重卡貫通式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[雙級(jí)主減速器+輪邊]【含CAD高清圖紙和說(shuō)明書】

重卡貫通式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[雙級(jí)主減速器+輪邊]【含CAD高清圖紙和說(shuō)明書】,雙級(jí)主減速器+輪邊,含CAD高清圖紙和說(shuō)明書,貫通,驅(qū)動(dòng),結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),雙級(jí)主,減速器,輪邊,cad,高清,圖紙,以及,說(shuō)明書,仿單 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 摘要 驅(qū)動(dòng)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(duì)于載重汽車顯得尤為重要。當(dāng)采用大功率發(fā)動(dòng)機(jī)輸出大的轉(zhuǎn)矩以滿足目前載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時(shí)，必須要搭配一個(gè)高效、可靠的驅(qū)動(dòng)橋。所以采用傳動(dòng)效率高的單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋已成為未來(lái)重載汽車的發(fā)展方向。本文參照傳統(tǒng)驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)方法進(jìn)行了載重汽車驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)。本文首先確定主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設(shè)計(jì)參數(shù)；然后參考類似驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)，確定出總體設(shè)計(jì)方案；最后對(duì)主，從動(dòng)錐齒輪，差速器圓錐行星齒輪，半軸齒輪，全浮式半軸和整體式橋殼的強(qiáng)度進(jìn)行校核以及對(duì)支承軸承進(jìn)行了壽命校核。本文不是采用傳統(tǒng)的雙曲面錐齒輪作為載重汽車的主減速器而是采用弧齒錐齒輪，希望這能作為一個(gè)課題繼續(xù)研究下去。 關(guān)鍵字：載重汽車 驅(qū)動(dòng)橋 單級(jí)減速橋 弧齒錐齒輪 Abstract Drive axle is the one of automobile four important assemblies. It` performance directly influence on the entire automobile，especially for the heavy truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed，heavy-loaded， high efficiency， high benefit today`heavy truck，must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck`developing tendency. This design following the traditional designing method of the drive axle. First ，make up the main parts`structure and the key designing parameters; thus reference to the similar driving axle structure ， decide the entire designing project ; fanially check the strength of the axle drive bevel pinion ，bevel gear wheel ， the differentional planetary pinion， differential side gear ， full-floating axle shaft and the banjo axle housing ， and the life expection of carrier bearing . The designing take the spiral bevel gear for the tradional hypoid gear ，as the gear type of heavy truck`s final drive，with the expection of the question being discussed， further .　 Key words: heavy truck drive axle single reduction final drive the spiral bevel gear 2 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 第2章 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案分析 2 第3章 主減速器設(shè)計(jì) 6 3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 6 3.1.1 主減速器的齒輪類型 6 3.1.2 主減速器的減速形式 6 3.1.3 主減速器主，從動(dòng)錐齒輪的支承形式 7 3.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 7 3.2.1 主減速器計(jì)算載荷的確定 7 3.2.2 主減速器基本參數(shù)的選擇 9 3.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 12 3.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 14 3.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 21 3.2.6 主減速器軸承的計(jì)算 22 第4章 輪邊減速器的設(shè)計(jì) 30 4.1 輪邊減速器基本參數(shù)的選擇 4.2 輪邊減速器齒輪強(qiáng)度的校核 第5章 驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì) 38 5.1 全浮式半軸計(jì)算載荷的確定 39 5.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 40 5.3 全浮式半軸的強(qiáng)度計(jì)算 40 5.4 半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算 41 結(jié)論 42 致謝 42 參考文獻(xiàn) 43 附錄1 43 附錄2 43 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 第1章 緒論 汽車驅(qū)動(dòng)橋位于傳動(dòng)系的末端。其基本功用首先是增扭，降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，即增大由傳動(dòng)軸或直接從變速器傳來(lái)的轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩合理的分配給左右驅(qū)動(dòng)車輪；其次，驅(qū)動(dòng)橋還要承受作用于路面或車身之間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動(dòng)力矩和反作用力矩等。驅(qū)動(dòng)橋一般由主減速器，差速器，車輪傳動(dòng)裝置和橋殼組成。 對(duì)于重型載貨汽車來(lái)說(shuō)，要傳遞的轉(zhuǎn)矩較乘用車和客車，以及輕型商用車都要大得多，以便能夠以較低的成本運(yùn)輸較多的貨物，所以選擇功率較大的發(fā)動(dòng)機(jī)，這就對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)有較高的要求，而驅(qū)動(dòng)橋在傳動(dòng)系統(tǒng)中起著舉足輕重的作用。隨著目前國(guó)際上石油價(jià)格的上漲，汽車的經(jīng)濟(jì)性日益成為人們關(guān)心的話題，這不僅僅只對(duì)乘用車，對(duì)于載貨汽車，提高其燃油經(jīng)濟(jì)性也是各商用車生產(chǎn)商來(lái)提高其產(chǎn)品市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力的一個(gè)法寶，因?yàn)橹匦洼d貨汽車所采用的發(fā)動(dòng)機(jī)都是大功率，大轉(zhuǎn)矩的，裝載質(zhì)量在十噸以上的載貨汽車的發(fā)動(dòng)機(jī)，最大功率在140KW以上，最大轉(zhuǎn)矩也在700N·m以上，百公里油耗是一般都在34升左右。