中型汽車(chē)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)及仿真分析【雙級(jí)主減速器驅(qū)動(dòng)橋】

中型汽車(chē)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)及仿真分析【雙級(jí)主減速器驅(qū)動(dòng)橋】,雙級(jí)主減速器驅(qū)動(dòng)橋,中型汽車(chē)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)及仿真分析【雙級(jí)主減速器驅(qū)動(dòng)橋】,中型,汽車(chē),驅(qū)動(dòng),系統(tǒng),設(shè)計(jì),仿真,分析,雙級(jí)主,減速器 前言 近年來(lái)我國(guó)汽車(chē)工業(yè)發(fā)展迅猛，我國(guó)商用車(chē)出口至很多國(guó)家，開(kāi)辟了新興市場(chǎng)。汽車(chē)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)是底盤(pán)四大系統(tǒng)中行駛系統(tǒng)至關(guān)重要的一環(huán)。大部分商用車(chē)的驅(qū)動(dòng)形式為前置后驅(qū)，后驅(qū)動(dòng)橋的應(yīng)用十分廣泛。驅(qū)動(dòng)橋的基本作用是增大發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞過(guò)來(lái)的扭矩，并且降低所傳遞來(lái)的轉(zhuǎn)速，以及將動(dòng)力傳遞給左右驅(qū)動(dòng)輪。驅(qū)動(dòng)橋的性能對(duì)整車(chē)的性能影響很大，研發(fā)一輛新型商用車(chē)時(shí)，驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)至關(guān)重要。一般情況下，商用車(chē)驅(qū)動(dòng)橋分為單級(jí)主減速器驅(qū)動(dòng)橋和雙級(jí)主減速器驅(qū)動(dòng)橋，主要由主減速器、差速器、半軸和橋殼構(gòu)成，根據(jù)車(chē)型設(shè)計(jì)需要可以加入輪邊減速器。這些年汽車(chē)車(chē)橋設(shè)計(jì)人員對(duì)驅(qū)動(dòng)橋各個(gè)零部件不斷優(yōu)化，選擇更加合適的材料，提高加工工藝和檢測(cè)技術(shù)。隨著汽車(chē)工業(yè)的成熟，車(chē)橋制造技術(shù)向著更高標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)發(fā)，降低制造成本，提高驅(qū)動(dòng)橋的性能，大轉(zhuǎn)矩、質(zhì)量小、高性?xún)r(jià)比、高壽命、噪音低等優(yōu)點(diǎn)的驅(qū)動(dòng)橋是我們的目標(biāo)。 1　驅(qū)動(dòng)橋總體布置方案分析 1.1　概述 本章對(duì)驅(qū)動(dòng)橋總體布置方案進(jìn)行了分析，介紹了本設(shè)計(jì)參數(shù)的選取和驅(qū)動(dòng)橋的三種形式[1]。 驅(qū)動(dòng)橋在設(shè)計(jì)初主要考慮以下幾點(diǎn)要求： 1） 選取合適的主減速比，保證車(chē)輛具有最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性； 2） 結(jié)構(gòu)尺寸較小，保證車(chē)輛擁有較大的離地間隙，來(lái)滿(mǎn)足通過(guò)性要求； 3） 齒輪以及傳動(dòng)部件工作平穩(wěn)、壽命長(zhǎng)且噪聲較??； 4） 可以適用于各種載荷和轉(zhuǎn)速工況，在工作時(shí)擁有優(yōu)良的傳動(dòng)效率； 5） 具有高強(qiáng)度和高剛度，可以承受來(lái)自路面和車(chē)架或車(chē)身給與的力，降低質(zhì)量，提高行駛平順性； 6） 與懸架或者導(dǎo)向機(jī)構(gòu)間協(xié)調(diào)配合； 7） 各部件結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工藝性良好，適合現(xiàn)代制造業(yè)生產(chǎn)，在維修、調(diào)整時(shí)越方便越好。 1.2　設(shè)計(jì)主要參數(shù) 本畢業(yè)設(shè)計(jì)參數(shù)參照福田歐馬可5系中卡，型號(hào)為BJ1139VJPEK-A1，發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)，170馬力，驅(qū)動(dòng)形式為4×2，6.2米排欄板載貨車(chē)，排放標(biāo)準(zhǔn)為國(guó)五/歐五。具體參數(shù)如表1-1所示。 表1-1 設(shè)計(jì)參數(shù) Tab.1-1 Design parameters 車(chē)輛名稱(chēng)： 福田歐馬可5系 車(chē)輛類(lèi)別： 中型卡車(chē) 中文品牌： 福田 英文品牌： —— 公告批次： 301 免檢： 否 發(fā)動(dòng)機(jī)： ISF3.8s5168 排量： 3760（ml） 外形尺寸： 8645×2500×2830（mm） 功率： 125（kw) 總質(zhì)量： 13390（kg) 貨廂尺寸（欄板式）： 6200×2400×550（mm） 整備質(zhì)量： 5200（kg) 準(zhǔn)乘人數(shù)： 3（人） 接近角/離去角： 21/10（°） 額定質(zhì)量： 7995（kg) 軸荷： 4000/9390 前懸/后懸： 1365/2430（mm） 軸數(shù)： 2 軸距： 4700（mm） 輪胎數(shù)： 6 最高車(chē)速： 95（km/h) 前輪距： 1930（mm） 輪胎規(guī)格： 8.25R20 發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速： 2600（rpm） 后輪距： 1800（mm） 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩轉(zhuǎn)速： 1300-1700（rpm） 發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩： 592（N·m） 1.2.1　主減速比的計(jì)算 主減速比在驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)計(jì)算中至關(guān)重要，是驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)中的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)，直接影響了主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸。的選擇影響著車(chē)輛的動(dòng)力性，的計(jì)算需要通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)，參照發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)和車(chē)輛的傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)選擇最佳的主減速比[2]。 對(duì)于具有很大儲(chǔ)備功率的轎車(chē)、長(zhǎng)途客車(chē)，尤其是競(jìng)賽車(chē)來(lái)說(shuō)，在給出發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率、轉(zhuǎn)速后，所選擇的值應(yīng)能保證這些汽車(chē)有盡可能高的最高車(chē)速[1]。這時(shí)值應(yīng)按下式來(lái)確定： （1-1） 式中：是車(chē)輪滾動(dòng)半徑，因?yàn)檫x取8.25R20規(guī)格的輪胎，?。? 是變速器高檔傳動(dòng)比，此處取。 根據(jù)其他汽車(chē)的主減速器設(shè)計(jì)，為了讓功率儲(chǔ)備足夠且最高車(chē)速稍微下降，在選擇中一般比式（1-1）所求結(jié)果大10％～25％，即按下式選擇： （1-2） 式中：是分動(dòng)器或加力器的高檔傳動(dòng)比，在本設(shè)計(jì)中，取1； 是輪邊減速器的傳動(dòng)比，在本設(shè)計(jì)中，取1。 根據(jù)計(jì)算出來(lái)等的主減速比，來(lái)確定主減速器型式，也應(yīng)該參考車(chē)輛設(shè)計(jì)總布置中最小離地間隙的需求。 