輪彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為： = = （2-5） 式中： —錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa； T—齒輪的計算轉矩，Nm； k0—過載系數(shù)，一般取1； ks—尺寸系數(shù)，0.682； km—齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結構，km=1.25； kv—質量系數(shù)，取1； b—所計算的齒輪齒面寬；b=47mm D—所討論齒輪大端分度圓直徑；D=304mm Jw—齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取0.03； 對于主動錐齒輪， T=7201 Nm；從動錐齒輪，T=12305Nm； 將各參數(shù)代入式（2-5），有： 主動錐齒輪， ≈647MPa； 從動錐齒輪， =563MPa； 按照文獻[1], 主從動錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。 2.5.3 輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為： σj= = （2-6） 式中： σj—錐齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa； D1—主動錐齒輪大端分度圓直徑，mm；D1=64mm b—主、從動錐齒輪齒面寬較小值；b=47mm kf—齒面品質系數(shù)，取1.0； cp—綜合彈性系數(shù)，取232N1/2/mm； ks—尺寸系數(shù)，取1.0； Jj—齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取0.01； Tz—主動錐齒輪計算轉矩；Tz=1516.4N.m k0、km、kv選擇同式（3-5） 將各參數(shù)代入式 （3-6），有： σj=2722MPa 按照文獻[1]，σj≤[σj]=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求。 2.6 主減速器錐齒輪軸承的設計計算 2.6.1 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線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力以及垂直于齒輪軸線的徑向力。 a） 齒寬中點處的圓周力F F== (2-7) 式中： T—作用在從動齒輪上的轉矩； Dm2—從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，由式（2-8）確定，即 Dm2=D2-b2sinγ2 =304mm-47mm*sin76 (2-8) 式中： D2—從動齒輪大端分度圓直徑；D2=304mm b2—從動齒輪齒面寬；b2=47mm γ2—從動齒輪節(jié)錐角；γ2=76 將各參數(shù)代入式(2-8)，有： Dm2=258mm 將各參數(shù)代入式(2-7)，有： F=3000N 對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的。 b） 錐齒輪的軸向力Faz和徑向力Frz（主動錐齒輪） 作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力Faz和徑向力分別為 Faz= (2-9) Frz= (2-10) 將各參數(shù)分別代入式(3-9) 與式(3-10)中，有： Faz= 2752N，F(xiàn)rz=142N 2.6.2 錐齒輪軸承的載荷 當錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。圖2-4為單級主減速器的跨置式支承的尺寸布置圖: 圖2-4單級主減速器軸承布置尺寸 圖2—4中各參數(shù)尺寸： a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=40,Dm2=304mm。 由主動錐齒輪齒面受力簡圖（圖2-5所示），得出各軸承所受的徑向力與軸向力。 圖3-5主動錐齒輪齒面受力簡圖 軸承A：徑向力 Fr= （2-11） 軸向力 Fa=Faz （2-12） 將各參數(shù)代入式（2-11）與（2-12），有： Fr=3997N，F(xiàn)a=2752N 軸承B：徑向力 Fr= （2-13） 軸向力 Fa=0 （2-14） 將各參數(shù)代入式（2-13）與（2-14），有： Fr=1493N，F(xiàn)a=0N 軸承C：徑向力 Fr= （2-15） 軸向力 Fa=Faz （2-16） 將各參數(shù)代入式（2-15）與（2-16），有： Fr=2283N，F(xiàn)a=2752N 軸承D：徑向力 Fr= （2-17） 軸向力 Fa=0 （2-18） 將各參數(shù)代入式（2-17）與（2-18），有： Fr=1745N，F(xiàn)a=0N 軸承E：徑向力 Fr= （2-19） 軸向力 Fa=0 （2-20） 將各參數(shù)代入式（2-19）與（2-20），有： Fr=1245N，F(xiàn)a=0N 2.6.3 錐齒輪軸承型號的確定 軸承A 計算當量動載荷P （2-21） 查閱文獻[2]，錐齒輪圓錐滾子軸承e值為0.36，故 >e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數(shù)fp=1.2。 