為了降低油耗，不僅要在發(fā)動(dòng)機(jī)的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動(dòng)系中減少能量的損失。這就必須在發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力輸出之后，在從發(fā)動(dòng)機(jī)—傳動(dòng)軸—驅(qū)動(dòng)橋這一動(dòng)力輸送環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過(guò)程中的損失。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動(dòng)機(jī)是動(dòng)力的輸出者，也是整個(gè)機(jī)器的心臟，而驅(qū)動(dòng)橋則是將動(dòng)力轉(zhuǎn)化為能量的最終執(zhí)行者。因此，在發(fā)動(dòng)機(jī)相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配性比較高的驅(qū)動(dòng)橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設(shè)計(jì)新型的驅(qū)動(dòng)橋成為新的課題。 目前國(guó)內(nèi)重型車橋生產(chǎn)企業(yè)也主要集中在中信車橋廠、東風(fēng)襄樊車橋公司、濟(jì)南橋箱廠、漢德車橋公司、重慶紅巖橋廠和安凱車橋廠幾家企業(yè)。這些企業(yè)幾乎占到國(guó)內(nèi)重卡車橋90%以上的市場(chǎng)。 設(shè)計(jì)驅(qū)動(dòng)橋時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求： 1） 選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。 2） 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過(guò)性的要求。 3） 齒輪及其他傳動(dòng)件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4） 在各種載荷和轉(zhuǎn)速工況下有較高的傳動(dòng)效率。 5） 具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 6） 與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)。 7） 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。 在本設(shè)計(jì)中還采用了AutoCAD和Pro/E繪圖軟件分別進(jìn)行了工程圖的 繪制和實(shí)體造型，運(yùn)用AutoCAD繪制了、行星齒輪軸、左、右殼以及傳動(dòng)機(jī)構(gòu)半軸的零件圖，通過(guò)對(duì)AutoCAD的編輯工具與命令的運(yùn)用，掌握了從AutoCAD基礎(chǔ)圖形的繪制→基礎(chǔ)零件的繪制→各類零件圖的創(chuàng)建與繪制的方法，并且理解了機(jī)械圖繪制的工作流程。另外還運(yùn)用Pro/E繪圖軟件，運(yùn)用初步的操作繪制出了主減速器的主、從動(dòng)錐齒輪，差速器的行星齒輪、半軸齒輪等的實(shí)體造型，為今后更好的學(xué)習(xí)和掌握各種應(yīng)用軟件和技能打下堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 第2章 驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案分析 由于要求設(shè)計(jì)的是13噸級(jí)的后驅(qū)動(dòng)橋，要設(shè)計(jì)這樣一個(gè)級(jí)別的驅(qū)動(dòng)橋，一般選用非斷開(kāi)式結(jié)構(gòu)以與非獨(dú)立懸架相適應(yīng)，該種形式的驅(qū)動(dòng)橋的橋殼是一根支撐在左右驅(qū)動(dòng)車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器，差速器和半軸等所有傳動(dòng)件都裝在其中，此時(shí)驅(qū)動(dòng)橋，驅(qū)動(dòng)車輪都屬于簧下質(zhì)量。 驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)形式有多種，基本形式有三種如下： 1)中央單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋。此是驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)中最為簡(jiǎn)單的一種，是驅(qū)動(dòng)橋的基本形式， 在載重汽車中占主導(dǎo)地位。一般在主傳動(dòng)比小于6的情況下，應(yīng)盡量采用中央單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋。目前的中央單級(jí)減速器趨于采用雙曲線螺旋傘齒輪，主動(dòng)小齒輪采用騎馬式支承， 有差速鎖裝置供選用。 2)中央雙級(jí)驅(qū)動(dòng)橋。在國(guó)內(nèi)目前的市場(chǎng)上，中央雙級(jí)驅(qū)動(dòng)橋主要有2種類型：一類如伊頓系列產(chǎn)品，事先就在單級(jí)減速器中預(yù)留好空間，當(dāng)要求增大牽引力與速比時(shí)，可裝入圓柱行星齒輪減速機(jī)構(gòu)，將原中央單級(jí)改成中央雙級(jí)驅(qū)動(dòng)橋，這種改制“三化”（即系列化，通用化，標(biāo)準(zhǔn)化）程度高， 橋殼、主減速器等均可通用，錐齒輪直徑不變；另一類如洛克威爾系列產(chǎn)品，當(dāng)要增大牽引力與速比時(shí)，需要改制第一級(jí)傘齒輪后，再裝入第二級(jí)圓柱直齒輪或斜齒輪，變成要求的中央雙級(jí)驅(qū)動(dòng)橋，這時(shí)橋殼可通用，主減速器不通用， 錐齒輪有2個(gè)規(guī)格。 由于上述中央雙級(jí)減速橋均是在中央單級(jí)橋的速比超出一定數(shù)值或牽引總質(zhì)量較大時(shí)，作為系列產(chǎn)品而派生出來(lái)的一種型號(hào)，它們很難變型為前驅(qū)動(dòng)橋，使用受到一定限制；因此，綜合來(lái)說(shuō)，雙級(jí)減速橋一般均不作為一種基本型驅(qū)動(dòng)橋來(lái)發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來(lái)的驅(qū)動(dòng)橋存在。 3)中央單級(jí)、輪邊減速驅(qū)動(dòng)橋。輪邊減速驅(qū)動(dòng)橋較為廣泛地用于油田、建筑工地、礦山等非公路車與軍用車上。當(dāng)前輪邊減速橋可分為2類：一類為圓錐行星齒輪式輪邊減速橋；另一類為圓柱行星齒輪式輪邊減速驅(qū)動(dòng)橋。 ①圓錐行星齒輪式輪邊減速橋。由圓錐行星齒輪式傳動(dòng)構(gòu)成的輪邊減速器，輪邊減速比為固定值2，它一般均與中央單級(jí)橋組成為一系列。在該系列中，中央單級(jí)橋仍具有獨(dú)立性，可單獨(dú)使用，需要增大橋的輸出轉(zhuǎn)矩，使?fàn)恳υ龃蠡蛩俦仍龃髸r(shí)，可不改變中央主減速器而在兩軸端加上圓錐行星齒輪式減速器即可變成雙級(jí)橋。這類橋與中央雙級(jí)減速橋的區(qū)別在于：降低半軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，把增大的轉(zhuǎn)矩直接增加到兩軸端的輪邊減速器上 ，其“三化”程度較高。但這類橋因輪邊減速比為固定值2，因此，中央主減速器的尺寸仍較大，一般用于公路、非公路軍用車。 ②圓柱行星齒輪式輪邊減速橋。單排、齒圈固定式圓柱行星齒輪減速橋，一般減速比在3至4.2之間。由于輪邊減速比大，因此，中央主減速器的速比一般均小于3，這樣大錐齒輪就可取較小的直徑，以保證重型汽車對(duì)離地問(wèn)隙的要求。這類橋比單級(jí)減速器的質(zhì)量大，價(jià)格也要貴些，而且輪穀內(nèi)具有齒輪傳動(dòng)，長(zhǎng)時(shí)間在公路上行駛會(huì)產(chǎn)生大量的熱量而引起過(guò)熱；因此，作為公路車用驅(qū)動(dòng)橋，它不如中央單級(jí)減速橋。 綜上所述，由于設(shè)計(jì)的驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)比為4.444，小于6。