為使動(dòng)力滿(mǎn)足且最高車(chē)速不大，中型卡車(chē)的主減速比在確定時(shí)要比計(jì)算大10%～25%，把, , , 代入公式（1-2），計(jì)算出 ，本設(shè)計(jì)取。 本設(shè)計(jì)主要應(yīng)用于中型汽車(chē)，為了是離地間隙更小以及增大更大的扭矩，所以使用雙級(jí)主減速器。 1.2.2　一擋傳動(dòng)比的確定 計(jì)算確定傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比時(shí)，要考慮以下三個(gè)方面： 1. 最大爬坡角度（或者是1擋最大動(dòng)力因數(shù)）； 2. 附著力的大?。? 3. 汽車(chē)行駛中最低穩(wěn)定車(chē)速。 傳動(dòng)系的最大傳動(dòng)比通常是變速器一擋傳動(dòng)比與主減速比的乘積[3]。 則 (1-3) 當(dāng)汽車(chē)爬坡時(shí)車(chē)速很低，忽略影響中的空氣阻力，車(chē)輛的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為 (1-4) 各表達(dá)式展開(kāi)為 (1-5) 則 (1-6) G為汽車(chē)總質(zhì)量載荷，單位N。 一般貨車(chē)最大爬坡度為30%，即。其他參數(shù)見(jiàn)表1-2。 表1-2 計(jì)算參數(shù)表 Tab.1-2 calculation parameter table (m) (kg) () 0.9 0.02 4.875 0.47 13390 592 代入式（1-6）中計(jì)算可得。 1擋傳動(dòng)比還應(yīng)滿(mǎn)足附著條件 (1-7) 對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)，最大附著力有如下公式 (1-8) 式中：為后軸質(zhì)量，查表得滿(mǎn)載時(shí)取值范圍為73%-75%，選取。 將式（1-7）代入式（1-8） 得出 式中：為道路附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取0.5-0.6； 求得。 對(duì)于本設(shè)計(jì)，可取。 1.3　驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)形式的選擇 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式按汽車(chē)總體布置的情況看，有三種，一是普通的非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋，二是帶有擺動(dòng)半軸的非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋，三是前置前驅(qū)汽車(chē)經(jīng)常使用的斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋[1]。 圖1-1 驅(qū)動(dòng)橋布置型式簡(jiǎn)圖 (a)普通非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋；(b)帶有擺動(dòng)半軸的非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋；(c)斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋 Fig.1-1 General Arrangement Type Diagram of Drive Bridge a) Normal non-disconnected drive axle ;b) Non-disconnected drive axle with swinging half shaft ; c) Disconnected drive axle 經(jīng)分析，考慮到所設(shè)計(jì)的中型汽車(chē)的載重和各種要求，降低生產(chǎn)制造成本。另由于中型汽車(chē)對(duì)驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)沒(méi)有特殊要求，滿(mǎn)足大部分路面的正常行駛即可，所以采用普通非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋方案。 2　主減速器設(shè)計(jì) 本章是是驅(qū)動(dòng)橋中重要部分之一的主減速器設(shè)計(jì)。 主減速器的作用是降速增扭，一般由一對(duì)或者兩對(duì)相互嚙合的齒輪組成，齒數(shù)少的齒輪帶動(dòng)齒數(shù)多的齒輪，完成減速增扭。汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋主減速器應(yīng)該滿(mǎn)足體積小、壽命長(zhǎng)、噪音低的要求[2]。 2.1　主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 2.1.1　主減速器齒輪的類(lèi)型 螺旋錐齒輪能夠承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)其噪聲和振動(dòng)也是很小的，且當(dāng)傳動(dòng)比小于2.0時(shí)選用螺旋錐齒輪更合理，故本次設(shè)計(jì)采用螺旋錐齒輪[3]。 2.1.2　雙級(jí)主減速器的結(jié)構(gòu)方案 整體式雙級(jí)主減速器主要有三種結(jié)構(gòu)方案： 1.第一級(jí)為錐齒輪，第二級(jí)為圓柱齒輪（圖2-1a）； 2.第一級(jí)為錐齒輪，第二級(jí)為行星齒輪； 3.第一級(jí)為行星齒輪，第二級(jí)為錐齒輪（圖2-1b）；第一級(jí)為圓柱齒輪，第二級(jí)為錐齒輪（圖2-1c）。 對(duì)于第一級(jí)為錐齒輪，第二級(jí)為圓柱齒輪的雙級(jí)主減速器，可有縱向水平布置（圖2-1d）、斜向布置（圖2-1e）和垂向布置（圖2-1f）三種布置方案。 圖2-1雙級(jí)主減速器布置方案 Fig.2-1 Layout scheme of two-stage main reducer 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(chē)的質(zhì)心高度；但使縱向尺寸增加，用在長(zhǎng)軸距汽車(chē)上可少量減少傳動(dòng)軸長(zhǎng)度。因此，他不宜用于短軸距汽車(chē)，因?yàn)檫^(guò)短的傳動(dòng)軸會(huì)導(dǎo)致萬(wàn)向傳動(dòng)軸加大。垂向布置使驅(qū)動(dòng)橋縱向尺寸減小，可減小萬(wàn)向傳動(dòng)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(dòng)橋的布置。斜向布置對(duì)傳動(dòng)軸布置和提高橋殼剛度有利。 2.1.3　主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案 主減速器必須保證主、從動(dòng)齒輪油良好的嚙合狀況，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、齒輪的裝配調(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有關(guān)[3]。 本設(shè)計(jì)主動(dòng)錐齒輪采用懸臂式支承（圖2-2a），從動(dòng)錐齒輪采用跨置式支承（圖2-2c）。 懸臂式支承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是，在錐齒輪大端一側(cè)有較長(zhǎng)的軸，并在其上安裝一對(duì)圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長(zhǎng)度a和增加兩支承間的距離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(kāi)錐頂?shù)妮S向力有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(zhǎng)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不小于尺寸a。為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。 