P=fp（XFr+YFa）=1.2(0.4x2752N+1.7x3997N) （2-22） 將各參數(shù)代入式（2-22）中，有： P=7533N 軸承應有的基本額定動負荷C′r C′r== （2-23） 式中： ft—溫度系數(shù)，查文獻[4]，得ft=1； ε—滾子軸承的壽命系數(shù)，查文獻[4]，得ε=10/3； n—軸承轉速，r/min； L′h—軸承的預期壽命，7000h； 將各參數(shù)代入式（3-23）中，有； C′r=24061N 初選軸承型號 查文獻[3]，初步選擇Cr =24330N> C′r的圓錐滾子軸承7206E。 驗算7206E圓錐滾子軸承的壽命 Lh = = （2-23） 將各參數(shù)代入式（2-23）中，有： Lh =3987h<5000h 所選擇7206E圓錐滾子軸承的壽命低于預期壽命，故選7207E軸承,經(jīng)檢驗能滿足。軸承B、軸承C、軸承D、軸承E強度都可按此方法得出，其強度均能夠滿足要求。 3 差速器設計 差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。 3.1 差速器結構形式選擇 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，應用廣泛。它可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。 普通齒輪式差速器的傳動機構為齒輪式。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。 強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設置差速鎖。當一側驅動輪滑轉時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速鎖在軍用汽車上應用較廣。 查閱文獻[5]經(jīng)方案論證，差速器結構形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪(少數(shù)汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上．有些越野汽車也采用了這種結構，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內摩擦，提高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置——差速鎖等。 3.2 普通錐齒輪式差速器齒輪設計 a) 行星齒輪數(shù)n 通常情況下，貨車的行星齒輪數(shù)n=4。 b) 行星齒輪球面半徑Rb 行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐矩的大小和承載能力。 Rb=Kb=2.5 （3-1） 式中： Kb—行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb=2.5～3.0，對于有兩個行星齒輪的轎車取最大值； Td—差速器計算轉矩，Nm； 將各參數(shù)代入式（3-1），有： Rb=34 mm c）行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)z1和z2 為了使輪齒有較高的強度，z1一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)z2在14～25選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比在1.5～2.0的范圍內，且半軸齒輪齒數(shù)和必須能被行星齒輪齒數(shù)整除。 查閱資料，經(jīng)方案論證，初定半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比=2，半軸齒輪齒數(shù)z2=24，行星齒輪的齒數(shù) z1=12。 d） 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數(shù)m 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2分別為 γ1= =arctan （3-2） γ2= =arctan （3-3） 將各參數(shù)分別代入式（4—2）與式（4—3），有： γ1=27，γ2=63 錐齒輪大端模數(shù)m為 m= = （3-4） 將各參數(shù)代入式（3-4），有： m=5.497 查閱文獻[3]，取模數(shù)m=5.5 e）半軸齒輪與行星齒輪齒形參數(shù) 按照文獻[3]中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表3-1。 f） 壓力角α 汽車差速齒輪大都采用壓力角α=2230′，齒高系數(shù)為0.8的齒形。 表3-1半軸齒輪與行星齒輪參數(shù) 參 數(shù) 符 號 半軸齒輪 行星齒輪 分度圓直徑 d 141 96 齒頂高 ha 1.83 3.76 齒根高 hf 4.43 2.5 齒頂圓直徑 da 144 103 齒根圓直徑 df 133 84 齒頂角 θa 419′ 231′ 齒根角 θf 231′ 419′ 分度圓錐角 δ 63 27 頂錐角 δa 6719′ 2931′ 根錐角 δf 6029′ 2241′ 錐距 R 47 46 分度圓齒厚 s 9 9 齒寬 b 20 27 g)行星齒輪軸用直徑d 行星齒輪軸用直徑d（mm）為 d= = （3-5） 式中： T0—差速器殼傳遞的轉矩，nm； n—行星齒輪數(shù)； rd—行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm； [σc]—支承面許用擠壓應力，取98 MPa； 將各參數(shù)代入式（4-5）中，有： d=15.7mm，取16mm。 3.3 差速器齒輪的材料 差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。