某商用车双级减速驱动桥设计论文

某商用车双级减速驱动桥设计摘 要驱动桥位于传动系末端，是汽车行驶系的重要组成部分。其基本功用是增扭、降速，改变转矩的传递方向，并将转矩合理地分配给左、右驱动车轮。本论文的主要内容是双级减速驱动桥的设计、计算、校核与分析过程。绪论部分对本课题的研究目的和意义、国内外研究现状、本课题所采用的研究方法、技术路线进行了说明。本设计所需参数参考CA1092的相关参数，故驱动桥结构方案及主减速器减速形式在设计之前已经确定为双级主减速器式驱动桥。设计部分对主减速器基本参数的选择与计算载荷的确定，差速器齿轮主要参数的计算，半轴的形式与结构设计、桥壳的设计与计算进行了详细的说明。校核部分对主减速器锥齿轮的强度及其轴承的载荷、差速器齿轮强度、半轴及其花键的强度进行了计算与校核。有限元分析部分用ANSYS Workbench对驱动桥壳进行了满载轴荷下的垂直弯曲刚度和垂直弯曲静强度分析。关键词：驱动桥；双级主减速器；差速器；驱动桥壳；有限元分析Design of Two-Stage Final Driving Axle of Commercial VehicleAbstract Driving axle is located at the end of the drive line.As one of main component of vehicle drive line, its basic effect is to enlarge the torques that comes from the drive shafts or directly from the transmission, and distributes the torques to side wheels.The main content of this thesis is designing,calculating,verifying and analysing of the two-stage deceleration drive axle. In the exordium part,it introduced the research objectives and significance of the project,research actuality,research method and technical route. The parameter of this design consults the JieFang CA1092.Therefore the structural concept and type of final drive have been intended to be the two-stage deceleration drive axle. In the designing part,it elaborate choices of the main parameters of final drive,determination of design load,calculation of the main parameters of differential gears,design and calculation of semi-axis and axle housing. In the verifying part,it verified strength for bevel gears in final drive and their bearings,differential gears,semi-axis and its spline. In the finite element analysis (FEA)part, it analyses vertical bending rigidity and vertical bending static strength of the axle housing using ANSYS Workbench.Key Words：Driving Axle,Two-Stage Final Drive,Differential,Axle-Housing, Finite Element Analysis目 录摘 要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 本课题研究的目的和意义11.2 国内外研究现状概述11.3 本文主要研究内容2第 2 章 设计方案的确定42.1 概述42.2 设计主要参数42.3 主减速比的计算52.4 主减速器的结构形式52.5 差速器的结构形式72.6 半轴的结构形式72.7 驱动桥壳的结构形式82.8 本章小结8第 3 章 驱动桥的结构设计与计算93.1 主减速器的设计与计算93.1.1 主减速比的分配93.1.2 一级减速器螺旋锥齿轮的设计93.1.3 二级斜齿圆柱齿轮的设计183.1.4 主减速器的润滑213.2差速器的设计计算223.2.1差速器的作用223.2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计223.2.3 差速器齿轮强度计算243.2.4 差速器齿轮的材料263.3 车轮传动装置设计263.3.1 结构形式分析263.3.2 半轴直径初选273.3.3 半轴的强度校核273.3.4 半轴的结构要求273.4 制动器的设计计算283.4.1 概述283.4.2 盘式制动器主要参数的确定283.4.3 盘式制动器的设计计算293.4.4 制动器主要零部件的结构设计333.4.5 制动驱动机构的设计与计算353.5 本章小结37第 4 章 驱动桥壳设计与分析384.1 驱动桥壳结构方案分析384.2 驱动桥壳的有限元分析384.2.1 实体模型建立与导入384.2.2 材料属性及网格划分394.2.3 施加载荷和约束404.3 桥壳的静态有限元分析414.3.1 概述414.3.2 最大垂向力工况414.3.3 最大牵引力工况434.3.4 最大制动力工况454.3.5 最大侧向力工况474.4 本章小结49结 论50致 谢51参考文献52- IV -哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）XLI- -第 1 章 绪论1.1 本课题研究的目的和意义驱动桥位于传动系末端。其基本功用是增扭、降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理地分配给左、右驱动车轮驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳组成，转向驱动桥还有等速万向节。载重汽车作为汽车的一个分类，在人们日常生活中承担了重要的任务。大多数短途、中长途货运都是由载重汽车来完成的。对于重型载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用1。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，为了降低油耗，不仅要在发动机的环节节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。而驱动桥则是传动系中将动力转化为能量的最终执行者2。