機械畢業(yè)設計（論文）-前置后驅二軸中型汽車驅動橋的設計（全套圖紙）

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1、 本科畢業(yè)設計（論文） 前置后驅二軸中型汽車驅動橋設計 作 者 ： 指導教師 ： 學科、專業(yè)：車輛工程 沈陽理工大學應用技術學院 2011年12月20日 全套CAD圖紙加153893706 摘要 驅動橋作為汽車四大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于客車顯得尤為重要。 本設計在滿足各項設計參數(shù)要求的前提下，依據(jù)相關標準，在零部件、材料、結構工藝形式等方面，采用先進的工藝處理手段，行星齒輪軸采用表面采用納米SiC復合化學鍍。借助AutoCAD輔助設計。其設計部分包括：主減速器，差速器設

2、計，半軸設計、行星齒輪軸設計以及零部件參數(shù)設計等內容。 本文對驅動橋的設計過程進行了論述，采用準雙曲面齒輪主減速器，行星齒輪差速器，鋼板沖壓焊接整體式橋殼。 本設計的參數(shù)計算部分借助EXCEL計算，方便后期優(yōu)化設計。 關鍵詞：驅動橋 主減速器 行星齒輪軸 AutoCAD EXCEL  Abstract The driving axle takes automobile one of four big units, its performance quality immediate influence complete bikes performance, but ap

3、pears regarding the passenger car especially important. In all the design parameters of meet the premise，according to the relevant standards, In the parts and components, materials and structure technology form etc use the advanced technology processing method. The surface of pinion shaft using nan

4、ometer SiC composite electroless plating.Using AutoCAD to assist design. Its design part includes: the final drive design, differential design, axle shafts design and pinion shaft design and the parts and components of parameter design, etc. The drive axle of the design process are discussed in thi

5、s paper. The hypoid spiral bevel gear, planetary gear differential and stamping steel welding integral drive axle shell. My design parameters are calculated part with EXCEL calculation, so convenient later optimization design. Keywords: drive axle ;final drive; pinion shaft; AutoCAD;EXCEL  目錄

6、 摘要Ⅰ AbstractⅡ 第1章 緒論1 1.1驅動橋概述1 1.2驅動橋形式及選擇2 第2章 主減速器設計4 2.1主減速器結構方案分析4 2.2主減速比及計算載荷的確定5 2.2.1主減速比i0的確定5 2.2.2主減速齒輪計算載荷的確定6 2.3主減速器齒輪主要參數(shù)的確定8 2.3.1主、從動齒輪齒數(shù)的確定8 2.3.2齒面寬的確定8 2.3.3雙曲面齒輪的偏移距E、偏移方向和旋向的確定8 2.3.4螺旋角的確定10 2.3.5圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸設計11 2.4主減速器齒輪強度計算21 2.4.1單位齒上的圓周力21 2.4.2輪齒的

7、彎曲強度計算22 2.4.3輪齒的接觸強度計算23 2.5主減速器錐齒輪的軸承載荷計算24 2.5.1主動錐齒輪的支撐形式24 2.5.2從動錐齒輪的支撐形式25 2.5.3軸承載荷計算校核25 2.6主減速器齒輪材料及熱處理30 第3章 差速器設計31 3.1差速器機構方案分析31 3.2差速器齒輪主要參數(shù)的計算32 3.3差速器齒輪幾何尺寸的計算34 3.4差速器齒輪強度計算37 3.5行星齒輪軸工藝設計38 第4章 半軸及橋殼設計39 4.1半軸的設計計算39 4.1.1半軸的形式39 4.1.2半軸桿部直徑的初選39 4.1.3半軸的強度計算40 4

8、.1.4半軸結構設計及材料與熱處理40 4.2橋殼的設計40 結論 42 致謝 43 參考文獻 44 IV 第1章 緒論 1.1. 驅動橋概述 驅動橋位于傳動系統(tǒng)的末端，其基本功用是增大由傳動軸傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能,同時驅動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。 在一般的汽車結構中，驅動橋主要有主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置和驅動橋殼等部件組成[1]。 對于各種不同類型的和用途的汽車，正確的確定上述機件的結構型式并成功地

9、將它們組合成一個整體——驅動橋，乃是設計者必須首先解決的問題。在汽車總體設計時，從整車性能出發(fā)確定了驅動橋的傳動比，然而用什么型式的驅動橋，什么結構的主減速器和差速器等在驅動橋設計時要具體考慮的，絕大多數(shù)的發(fā)動機在汽車上是縱置的，為使扭矩傳給車輪，驅動橋必須改變扭矩的方向，同時根據(jù)車輛的具體要求解決左右車輪的扭矩分配，如果是多橋驅動的汽車亦同時要考慮各橋間的扭矩分配問題。整體式驅動橋一方面需要承擔汽車的重荷，另一方面車輪上的作用力以及傳遞扭矩所產生的反作用力矩皆由驅動橋承擔，所以驅動橋的零件必須具有足夠的剛度和強度，以保證機件可靠的工作。驅動橋還必須滿足通過性及平順性的要求。 對驅動橋的基本