況且由于隨著我國(guó)公路條件的改善和物流業(yè)對(duì)車輛性能要求的變化，重型汽車驅(qū)動(dòng)橋技術(shù)已呈現(xiàn)出向單級(jí)化發(fā)展的趨勢(shì)，主要是單級(jí)驅(qū)動(dòng)橋還有以下幾點(diǎn)優(yōu)點(diǎn)： (l) 單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋是驅(qū)動(dòng)橋中結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單的一種，制造工藝簡(jiǎn)單，成本較低， 是驅(qū)動(dòng)橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位； (2) 重型汽車發(fā)動(dòng)機(jī)向低速大轉(zhuǎn)矩發(fā)展的趨勢(shì)，使得驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)比向小速比發(fā)展； (3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，重型汽車使用條件對(duì)汽車通過(guò)性的要求降低。因此，重型汽車不必像過(guò)去一樣，采用復(fù)雜的結(jié)構(gòu)提高通過(guò)性； (4) 與帶輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化，單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋機(jī)械傳動(dòng)效率提高，易損件減少，可靠性提高。 單級(jí)橋產(chǎn)品的優(yōu)勢(shì)為單級(jí)橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產(chǎn)品設(shè)計(jì)的角度看， 重型車產(chǎn)品在主減速比小于6的情況下，應(yīng)盡量選用單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋。 所以此設(shè)計(jì)采用單級(jí)驅(qū)動(dòng)橋再配以鑄造整體式橋殼。圖2-1Meritor單后驅(qū)動(dòng)橋?yàn)橹袊?guó)重汽引進(jìn)的美國(guó)ROCKWELL公司13噸級(jí)單級(jí)減速橋的外形圖。 圖2-1 Meritor（美馳）單后驅(qū)動(dòng)橋 第3章 主減速器設(shè)計(jì) 3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)其齒輪的類型，主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。 3.1.1 主減速器的齒輪類型 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用弧齒錐齒輪傳動(dòng)，其特點(diǎn)是主、從動(dòng)齒輪的軸線垂直交于一點(diǎn)。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個(gè)以上的輪齒同時(shí)嚙合，因此可以承受較大的負(fù)荷，加之其輪齒不是在齒的全長(zhǎng)上同時(shí)嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉(zhuǎn)向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動(dòng)小。而弧齒錐齒輪還存在一些缺點(diǎn)，比如對(duì)嚙合精度比較敏感，齒輪副的錐頂稍有不吻合就會(huì)使工作條件急劇變壞，并加劇齒輪的磨損和使噪聲增大；但是當(dāng)主傳動(dòng)比一定時(shí)，主動(dòng)齒輪尺寸相同時(shí)，雙曲面齒輪比相應(yīng)的弧齒錐齒輪小，從而可以得到更大的離地間隙，有利于實(shí)現(xiàn)汽車的總體布置。另外，弧齒錐齒輪與雙曲面錐齒輪相比，具有較高的傳動(dòng)效率，可達(dá)99%。 3.1.2 主減速器的減速形式 由于i=4.444＜6，一般采用單級(jí)主減速器，單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋產(chǎn)品的優(yōu)勢(shì)：?jiǎn)渭?jí)減速驅(qū)動(dòng)車橋是驅(qū)動(dòng)橋中結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單的一種，制造工藝較簡(jiǎn)單，成本較低，是驅(qū)動(dòng)橋的基本型，在重型汽車上占有重要地位； 目前重型汽車發(fā)動(dòng)機(jī)向低速大扭矩發(fā)展的趨勢(shì)使得驅(qū)動(dòng)橋的傳動(dòng)比向小速比發(fā)展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，許多重型汽車使用條件對(duì)汽車通過(guò)性的要求降低，因此，重型汽車產(chǎn)品不必像過(guò)去一樣，采用復(fù)雜的結(jié)構(gòu)提高其的通過(guò)性；與帶輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋相比，由于產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化，單級(jí)減速驅(qū)動(dòng)橋機(jī)械傳動(dòng)效率提高，易損件減少，可靠性增加。 3.1.3 主減速器主，從動(dòng)錐齒輪的支承形式 作為一個(gè)13噸級(jí)的驅(qū)動(dòng)橋，傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩較大，所以主動(dòng)錐齒輪采用騎馬式支承。裝于輪齒大端一側(cè)軸頸上的軸承，多采用兩個(gè)可以預(yù)緊以增加支承剛度的圓錐滾子軸承，其中位于驅(qū)動(dòng)橋前部的通常稱為主動(dòng)錐齒輪前軸承，其后部緊靠齒輪背面的那個(gè)齒輪稱為主動(dòng)錐齒輪后軸承；當(dāng)采用騎馬式支承時(shí)，裝于齒輪小端一側(cè)軸頸上的軸承一般稱為導(dǎo)向軸承。導(dǎo)向軸承都采用圓柱滾子式，并且內(nèi)外圈可以分離（有時(shí)不帶內(nèi)圈），以利于拆裝。 3.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算 3.2.1 主減速器計(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 （3-1） 式中 ——發(fā)動(dòng)機(jī)至所計(jì)算的主減速器從動(dòng)錐齒輪之間的傳動(dòng)系的最低擋傳動(dòng)比。 ——發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出的最大轉(zhuǎn)矩， ——傳動(dòng)系上傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率，在此取0.9； ——該汽車的驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目在此取1； ——由于猛結(jié)合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)的超載系數(shù)，對(duì)于一般的載貨汽車，礦用汽車和越野汽車以及液力傳動(dòng)及自動(dòng)變速器的各類汽車取=1.0，當(dāng)性能系數(shù)>0時(shí)可取=2.0； （3-2）式中 ——汽車滿載時(shí)的總質(zhì)量在此取20000 ； 所以 0.195 =47>16 =-0.31〈0 即=1.0 由以上各參數(shù)可求 ==29910.2 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 （3-3） 式中 ——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，預(yù)設(shè)后橋所承載130000N的負(fù)荷; ——輪胎對(duì)地面的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85；對(duì)于越野汽車取1.0；對(duì)于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級(jí)轎車，計(jì)算時(shí)可取1.25; ——車輪的滾動(dòng)半徑，在此選用輪胎型號(hào)為12.00R20，滾動(dòng)半徑為 0.527m； ，——分別為所計(jì)算的主減速器從動(dòng)錐齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比，取0.9，由于沒(méi)有輪邊減速器取1.0 所以==64703.9 3. 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 對(duì)于公路車輛來(lái)說(shuō)，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉(zhuǎn)矩根據(jù)所謂的平均牽引力的值來(lái)確定： （3-4） 式中 ——汽車滿載時(shí)的總重量。 ——所牽引的掛車滿載時(shí)總重量，N，但僅用于牽引車的計(jì)算； ——道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于載貨汽車可取0.015~0.020；在此取0.018 ——汽車正常行駛時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，對(duì)于載貨汽車可取0.05~0.09在此取0.07 ——汽車的性能系數(shù)在此取0； ，，n——見(jiàn)式（2-1），（2-3）下的說(shuō)明。 