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。1.2 国内外研究现状概述汽车行业的飞速发展，带动了整个国内汽车零部件企业的向前推进。就目前车桥行业的发展趋势而言，呈现出以下主要特点：1） 由于整车的市场集中度增加，目前国内车桥行业趋向于技术上强强联手，共谋发展34；2） 由于近几年国家对汽车零部件行业出台相应的政策，以扶持其走向正轨，所以整体来看车桥行业布局已大体完成5；3） 外资不断投入，国内车桥企业亟待技术上的独立6；4） 大吨位、多轴化、大马力、节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求重型车桥要轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本。78零部件企业与整机企业同步设计、开发，系统化集成、模块化供货。9业内专家认为，总体而言，现在重型汽车有向节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求重型车桥要轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本。从国际趋势看，车桥向轻量化发展是必然，因为向轻量化发展，材料节省，可以降低成本。 在噪声方面，国内重型车桥跟国外的差距较大，今后需要在这方面有所改进。造成车桥噪声的主要因素在于齿轮精度不够，所以，车桥齿轮要向高强度、高精度方向发展。齿轮的高强度化制造技术关键在于：高强度齿轮钢的开发和齿轮强化技术的应用。齿轮的高精度制造技术包括合理选材、高精度淬火技术和从动齿轮压力淬火技术1011。1.3 本文主要研究内容本课题研究的是商用车双级减速驱动桥。为了使设计研究结果建立在科学、严谨的基础上，使设计更符合实际情况，研究思路和方法的选择与运用至关重要。对驱动桥设计提出了以下研究思路和方法：1）通过实习、调查、上网以及文献检索等多种有效方法，系统收集驱动桥的研究成果和相关信息。2）在对国内外驱动桥的技术现状、发展趋势、市场等情况进行系统分析研究的基础上，确定设计策略，作为构思总体设计方案的指导思想；3）参数化设计：根据整体设计要求与主要参数，确定主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳的件结构形式和基本参数；4）计算机三维造型：根据理论计算的主要参数，运用CATIA对各零件和总成进行三维造型和装配，要遵循三维造型的原则。并画出二维装配图5）有限元分析：基于ANSYS对驱动桥壳进行有限元分析。 双级主减速器在一些减速比比较大的减速器常常采用，第一级为锥齿轮传动，第二级为圆柱斜齿轮传动。双级主减速器的结构特点：1）第一级为圆锥齿轮传动，其调整装置与单级主减速器类同； 2）由于双级减速，减小了从动锥齿轮的尺寸，其背面一般不需要止推装置； 3）第二级为圆柱齿轮传动，圆柱齿轮多采用斜齿或人字齿，传力平稳； 4）双级主减速器的减速比为两对副减速比的乘积。驱动桥壳的常规设计方法是将桥壳看成一个简支梁并校核几种典型计算工况下某些特定断面的最大应力值，然后考虑一个安全系数来确定工作应力，这种设计方法有很多局限性。因此近年来，许多研究人员利用有限元分析法对驱动桥壳进行了计算和分析12。 第 2 章 设计方案的确定2.1 概述设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1） 选择适当的主减速比，以保证汽车在给定条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2） 外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。3） 齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4） 在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。5） 具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，以减少不平路面的冲击载荷，提高汽车行驶平顺性。6） 与悬架导向机构运动协调；对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。7） 结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。2.2 设计主要参数本设计参数参考解放CA1092相关参数（表2-1）。表 21 设计主要参数表13发动机型号YC4D140-41排量，L4.2额定功率，kW103额定转速，r/min2800最大扭矩450最高车速，km/h95轮胎规格8.25-16LT 14PR轴荷3585/5200轴距，mm4760轮胎数6前轮距1706后轮距1658总质量，kg8785整备质量，kg3660一挡传动比7.64最高挡传动比1.02.3 主减速比的计算 主减速比的计算公式对于具有很大功率的轿车、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Pemax的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车具有尽可能高的最高车速vamax。14对于其他车来说，主减速比i0一般应选的比按上式求得的要大10%25%，即 （2-1） 式中，np为额定转速，104kW； vamax为最高车速，95km/h； igH为变速器最高挡传动比，为1.0（直接挡）； iFH为分动器或加力器高档传动比，取1.0； iLB为轮边减速器传动比，取1.0； rr为车轮的滚动半径，。故初选确定主减速比为5.74。2.4 主减速器的结构形式2.4.1 主减速器齿轮的类型螺旋锥齿轮能够承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的15，且当传动比小于2.0时选用螺旋锥齿轮更合理，故本次设计采用螺旋锥齿轮。2.4.2 双级主减速器的结构方案整体式双级主减速器主要有三种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮（图2-1a）；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮（图2-1b）；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮（图2-1c）。对于第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平布置（图2-1d）、斜向布置（图2-1e）和垂向布置（图2-1f）三种布置方案。 图2-1 双级主减速器布置方案 纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度；但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可少量减少传动轴长度。因此，他不宜用于短轴距汽车，因为过短的传动轴会导致万向传动轴加大。