為了增加從動(dòng)錐齒輪的支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了是從動(dòng)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(dòng)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(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。 圖2-2主減速器錐齒輪的支承形式 Fig.2-2 Supporting form of bevel gear of main reducer 2.2　主減速器比的分配 錐齒輪-圓柱齒輪式雙級(jí)主減速器在分配傳動(dòng)比時(shí)，通常將圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動(dòng)比的比值取在1.4~2.0范圍內(nèi)，而且錐齒輪傳動(dòng)比一般為1.7~3.3，這樣可以減小錐齒輪嚙合時(shí)的軸向力和作用在從動(dòng)錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時(shí)可使主動(dòng)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，改善支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性[13]。 設(shè)一級(jí)減速齒輪的傳動(dòng)比為；二級(jí)減速齒輪的傳動(dòng)比為i02。根據(jù)傳動(dòng)比分配要求，有，且，初選，則。 2.3　第一級(jí)減速器錐齒輪的設(shè)計(jì) 2.3.1　主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定 1.按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce （2-1） 式中：Tce為計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N?m； n為驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，為1； i01為主減速器一級(jí)傳動(dòng)比，為1.79； i1為變速器1擋傳動(dòng)比，為6； if為分動(dòng)器傳動(dòng)比，取1.0； η為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率，取0.9； k為液力變矩器變矩系數(shù)，，k0為最大變矩系數(shù)，取1； Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為592N?m； kd為猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，kd=1， 則 2.按驅(qū)動(dòng)輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcs （2-2） 式中：Tcs為計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N?m； G2為滿(mǎn)載狀態(tài)下1個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷，； m'2為汽車(chē)最大加速度時(shí)的后軸負(fù)載荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，商用車(chē)為1.1~1.2，取1.1； φ為輪胎與路面間的附著系數(shù)，取0.85； im為主減速器從動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)比，為2.72； ηm為主減速器主動(dòng)齒輪到車(chē)輪之間的傳動(dòng)效率，取0.9。 則 3.按汽車(chē)日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcf （2-3） 式中：Tcf為計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N? m； Ga為汽車(chē)滿(mǎn)載總重量，為133900N； fR為道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于貨車(chē)可取0.015~0.020，取0.018； fH為平均爬坡能力系數(shù)，對(duì)于轎車(chē)可取0.08；對(duì)于貨車(chē)和公共汽車(chē)可取0.05~0.09，取0.07； fi為汽車(chē)性能系數(shù)，取值同前，為0； 其他參數(shù)同前。 則 由式（3-1）和式（3-2）求得的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，是作用到從動(dòng)錐齒輪上的最大轉(zhuǎn)矩，不同于式（3-3）求得的日常行駛平均轉(zhuǎn)矩。當(dāng)計(jì)算錐齒輪最大應(yīng)力時(shí)，計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc應(yīng)取前面兩種的較小值，即=min[,];當(dāng)計(jì)算錐齒輪疲勞壽命時(shí)，Tc取Tcf。 主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 （2-4） 式中，Tz為主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N?m； i0為錐齒輪傳動(dòng)比； ηG為主、從動(dòng)錐齒輪間的傳動(dòng)效率，計(jì)算時(shí)對(duì)于弧齒錐齒輪副，為95%。 當(dāng)計(jì)算錐齒輪最大應(yīng)力時(shí)，，則 當(dāng)計(jì)算錐齒輪的疲勞壽命時(shí)，，則 2.3.2　錐齒輪主要參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z11和z12、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D12和端面模數(shù)ms、主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b11和b12、中點(diǎn)螺旋角β、法向壓力角α等[12]。 1.主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z1和z2 選擇主、從動(dòng)錐齒輪數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： 1） 為了磨合均勻，z11和z12之間避免有公約數(shù)。 2） 為了理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不少于40。 3） 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度，對(duì)于乘用車(chē)，z11一般不少于9；對(duì)于商用車(chē)，z11一般不少于6。 4） 主傳動(dòng)比i0較大時(shí)，z1盡量取得少些，以便得到滿(mǎn)意的離地間隙。 5） 對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，z1和z2應(yīng)有適宜的搭配。 本設(shè)計(jì)初選一級(jí)減速齒輪的主動(dòng)齒輪齒數(shù)為z11=14，從動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)z12=25，則，,,在1.4~2.0范圍內(nèi)，符合要求。 2.從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms 對(duì)于單級(jí)主減速器，增加尺寸D2會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼高度尺寸和離地間隙，減小D2又影響跨置式主動(dòng)齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 D2可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即 （2-5） 式中，D2從動(dòng)齒輪大端分度圓直徑（mm）；為直徑系數(shù)，一般為13.0~15.3，取14.0；Tc為從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Tc=min[Tce,Tcs]，為5722.27N?m。 則 mm 圓整取D2=250mm。 ms由下式計(jì)算 （2-6） 式中：ms為齒輪端面模數(shù)。 