所以 ==10305.8 式（2-1）～式（2-4）參考《汽車車橋設(shè)計(jì)》[1]式（3-10）～式（3-12）。 3.2.2 主減速器基本參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動(dòng)齒輪的齒數(shù)和，從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、主從動(dòng)錐齒輪齒面寬和、中點(diǎn)螺旋角、法向壓力角等。 1. 主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)和 選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素： 1）為了磨合均勻，，之間應(yīng)避免有公約數(shù)。 2）為了得到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)不小于40。 3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對(duì)于商用車一般不小于6。 4）主傳動(dòng)比較大時(shí)，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。 5）對(duì)于不同的主傳動(dòng)比，和應(yīng)有適宜的搭配。 根據(jù)以上要求參考《汽車車橋設(shè)計(jì)》[1]中表3-12 表3-13取=9 =40 +=49〉40 2. 從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù) 對(duì)于單級(jí)主減速器，增大尺寸會(huì)影響驅(qū)動(dòng)橋殼的離地間隙，減小又會(huì)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。 可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即 （3-5） ——直徑系數(shù)，一般取13.0～16.0 ——從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，，為Tce和Tcs中的較小者 所以 =（13.0～16.0）=（403.5～496.7） 初選=450 則=/=450/40=11.25 有參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》[2]表23.4-3中選取12 則=480 根據(jù)=來(lái)校核=12選取的是否合適，其中=（0.3～0.4） 此處，=（0.3～0.4）=（9.31～12.4），因此滿足校核。 3. 主，從動(dòng)錐齒輪齒面寬和 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過(guò)窄及刀尖圓角過(guò)小，這樣不但會(huì)減小了齒根圓角半徑，加大了集中應(yīng)力，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。但齒面過(guò)窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強(qiáng)度會(huì)降低。 對(duì)于從動(dòng)錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.3倍，即，而且應(yīng)滿足，對(duì)于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用： =0.155480=74.4 在此取75 一般習(xí)慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適，在此取=80 4.中點(diǎn)螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的，選時(shí)應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度，輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時(shí)嚙合的齒越多，傳動(dòng)越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強(qiáng)度越高，應(yīng)不小于1.25，在1.5～2.0時(shí)效果最好，但過(guò)大，會(huì)導(dǎo)致軸向力增大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°～40°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過(guò)大，通常取35°。 5. 螺旋方向 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)方向影響其所受的軸向力的方向，當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的軸向力離開(kāi)錐頂方向，這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離的趨勢(shì)，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動(dòng)錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時(shí)針運(yùn)動(dòng)，這樣從動(dòng)錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時(shí)針，驅(qū)動(dòng)汽車前進(jìn)。 6. 法向壓力角 加大壓力角可以提高齒輪的強(qiáng)度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對(duì)于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過(guò)小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般對(duì)于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來(lái)說(shuō)，規(guī)定重型載貨汽車可選用22.5°的壓力角。 3.2.3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算 表3-1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表 序 號(hào) 項(xiàng) 目 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 1 主動(dòng)齒輪齒數(shù) 11 2 從動(dòng)齒輪齒數(shù) 36 3 端面模數(shù) 9㎜ 4 齒面寬 =56㎜ =51㎜ 5 工作齒高 14.1㎜ 6 全齒高 =17㎜ 7 法向壓力角 =22.5° 8 軸交角 =90° 9 節(jié)圓直徑 = 99㎜ =324㎜ 續(xù)表 序 號(hào) 項(xiàng) 目 計(jì) 算 公 式 計(jì) 算 結(jié) 果 10 節(jié)錐角 arctan =90°- =17° =73° 11 節(jié)錐距 A== A=169㎜ 12 周節(jié) t=3.1416 t=28.279㎜ 13 齒頂高 =7.22㎜ 14 齒根高 = =9 ㎜ 15 徑向間隙 c= c=1.8㎜ 16 齒根角 =4 ° 17 面錐角 =20.01° =76.03° 18 根錐角 = = =13.97° =69.99° 19 齒頂圓直徑 = =113㎜ =328㎜ 20 節(jié)錐頂點(diǎn)止齒輪外緣距離 =1601㎜ =42.61㎜ 21 理論弧齒厚 =20.53mm =7.74mm 22 齒側(cè)間隙 B=0.305～0.406 0.4mm 23 螺旋角 =35° 3.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 在完成主減速器齒輪的幾何計(jì)算之后，應(yīng)對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，以保證其有足夠的強(qiáng)度和壽命以及安全可靠性地工作。在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 1） 齒輪的損壞形式及壽命 齒輪的損壞形式常見(jiàn)的有輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點(diǎn)及影響因素分述如下： （1）輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強(qiáng)度不足而引起的過(guò)載折斷。折斷多數(shù)從齒根開(kāi)始，因?yàn)辇X根處齒輪的彎曲應(yīng)力最大。 ①疲勞折斷：在長(zhǎng)時(shí)間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應(yīng)力。如果最高應(yīng)力點(diǎn)的應(yīng)力超過(guò)材料的耐久極限，則首先在齒根處產(chǎn)生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴(kuò)大，最后導(dǎo)致輪齒部分地或整個(gè)地?cái)嗟?。在開(kāi)始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個(gè)光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。 ②過(guò)載折斷：由于設(shè)計(jì)不當(dāng)或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過(guò)了齒輪彎曲強(qiáng)度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側(cè)間隙調(diào)節(jié)不當(dāng)、安裝剛度不足、安裝位置不對(duì)等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時(shí)，往往會(huì)使一端（經(jīng)常是大端）沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。各種形式的過(guò)載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。 為了防止輪齒折斷，應(yīng)使其具有足夠的彎曲強(qiáng)度，并選擇適當(dāng)?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質(zhì)量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 （2）齒面的點(diǎn)蝕及剝落 齒面的疲勞點(diǎn)蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報(bào)廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強(qiáng)度不足而引起的。 ①點(diǎn)蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結(jié)果。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應(yīng)力，常常在節(jié)點(diǎn)附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開(kāi)始，形成極小的齒面裂紋進(jìn)而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點(diǎn)的現(xiàn)象就稱為點(diǎn)蝕。一般首先產(chǎn)生在幾個(gè)齒上。在齒輪繼續(xù)工作時(shí)，則擴(kuò)大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至?xí)饾u使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動(dòng)載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤(rùn)滑效果是提高抗點(diǎn)蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應(yīng)力。在允許的范圍內(nèi)適當(dāng)加大齒面寬也是一種辦法。 ②齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點(diǎn)蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強(qiáng)度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會(huì)引起齒面剝落。當(dāng)滲碳齒輪熱處理不當(dāng)使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時(shí)，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來(lái)。 （3）齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤(rùn)滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦?xí)r，因高溫、高壓而將金屬粘結(jié)在一起后又撕下來(lái)所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產(chǎn)生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強(qiáng)度是按齒面接觸點(diǎn)的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤(rùn)滑條件等。 （4）齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動(dòng)、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動(dòng)中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應(yīng)予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長(zhǎng)期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤(rùn)滑油并進(jìn)行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 汽車驅(qū)動(dòng)橋的齒輪，承受的是交變負(fù)荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點(diǎn)蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬(wàn)千米或以上時(shí)，其循環(huán)次數(shù)均以超過(guò)材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用彎曲應(yīng)力不超過(guò)210.9N／mm表2-2給出了汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用應(yīng)力數(shù)值。 表3-2 汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用應(yīng)力 N／mm 計(jì)算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力 按式（2-1）、式（2-3）計(jì)算出的最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tec，Tcs中的較小者 700 2800 980 按式（2-4）計(jì)算出的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcf 210.9 1750 210.9 實(shí)踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩）有關(guān)，而與汽車預(yù)期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關(guān)系不大。汽車驅(qū)動(dòng)橋的最大輸出轉(zhuǎn)矩Tec和最大附著轉(zhuǎn)矩Tcs并不是使用中的持續(xù)載荷，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)只能用它來(lái)驗(yàn)算最大應(yīng)力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。 2） 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 （1） 單位齒長(zhǎng)上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長(zhǎng)圓周力來(lái)估算，即 N／mm (3-6) 式中 P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax和最大附著力矩 兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算，N； ——從動(dòng)齒輪的齒面寬，在此取80mm. 