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需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑xxxxxx毕业设计（论文）乘用车的转向驱动桥设计 学 院 专业班级 学生姓名 学生学号 指导教师 2015 年 5 月 20 日需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763I目 录摘 要 .IIIABSTRACT.IV第 1 章 绪论 .11.1 研究背景及意义 .11.2 国内外研究现况 .11.3 设计要求及技术参数 .3第 2 章 总体结构方案拟定 .4第 3 章 主减速器的设计 .63.1 主减速器的结构形式 .63.1.1 主减速器的齿轮类型 .63.1.2 主减速器的减速形式 .73.1.3 主从动齿轮的支承形式 .83.2 基本参数选择与计算 .93.2.1 主减速比 的确定 .90i3.2.2 齿轮计算载荷的确定 .103.3 齿轮的设计与校核 .133.3.1 主、从动齿轮齿数的选择 .133.3.2 斜齿轮材料选择 .133.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 .133.3.4 校核齿面的接触强度 .163.4 轴承的选择与校核 .173.4.1 轴承的载荷计算 .173.4.2 轴承型号的确定 .18第 4 章 差速器的设计 .204.1 差速器结构形式选择 .204.2 差速器齿轮设计 .204.3 齿轮强度计算 .23II4.3.1 齿轮材料选择 .234.3.2 校核计算 .234.4 行星齿轮轴的设计计算 .234.4.1 行星齿轮轴的分类及选用 .244.4.2 行星齿轮轴的尺寸设计 .244.4.3 行星齿轮轴的材料 .24第 5 章 传动半轴的设计 .255.1 半轴的型式选择 .255.2 半轴的设计与校核 .255.2.1 半轴的设计计算 .255.2.2 半轴的强度较核 .265.3 半轴的结构、材料及热处理 .28第 6 章 万向节的设计 .296.1 万向节结构选择 .296.2 万向节设计计算 .306.3 万向节的材料及热处理 .30总 结 .31参考文献 .32致 谢 .33III摘 要本文主要是设计某乘用车转向驱动桥，对于乘用车的转向驱动桥，既要满足转向的要求，又要满足驱动的要求。其主要由主减速器、差速器、半轴、万向节、驱动桥桥壳等构成。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好坏，它承受着来自路面和悬架之间的一切力和力矩，是汽车中工作条件最恶劣的总成之一，如果设计不当会造成严重的后果。本次设计根据给定的参数，首先对主减速器进行设计，主要是对主减速器的结构，以及几何尺寸进行了设计，主减速器的形式设计为单级主减速器，而主减速器的齿轮形式采用的是渐开式圆柱斜齿轮；其次，对差速器的形式进行选择，差速器的形式采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器；接着，对半轴的结构、支承形式，以及万向节的形式和特点进行了分析设计；最后，对以上的零件进行了强度的校核，并用 AutoCAD 软件绘制本转向驱动桥的装配图和主要零部件图纸。关键词：转向驱动桥，主减速器，差速器，半轴，万向节IVVVIVIIVIIIIXXAbstractThis article is designed to drive a passenger car steering axle, drive axle steering for passenger cars, the steering is necessary to meet the requirements, but also to meet the driving requirements. Which is mainly composed of the main reducer, differential, axle, XIuniversal joints, drive axle housing and so on. Drive axle design is reasonable car use is directly related to performance quality, which bear all the forces and moments from between the road surface and the suspension is one of the worst working conditions in automobile assembly, improper design will result if serious consequences.The design according to the given parameters, the first of the main reducer designed mainly for the final drive structure, and geometry has been designed in the form of the final drive designed as a single-stage main gear, and the main reducer The gear is used in the form of involute helical gear; secondly, to choose the form of differential, differential form of ordinary symmetrical cone planetary gear differential; Next, axle configuration, support form and the forms and characteristics