則 同時(shí)，ms還應(yīng)滿(mǎn)足 （2-7） 式中：Km為模數(shù)系數(shù)，取0.3~0.4，本設(shè)計(jì)取0.35。 則 =6.26 經(jīng)驗(yàn)算滿(mǎn)足要求，故ms=10。 3.主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬b1和b2 錐齒輪齒面過(guò)寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會(huì)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(guò)窄及刀尖圓角過(guò)小。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應(yīng)力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時(shí)有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時(shí)載荷集中于輪齒小端，會(huì)引起輪齒小端過(guò)早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過(guò)寬也會(huì)引起裝配空間減小。但是齒面過(guò)窄，輪齒的表面耐磨性會(huì)降低[13]。 對(duì)于從動(dòng)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(mǎn)足b2≤10ms，一般也推薦b2=0.155D2。對(duì)于弧齒錐齒輪，b1一般比b2大10%。 則 圓整為40mm，則b1為44mm。 4、中點(diǎn)螺旋角β 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。 弧齒錐齒輪副中的中點(diǎn)螺旋角是相等的。 選擇β時(shí)，應(yīng)考慮它對(duì)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(shí)嚙合的齒數(shù)越多，傳動(dòng)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(shí)效果最好。但是β過(guò)大，會(huì)導(dǎo)致軸向力增加。 汽車(chē)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°。商用車(chē)選用較小的β值以防止軸向力過(guò)大，通常取35°。 故中點(diǎn)螺旋角取35°。 5. 螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線(xiàn)上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)齒輪的軸向力離開(kāi)錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離趨勢(shì)，防止輪齒因卡死而損壞。 故采用主動(dòng)錐齒輪左旋，從動(dòng)錐齒輪右旋。 6.法向壓力角ɑ 法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度，減小齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對(duì)于小尺寸的齒輪，壓力較大易使齒頂變尖及刀尖寬度過(guò)小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對(duì)于小負(fù)荷工作的齒輪，一般采用小壓力角，可使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對(duì)于弧齒錐齒輪，商用車(chē)的ɑ為20°或22°30'。 故取法向壓力角ɑ為20°。 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算見(jiàn)表2-1。 表2-1 主減速器錐齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 Tab.2-1 Geometric parameters of bevel gears of main reducer 序號(hào) 計(jì)算公式 數(shù)值 注 釋 1 14 小齒輪齒數(shù) 2 25 大齒輪齒數(shù) 3 10 模數(shù) 4 40mm 大齒輪齒面寬 5 20° 壓力角 6 17.00mm 齒工作高,查表3-4取1.700 7 18.88mm 齒全高,查表3-4取1.888 8 90° 軸交角 9 140mm 小齒輪分度圓直徑 10 250mm 大齒輪分度圓直徑 11 29.25° 小齒輪節(jié)錐角 12 60.75° 大齒輪節(jié)錐角 13 143.26mm 節(jié)錐距 14 31.42mm 周節(jié) 15 5.82mm 大齒輪齒頂高,查表3-4計(jì)算取0.582 16 11.18mm 小齒輪齒頂高 17 7.70mm 小齒輪齒根高 18 13.06mm 大齒輪齒根高 19 1.88mm 徑向間隙 20 3.08o 小齒輪齒根角 21 5.21° 大齒輪齒根角 22 34.46° 小齒輪面錐角 23 63.83° 大齒輪面錐角 24 26.17° 小齒輪根錐角 25 55.54° 大齒輪根錐角 26 159.51mm 小齒輪外緣直徑 27 255.69mm 大齒輪外緣直徑 28 119.54mm 小齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離 29 64.92mm 大齒輪節(jié)錐頂點(diǎn)至齒輪外緣距離 30 10.53mm 大齒輪理論弧齒厚，查表3-3取1.053 31 20.89mm 小齒輪理論弧齒厚 32 35° 螺旋角 表2-2載貨、公共、牽引汽車(chē)或壓力角為20o的其他汽車(chē)螺旋錐齒輪的、和 Tab.2-2 load、public、towed vehicle or other motor vehicle with a pressure angle of 20 for spiral bevel gears 主動(dòng)齒輪齒數(shù) 5 6 7 8 9 10 11 —— 從動(dòng)齒輪最小齒數(shù) —— 34 33 32 31 30 29 26 法向壓力角 20o 螺旋角 35°-40° 35° 齒工作高系數(shù) 1.430 1.500 1.560 1.610 1.650 1.680 1.956 1.700 齒全高系數(shù) 1.588 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齒輪齒頂高系數(shù) 0.160 0.215 0.270 0.325 0.380 0.435 0.490 0.46+ 表2-3 螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚SK Tab.2-3 Spiral bevel gear theoretical arc tooth thickness SK z z 6 7 8 9 10 11 30 0.911 0.957 0.975 0.997 1.023 1.053 40 0.803 0.818 0.837 0.860 0.888 0.948 50 0.748 0.757 0.777 0.828 0.884 0.946 60 0.715 0.729 0.777 0.828 0.883 0.945 2.3.3　主減速器錐齒輪的強(qiáng)度校核 在選好主減速器錐齒輪的主要參數(shù)后，可根據(jù)所選擇的齒形計(jì)算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據(jù)所確定的計(jì)算載荷進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算，以保證錐齒輪有足夠的強(qiáng)度和壽命。 輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過(guò)載折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等[13]。 1. 單位齒長(zhǎng)圓周力 主減速器錐齒輪表面的耐磨性，常用輪齒上的單位齒長(zhǎng)圓周力來(lái)估算。 即 （2-8） 式中：p為輪齒上的單位齒長(zhǎng)圓周力，N/mm； F為作用在輪齒上的圓周力，N； b2為從動(dòng)齒輪的齒面寬，mm。 許用的單位齒長(zhǎng)圓周力[p]見(jiàn)教材表5-1。在現(xiàn)代汽車(chē)設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，[p]有時(shí)高出表中數(shù)值的20%~25%。 