10、要求可以歸納為[2]： 1、 所選擇的主減速比應能滿足汽車在給定使用條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。 2、 差速器在保證左、右驅動車輪能以汽車運動學所要求的差速滾動外還應能將轉矩平穩(wěn)而連續(xù)不斷的傳遞給左右驅動車輪。 3、 當左右驅動車輪與地面的附著系數(shù)不同時，應能充分利用汽車的牽引力。 4、 能承受和傳遞路面和車架或車廂間的鉛垂力、縱向力和橫向力，以及驅動時的反作用力矩和制動時的制動力矩。 5、 驅動橋各零部件在保證其強度、剛度、可靠性及壽命的前提下應盡量減小簧下質量，以減小不平路面對驅動橋的沖擊載荷，從而改善汽車的平順性。 6、 輪廓尺寸不大，以便于汽車總體布置并與所要求的驅

11、動橋離地間隙相適應。 7、 齒輪與其它傳動件工作平穩(wěn)，無噪聲。 8、 驅動橋總成及零部件設計應盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產品的系列化及汽車變型的要求。 9、 在各種載荷及轉速工況下都有較高的傳動效率。 10、 結構簡單、維修方便，機件工藝性好，制造容易。 由于后橋結構基本已經(jīng)固定，在后橋設計中需要改進的問題主要有：齒輪傳動的噪聲、振動；半軸的可靠性設計；后橋殼的應力分析；雙曲面齒輪的設計方法等。 1.2. 驅動橋型式及選擇 驅動橋分兩大類：斷開式驅動橋和非斷開式驅動橋。驅動橋型式與整車有非常密切的關系。根據(jù)整車的通過性、平順性以及操縱穩(wěn)定性對懸架結構提出了要求，如懸架選

12、擇了合適的結構型式，而驅動橋的結構也必須與懸架相適應。因此，驅動橋的選型應從汽車的類型、使用條件和生產條件出發(fā)，并和其他各部件的結構型式與特性相適應，以保證汽車達到預期性能要求。 由于本設計中所設計的車型采用了EQD6102-1型底盤，由行駛條件及成本出發(fā)，采用非獨立懸架及非斷開式驅動橋。這種型式驅動橋在汽車，尤其是中型客車上應用相當廣泛。它主要優(yōu)點是：結構簡單、制造工藝性好、成本低、可靠性高、維修調整容易等。 本次設計由經(jīng)濟性及低成本等因素考慮，采用非斷開式驅動橋，單級主減速器，雙曲面齒輪傳動，普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，全浮式半軸，整體式橋殼。 1—主減速器 2—套筒 3—差速器

13、4、7—半軸 5—調整螺母 6—調整墊片 8—橋殼 圖1.1 非斷開式驅動橋  第2章 主減速器設計 1. 2. 2.1. 主減速器結構方案分析 主減速器的結構型式，主要是根據(jù)齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安裝方法以及減速型式的不同而異。驅動橋主減速器為適應使用要求發(fā)展多種結構型式：如單級主減速器、雙級主減速器、和單級主減速器加輪邊減速等。本設計從前置后驅二軸中型汽車的結構和經(jīng)濟性考慮，采用單級主減速器。 在現(xiàn)代汽車的驅動橋上，主減速器齒輪采用得最廣泛的是“格里森”（Gleason）制或“奧利康”（Oerlikon）制得螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。由于雙曲面齒輪得螺旋角

14、較大，則不產生根切得最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這有利于大傳動比傳動。同時雙曲面齒輪傳動平穩(wěn)噪聲小、負荷大、結構緊湊等優(yōu)點，所以本次設計采用雙曲面齒輪傳動。 表2-1基本參數(shù) 項目 名稱 單位 參數(shù) 質量參數(shù) 整車整備質量 Kg 2320 前軸 1392 后軸 928 最大總質量 7800 前軸 2800 后軸 5000 發(fā)動機 型式 　 水冷、直列六缸、直噴式、柴油發(fā)動機 型號 　 EQD6102-1 標稱功率 KW 88 標稱功率轉速 r/min 2800 最大轉矩 N/m 343 最大轉矩轉速 r/min

15、 1600 變速器 形式 　 三軸,5檔變速器 速比 　 一檔5.731；二檔3,368；三檔2.192；四檔1.466；五檔1.0；倒檔7.66 輪胎 輪輞規(guī)格 　 5.50F-16等厚輻盤式車輪 輪胎規(guī)格 　 8.25-16 12層級輪胎，充氣壓力為530Kpa 輪胎滾動半徑 m 0.407878 動力性 最高車速 Km/h 95 原地起步換擋加速到90Km/h的時間 s ≤65 直接檔由30Km/h加速到90Km/h的時間 ≤70 爬坡度 ° ≥20 2.2. 主減速比及計算載荷的確定 2.1 2.2 2.1 2.

16、2 2.2.1. 主減速器比i0的確定[3] 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油經(jīng)濟性都有直接影響。i0的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定。 i0=0.377rrnpvamaxigh……………………………（2-1） 式中：rr——車輪的滾動半徑 ＝0.407878m np——最大功率時發(fā)動機的轉速 ＝2800r/min vamax——最高車速 ＝95Km/h igh—— 變速器最高檔傳動比＝1 帶入式2-1得i0=4.532  1.3.1 1.3.2 2.1 2.2 2.