of joints were analyzed design; Finally, the above parts of the strength check, and draw of the steering assembly drawing with AutoCAD software drive axle and the main parts of drawings.Keywords:Steering drive axle, The main reducer, Differential, Axle, Universal joint乘用车的转向驱动桥设计1第 1 章 绪论1.1 研究背景及意义（1）轿车转向驱动桥是轿车的重要大总成，承受着轿车的装在簧上及地面经车轮、车架或承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。（2）轿车转向驱动桥的结构形式和设计参数除对桥车的可靠性和耐久性有重要影响外，也对轿车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性和操纵稳定性等有直接影响。因此，转向驱动桥的结构选型、设计参数选取及设计计算最轿车的整体设计具有及其重要的作用。（3）轿车转向驱动桥设计涉及的机械零部件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要涉及到所有的现代机械制造工艺（包括铸、锻、焊、热处理、粉末冶金等热加工工艺，车、铣、刨、磨、拉削、冷滚压或挤压、喷丸处理、冷冲、配对研磨等冷加工工艺，镀铜、镀锡、镀锌、磷化处理、渗流处理等表面处理工艺等） 。因此，通过对轿车的转向驱动桥的学习和设计实践，再加进优化设计、可靠性分析和有限元分析等内容，可以更好的掌握现代轿车设计与机械涉及的全面知识和技能。1.2 国内外研究现况驱动桥作为汽车四大部件之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。（1）主减速器在 20 世纪末的 20 多年，世界减速器齿轮技术有了很大的发展，产品发展的总趋势是小型化、高速化、低噪声、高可靠度。技术中最引人注目的要数硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。硬齿面技术在 20 世纪 80 年代在国外日趋成熟。采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，精度不低于 ISO13281975 的 6 级。综合承载能力为中硬齿面齿轮的 4 倍 为软齿面齿轮的 5-6 倍。一个中等规格的硬齿面齿轮减速器的重量仅为2软齿面齿轮减速器的 1/3 左右。20 世纪 70 年代至 90 年代初期，我国的高速齿轮技术经历了绘测仿制、技术引进、技术攻关到独立设计 3 个阶段。目前我国的设计制造能力基本上可以满足国内生产需要，设计制造的最高参数 最大功率 44MW，最高线速度 168m/s，最高转数67000r/min。我国低速重载齿轮技术，特别是硬齿面齿轮技术也经历了测绘仿制等阶段，从无到有逐步发展起来。除了摸索掌握的制造技术外。在 20 世纪 80 年代末至 90 年代初推广的硬齿面技术中，我们还作了解决“断轴” 、“选用”等一系列有意义的工作。在这期间我们还制定了一系列的减速器标准 如ZBJ19004-88圆柱齿轮减速器 、ZBJ19026-90运输机械用减速器等几个硬齿面减速器标准。当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率，即噪声低、成本低 二化即标桩化、多样化。 减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平。因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。（2）差速器目前国内重型汽车的差速器产品的技术基本源自美国、德国、日本等几个传统的工业国家，我国现有的技术基本上是引进国外的基础上发展的，而且已经有了一定的规模。但是目前我国的差速器没有自己的核心技术产品，自主开发能力仍然很弱，影响了整车新车的开发。在差速器的技术开发上还有很长的路要走。当前汽车在朝着经济性和动力性的方向发展，如何能够使自己的产品燃油经济性和动力性尽可能提高是每个汽车厂家都在做的事情，当然这是一个广泛的概念，汽车的每一个部件都在发生着变化。差速器也不例外，尤其是那些对操控性有较高需求的车辆。国外的那些差速器生产企业的研究水平已经很高，而且还在不断的进步，年销售额达 18 亿美金的伊顿公司汽车集团是全球化的汽车零部件制造供应商，在发动机气体管理，变速箱，牵引力控制和安全排放控制领域居全球领先地位。对汽车差速器的内部各零件的加工制造要用精密制造方法。零件主要产品包括发动机气体管理部分及动力控制系统，其中属于动力控制系统10的差速器类产品 2004 年的销售量达 250 万只，在同类产品中居领先地位。国内的差速器起步较晚，目前的3发展主要靠引进消化国外产品来满足需求。目前中国的汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点。伊顿公司汽车集团是全球化的汽车零部件制造供应商，在同类产品中居领导地位。最近伊顿开发了新型的锁式差速器，它的工作原理及其他差速器的不同之处：当一侧轮子打滑时，普通开式差速器几乎不能提供任何有效扭矩给车辆，而伊顿的锁式差速器则可以在发现车轮打滑，锁定动力传递百分之百的扭矩到不打滑车轮，足以克服各种困难路面给车辆带来的限制。在牵引力测试、连续弹坑、V 型沟等试验中，两驱车在装有伊顿锁式差速器后，越野性能及通过性能甚至超过了四驱动的车辆，通过有限元软件的分析，就可以知道各个齿轮的受力情况。因为只要驱动轮的任何一侧发生打滑空转以后，伊顿锁式差速器会马上锁住动力，并把全部动力转移到另一有附着力的轮上，使车辆依然能正常向前或向后行驶。毫无疑问，更强的越野性和安全性是差速器的最终目标。