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) 103 （2-9） 式中：ig為變速器傳動(dòng)比，在此取一檔傳動(dòng)比6； D1為主動(dòng)錐齒輪中點(diǎn)分度圓直徑，mm； 其他符號(hào)同前。 103=1141.71N 查表得，[p]=1429N，故符合要求。 按驅(qū)動(dòng)輪打滑的轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) （2-10） 式中符號(hào)同前。 則 查表得[p]=1429N，1.25[p]=1786N，故符合要求。 在現(xiàn)代汽車(chē)的設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長(zhǎng)上的圓周力有時(shí)提高許用數(shù)據(jù)的20%～25%。 表3-6 單位齒長(zhǎng)圓周力許用值[p] (N/m) Tab.3-6 Allowable value of long circumferential force of unit tooth ( N / m ) 參數(shù) 類(lèi)別 [p](按最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算） [p](按打滑轉(zhuǎn)矩計(jì)算） 輪胎與地面的附著系數(shù) 1擋 2擋 直接 乖用車(chē) 893 536 321 893 0.85 商用車(chē) 貨車(chē) 1429 — 250 1429 客車(chē) 982 — 214 — 2. 輪齒彎曲強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為 103 （2-11） 式中：σw為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力，MPa； Tc為所計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N?mm，對(duì)于主動(dòng)齒輪，Tc還要按式（3-4）進(jìn)行換算； k0為過(guò)載系數(shù)，一般取1； ks為尺寸系數(shù)，它反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng)ms≥1.6mm時(shí)，ks=(ms/25.4)0.25=0.79； km為齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu)，km=1.0~1.1；懸臂式結(jié)構(gòu)，km=1.00~1.25，則主動(dòng)輪取1.2，從動(dòng)輪取1.05； kv為質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，kv=1.0； b為所計(jì)算齒輪的齒面寬，b1=44mm，b2=40mm； D為所討論的齒輪的大端分度圓直徑，D1=140mm，D2=250mm； Jw為所計(jì)算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，其值按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)取得，取大齒輪J=0.206，小齒輪J=0.273。 上述按min[Tce,Tcs]計(jì)算的最大彎曲應(yīng)力不超過(guò)700MPa；按Tcf計(jì)算的疲勞彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)210MPa，迫害的循環(huán)次數(shù)為6×106。 按min[Tce,Tcs]計(jì)算， 103=460.84<700MPa 故符合要求。 按Tcf計(jì)算， 103=182.19<210MPa 故符合要求。錐齒輪滿(mǎn)足設(shè)計(jì)需求，可用。 3.輪齒接觸強(qiáng)度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為 （2-12） 式中：σJ為錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力，MPa； D1為主動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑，140mm； b為b1和b2中的較小值，為b2=40mm； ks為尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對(duì)淬透性的影響，通常取1.0； kf為齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于吃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(duì)于制造精確的齒輪，kf取1.0； cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對(duì)鋼齒輪：cp取232.6N1/2/mm； JJ為齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，其值按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)取得，取0.88； k0，km，kv見(jiàn)式（3-11）的說(shuō)明。 上述按min[Tce，Tcs]計(jì)算的最大接觸應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)2800MPa；按Tcf計(jì)算的疲勞接觸應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)1750MPa。主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的。 按min[Tce,Tcs]計(jì)算， 故符合要求。 按Tcf計(jì)算， 故符合要求。主、從動(dòng)錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的，所以錐齒輪符合要求。 2.3.4　錐齒輪的材料選擇 驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時(shí)間長(zhǎng)、變化多、有沖擊等特點(diǎn)，是傳東西中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應(yīng)滿(mǎn)足如下要求： 1） 具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。 2） 輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 3） 鍛造性能、可加工性及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 4） 選擇合金材料時(shí)，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而是選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車(chē)主減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等。本設(shè)計(jì)采用20CrMnTi。 滲碳合金鋼的優(yōu)點(diǎn)是表面可得到碳含量較高的硬化層（一般碳的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為0.8%~1.2%），具有相當(dāng)高的耐磨性和抗壓性，而心部較軟，具有良好的韌性，故該材料的抗彎強(qiáng)度、表面接觸強(qiáng)度和承受沖擊的能力均較好。由于其碳含量較低，故鍛造性能和可加工性較好。其主要缺點(diǎn)是熱處理費(fèi)用高；表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力是可能產(chǎn)生塑性變形；如果滲透層與心部的碳含量相差過(guò)多，便會(huì)引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在運(yùn)行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.005~0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對(duì)齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，可提高齒輪壽命的25%。