17、2.1 2.2.2. 主減速齒輪計算載荷的確定[3] 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（Tce、Tcs）的較小者，作為載貨汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。根據(jù)平均牽引力的值來確定主減速器從動齒輪的平均計算轉矩Tcm，作為主減速齒輪疲勞損壞的依據(jù)。 1. 2. 2.2.2.1 主減速器從動齒輪計算載荷的確定 （1） 按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動齒輪計算轉矩Tce Tce=Temax?iTL?K0?ηTN……………………………（2-2） 式中：Temax——發(fā)機最大轉矩，T

18、emax＝343 N·m。 N——驅動橋數(shù)目，N=1。 iTL——由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳系最檔傳動比， iTL＝i1·i0=25.97。 ηT——上述傳動部分傳動效率，取ηT＝0.9。 K0——離合器產生沖擊載荷時超載系數(shù) ，K0=1。 帶入式2-2得Tce= 8017.865 N·m （2） 按驅動輪打滑確定從動齒輪計算轉矩 Tcs Tcs=G2?φ?rrηLB?iLB………………………………………（2-3） 式中：G2——滿載時一個驅動輪上的靜載荷系數(shù) ，G2=5000×9.8= 49000N。 φ——輪胎與路面間的附著系數(shù)，取φ＝0.85。 rr

19、——車輪的滾動半徑，rr=0.407878m。 ηlB、ilB——分別為所計算的主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，本設計無輪邊減速器取ηlB＝0.95、 ilB＝1。 帶入式2-3得Tcs =17882.23 N·m 由上述計算得主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷取TC=Tce=8017.865 N·m。當計算主減速器主動齒輪時，只需將式（2-2）和（2-3）分別除以該對齒輪的減速比及傳動效率。  2.2.2.2 按正常持續(xù)使用計算，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩Tcm Tcm=Ga+GT?rriLB?ηLB(fR+fH+fP)………………………(2-4) 式

20、中：Ga——汽車滿載總重量，Ga=76440 N。 GT——所牽引的掛車滿載總重量，N，GT=0。 fR——道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取fR＝0.010～0.015；載貨汽車取0.015～0.020；越野汽車取0.020～0.035；該車取0.01。 fH——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。通常，轎車取0.08；載貨汽車和城市公共汽車取0.05～0.09；長途公共汽車取0.06～0.10，越野汽車取0.09～0.30。該車取0.06。 fP——汽車或汽車列車的性能系數(shù)： fP=110016-0.195(Ga+GT)Temax............................

21、......（2-5） 當0.195(Ga+GT)Temax>16時，取fP=0 經(jīng)計算，本設計取fP=0 帶入式（2-5）得Tcm=2297.34N·m 2.2.2.3 主動錐齒輪的轉矩計算[2][3] TZ=Tci0ηt=8017.8650.95×4.532=1863.281 N?m……………………….(2-6) TZm=Tcmi0ηt=3610.1070.95×4.532=838.507 N?m……………….……..(2-7) 式中：Tz——主減速器主動錐齒輪計算轉矩。 Tzm——主減速器主動齒輪平均計算轉矩。 Tc——主減速器從動齒輪計算轉矩。 Tcm——主減速器從

22、動齒輪平均計算轉矩。 i0——主減速比。 ηt——主減速器機械傳動效率。 2.3. 主減速器齒輪主要參數(shù)的確定 1. 2. 2.1. 2.2. 2.3. 2.3.1. 主、從動齒輪齒數(shù)的確定[3][4] 對于單級主減速器，當i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數(shù)Z1取得小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。一般Z1可取7－12，為了磨合均勻主、從動齒輪的齒數(shù)Z1、Z2之間應避免有公約數(shù)，為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和應不少于40。 查《汽車設計課程設計指導書》表4-5[4] Z1＝9 Z2＝i0×Z1=40.788取41，實際傳動比為4.555，Z1+Z2=5

23、0>40符合要求。 從動齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的確定 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉矩，按經(jīng)驗公式 d2=Kd2?3Tc…………………………………….(2-8) 式中：d2——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，㎜。 kd2——直徑系數(shù)，kd2=13～16。 Tc——計算轉矩，Tc=8017.865 N·m。 根據(jù)該式可知從動錐齒輪大端分度圓直徑的取值范圍為260.193mm～320.238mm。 本設計取 d2＝280mm。 從動錐齒輪大端模數(shù) m＝d2/Z2=6.8，取m＝7 2.3.2. 齒面寬的確定 汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F（mm）推薦為[3]： F＝0.155

24、×d2＝43.4mm……………………………（2-9） 式中：d2——從動齒輪節(jié)圓直徑，280mm。 并且F要小于10m=70,考慮到齒輪強度要求取F=44mm。 2.3.3. 雙曲面齒輪的偏移距E、偏移方向和旋向的確定 轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的E值，不應超過從動齒輪節(jié)錐距A0的40%(接近于從動齒輪節(jié)圓直徑d 2的20%)；而載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負荷傳動，E則不應超過從動齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為d：的10%～12%，且一般不超過12%）。傳動比愈大則正也應愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達從動齒輪節(jié)圓直徑d2的20％～30％。但當E大干d2