1.3 设计要求及技术参数设计某乘用车的转向驱动桥，其技术参数如下：整备质量：1350kg； 满载质量：1760kg最大扭矩：175N.m 功率：104KW轴距：2690mm 轮距：前/后 1593mm轮胎型号：225/55R17偏频：100 次/分4第 2 章 总体结构方案拟定轿车多采用前置发动机前乾驱动的布置型式，其前桥既是转向桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。显然，在转向驱动桥的驱动车轮传动装置中，半轴需采用分段式的并用万向节联接起来，以便使转向车轮能够转向。通常是在半轴与主销两者的中心线交点处装用一个等速万向节，如图 2-1 所示。图 2-1 转向驱动桥示意图1-主减速器；2-主减速器壳；3-差速器；4- 内半轴；5-半轴套管；6-万向节；7- 转向节轴；8-外半轴；9-轮毂；10-轮毂轴承； 11-转向节壳体；12-主销；13-主销轴承；14- 球形支座通常，轿车的转向驱动桥是断开式的。断开式驱动桥必须与独立悬架相匹配。当左、右驱动车轮经各自的独立悬架直接与承载式车身或车架相联时，在左、右转向驱动车轮之间实际上没有车桥，但在习惯上仍称为断开式车桥，轿车的前转向驱动桥多采用这种结构，如图 2-2 所示1-主减速器；2-半轴；3-弹性元件；4- 减振器；5-车轮；6- 摆臂；7-摆臂轴图 2-2由于要求设计的是乘用车的前驱动桥，因为采用独立悬架，也考虑乘用车的舒5适性和运动的协调性，选用断开式驱动桥。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮与车架或车身作弹性联系，并可独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。6第 3 章 主减速器的设计3.1 主减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。3.1.1 主减速器的齿轮类型主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速器形式不同而不同。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。（1）螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动(图 3-1a)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。图 3-1 齿轮传动形式（2）双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动(图 3-1b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离 E，此距离称为偏移距。由于偏移距正的存在，使主动齿轮螺旋角 大于从动齿轮螺旋角 (图 54)。12（3）圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动(图 3-1c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动7的轿车驱动桥(图 3-2)和双级主减速器贯通式驱动桥。图 3-2 圆柱齿轮传动（4）蜗杆传动蜗杆(图 3-1d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。根据给定技术参数，本次设计参考同级别的迈腾 1.8T 的轿车作为参考设计对象，由于迈腾 1.8T 的轿车的发动机采用的是横置的形式，变速器也采用横置式，所以动力输出的方向正好与前桥轴线的方向平行。因此，此设计不必采用圆锥齿轮来改变动力旋转的方向，采用圆柱齿轮传动就可以满足要求。一般采用斜齿圆柱齿轮传动，驱动桥为断开式。动力通过左右两根半轴传递给车轮。3.1.2 主减速器的减速形式对于普通乘用轿车，由于 i6，一般采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势：单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在重型汽车上占有重要地位；目前重型汽车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，重型汽车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动8桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。3.1.3 主从动齿轮的支承形式主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。（1）主动斜齿圆柱齿轮的支承图 3-3 主动圆柱斜齿轮跨置式主动斜齿圆柱齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图 3-3 示） 。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的 130 以下而主动斜齿圆柱齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至 1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。 本课题所设计的轿车满载质量 1760kg，所以选用跨置式可以提高齿轮的承载能力。（2）从动斜齿圆柱齿轮的支承图 3-4 从动圆柱斜齿轮支撑形式从动斜齿圆柱齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 3-4 示） 。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸 c+d。