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪可進(jìn)行滲硫處理，以提高耐磨性。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，這樣即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。 2.4　第二級(jí)減速器斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì) 2.4.1　斜齒圓柱齒輪主要參數(shù)的選擇 1.主、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)z21和z22 二級(jí)齒輪副的傳動(dòng)比為i02=2.985，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，初選主動(dòng)齒輪齒數(shù)為z21=15，z22=41，則 i02=z22/z21=2.73 驗(yàn)算，i02/i01=1.525,在1.4~2.0之間，且15與41無(wú)公約數(shù)，故符合要求。 2.法向模數(shù)mn 選用推薦模數(shù)mn=6。 3.法向壓力角αn和螺旋角β 取法向壓力角αn=20°，β的推薦值一般為15°~20°，故初選β=15°。 4.主、從動(dòng)齒輪的節(jié)圓直徑d21和d22 mm mm 故d21=93mm，d22=255mm。 5.齒寬b 齒寬的計(jì)算公式為 b1=Φdd21 式中：Φd為齒寬系數(shù)，取0.85； d21為小齒輪分度圓直徑，93mm； 則 b1=0.85×93=79.05mm 圓整為80mm。 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式， b2=b1-5=80-5=75mm 故b1為80mm，b2=75mm。 6. 螺旋方向 本設(shè)計(jì)一級(jí)從動(dòng)錐齒輪為右旋，為抵消部分軸向力，故主動(dòng)斜齒圓柱齒輪的旋向應(yīng)為左旋，則從動(dòng)斜齒圓柱齒輪旋向?yàn)橛倚? 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計(jì)算見(jiàn)表3-2。 表3-2 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表 Tab.3 - 2 Table for Calculation of Geometric Dimension of Helical Cylindrical Gear 序號(hào) 名稱(chēng) 代號(hào) 小齒輪 大齒輪 計(jì)算結(jié)果 1 齒數(shù)比 ,按傳動(dòng)要求確定 2.73 2 分度圓直徑 ， 3 齒數(shù) 設(shè)計(jì)值 設(shè)計(jì)值 ， 4 法向模數(shù) 推薦值 6 5 法向壓力角 α 推薦值 20° 6 螺旋角 推薦值一般為15°~20° 15° 7 齒寬系數(shù) 一般取0.85 0.85 8 齒寬 ， 9 齒距 18.84mm 10 齒頂高 ， 6mm 11 齒根高 hf 7.5mm 12 齒全高 h 13.5mm 13 中心距 a ， 可圓整 174mm 14 齒頂圓直徑 da1=105mm，da2=267mm 15 齒根圓直徑 df1=78mm，df2=240mm 2.4.2　斜齒圓柱齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 1. 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 斜齒圓柱齒輪的彎曲應(yīng)力為 （2-13） 式中：σw為齒輪的彎曲應(yīng)力； Tg為計(jì)算載荷，取Temax=592000N?mm； β為齒輪螺旋角，為15°； Kσ為應(yīng)力集中系數(shù)，取1.50； z為小齒輪齒數(shù)，為15； mn為法向模數(shù)，為6； y為齒形系數(shù)，查得為0.19； Kc為齒寬系數(shù)，取8.0； Kε為重合度影響系數(shù)，取2.0。 許用應(yīng)力對(duì)貨車(chē)為100~250MPa。則 <100MPa 故符合要求。 2.輪齒接觸強(qiáng)度計(jì)算 輪齒接觸應(yīng)力σj （2-14） 式中：σj為輪齒的接觸應(yīng)力，MPa； F為齒面上的法向力，F(xiàn)=F1/（cosɑcosβ）； F1為圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d； Tg為計(jì)算載荷，為592000N?mm； d為節(jié)圓直徑，mm； ɑ節(jié)點(diǎn)處壓力角； β為齒輪螺旋角； 則 E為齒輪材料的彈性模量，為2.1×105MPa； b為齒輪接觸的實(shí)際寬度，為75mm； ρz、ρb為主、從動(dòng)輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑； rb、rz為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑。 則對(duì)斜齒輪ρz=（rzsinɑ）/cos2β =17.05，ρb=（rbsinɑ）/cos2β =46.74。 則 查得其許用應(yīng)力范圍為1300~1400MPa，所以設(shè)計(jì)符合其要求。 2.4.3　斜齒圓柱齒輪的材料選擇 二級(jí)圓柱斜齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時(shí)，對(duì)可加工性及成本也應(yīng)考慮。 國(guó)內(nèi)汽車(chē)齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。 值得指出的是，采取噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施，能使齒輪得到強(qiáng)化。對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)力噴丸處理以后，輪齒產(chǎn)生殘余壓應(yīng)力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。在加大齒根圓弧半徑的同時(shí)，進(jìn)行強(qiáng)力噴丸處理，不僅可使殘余壓應(yīng)力進(jìn)一步增加，還改善了應(yīng)力集中。齒輪在熱處理之后進(jìn)行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形，經(jīng)過(guò)磨齒后，齒輪精度要高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動(dòng)平穩(wěn)，效率提高，并在同樣負(fù)荷條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高近一倍。 3　差速器設(shè)計(jì) 汽車(chē)在行使過(guò)程中，左右車(chē)輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過(guò)的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車(chē)輪上的負(fù)荷不均勻而引起車(chē)輪滾動(dòng)半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不等等。這樣，如果驅(qū)動(dòng)橋的左、右車(chē)輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線(xiàn)行使，均會(huì)引起車(chē)輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會(huì)加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會(huì)使轉(zhuǎn)向沉重，通過(guò)性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅(qū)動(dòng)橋的左右車(chē)輪間都裝有輪間差速器。 差速器是個(gè)差速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，用來(lái)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(dòng)，用來(lái)保證各驅(qū)動(dòng)輪在各種運(yùn)動(dòng)條件下的動(dòng)力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)形式的確定 差速器用來(lái)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(dòng)。