25、的20％時，應檢查是否存在根切[3]。本設計取E為33mm，下偏移，主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。 圖2-1 雙曲面錐齒輪傳動偏移距 (a)、(b)主動齒輪軸線下偏移 （c）、（d）主動齒輪軸線上偏移 圖2-2 雙曲面錐齒輪傳動偏移方向 2.3.4. 螺旋角的確定[3] 螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的，“格里森”制推薦用下式，近似預選主動齒輪螺旋角的名義值： β1'=25°+5°Z2Z1+90°Ed2………………………(2-10) 式中:β1′——主動齒輪名義螺旋角的預選值。 Z1、Z2——主、從動齒輪齒數(shù)，9、41。 d2——從動齒輪節(jié)圓直徑 2

26、80mm。 E——雙曲面齒輪的偏移距33 mm。 帶入式（2-10）得β1′=46.29°，取46°。 2.3.5. 圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸設計[3][5] 表2-2 圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表[5] mm 序號 名稱 計算說明 計算結果 （1）* 小齒輪齒數(shù) Z1 9 （2）* 大齒輪齒數(shù) Z2 41 （3） 齒數(shù)比的倒數(shù) Z1/Z2 0.219512 （4）* 大齒輪齒面寬度 F 44 （5）* 小齒輪軸線偏移距 E 33 （6）* 大齒輪分度圓直徑 d2 280 （7）* 刀盤名

27、義半徑 參考[3]表9-4 95.25 （8） 小齒輪螺旋角的預選值 β1' 46° （9） ε2'正切值 tanβ1' 1.035530 （10） 初選大齒輪分錐角余切值 cotr2i=1.2(3) 0.263414 （11） r2i的正弦值 sinr2i 0.967014 （12） 初定大齒輪中點分度圓半徑 Rm2=6-4(11)2.0 118.7257 （13） 大小齒輪螺旋角差值之正弦值 sinεi'=5(11)(12) 0.268783 （14） εi'的余弦值 cosεi' 0.963201 （15） 初定小齒輪的擴大

28、系數(shù) (14)+(9)(13) 1.241534 （16） 小齒輪中點分度圓半徑換算值 (3)(12) 26.06172 （17） 初定小齒輪在齒寬中點處的分度圓半徑 Rm1=15(16) 32.35651 （18） 輪齒收縮系數(shù) TR=0.021+1.06 1.24 （19） 近似計算公法線在大齒輪軸線上的投影 (12)(10)+(17) 483.0755 （20） 大齒輪軸線在小齒輪回轉平面內偏置角正切 tanη=(5)(19) 第一次試算 第二次試算 第三次試算 0.068312 0.075143 0.078896 （21） η角

29、余弦值 cosη=1.0+(20）2 1.002331 1.002819 1.003107 （22） η角正弦值 sinη=(20)(21) 0.068153 0.074968 0.078652 （23） 大齒輪軸線在小齒輪回轉平面內的偏置角 η 3.90778° 4.29938° 4.51109° （24） 初算大齒輪回轉平面內偏置角正弦值 sinε2=5-17(22)(12) 0.259377 0.257520 0.256516 （25） ε2角正切值 tanε2 0.268568 0.266509 0.265396 （26） 初

30、算小輪分錐角正切 tanγ1 Ⅱ=(22)(25) 0.253764 0.281296 0.296357 （27） Υ1 Ⅱ角余弦值 cosΥ1 Ⅱ 0.969278 0.962639 0.958782 （28） 第一次校正螺旋角差角ε2'的正弦 sinε2'=(24)(27) 0.267598 0.267515 0.267544 （29） ε2'角余弦值 cosε2' 0.963531 0.963554 0.963546 （30） 第一次校正后小齒輪螺旋角的正切值 tanβ1 Ⅱ=15-(29)(28) 1.038883 1.039119

31、 1.039037 （31） 擴大系數(shù)修正量 (28)9-(30) -0.000897 -0.000960 -0.000938 （32） 大輪擴大系數(shù)修正量的換算值 331 -0.000197 -0.000211 -0.000206 （33） 校正后大輪分偏置角正弦 sinε1=24-22(32) 0.259390 0.257536 0.256532 （34） ε1角正切 tanε1 0.268583 0.266526 0.265414 （35） 校正后小齒輪分錐角正切 tanγ1=(22)(34) 0.253750 0.281278

32、 0.296337 （36）* 小齒輪分錐角 γ1 14.2383° 15.7101° 16.5065° （37） γ1角余弦 cosγ1 0.969281 0.962644 0.958788 （38） 第二次校正螺旋角差值ε1'的正弦 sinε1'=(33)(37) 0.267611 0.267530 0.267559 （39） ε1'值 ε1' 15.5222° 15.5173° 15.5191° （40） ε1'角的余弦 cosε1' 0.963527 0.963550 0.963541 （41） 第二次校正后螺旋角差值的