垂向布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角；但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。2.4.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器必须保证主、从动齿轮油良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度有关。本设计主动锥齿轮采用悬臂式支承（图2-2a），从动锥齿轮采用跨置式支承（图2-2c）。悬臂式支承的结构特点是，在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力有靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴径不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些。为了增加从动锥齿轮的支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了是从动锥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应不小于从动锥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，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。图2-2 主减速器锥齿轮的支承形式2.5 差速器的结构形式差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器按其结构特征不同，分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，它具有结构简单、质量较小等优点，故应用广泛。它又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。本次设计采用普通锥齿轮式差速器，它结构简单，工作平稳可靠，适用于本设计的汽车驱动桥。2.6 半轴的结构形式半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。全浮式半轴的结构特点是，半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相连，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上。理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其他反力和弯矩全部由桥壳来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同心、半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，由此引起的弯曲应力一般为570MPa。全浮式半轴主要用于总质量较大的商用车上。本次设计选择全浮式半轴。2.7 驱动桥壳的结构形式驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量，并承受由车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车架（车身）；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。驱动桥壳应满足如下设计要求1） 应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴产生附加弯曲应力。2） 在保证强度和刚度的前提下，尽量减小质量以提高行驶平顺性。3） 保证足够的离地间隙。4） 结构工艺性好，成本低。5） 保护装于其上的传动系部件和防止泥水浸入。6） 拆装、调整，维修方便。2.8 本章小结 本章首先确定了主减速比，以方便确定其它参数。确定了主减速器、差速器、半轴及驱动桥壳的结构形式。第 3 章 驱动桥的结构设计与计算3.1 主减速器的设计与计算3.1.1 主减速比的分配锥齿轮-圆柱齿轮式双级主减速器在分配传动比时，通常将圆柱齿轮副和锥齿轮副传动比的比值取在1.42.0范围内，而且锥齿轮传动比一般为1.73.3，这样可以减小锥齿轮啮合时的轴向力和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，改善支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。设一级减速齿轮的传动比为i01；二级减速齿轮的传动比为i02。根据传动比分配要求，有i01/i02=1.42.0，且i01i02=7.64，初选i012.0，则i022.9。3.1.2 一级减速器螺旋锥齿轮的设计3.1.2.1 主减速器齿轮计算载荷的确定 1.按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce （3-1）式中，Tce为计算转矩，Nm；n为驱动桥数，为1；i01为主减速器一级传动比，为1.923；i1为变速器1挡传动比，为7.64；if为分动器传动比，取1.0；为发动机到万向传动轴之间的传动效率，取0.9；k为液力变矩器变矩系数，k0为最大变矩系数；Temax为发动机最大转矩，为450Nm；kd为猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器kd=1，手动操纵的机械变速器高性能赛车kd=3，性能系数fi=0的汽车kd=1；fi0的汽车kd=2或由经验选定。其计算公式如下 当时 0 当时式中，ma为汽车满载质量（若有挂车，则要加上挂车质量），为8785kg。则，故fi=0，kd=1，则Nm 2.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs （3-2）式中，Tcs为计算转矩，Nm；G2为满载状态下1个驱动桥上的静载荷，为50960N；m2为汽车最大加速度时的后轴负载荷转移系数，商用车为1.11.2，取1.1；为轮胎与路面间的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路，取0.85；im为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，为2.985；m为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，取0.9。则Nm 3.按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf （3-3）式中，Tcf为计算转矩，Nm；Ga为汽车满载总重量，为86093N；fR为道路滚动阻力系数，对于货车可取0.0150.020，取0.016；fH为平均爬坡能力系数，对于轿车可取0.08；对于货车和公共汽车可取0.050.09，取0.07；fi为汽车性能系数，取值同前，为0；其他参数同前。