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式等多種形式。 汽車(chē)上廣泛采用的差速器為對(duì)稱(chēng)錐齒輪式差速器，它具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量較小等優(yōu)點(diǎn)，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(qiáng)制鎖止式差速器。 本次設(shè)計(jì)采用普通錐齒輪式差速器，它結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本設(shè)計(jì)的汽車(chē)驅(qū)動(dòng)橋。 3.2　差速器齒輪的設(shè)計(jì) 3.2.1　差速器齒輪的參數(shù)選擇 1.行星齒輪數(shù)n 行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來(lái)選擇，在承載不大的情況下n可取兩個(gè)，反之應(yīng)取n=4。轎車(chē)差速器一般有2個(gè)行星齒輪；貨車(chē)和越野車(chē)一般有4個(gè)。 本設(shè)計(jì)取n=4。 2.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)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)確定 （3-1） 式中：Kb為行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb=2.5~3.0，對(duì)于有四個(gè)行星齒輪的乘用車(chē)和商用車(chē)取小值，取2.6； Td為差速器計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Td=min[Tce,Tcs]，為5722.27N?m； Rb為球面半徑。 則 mm 取整為47mm。 行星齒輪節(jié)錐距A0為 A0=（0.98~0.99）Rb （3-2） 則 A0=46.07~46.54mm，取46.50mm。 3. 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)z1、z2 為了使輪齒有較高的強(qiáng)度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會(huì)增大，于是又要求行星齒輪的齒數(shù)z1應(yīng)取少些，但z1一般不少于10.半軸齒輪齒數(shù)z2在14~25之間選用。大多數(shù)汽車(chē)的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比z2/z1在1.5~2.0的范圍內(nèi)。 為使兩個(gè)或四個(gè)行星齒輪能同時(shí)與兩個(gè)半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪的齒數(shù)和必須能被行星齒輪數(shù)整除，否則差速器不能裝配。 本設(shè)計(jì)取z1=10，z2=16，則z2/z1=1.6，且2z2=32能被4整除，故符合要求。 4. 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 （3-3） 則γ1=32°，γ2=58°。 錐齒輪大端的端面模數(shù)m為 （3-4） 則m=4.51，為了讓齒輪取得更大的強(qiáng)度，模數(shù)取8。 5.壓力角ɑ 汽車(chē)差速齒輪大都采用壓力角為22°30'、齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些總質(zhì)量較大的商用車(chē)采用25°壓力角，以提高齒輪強(qiáng)度。本設(shè)計(jì)采用22°30'的壓力角，齒形系數(shù)為0.8。 6. 行星齒輪軸直徑d及支撐長(zhǎng)度L 行星齒輪軸d為 （3-5） 式中：T0為差速器殼傳遞的扭矩，為5722.27N?m； n為行星齒輪數(shù)，為4； rd為行星齒輪支撐面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，約為半軸齒輪齒寬中點(diǎn)處平均直徑的一半； [σc]為支撐面允許擠壓應(yīng)力，取98MPa。 則 行星齒輪在軸上的支撐長(zhǎng)度L為 （3-6） 則。 差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算見(jiàn)表3-1。 表3-1 差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表 Tab.3-1 geometric size calculation table for differential gear 序號(hào) 名稱(chēng) 代號(hào) 計(jì)算公式 計(jì)算結(jié)果 1 行星齒輪數(shù) z1 z1≥10，應(yīng)盡量取小值 10 2 半軸齒輪齒數(shù) z2 z2=14~25 16 3 模數(shù) m 8 4 齒面寬 F F=（0.25~0.30）A0；F≤10m 15mm 5 齒工作高 h2 h2=1.6m 12.80 6 齒全高 h h=1.788m+0.051 14.36 7 壓力角 ɑ 一般汽車(chē)取22°30'，某些重型汽車(chē)取25° 22°30' 8 軸交角 Σ Σ=90° 90° 9 分度圓直徑 d d1=mz1；d2=mz2 d1=80mm d2=128mm 10 節(jié)錐角 γ γ1=arctan（z1/z2） γ2=arctan（z2/z1） γ1=32° γ2=58° 11 節(jié)錐距 A0 A0=（0.98~0.99）Rb 46.5mm 3.2.2　差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當(dāng)汽車(chē)轉(zhuǎn)彎或左、右輪行駛不同的路程時(shí)，或一側(cè)車(chē)輪打滑而滑轉(zhuǎn)時(shí)，差速器齒輪才能有嚙合傳動(dòng)的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。因此，對(duì)于差速器齒輪，主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算。 輪齒彎曲應(yīng)力σw為 （3-7） 式中：n為行星齒輪數(shù)，為4； J為綜合系數(shù)，按圖3-1取得，取0.226； b2、d2分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑，b2=15mm，d2=128mm；Tc為半軸齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Tc=0.6T0； kv、ks、km按主減速器齒輪強(qiáng)渡計(jì)算的有關(guān)數(shù)值選取，kv=1.0，ks=(m/25.4)0.25=0.75，km=1.0。 當(dāng)T0=min[Tce，Tcs]時(shí)，[σw]=980MPa；當(dāng)T0=Tcf時(shí)，[σw]=210MPa。 按min[Tce,Tcs]計(jì)算，Tc=0.6×5722.27=3433.36N?m,則 故符合要求。 按Tcf計(jì)算，Tc=0.6×2262.30=1357.38N?m，則 故符合要求。錐齒輪滿(mǎn)足設(shè)計(jì)需求，可用。 3.2.3　差速器齒輪的材料選擇 差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，基本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采用。 本設(shè)計(jì)采用20CrMnTi。 4　車(chē)輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的傳動(dòng)裝置位于傳動(dòng)系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩并將其傳給車(chē)輪。對(duì)于斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋，驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的傳動(dòng)裝置為萬(wàn)向傳動(dòng)裝置；對(duì)于非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋，驅(qū)動(dòng)車(chē)輪傳動(dòng)裝置的主要零件為半軸。 