为了使从动斜齿圆柱齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d 应不小于从动斜齿圆柱齿轮大端分度圆直径的 70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是 c 等于9或大于 d。3.2 基本参数选择与计算3.2.1 主减速比 的确定0i主减速比 的大小对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量以及变速器处于最i高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接的影响。主减速比 的选择，应在汽0i车总体设计时和传动系的总传动比（包括变速器、分动器和取力器、驱动桥等传动装置的传动比）一起由汽车的整车动力计算来确定。由于发动机的工作条件和汽车传动系的传动比（包括主减速比）有关，可以采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比及主减速比 进行最优匹配，以使汽车获得最佳的动力性和燃料经济0i性。对于具有很大功率储备的轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率 的情况下，所选择的 值应能保证这些汽车有尽可能高maxeP0i的最高车速 。这时 值就按下式来确定：maxV0i（3-1）ghaprinix037.式中： 车轮的滚动半径，m；r最大功率时发动机的转速，r/min；pn汽车的最高车速，km/h；maxv变速器最高挡传动比，通常为 1。ghi已知轮胎类型与规格：225/55 R17，故： mr3965.0.25174.查资料得：最大功率时发动机的转速为： 暂取rpnp)20( rpmnp510汽车最高车速为： hKva/215mx10变速器最高档传动比为： 85.0ghi代入公式(3-1)得 573.8.0215396.7.37.0max ghpriVni故取 5.0i3.2.2 齿轮计算载荷的确定由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（）的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动jjeT、齿轮最大应力的计算载荷，即：(3-2) nKiTTLej 0max(3-3)LBrjiGT2式中： 发动机最大转矩，Nm；maxe由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；TLi传动系上述传动部分的传动效率，取 ； 9.0T由于 “猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、0K矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取 ；当性能系数10K时，可取 ，或由实验决定；pf20n该汽车的驱动桥数目；汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于驱动桥来说，应考2G虑到汽车最大加速时的负荷增大量） ，N；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 ； 85.0对于越野汽车，取 ；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取0.111；25.1车轮的滚动半径，m；r分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动桥之间的传动效率和传LBi,动比（例如轮边减速等）已知： mNTe.175ax49.1383Li9.0T由后面式（3-5）计算得 ，故：0pf20K由于该轿车只有一个驱动桥则： 1n由后面计算得：汽车满载有总重量为 ，NGa17248.96查参考文献1汽车轴荷分配中乘用车发动机前置前驱满载时前轴分配为。本设计中取 58%，%6047 .0358.1724由于该轿车是安装一般轮胎的公路用汽车，则： 5由上面计算可得： m3965.0r由经验得： LB由于该轿车无轮边减速器，则： 1LBi将上述参数值代入公式（3-2） 、 （3-3）中计算得： mNnKiTTLej .19425.049.31750max irGLBj .686.82 汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩12为mTNm （3-4）)()(pHRLBrTaj ffniG式中： 汽车满载总重量，N；a所牵引的挂车的满载总重量，N，但仅用于牵引车的计算；r车轮的滚动半径，m；r道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取 =0.0100.015；对于载货汽Rf Rf车可取 0.0150.020；对城越野汽车可取 0.0200.035；汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取 0.08；对载货汽车Hf和城市公共汽车取 0.050.09；对长途公共汽车取 0.060.10；对越野汽车取0.090.30；汽车或汽车列车的性能系数：pf(3-5)max)(195.06eTp Gf当 时，取)(.axeT0pf、 、 、 和等见式(3-2) 和式（3-3）下的说明。LBinmae由参考文献1得查得汽车总质量 的计算方法：a乘用车的总质量 是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。a乘用车的总质量 由整备质量 、乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质量三0部分组成。其中，乘员和驾驶员每人质量按每人质量按 65kg 计，于是：nma650该式中，n 为包括驾驶员在内的载客数；a 为行李系数，可按参考文献1表 1-5提供的数据取用。