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： N／mm （3-7） 式中 ——發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取830； ——變速器的傳動(dòng)比； ——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取108mm. 按上式 N／mm 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)： N／mm （3-8） 式中 ——汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，對(duì)于后驅(qū)動(dòng)橋還應(yīng)考慮汽車最大加速時(shí)的負(fù)荷增加量，在此取130000N； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85： ——輪胎的滾動(dòng)半徑，在此取0.527m 按上式=1619 N／mm 在現(xiàn)代汽車的設(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%。經(jīng)驗(yàn)算以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內(nèi)。其中上述兩種方法計(jì)算用的許用單位齒長(zhǎng)上的圓周力[p]都為1865N/mm （2）輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力為 N/ （3-9） 式中：——該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m; 　——超載系數(shù)；在此取1.0 　——尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關(guān)， 　　　　　　當(dāng)ｍ時(shí)，，在此＝0.829 　——載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)，＝1.00～1.1； 其他方式支承時(shí)取1.10～1.25。支承剛度大時(shí)取最小值。 　——質(zhì)量系數(shù)，對(duì)于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，可取1.0; 　——計(jì)算齒輪的齒面寬，mm; 　——計(jì)算齒輪的齒數(shù)； 　——端面模數(shù)，mm; 　——計(jì)算彎曲應(yīng)力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)?！　　? 載荷作用點(diǎn)的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對(duì)彎曲應(yīng)力計(jì)算的影響。計(jì)算彎曲應(yīng)力時(shí)本應(yīng)采用輪齒中點(diǎn)圓周力與中點(diǎn)端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進(jìn)行修正。按圖2-1選取小齒輪的＝0.225，大齒輪＝0.195. 按上式＝173 N/< 210.3 N/ =199.7 N/<210.3 N/ 所以主減速器齒輪滿足彎曲強(qiáng)度要求。 圖3-1 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J (3) 輪齒的表面接觸強(qiáng)度計(jì)算 　　錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 N/　　　　　 (3-10) 式中 ——主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩； 　　　——材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取232.6/mm; 　 ，，——見(jiàn)式(2-9)下的說(shuō)明； ——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對(duì)其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)的情況下，可取1.0； ——表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對(duì)于制造精確的齒輪可取1.0 ——計(jì)算接觸應(yīng)力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對(duì)曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖3-2選取=0.115 按上式=1445 〈1750 N/ 主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力相等。所以均滿足要求。 以上公式（2-6）～（2-10）以及圖2-1，圖2-2均參考《汽車車橋設(shè)計(jì)》［１］ 圖3-2 接觸計(jì)算用綜合系數(shù) 3.2.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時(shí)間長(zhǎng)，載荷變化多，帶沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對(duì)于驅(qū)動(dòng)橋齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求： ?、倬哂休^高的疲勞彎曲強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應(yīng)有高的硬度； ?、谳嘄X心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； ?、垆摬牡腻懺?、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時(shí)間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率； 　　?、苓x擇齒輪材料的合金元素時(shí)要適合我國(guó)的情況。 汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi 　用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過(guò)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到58～64HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)〉8時(shí)為29～45HRC。 　由于新齒輪接觸和潤(rùn)滑不良，為了防止在運(yùn)行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動(dòng)副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對(duì)研磨）后均予與厚度0.005～0.010～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應(yīng)用于補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能代替潤(rùn)滑。 對(duì)齒面進(jìn)行噴丸處理有可能提高壽命達(dá)25％。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進(jìn)行滲硫處理。滲硫處理時(shí)溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會(huì)防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。 3.2.6 主減速器軸承的計(jì)算 1．錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過(guò)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向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 為計(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過(guò)程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算： 　(3-11) 式中 ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取830N·m； 　　　，…——變速器在各擋的使用率，可參考表2-3選?。? 　　　，…——變速器各擋的傳動(dòng)比； 　　　，…——變速器在各擋時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率，可參考表2-3選?。? 