33、正切值 tanβ1=15+31-(40)(38) 1.035496 1.035488 1.035491 （42）* β1的值應接近(8) β1 45.9991° 45.9988° 45.9989° （43） β1的余弦 cosβ1 0.694670 0.694673 0.694672 （44）* 確定大齒輪螺旋角β2 β2=42-(39) 30.4768° 30.4815° 30.4789° （45） β2的余弦 cosβ2 0.861835 0.861793 0.861816 （46） β2的正切 tanβ2 0.588500

34、 0.588610 0.588549 （47） 大齒輪分錐角的余切 cotγ2=(22)(33) 0.262743 0.291097 0.306597 （48）* γ2的值 γ2 75.2787° 73.7699° 72.9546° （49） γ2的正弦 sinγ2 0.967173 0.960147 0.956073 （50） γ2的余弦 cosγ2 0.254118 0.279496 0.293129 （51） 17+12(32)(37) 33.35784 33.58610 33.72180 （52） (12)(50)

35、 467.2070 424.7850 405.0288 （53） 兩背錐之和 51+(52) 500.5648 458.3711 438.7506 （54） 大齒輪分錐距在螺旋線上中點切線方向投影 124549 105.7949 106.5639 107.0208 （55） 小齒輪分錐距在螺旋線上中點切線方向投影 435135 91.32095 82.94768 79.05051 （56） 極限齒形角正切負值 -tanα01=4155-46(54)(53) 0.064531 0.050541 0.042995 （57） 極限齒形角負值

36、 -α01 3.69224° 2.89332° 2.46192° （58） α01的余弦 cosα01 0.997924 0.998725 0.999077 （59） 41(56)(51) 0.002001 0.001558 0.001320 （60） 46(56)(52) 0.000081 0.000070 0.000062 （61） 5455 9661.291 8839.228 8460.049 （62） 54-(55)(61) 0.001498 0.002672 0.003306 （63） 59+60+(6

37、2) 0.003580 0.004300 0.004688 （64） 41-(46)(63) 124.8592 103.9251 95.33746 （65） 齒線中點曲率半徑 rd'=(64)(58) 125.1189 104.0578 95.42554 （66） rd與rd'比值 (7)(65) 0.761276 0.915357 0.998160 （67） 350；1.0-(3) 左0.064345 右0.780488 （68） (5)(34)-1735；35(37) 左114.7456 右0.284124 （69）

38、 37+40(67)左 1.020787 （70） R圓心至軸線交叉點的距離 zm=49(51) 32.23929 （71）* 大齒輪分錐頂點至軸線交叉點的距離 z=1247-70 4.161653 （72） 大齒輪分錐上中點錐距 Am=(12)(49) 124.1806 （73）* 大齒輪節(jié)錐距 A0=0.5(6)(49) 146.4323 （74） 大齒輪分錐上齒半寬 73-(72) 22.25170 （75） 大齒輪在齒面寬中點處的工作齒高 hm=k12(45)(2) 9.483290 （76） 12(46)(7) 0.733

39、605 （77） (49)(45)-(76) 0.375765 （78） 輪齒兩側壓力角的總和 α1=2倍平均壓力角[3] 42.5° （79） α1角正弦 sinα1 0.675590 （80） 平均壓力角 α12=(78)2 21.15° （81） 平均壓力角余弦值 cosα12 0.932639 （82） 平均壓力角正切值 tanα12 0.386871 （83） (77)(82) 0.971293 （84） 雙重收縮齒齒根角總和（′） δD=10560(83)(2) 250.1672 （85） 大齒輪齒頂高系數(shù)

40、Ka 0.170 （86） 大齒輪齒根高系數(shù) Kb=1.150-(85) 0.98 （87） 大齒輪齒面寬中點處的齒頂高 h'm2=75(85) 1.612159 （88） 大齒輪齒面寬中點處的齒根高 h"m2=7586+0.05 9.343624 （89）* 大齒輪齒頂角 θ2=84(85) 42.5286′ （90） sinθ2 0.012371 （91）* 大齒輪齒根角 δ2=84-(89) 207.639′ （92） sinδ2 0.060363 （93）* 大齒輪大端齒頂高 h2'=87+74(90) 1.8874

41、35 （94）* 大齒輪齒根高 h2"=88+74(92) 10.68680 （95）* 徑向間隙 C=0.15075+0.05 1.472494 （96）* 大齒輪齒全高 h=93+94 12.57424 （97）* 大齒輪齒工作高 hg=96-(95) 11.10175 （98）* 大齒輪的面錐角 γ02=48+(89) 73.6634° （99） sinγ02 0.959626 （100） cosγ02 0.281280 （101）* 大齒輪的根錐角 γR2=48-(91) 69.4940° （102） sinγ

42、R2 0.936636 （103） cosγR2 0.350305 （104） cotγR2 0.374004 （105）* 大齒輪外圓直徑 d02=93(50)0.5+(6) 281.1065 （106） 大齒輪大端分度圓中心線至軸線交叉點的距離 70+74(50) 38.76191 （107）* 大齒輪外援至小齒輪軸線的距離 X02=106-93(49) 36.95738 （108） 7290-(87)(99) -0.079115 （109） 7292-(88)(102) -1.972709 （110）* 大齒輪面錐頂點