则Nm由式（3-1）和式（3-2）求得的计算转矩，是作用到从动锥齿轮上的最大转矩，不同于式（3-3）求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc应取前面两种的较小值，即Tc=minTce,Tcs;当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc取Tcf。主动锥齿轮的计算转矩为 （3-4）式中，Tz为主动锥齿轮的计算转矩，Nm；i0为主传动比；G为主、从动锥齿轮间的传动效率，计算时对于弧齿锥齿轮副，G为95%。当计算锥齿轮最大应力时，Tc=5950.15Nm，则Nm当计算锥齿轮的疲劳寿命时，Tc=1137.54Nm，则Nm3.1.2.2 锥齿轮主要参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数z11和z12、从动锥齿轮大端分度圆直径D12和端面模数ms、主、从动锥齿轮齿面宽b11和b12、中点螺旋角、法向压力角等。1.主、从动锥齿轮齿数z1和z2选择主、从动锥齿轮数时应考虑如下因素：1） 为了磨合均匀，z11和z12之间避免有公约数。2） 为了理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于40。3） 为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，z11一般不少于9；对于商用车，z11一般不少于6。4） 主传动比i0较大时，z1尽量取得少些，以便得到满意的离地间隙。5） 对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。 本设计初选一级减速齿轮的主动齿轮齿数为z11=13，从动锥齿轮的齿数z12=25，则i01=1.923，i02=5.74/1.923=2.985,i02/i01=1.55,在1.42.0范围内，符合要求。2.从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms对于单级主减速器，增加尺寸D2会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小D2又影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。D2可根据经验公式初选，即 （3-5）式中，D2从动齿轮大端分度圆直径（mm）；为直径系数，一般为13.015.3，取14.0；Tc为从动锥齿轮的计算转矩，Tc=minTce,Tcs，为5950.15Nm。则mm圆整取D2=250mm。ms由下式计算 ms=D2/z2 （3-6）式中，ms为齿轮端面模数。则ms=250/25=10同时，ms还应满足 （3-7）式中，Km为模数系数，取0.30.4，本设计取0.35。则=7.25经验算满足要求，故ms=10。3.主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但是齿面过窄，轮齿的表面耐磨性会降低。对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b20.3A2，而且b2应满足b210ms，一般也推荐b2=0.155D2。对于弧齿锥齿轮，b1一般比b2大10%。则b2=0.155D2=0.155250=38.75圆整为40mm，则b1为44mm。4、中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副中的中点螺旋角是相等的。选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般F应不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是过大，会导致轴向力增加。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为3540。商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35。故中点螺旋角取35。5. 螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿因卡死而损坏。故采用主动锥齿轮左旋，从动锥齿轮右旋。6.法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减小齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力较大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，商用车的为20或2230。故取法向压力角为20。主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表3-1。表3-1 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算用表序号名称代号小齿轮大齿轮计算结果1齿数比uu=z1/z2,按传动要求确定1.9232大端分度圆直径dede1按强度计算或按结构初定de2=z2m2de1=130mmde2=250mm3齿数z设计值设计值z1=13，z2=254端面模数msms=de2/z2可适当圆整105分锥角1=30.532=59.476外锥距ReRe=de1/2sin1140.88mm7齿宽系数R，常取0.30.38切向变位系数xtxt1按机械设计手册表8.4-9选取xt2=-xt1xt1=0.035mmxt2=-0.035mm9径向变位系数xx1按机械设计手册表8.4-10选取x2=-x1x1=0.29mmx2=-0.29mm10齿顶高haha=(ha*+x)ms ha*=0.85ha1=11.4mmha2=5.6mm11齿根高hfhf=(ha*+c*-x)mshf1=13.28mmhf2=7.48mm12顶隙cc=c*ms c*=0.1881.88mm13齿顶角a等顶隙收缩齿a1=f2a2=f1a1=32237a2=55914齿根角ff1=559f2=3223715顶锥角a等顶隙收缩齿a1=1+f2a2=2+f1a1=33.907a2=65.45316根锥角ff1=1-f1f2=2-f2f1=24.457f2=56.09317齿顶圆直径daedae1=de1+2ha1cos1dae2=de2+2ha2cos2dae1=150.23mmdae2=256.66mm18锥顶到轮冠距离AkAk1=119.74Ak2=60.4973.1.2.4 主减速器锥齿轮的强度计算在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。1. 单位齿长圆周力主减速器锥齿轮表面的耐磨性，常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即 （3-8）式中，p为轮齿上的单位齿长圆周力，N/mm；F为作用在轮齿上的圆周力，N；b2为从动齿轮的齿面宽，mm。 许用的单位齿长圆周力p见教材表5-1。在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，p有时高出表中数值的20%25%。按发动机最大转矩计算时 103 （3-9）式中，ig为变速器传动比；D1为主动锥齿轮中点分度圆直径，mm；其他符号同前。