已知： ；NGa17248.96013由于是轿车，所以 ；0rG由上得： ；3965.r轿车选用 ，取 ；1.Rf 0125.Rf汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取 ；08.Hf经计算 ,则取162.9)(195.0maxeTG0pf把各参数代入式（3-4）中得到： m.4756)08.0125.(96.013)748()()( NffnirTpHRLBTajm 3.3 齿轮的设计与校核3.3.1 主、从动齿轮齿数的选择为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于 40 在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于 9。查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为 3.573，则：初步选定齿轮 , ，取1Z16.3257.12Zi 32Z3.3.2 斜齿轮材料选择由于齿轮转速比较高，选用硬齿面。先按轮齿弯曲疲劳强度设计，再较核齿面接触强度，其设计步骤如下：先选择齿轮材料，确定许用应力：均选用 20CrMnTi 钢渗碳淬火，硬度 5662HRC。由参考文献4图 5-32C 查得弯曲疲劳极限应力 ；MPaFlin430由参考文献4图 5-33C 查得接触疲劳极限应力 ；Hli153.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由式参考文献4中式（5-45b ）知:14（3-6）3214.FPdSnZYKTm1）确定轮齿的许用弯曲应力 FP按参考文献4（5-26）计算两齿轮的许用弯曲应力 ， （ ）分别按下式确定1FP2Ma（3-7）NFSTPYminl式中： 试验齿轮齿根的弯曲疲劳极限，查参考文献4图 5-32；li试验齿轮的应力修正系数，本书采用国家标准给定的 值计算时，STY limF；2弯曲疲劳强度计算的寿命系数，一般取 。当考虑齿轮工作在有限N 1NY寿命时，弯曲疲劳许用应力可以提高的系数，查参考文献4图 5-34；弯曲强度的最小安全系数。一般传动取 =1.31.5；重要传动取minFS minFS=1.63.0 ；i由上得： MPaFlin430取 ， ，2STY1N8.minFS把各参数代入式（3-7）中得： MPaSNFTP 7.48.1230minl 2)计算小齿轮的名义转矩Nm9.573./4561T3）选取载荷系数 K因为是斜齿轮传动，且加工精度为了 7 级，故 K 可选小些，取 K=1.45）齿宽系数 的选择：d15选大值时，可减小直径，从而减小传动的中心距，并在一定程度上减轻包括d箱体在内的整个传动装置的重量，但是却增大了齿宽和轴向尺寸，增加了载荷分布的不均匀性。的推荐值为：d当为软齿面时，齿轮相对于轴承对称布置时， =0.81.4；d非对称布置时， =0.61.2；d悬臂布置或开式传动时， =0.30.4。d当为硬齿面时，上述 值相应减小 50%。取 =0.5，并取 ；d166）确定复合系数因两轮所选材料及热处理相同，则 相同，故设计时按小齿轮的复合齿形系FP数 代入即可。而1FSY986.1cos9s33ZV由参考文献4图 5-38 查得 =4.18FSY将上述参数代入式（3-6） ，得 mZKTmFPdSn 59.478.95.014124.123231 按参考文献4表 5-1 取标准模数，取 mmn则中心距 mZman 6.10cos2)39(5cos)(17）计算其它几何尺寸如下表表 3-1 主、从动圆柱斜齿轮参数参 数 符 号 主动斜齿圆柱 齿轮 从动斜齿圆柱 齿轮齿数 Z1，Z2 9 3216螺旋角 16法面模数 nm5端面模数 cost5.2法面压力角 n20端面压力角 cstasrt 20.74分度圆直径 ontzmd46.8 166.4基圆直径 tbcs43.77 155.62齿顶高 ha=h2=（1+0.1） n5.5. 5.5齿根高hf1= hf2=（1+0.25-0.1） nm5.75 5.75齿顶圆直径 aah2d57.8 177.4齿根圆直径 ff35.3 154.9当量齿数 3vcosz10.13 36.033.3.4 校核齿面的接触强度由参考文献4式（5-47）可知（3-8）ubdKTZEH11092为弹性系数，当齿轮都为钢制，E MPaZE8.19代入公式（3-8）得 MPaubdKTZEH 2347.89057.318.463.8109109 221 齿面许用接触应力 按参考文献4 式（5-27）计算，因为主减速器为较重要HP传动，取最小安全系数 ， ， ，则4.minS1NZw17MPaZSwNHP 1074.15minl 因为 ，故接触疲劳强度也足够。P3.4 轴承的选择与校核3.4.1 轴承的载荷计算当斜齿圆柱齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图 3-5 为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:图 3-5 单级主减速器轴承布置尺寸图 3-5 中各参数尺寸：a=46mm，b=22mm，c=90.5mm ，d=60.5mm 。由主动斜齿圆柱齿轮齿面受力简图（图 3-6 所示） ，得出各轴承所受的径向力与轴向力。 18图 3-6 主动斜齿圆柱齿轮齿面受力简图轴承 A：径向力Fr= （3-14）22azm1rzFD(+b)F(a)-轴向力Fa= Faz （3-15）将各参数代入式（3-14）与（3-15） ，有：Fr=3997N，Fa=2752N轴承 B：径向力Fr= （3-16）22azm1rzFD(+b)F(ab)-轴向力 Fa= 0 （3-17）将各参数代入式（3-16）与（3-17） ，有：Fr=1493N，Fa=0N轴承 C：径向力Fr= （3-18）22azmrFDdF+c(c)轴向力 Fa= Faz （3-19）将各参数代入式（3-18）与（3-19） ，有：Fr=2283N，Fa=2752N轴承 D：径向力19Fr= （3-20）22azm1rFDc+-cd(d)轴向力 Fa= 0 （3-21）将各参数代入式（3-20）与（3-21） ，有：Fr=1745N，Fa=0N3.4.2 轴承型号的确定轴承 A计算当量动载荷 P=0.69arF275=39查阅文献2，斜齿圆柱齿轮圆锥滚子轴承 e 值为 0.36，故 e，由此得 X=0.4,Y=1.7。