表3-3　及的參考值 經(jīng)計(jì)算為1164.8Ｎ·ｍ 對(duì)于圓錐齒輪的齒面中點(diǎn)的分度圓直徑 經(jīng)計(jì)算＝91.54mm =406.82mm 式（2-11）參考《汽車車橋設(shè)計(jì)》［１］。 (1) 齒寬中點(diǎn)處的圓周力 齒寬中點(diǎn)處的圓周力為 ＝　　N　 (3-12) 式中：——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩，作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩見(jiàn) 式(2-11); ——該齒輪的齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑. 按上式主減速器主動(dòng)錐齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力 ==25.45KN （2）錐齒輪的軸向力和徑向力 圖3-3 主動(dòng)錐齒輪齒面的受力圖 如圖2-3，主動(dòng)錐齒輪螺旋方向?yàn)樽笮?，從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r(shí)針，F(xiàn) 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點(diǎn)A處的法向力，在A點(diǎn)處的螺旋方向的法平面內(nèi)，F(xiàn)分解成兩個(gè)相互垂直的力F和，F(xiàn)垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以O(shè)A為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。F與之間的夾角為螺旋角，F(xiàn)與之間的夾角為法向壓力角，這樣就有： （3-13） （3-14） （3-15） 于是，作用在主動(dòng)錐齒輪齒面上的軸向力A和徑向力R分別為 有式（3-16）可計(jì)算 20202N 有式（3-17）可計(jì)算 =9662N 式（2-12）～式（2-17）參考《汽車設(shè)計(jì)》[3]。 2.主減速器軸承載荷的計(jì)算 軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時(shí)，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當(dāng)主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已確定，則可計(jì)算出軸承的徑向載荷。 對(duì)于采用騎馬式的主動(dòng)錐齒輪和從動(dòng)錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖2-4所示 圖3-4 主減速器軸承的布置尺寸 軸承A，B的徑向載荷分別為 R= （3-18） （3-19） 根據(jù)上式已知=20202N，=9662N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm所以軸承A的徑向力= =15976N 其軸向力為0 軸承B的徑向力R= =13364N （1）對(duì)于軸承A，只承受徑向載荷所以采用圓柱滾子軸承42608E，此軸承的額定動(dòng)載荷Cr為102.85KN，所承受的當(dāng)量動(dòng)載荷Q=X·R=1×15976=15976N。 所以有公式 s (3-20) 式中 ——為溫度系數(shù)，在此取1.0; ——為載荷系數(shù)，在此取1.2。 所以==2.703×10s 此外對(duì)于無(wú)輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來(lái)說(shuō)，主減速器的從動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 r/min (3-21) 式中：——輪胎的滾動(dòng)半徑，m ——汽車的平均行駛速度，km/h;對(duì)于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取32.5 km/h。 所以有上式可得==163.89 r/min 而主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速=163.89×4.444=728 r/min 所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (3-22) 式中: ——軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，r/min。 有上式可得軸承A的使用壽命=6188 h 若大修里程S定為100000公里，可計(jì)算出預(yù)期壽命即 = h (3-23) 所以==3076.9 h 和比較，〉，故軸承符合使用要求。 （2）對(duì)于軸承B，在此并不是一個(gè)軸承，而是一對(duì)軸承，對(duì)于成對(duì)安裝的軸承組的計(jì)算當(dāng)量載荷時(shí)徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y值按雙列軸承選用，e值與單列軸承相同。 在此徑向力R=13369N 軸向力A=20202N，所以=1.51〈e 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》[6]中 表18.7可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6×=1.8 當(dāng)量動(dòng)載荷 Q= （3-24） 式中：——沖擊載荷系數(shù)在此取1.2 有上式可得Q=1.2（1×13369+1.8×20202）=61618.5N 由于采用的是成對(duì)軸承=1.71Cr 所以軸承的使用壽命由式（2-20）和式（2-22）可得 ===3876.6 h>3076.9 h= 所以軸承符合使用要求。 對(duì)于從動(dòng)齒輪的軸承C，D的徑向力計(jì)算公式見(jiàn)式（2-18）和式（2-19）已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm 所以，軸承C的徑向力： ==10401.3N 軸承D的徑向力： ==23100.5N 軸承C，D均采用7315E，其額定動(dòng)載荷Cr為134097N （3）對(duì)于軸承C，軸向力A=9662N，徑向力R=10401.3N，并且=0.93〉e，在此e值為1.5tana約為0.402，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》[6]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6 所以Q==1.2(0.4×9662＋1.6×10401.3)=24608.256N ===28963 h> 所以軸承C滿足使用要求。 （4）對(duì)于軸承D，軸向力A=0N，徑向力R=23100.5N，并且=.4187〉e 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》[6]中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6 所以Q==1.2×(1.6×23100.5)=44352.96N ===4064.8 h > 所以軸承D滿足使用要求。 此節(jié)計(jì)算內(nèi)容參考了《汽車車橋設(shè)計(jì)》[1]和《汽車設(shè)計(jì)》[3]關(guān)于主減 器的有關(guān)計(jì)算。 第4章 輪邊減速器的設(shè)計(jì) 4.1輪邊減速器基本參數(shù)的選擇 單排圓柱行星齒輪式輪邊減速器減速方式有三種： 1）.太陽(yáng)輪為主動(dòng)件、齒圈為從動(dòng)件、行星齒輪架固定： 2）. 太陽(yáng)輪為主動(dòng)件、行星齒輪架為從動(dòng)件、齒圈固定： 3）. 齒圈為主動(dòng)件、——為從動(dòng)件、太陽(yáng)輪固定： ——分別為太陽(yáng)輪和齒圈的轉(zhuǎn)速及齒數(shù) ——行星齒輪架的轉(zhuǎn)速。 1.齒數(shù)的選擇 單排行星齒輪機(jī)構(gòu)的安裝條件和齒數(shù)選擇條件為： 整數(shù) N——行星齒輪的數(shù)目； 齒輪的齒數(shù)關(guān)系必須滿足上述兩個(gè)條件，否則所設(shè)計(jì)的齒輪是無(wú)法裝配的。 選用第一種減速方式。 太陽(yáng)輪齒數(shù)：；齒圈齒數(shù)：;行星齒輪齒數(shù)：； 2.螺旋角 3. 圓柱行星齒輪式輪邊減速器的中心距與齒寬的選擇 太陽(yáng)輪與行星齒輪的中心距A=125mm 太陽(yáng)輪的齒寬=110mm 行星齒輪的齒寬取=90mm 4. 