本設(shè)計(jì)為非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋，采用的車(chē)輪傳動(dòng)裝置為半軸。 4.1　半軸的型式選擇 半軸根據(jù)其車(chē)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。 半浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是，半軸外端的支撐軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔中，車(chē)輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，其外端還承受由路面對(duì)車(chē)輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，所受載荷較大，只用于乘用車(chē)和總質(zhì)量較小的商用車(chē)上。 3/4浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是，半軸外端僅有一個(gè)軸承并裝在驅(qū)動(dòng)橋殼半軸套管的端部，直接支承于車(chē)輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘連接。該形式半軸的受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在乘用車(chē)和總質(zhì)量較小的商用車(chē)上。 全浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是，半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相連，而輪轂又借用兩個(gè)圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動(dòng)橋殼的半軸套管上。理論上來(lái)說(shuō)，半軸只承受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動(dòng)輪上的其他反力和彎矩全部由橋殼來(lái)承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同心、半軸法蘭平面性對(duì)其軸線(xiàn)不垂直等因素，會(huì)引起半軸的彎曲變形，由此引起的彎曲應(yīng)力一般為5~70MPa。全浮式半軸主要用于總質(zhì)量較大的商用車(chē)上。 本設(shè)計(jì)采用全浮式半軸。 4.2　半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.2.1　半軸的直徑及長(zhǎng)度選擇 全浮式半軸桿部直徑可按下式初選。 （4-1） 式中：d為半軸桿部直徑，mm； Mφ為半軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩，為5722270N?mm； K為直徑系數(shù)，取0.205~0.218。 則 為了滿(mǎn)足強(qiáng)度需要，取d=42mm。 由輪距1800mm和車(chē)寬2500mm，初選半軸長(zhǎng)度1030mm。 4.2.2　半軸的強(qiáng)度計(jì)算 半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為 （4-2） 式中：τ為半軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力； d為半軸直徑，為42mm。 則 半軸的扭轉(zhuǎn)角為 （4-3） 式中：θ為扭轉(zhuǎn)角； l為半軸長(zhǎng)度，為1030mm； G為材料的切變模量，鋼材一般為80GPa； Ip為半軸斷面的極慣性矩，,為305490mm4。 半軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力宜為500~700MPa，轉(zhuǎn)角宜為每米長(zhǎng)度6°~15°。故應(yīng)力及轉(zhuǎn)角均符合要求。 4.2.3　半軸的材料選擇 為了使半軸的花鍵內(nèi)徑不小于桿部直徑，常常將加工的端部做的粗些，并適當(dāng)?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵的齒數(shù)就必然要增加，通常取10齒（轎車(chē)半軸）18齒（載貨汽車(chē)半軸）。半軸的破壞形式多為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)上設(shè)計(jì)盡量增大各過(guò)渡部分的圓角半徑以減小應(yīng)力集中。重型汽車(chē)半軸桿部較粗，外端凸緣較大。在現(xiàn)代汽車(chē)半軸上，漸開(kāi)線(xiàn)運(yùn)用的比較廣泛。半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr,40CrMnMo, 40CrMnSi，40CrMnA,35CrMnSi等。 5　驅(qū)動(dòng)橋的橋殼設(shè)計(jì) 驅(qū)動(dòng)橋橋殼是汽車(chē)上的主要零件，非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋的橋殼起著支承汽車(chē)載荷的作用，并將載荷傳到車(chē)輪上。作用在驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的牽引力、制動(dòng)力、側(cè)向力和垂向力也是徑橋殼傳到懸架及車(chē)架或車(chē)廂上的。因此橋殼既是承載件又是傳力件，同時(shí)它又是主減速器、差速器及驅(qū)動(dòng)車(chē)輪傳動(dòng)裝置的外殼[14]。 在汽車(chē)行駛過(guò)程，橋殼承受繁重的載荷，設(shè)計(jì)時(shí)必須考慮： 1.動(dòng)載荷下橋殼有足夠的強(qiáng)度與剛度； 2.為了減小簧下質(zhì)量以利于降低動(dòng)載荷、提高汽車(chē)的行駛平順性，在保證強(qiáng)度與剛度的前提下力求減小橋殼的質(zhì)量； 3.結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便有利于降低成本； 4.結(jié)構(gòu)應(yīng)利于主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)； 5.考慮所設(shè)計(jì)車(chē)輛的類(lèi)型、使用要求、制造條件、材料供應(yīng)[1]。 5.1　橋殼結(jié)構(gòu)型式的選擇 根據(jù)這次設(shè)計(jì)所參考的車(chē)型為中型卡車(chē)，因此采用鋼板沖壓焊接整體橋殼。 5.2　橋殼的尺寸選擇及靜彎曲應(yīng)力計(jì)算 在兩鋼板彈簧座之間的彎矩為： （5-1） 式中：—汽車(chē)滿(mǎn)載靜止于水平地面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷；取97747N； —車(chē)輪的重力； —驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的輪距；取1.8m; S—驅(qū)動(dòng)橋殼上的兩彈簧座之間的距離；取1.10m。 如圖5-1所示，為車(chē)橋的彎矩圖[9]。 圖5-1車(chē)橋的彎矩圖 Fig.5-1 Bending moment diagram of axle 橋殼的危險(xiǎn)截面通常在鋼板彈簧附近。由于最大值小于，且設(shè)計(jì)時(shí)不易準(zhǔn)確預(yù)計(jì)，當(dāng)無(wú)數(shù)據(jù)時(shí)可以忽略去。 代入數(shù)字有： 這樣的彎曲應(yīng)力 (5-2) 式中：—危險(xiǎn)斷面處橋殼的垂直彎曲截面系數(shù)（如圖6-4所示）； 圖5-1橋殼彈簧座附近的斷面形狀 Fig.5-1 Cross-section shape near the spring seat of the bridge housing 初步方管的斷面，其中H=140，h=100,B=120,b=80。厚度都為20.則垂直水平彎曲截面系數(shù)分別有： 則靜彎曲應(yīng)力有： 6　驅(qū)動(dòng)橋三維造型設(shè)計(jì)及仿真分析 現(xiàn)代汽車(chē)設(shè)計(jì)使用