另外查得载荷系数 fp=1.2。arFP=fp（XFr+YFa） （3-24）将各参数代入式（3-24）中，有：P=7533N轴承应有的基本额定动负荷 CrCr= （3-25）10h36tnLPf式中：ft温度系数，查文献4，得 ft=1；滚子轴承的寿命系数，查文献4，得 =10/3；n轴承转速，r/min；Lh轴承的预期寿命，5000h；将各参数代入式（3-25）中，有；Cr=24061N初选轴承型号查文献3，初步选择 Cr =24330N Cr 的圆锥滚子轴承 7206E。验算 7206E 圆锥滚子轴承的寿命20Lh = （3-26）trfC167nP将各参数代入式（3-24）中，有：Lh =4151h5000h所选择 7206E 圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选 7207E 轴承,经检验能满足。轴承 B、轴承 C、轴承 D、轴承 E 强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求。第 4 章 差速器的设计4.1 差速器结构形式选择汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。查阅文献5经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2 个半轴齿轮，4 个行星齿轮( 少数汽车采用 3 个行星齿轮，小型、微型汽车多采用 2 个行星齿轮)，行星齿轮轴( 不少装 4 个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提21高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置差速锁等。4.2 差速器齿轮设计a) 行星齿轮数 n该车为小型轿车，但为确保差速器稳定性，行星轮数应该为 4.b) 行星齿轮球面半径 BR行星齿轮球面半径 RS 反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。= （4-1 ）BRCTK3式中：行星齿轮球面半径系数，KS=2.522.92，对于有两个行星齿轮的轿车取B最大值；差速器计算转矩，Nm；取式 3-2 和 3-3 中较小值 1576.34NmCT将各参数代入式（4-1） ，有：=34mmBRc）行星齿轮和半轴齿轮齿数 z1 和 z2为了使轮齿有较高的强度，z1 一般不少于 10。半轴齿轮齿数 z2 在 1425 选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 在 1.52.0 的范围内，且半轴齿轮齿21z数和必须能被行星齿轮齿数整除。查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 =2，半轴齿轮齿21z数 z2=24，行星齿轮的齿数 z1=12。d） 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1、2 直齿锥齿轮节锥距半径 A0 及模数 m行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1、2 分别为1= （4-2 ）12zarctn2= （4-3 ）1rtz22将各参数分别代入式（42）与式（43） ，有：1=26.56，2=63.44直齿锥齿轮节锥距半径 A0 为A0=(0.98-0.99) RB =33.3233.66锥齿轮大端模数 m 为m= （4-4）012Asinz将各参数代入式（4-4） ，有：m=2.522.55查阅文献3，取模数 m=3e）半轴齿轮与行星齿轮齿形参数按照文献3中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表 4-1。压力角 汽车差速齿轮大都采用压力角 =2230，齿高系数为 0.8 的齿形。表 4-1 半轴齿轮与行星齿轮参数序号 名称 计算公式 计算结果1 行星齿轮齿数 1z10，应尽量取最小值 1z=122 半轴齿轮齿数 2=1425，且需满足式（1-4） 2=243 模数 mm=3mm4 齿面宽 b=(0.250.30)A 0;b10m 10mm5 工作齿高 hg6.1gh=4.8mm6 全齿高 5785.4157 压力角 22.58 轴交角 =909 节圆直径 1mzd； 2zd1=36, d2=7210 节锥角 21arctn， 1901=26.56， 1=63.4411 节锥距 210siidA0A=40mm2312 周节 t=3.1416mt=9.425mm13 齿顶高 21agah; z2137.04. 1ah=3.23mm2=1.57mm14 齿根高1f=1.788m- ah;2f=1.788 - 21fh=2.13mm;2f=3.79mm15 径向间隙 c=h- g=0.188 +0.051 c=0.615mm16 齿根角 1= 01artnAf; 022arctnhf1=3.05; 2=5.4117 面锥角21o；21o=31.97；2=66.4918 根锥角 11R； 2R1R=23.51 2R=58.0319 外圆直径1cos2aohd； 20do1=41.78do1=73.44.3 齿轮强度计算4.3.1
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