43、至小齒輪軸線的距離 Z0=71-(108) 4.240768 （111）* 大齒輪齒根錐頂點至小齒輪小齒輪軸線的距離 ZR=71+109 2.188944 （112） 12+70104 130.7833 （113） 修正后小齒輪軸線在大齒輪回轉平面內的偏置角正弦 sinε=(5)(112) 0.252325 （114） 角的余弦 cosε=1-(113)2 0.967643 （115） 角的正切 tanε=(113)(114) 0.260762 （116） 小齒輪面錐角正弦 sinγ01=103(114) 0.338970 （117）*

44、 小齒輪面錐角 γ01 19.8141° （118） cosγ01 0.940797 （119） tanγ01 0.360300 （120） 102111+(95)(103) 9.927742 （121）* 小齒輪面錐頂點至大齒輪軸線的距離 G0=5113-(120)(114) -1.654553 （122） tanλ'=38(67)左(69) 0.016866 （123） λ'；cosλ' 0.96626° 0.999858 （124） Δλ'=39-(123)左;cosΔλ' 14.5528° 0.967916

45、（125） θ1=117-36;cosθ1 3.3076° 0.998334 （126） -+113(67)右-(68)右 -0.087187 -0.481061 （127） (123)右(124)右 1.033001 （128） (68)左+87(68)右 115.2037 （129） (118)(125)右 0.942367 （130） 74(127) 22.98603 （131）* 小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離 BR=128+130129+75(126)左 136.0382 （132） 4127-(130)

46、22.46601 （133）* 小齒輪輪齒前緣至大齒輪軸線的距離 B1=128-132129+75(126)右 89.47043 （134） 121+(131) 134.3836 （135）* 小齒輪的外圓直徑 d01=119(134)0.5 96.83682 （136） 70(100)(99)+(12) 128.1755 （137） sinε0=(5)(136) 0.257459 （138） ε0 14.9193° （139） cosε0 0.966289 （140） 99110+(95)(100) 19.7

47、0295 （141）* 小齒輪根錐頂點至大齒輪軸線的距離 GR=5137-(140)(139) -11.59778 （142） sinγR1=100(139) 0.271798 （143）* 小齒輪根錐角 γR1 15.7713° （144） cosγR1 0.962354 （145） tanγR1 0.282431 （146）* 最小齒側間隙允許值 Bmin 0.168 （147）* 最大齒側間隙允許值 Bmax 0.232（參考[3]表9-11） （148） 90+(92) 0.072734 （149） 96-

48、4(148) 9.373944 （150） 在節(jié)平面內大齒輪內錐距 Ai=73-(4) 102.4323 注： 1、計算說明中（1）、（2）、（3）表示第（1）、（2）、（3）計算的結果。 2、序號上帶*的是生產圖紙上需要的參數(shù)。 3、第（65）項求得的齒線曲率半徑與第(7)項選頂?shù)牡侗P半徑之差不應超過的1%，否則要重新試算第(20)項至第(65)項。 圖2—3 雙曲面齒輪副的安裝尺寸(括號內的數(shù)字為表2-2中計算步驟序號，即應將該序號下的計算結果標在圖上)。  2.4. 主減速器齒輪強度計算[2][3] 1. 2. 2.1. 2.2. 2.3. 2.

49、4. 2.4.1. 單位齒上的圓周力 1. 2. 2.1. 2.2. 2.3. 2.4. 2.4.1. p=PF……………………………………（2-11） 式中：p——單位齒長上的圓角力，N／mm。 P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉矩Teamx和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算。 F——從動齒輪的齒面寬，mm。 按發(fā)動機最大轉矩計算時： p=2kd?Temax?kig?if?ηn?d1?F×103…….…………………………(2-12) 式中：Temax——發(fā)動機最大轉矩，343 N·m； ig——變速器傳動比，常取1檔及直接檔進行計算 kd——由于

50、猛接離合器而產生的動載系數(shù)，Kd=1。 k——液力變矩器變矩系數(shù)，K=1。 if——分動器器傳動比，if=1。 η——變速器傳動效率，η=0.97。 n——計算驅動橋數(shù)，1。 d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，61.463mm。 F——從動齒輪的齒面寬，44mm 1檔：ig=5.731。帶入式（2-12）得p =1410.1322MPa。 直接檔：ig=1.0。帶入式（2-12）得p =246.0534MPa。  表2-3 單位齒長上的圓周力許用值[p] 參數(shù) 汽車類別 按發(fā)動機最大轉矩計算 按最大著力矩計算 附著系數(shù) 1檔 2檔 直接檔 乘用車 893 5

51、36 321 893 0.85 商用車 貨車 1429 —— 250 1429 客車 982 —— 214 —— 目前，由于技術的進步，可在上述許用值的基礎上增加10%—25%，從上可知設計的齒輪符合要求。 2.4.2. 齒輪的彎曲強度計算 σw=2TjK0KsKmKvFzm2J×103 ………………………..（2-13） 式中：Tj——齒輪的計算轉矩 N·m； K0——超載系數(shù)，取 K0＝1； Ks——尺寸系數(shù)，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關。當端面模數(shù)m≥1.6mm時，Ks=4m25.4 。 K