模數(shù)=2.5mm 4.2 輪邊減速器齒輪強(qiáng)度的校核 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 （4-1）式中 ——載荷系數(shù)1.55； ——太陽(yáng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩40689N ——齒寬； ——模數(shù)； ——太陽(yáng)輪直徑； ——外齒輪的齒形系數(shù)； ——外齒輪齒根應(yīng)力修正系數(shù)； ——重合度系數(shù)； ——螺旋角系數(shù)； ——許用齒根彎曲應(yīng)力； =220MP ==175MP 壽命系數(shù)-1.0 安全系數(shù)=1.25 =176MP ==136MP 第5章 驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì) 驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置位于汽車傳動(dòng)系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器的半軸齒輪傳給驅(qū)動(dòng)車輪。在一般的非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋上，驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置就是半軸，半軸將差速器的半軸齒輪與車輪的輪轂聯(lián)接起來(lái)，半軸的形式主要取決半軸的支承形式：普通非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋的半軸，根據(jù)其外端支承的形式或受力狀況不同可分為半浮式，3/4浮式和全浮式，在此由于是載重汽車，采用全浮式結(jié)構(gòu)。 設(shè)計(jì)半軸的主要尺寸是其直徑，在設(shè)計(jì)時(shí)首先可根據(jù)對(duì)使用條件和載荷工況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個(gè)驅(qū)動(dòng)橋的布局來(lái)看比較合適的半軸半徑，然后對(duì)它進(jìn)行強(qiáng)度校核。 計(jì)算時(shí)首先應(yīng)合理地確定作用在半軸上的載荷，應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況： ①縱向力（驅(qū)動(dòng)力或制動(dòng)力）最大時(shí)，其最大值為，附著系數(shù)在計(jì)算時(shí)取0.8，沒(méi)有側(cè)向力作用； ②側(cè)向力最大時(shí)，其最大值為（發(fā)生于汽車側(cè)滑時(shí)），側(cè)滑時(shí)輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)在計(jì)算時(shí)取1.0，沒(méi)有縱向力作用； ③垂向力最大時(shí)（發(fā)生在汽車以可能的高速通過(guò)不平路面時(shí)），其值為，其中為車輪對(duì)地面的垂直載荷，為動(dòng)載荷系數(shù)，這時(shí)不考慮縱向力和側(cè)向力的作用。 由于車輪承受的縱向力，側(cè)向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有 故縱向力最大時(shí)不會(huì)有側(cè)向力作用，而側(cè)向力最大時(shí)也不會(huì)有縱向力作用。 5.1 全浮式半軸計(jì)算載荷的確定 全浮式半軸只承受轉(zhuǎn)矩，其計(jì)算轉(zhuǎn)矩可有求得，其中，的計(jì)算，可根據(jù)以下方法計(jì)算，并取兩者中的較小者。 若按最大附著力計(jì)算，即 （5-1） 式中 ——輪胎與地面的附著系數(shù)取0.8； ——汽車加速或減速時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，可取1.2～1.4在此取1.3。 根據(jù)上式=676000 N 若按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算，即 （5-2） 式中 ——差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，對(duì)于普通圓錐行星齒輪差速器取0.6； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m； ——汽車傳動(dòng)效率，計(jì)算時(shí)可取1或取0.9； ——傳動(dòng)系最低擋傳動(dòng)比； ——輪胎的滾動(dòng)半徑，m。 上參數(shù)見(jiàn)式（2-1）下的說(shuō)明。 根據(jù)上式=34053.4 N 在此34053.4N =17946.1N·m 5.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進(jìn)行 （5-3） 根據(jù)上式=（53.67～57.07）mm 根據(jù)強(qiáng)度要求在此取57.5mm。 5.3 全浮式半軸的強(qiáng)度計(jì)算 首先是驗(yàn)算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： MPa （5-4） 式中 ——半軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m在此取17946.1N·m； 　　　——半軸桿部的直徑，mm。 根據(jù)上式＝＝481 MPa< =(490～588) MPa 所以滿足強(qiáng)度要求。 5.4 半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算 在計(jì)算半軸在承受最大轉(zhuǎn)矩時(shí)還應(yīng)該校核其花鍵的剪切應(yīng)力和擠壓應(yīng)力。 半軸花鍵的剪切應(yīng)力為 MPa (5-5) 半軸花鍵的擠壓應(yīng)力為 MPa （5-6） 式中 ——半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩，N·m ，在此取17946.1N·m; ——半軸花鍵的外徑，mm，在此取62.5mm; ——相配花鍵孔內(nèi)徑，mm，在此取57.74mm; ——花鍵齒數(shù)；在此取24 ——花鍵工作長(zhǎng)度，mm，在此取120mm; ——花鍵齒寬，mm，在此取3.925mm; ——載荷分布的不均勻系數(shù)，計(jì)算時(shí)取0.75。 根據(jù)上式可計(jì)算得==70.4 MPa ==59.1 MPa 根據(jù)要求當(dāng)傳遞的轉(zhuǎn)矩最大時(shí)，半軸花鍵的切應(yīng)力[]不應(yīng)超過(guò)71.05 MPa，擠壓應(yīng)力[]不應(yīng)超過(guò)196 MPa，以上計(jì)算均滿足要求。 此節(jié)的有關(guān)計(jì)算參考了《汽車車橋設(shè)計(jì)》［１］中關(guān)于半軸的計(jì)算的內(nèi)容。 結(jié)論 本設(shè)計(jì)根據(jù)傳統(tǒng)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)方法，并結(jié)合現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法，確定了驅(qū)動(dòng)橋的總體設(shè)計(jì)方案，先后進(jìn)行主減速器 ，差速器，半軸以及驅(qū)動(dòng)橋殼的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核，并運(yùn)用AutoCAD軟件繪制出主要零部件的工程圖和Pro/E軟件繪制出主要零部件的實(shí)體造型。設(shè)計(jì)出了30噸級(jí)的驅(qū)動(dòng)橋，該驅(qū)動(dòng)橋適用于重型載貨汽車和工程車輛等。 致謝 作者在設(shè)計(jì)期間都是在吳艷秀老師全面、具體指導(dǎo)下完成進(jìn)行的。吳艷秀老師淵博的學(xué)識(shí)、敏銳的思維、民主而嚴(yán)謹(jǐn)?shù)淖黠L(fēng)使學(xué)生受益非淺，并終生難忘。 感謝吳艷秀等在畢業(yè)設(shè)計(jì)工作中給予的幫助。 感謝我的學(xué)友和朋友對(duì)我的關(guān)心和幫助。 參考文獻(xiàn) 1 劉惟信 編著.汽車車橋設(shè)計(jì) .北京：清華大學(xué)出版社，2004 2 徐顥 主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第3，4卷）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991 3 吉林大學(xué) 王望予 主編.汽車設(shè)計(jì)(第四版).北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2004 4 吉林大學(xué) 陳家瑞 主編.汽車構(gòu)造(下冊(cè)).北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2005 5 朱孝錄 主編.齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè).北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2005 6 邱宣懷 主編.機(jī)械設(shè)計(jì).北京：高等教育出版社，1997 7 廖念釗等編 .互