在此選用20CrMnTi。 3.4 普通錐齒輪式差速器齒輪強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左、右輪行使不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，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進行彎曲強度計算。輪齒彎曲應力σw（MPa）為 σw= = （3-6） 式中： n—行星齒輪數(shù)； J—綜合系數(shù)，取0.01； b2—半軸齒輪齒寬，mm； d2—半軸齒輪大端分度圓直徑，mm； T—半軸齒輪計算轉矩（Nm），T=0.6 T0； ks、km、kv按照主減速器齒輪強度計算的有關轉矩選?。? 將各參數(shù)代入式（4-6）中，有： σw=852 MPa 按照文獻[1], 差速器齒輪的σw≤[σw]=980 MPa，所以齒輪彎曲強度滿足要求。 4 驅動橋殼設計 驅動橋殼的主要功用是支撐汽車質量，并承受由車輪轉來的路面反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車身；它又是主減速器、差速器、半軸的裝配基體。 驅動橋殼設計應滿足如下設計要求： 1）應具有足夠的強度和剛度，它保證主減速器齒輪嚙合正常并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應力。 2)在保證強度和剛度的前提下，盡量減小質量以提高行駛平順性。 3)保證足夠的離地間隙。 4)保證工藝性好，成本低。 5)保證裝于其上的傳動系部件和防止泥水浸入。 6)拆裝、調整、維修方便。 4.1 橋殼的結構型式 橋殼的結構型式大致分為可分式 a）可分式橋殼 可分式橋殼的整個橋殼由一個垂直接合面分為左右兩部分，每一部分均由一個鑄件殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)接。在裝配主減速器及差速器后左右兩半橋殼是通過在中央接合面處的一圈螺栓聯(lián)成一個整體。其特點是橋殼制造工藝簡單、主減速器軸承支承剛度好。但對主減速器的裝配、調整及維修都很不方便，橋殼的強度和剛度也比較低。過去這種所謂兩段可分式橋殼見于輕型汽車，由于上述缺點現(xiàn)已很少采用。 b）整體式橋殼 整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一整體的空心粱，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構成單獨的總成，調整好以后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。 整體式橋殼按其制造工藝的不同又可分為鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式和鋼管擴張成形式三種。 鑄造式橋殼的強度和剛度較大，但質量大，加工面多，制造工藝復雜，主要用于總質量較大的貨車上。 C）組合式橋殼 組合式橋殼是將之減速器殼與部分橋殼鑄為一體，而后用無縫鋼管分別壓入殼體兩端，兩者之間用塞焊或銷釘固定。它的優(yōu)點是從動齒輪軸承的支承剛度較好，主減速器的裝配、調整比可分式橋殼方便；然而要求有較高的加工精度，故常用于乘用車和總質量較小的商用車上。 4.2 橋殼的受力分析及強度計算 我國通常推薦：計算時將橋殼復雜的受力狀況簡化成一種典型的計算工況 1)當牽引力或制動力最大時，橋殼鋼板彈簧座處危險端面的彎曲應力和扭轉應力為： (4-1) (4-2) 式中——地面對車輪垂直反力在橋殼板簧座處危險端面引起的垂直平面內的彎矩，； ——橋殼板簧座到車輪面的距離； ——牽引力或制動力（一側車輪上的）在水平平面內引起的彎矩，； ——牽引或制動時，上述危險斷面所受的轉矩，； 、——分別為橋殼危險斷面垂直平面和水平面彎曲的抗彎截面系數(shù)； ——危險斷面的抗扭截面系數(shù)。 將數(shù)據(jù)帶入式（4-1）、（4-2）得： =400 N/mm2 =250 N/mm2 橋殼許用彎曲應力為300-500N/mm2，許用扭轉應力為150-400N/mm2?？慑懺鞓驓と≥^小值，鋼板沖壓焊接橋殼取最大值。 2)當側向力最大時，橋殼內、外板簧座處斷面的彎曲應力σi、σ。分別為 = （4-3） （4-4) 式中， 、為內、外側車輪的地面垂直反力；rr 車輪滾動半徑；為側滑時的附著系數(shù)。 將數(shù)據(jù)帶入式（4-3）、（4-4）得： N/mm2 N/mm2 3) 當汽車通過不平路面時，危險斷面的彎曲應力σ為： 式中，各字母參數(shù)同上。將數(shù)據(jù)代入得： N/mm2 橋殼的許用彎曲應力為300~500Mpa，許用扭轉切應力為150~400Mpa?？慑戣T鐵橋殼取較小值，鋼板沖壓焊接橋殼取最大值。 設計總結 這次設計是盧老師帶領的，期間得到了盧老師的很多幫助，非常感謝。 經(jīng)過驅動橋的設計，我深刻的體會到了汽車設計的不易。作為一個車輛工程專業(yè)的學生來說，我們設計的車的質量好壞，關系重大。車的質量好了，可以使人民群眾的生命財產(chǎn)受到很好的保護。但是如果車的質量不好的話，則使人民群眾的生命財產(chǎn)受到危害。作為一個汽車方面的人來說，身上的擔子是很重的。 由于設計時間很短，疏漏在所難免，還請老師見諒。 所以，我們一定得學好專業(yè)知識，設計出很安全的車來，為祖國的繁榮發(fā)展做出自己應盡的貢獻。 致謝 感謝再設計期間所有幫助過我的老師跟同學，非常感謝。這次設計的完成離不開你們。 參考文獻 [1] 余志生主編.汽車理論 [M] 第3版. 北京：機械工業(yè)出版社，2000. 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