52、m——載荷分配系數(shù)，取Km＝1.10。 Kv——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv＝1。 F——計算齒輪的齒面寬度。 Z——計算齒輪的齒數(shù)。 m——端面模數(shù) mm。 J——計算彎曲應力用的綜合系數(shù)。 圖2—4 彎曲計算用綜合系數(shù)J 主動齒輪的彎曲強度校核： Tj=1965.741 N·m；Z=9；Ks=0.7245；J=0.305；F=45；m=7 帶入式（2-13）得σw=517.65MPa<[σ]=780MPa。 從動齒輪的彎曲強度校核： Tj=8017.865 N·m；Z=41；Ks=0.7245；J=0.266；F=

53、44 帶入式（2-13）得σw=543.51MPa<[σ]=700MPa。 經(jīng)計算主減速器齒輪彎曲強度滿足要求。 2.4.3. 齒輪的接觸強度計算 σj=Cpd12T1maxK0KsKmKfKvFJ×103?3T1T1max …………………….(2-14) 式中：T1、T1max——分別為主動齒輪的平均轉矩和計算轉矩 N·m。 Cp——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6N1/2/mm。 d1 ——主動齒輪的節(jié)圓直徑 mm。 K0、Kv 、Km ——見式（2-13）說明。 Ks——尺寸系數(shù)，可取 Ks＝1。

54、 Kf ——表面質量系數(shù)，對于制造精密的齒輪可取 Kf＝1。 F——齒面寬 mm，取齒輪副中較小的。 J——計算彎曲應力用的綜合系數(shù)。 圖2—2 接觸強度計算用綜合系數(shù)J T1=885.09；T1max=1965.741；d1=61.463；F=44；J=0.13 帶入式（2-14）得σj=2522.08MPa<[σ]=2800MPa。 主從動齒輪的接觸應力是相同的，許用接觸應力為2800 Mpa。滿足條件要求。 2.5. 主減速器錐齒輪軸承的載荷計算[6] 1. 2. 2.1. 2.2. 2.3. 2.4. 2.5. 2.5.1.

55、主動錐齒輪的支承形式 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式和跨置式支承兩種,本設計采用跨置式支撐。 （a）懸臂式支撐 （b）跨置式支撐 圖2—3 主減速器主動齒輪的支撐形式 2.5.2. 從動錐齒輪的支承形式 從動錐齒輪固結于差速器總成，通過一對圓錐滾子軸承支撐，兩軸承大端相對，以減少c+d增加支撐剛度，但是c+d≥70%d2（d2為主減速器從動齒輪分度圓直徑）,一邊給布置支撐筋留有足夠的空間。 2.5.3. 軸承載荷計算校核[3][6] 本設計先根據(jù)結構設計選定軸承型號，然后驗算軸承壽命。在計算軸承之前要先求出作用在軸上的力和軸承上的反力，這樣就要先求出作用在齒輪上的力。

56、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及垂直于齒輪軸線的徑向力。 2.5.3.1. 齒寬中點處的圓周力F F=2Tdm…………………………………….（2-15） 式中：T——作用在該齒輪上的轉矩。主動齒輪的當量轉矩見式（2-16）。 dm——該齒輪齒寬中點分度圓直徑。  T1d=Temax31100fg1(ig1?fT1100)3+fg2(ig2?fT2100)3+fg3(ig3?fT3100)3+…….（2-16） 式中：Temax——發(fā)動機最大轉矩，N·m。 fg1、fg2、fg3、…，fgR——變速

57、器1、2、3，…，倒檔利用率。 ig1、ig2、ig3、…，igR——變速器1、2、3，…，倒檔傳動比。 fT1、fT2、fT3、…，fTR——變速器處于1、2、3，…，倒檔發(fā)動機的轉矩利用率。 經(jīng)計算，T1d=513.188N·m，查表2-2得dm=64.71262mm，帶入式（2-15）得 F1=15.86KN 對于雙曲面齒輪傳動有P1=P2·cosβ1/cosβ2，查表2-2得cosβ1=0.694672，cosβ2=0.861816所以 F2=19.68 KN 2.5.3.2. 錐齒輪的軸向力和徑向力計算 本次計算選用的主動齒輪為左旋，被動齒輪為右旋。當汽車前進時，主動

58、齒輪順時針方向旋轉，（從小輪軸大端看），從動小齒輪頂看為逆針方向。 以下計算以小輪左旋，逆時針方向旋轉作為計算依據(jù)，公式中計算結果正負含義見圖2-4所示。 α：輪齒表面法向壓力角 β：齒寬中點處螺旋角 γ：節(jié)錐角 P：齒寬中點處圓周力 圖2—4 主減速器主動齒輪受力簡圖 表2-4 齒面上軸向力和徑向力計算公式表 主動小齒輪 軸向力 徑向力 螺旋方向 旋轉方向 右 順時針 主動齒輪 Fap=Fcosβ(tanαsinγ-sinβcosγ) 從動齒輪 FaG=Fcosβ(tanαsinγ+sinβcosγ) 主動齒輪 FRp=Fcosβ(tanαcosγ+s

59、inβsinγ) 從動齒輪 FRG=Fcosβ(tanαcosγ-sinβsinγ) 左 逆時針 右 逆時針 主動齒輪 Fap=Fcosβ(tanαsinγ+sinβcosγ) 從動齒輪 FaG=Fcosβ(tanαsinγ-sinβcosγ) 主動齒輪 FRp=Fcosβ(tanαcosγ-sinβsinγ) 從動齒輪 FRG=Fcosβ(tanαcosγ+sinβsinγ) 左 順時針 注：公式中的節(jié)錐角7，在計算主動齒輪受力時用面錐角代之；計算從動齒輪受力時用根錐。計算結果如軸向力為正，表明力的方向離開錐頂，負值表示指向錐頂；徑向力是正值，表明力使該

60、齒輪離開相嚙合齒輪，負值表明力使該齒輪靠近相嚙合齒輪。當計算雙曲面齒輪受力時，α為輪齒驅動齒廓的法向壓力角。 本設計選擇的是左旋，逆時針方向旋轉的主動錐齒輪，把α1=α2=21°15′、β1=45.9989°、β2=30.4789°、γ1=γo1=19.8141°、γ2=γo2=73.6634°、F1=15.86KN 、F2=19.68KN，把這些數(shù)據(jù)代入上表中的合適的公式中，得： 主動錐齒輪上的軸向力： Fap=-12.44KN，徑向力： FRp=13.92KN 從動錐齒輪上的軸向力： FaG=11.78KN，徑向力： FRG=-8.62KN 2.5.3.3. 錐齒輪軸承的載荷

61、當錐齒輪齒面上所承受的圓周力、軸向力和徑向力計算后確定后，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。本設計采用圓錐滾子軸承，根據(jù)草圖選擇軸承A、B為圓錐滾子軸承，其代號均為32012X2。由機械設計手冊[7]查的代號為32012的軸承主要參數(shù)為：內徑d=60外徑D=95，軸承寬度B=22，基本額定動載荷Cr=64.8KN。軸承C、D代號為33013主要參數(shù)為：內徑d=65mm，外徑D=100mm，軸承寬度B=27mm，基本額定動載荷Cr=98KN。軸承E代號為UN306E主要參數(shù)為：內徑d=30mm，外徑D=72mm，軸承寬度B=19mm，基本額定動載荷Cr=49.2KN。

62、 圖2—4 軸承布置形式 表2—5 軸承載荷計算公式及計算結果 項目 公式 計算結果/KN 軸承A 徑向力 F1(a+b)a2+FRp(a+b)a-FapDm12a2 58.82135162 軸向力 Fap -12.44142506 軸承B 徑向力 F1ba2+FRpba-FapDm12a2 38.20291407 軸向力 0 0 軸承C 徑向力 F2dc+d2+FRGdc+d+FaGDm22(c+d)2 10.01192481 軸向力 FaG 11.77763796 軸承D 徑向力 F2cc+d2+FRGcc+d-FaGDm22(c

63、+d)2 14.6021288 軸向力 0 0 注：由設計草圖可得，a=39.8mm、b=30mm、c=111.39mm、d=109.08mm、e=42.73mm。 2.5.3.4. 軸承型號確定[7] 滾子軸承基本額定動載荷計算： C=fhfmfdfnfTP

64、因數(shù)。 fT——溫度因數(shù)。 Cr——軸承徑向基本額定動載荷。 Ca——軸承軸向基本額定動載荷。 查機械設計手冊第5版第2篇P7232-P7235得（見表2-6） 表2—6 fh fm fd fn fT 2 1.5 1.5 0.341/0.54 1 軸承A：預選型號32012，按式（2-16）計算得C=80.6377KN＜Cr=81.8KN滿足設計要求。 軸承B：同軸承A。 軸承C：預選型號33213，按式（2-16）計算得C=180.5.36KN＜Cr=202KN滿足設計要求。 軸承D：同軸承C。 軸承E：預選型號NU306E。 2.6. 主減速

65、器齒輪的材料及熱處理[8] 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其它齒輪相比較，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多等特點。其損壞形式主要有：齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕、磨損和擦傷等。據(jù)此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有一下要求： 1、有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度及較好的齒面耐磨性。 2、輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免輪齒根部折斷。 3、鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能好，熱處理變形小，以提高產品質量，減少成本并降低廢品。 本次設計主減速器主、動齒輪材料選用20CrMnTi，齒輪滲碳1.2—1.5，齒面淬火使其硬度達到58—64。 第3章 差速器設計

66、 1. 2. 3. 3.1. 差速器機構方案分析[6] 根據(jù)汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及他們之間的相互關系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別。例如，轉彎時外側車輪的行程總要比內側的長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳遞給左右車輪，則會由于左右驅動車輪的轉速雖相等而行程卻又不相等的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑的能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都裝有差速器。差速器保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉的特性，從而滿足汽車行駛運動學的要求。 差速器的結構型式有多種，其主要的結構型式有：對稱式圓錐行星齒輪差數(shù)器、防滑差速器，