则103=1190.008N查表得，p=1429N，故符合要求。按驱动轮打滑的转矩计算时 103 （3-10）式中符号同前。则103=1464.1N查表得p=1429N，1.25p=1786N，故符合要求。2. 轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 103 （3-11）式中，w为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；Tc为所计算齿轮的计算转矩，Nmm，对于主动齿轮，Tc还要按式（3-4）进行换算；k0为过载系数，一般取1；ks为尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当ms1.6mm时，ks=(ms/25.4)0.25=0.792121；km为齿面载荷分配系数，跨置式结构，km=1.01.1；悬臂式结构，km=1.001.25，则主动轮取1.2，从动轮取1.05；kv为质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv=1.0；b为所计算齿轮的齿面宽，b1=44mm，b2=40mm；D为所讨论的齿轮的大端分度圆直径，D1=130mm，D2=250mm；Jw为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，其值按机械设计手册取得，取大齿轮J=0.206，小齿轮J=0.273。上述按minTce,Tcs计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按Tcf计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，迫害的循环次数为6106。按minTce,Tcs计算，103=480.48700MPa故符合要求。按Tcf计算，103=91.86210MPa故符合要求。锥齿轮满足设计需求，可用。3.轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 （3-12）式中，J为锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；D1为主动锥齿轮大端分度圆直径，130mm；b为b1和b2中的较小值，为b2=40mm；ks为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；kf为齿面品质系数，它取决于吃面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜、磷化处理等），对于制造精确的齿轮，kf取1.0；cp为综合弹性系数，钢对钢齿轮：cp取232.6N1/2/mm；JJ为齿面接触强度的综合系数，其值按机械设计手册取得，取0.88；k0，km，kv见式（3-11）的说明。 上述按minTce，Tcs计算的最大接触应力不应超过2800MPa；按Tcf计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。按minTce,Tcs计算，2800MPa故符合要求。按Tcf计算，1750MPa故符合要求。主、从动锥齿轮的齿面接触应力是相同的，所以锥齿轮符合要求。3.1.2.5 锥齿轮材料驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点，是传东西中的薄弱环节。锥齿轮材料应满足如下要求：1） 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。2） 轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。3） 锻造性能、可加工性及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。4） 选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而是选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。本设计采用20CrMnTi。渗碳合金钢的优点是表面可得到碳含量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而心部较软，具有良好的韧性，故该材料的抗弯强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于其碳含量较低，故锻造性能和可加工性较好。其主要缺点是热处理费用高；表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力是可能产生塑性变形；如果渗透层与心部的碳含量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高齿轮寿命的25%。对于滑动速度高的齿轮可进行渗硫处理，以提高耐磨性。渗硫后摩擦因数可显著降低，这样即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死和胶合。3.1.3 二级斜齿圆柱齿轮的设计3.1.3.1 斜齿圆柱齿轮主要参数的选择1.主、从动齿轮的齿数z21和z22二级齿轮副的传动比为i02=2.985，根据机械设计手册，初选主动齿轮齿数为z21=14，z22=43，则i02=z22/z21=3.07验算，i02/i01=1.597,在1.42.0之间，且14与43无公约数，故符合要求。2.法向模数mn选用推荐模数mn=6。3.法向压力角n和螺旋角取法向压力角n=20，的推荐值一般为1520，故初选=15。4.主、从动齿轮的节圆直径d21和d22mmmm故d21=87mm，d22=265mm。5.齿宽b齿宽的计算公式为b1=dd21式中，d为齿宽系数，取0.85；d21为小齿轮分度圆直径，87mm；则b1=0.8587=74.32mm圆整为75mm。根据经验公式，b2=b1-5=75-5=70mm故b1为75mm，b2=70mm。6. 螺旋方向本设计一级从动锥齿轮为右旋，为抵消部分轴向力，故主动斜齿圆柱齿轮的旋向应为左旋，则从动斜齿圆柱齿轮旋向为右旋。斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算见表3-2。表3-2 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算用表序号名称代号小齿轮大齿轮计算结果1齿数比uu=z21/z22,按传动要求确定3.072分度圆直径ded21=87mmd22=265mm3齿数z设计值设计值z21=14，z22=434法向模数mn推荐值65法向压力角推荐值206螺旋角推荐值一般为1520157齿宽系数d一般取0.850.858齿宽bb1=dd21b2=b1-5b1=75mmb2=70mm9齿距pp=mn18.84mm10齿顶高haha=han*mn han*=16mm11齿根高hfhf=cn*mn7.5mm12齿全高hh=ha+hf 13.5mm13中心距aa=1/2(d1+d2) 可圆整176mm14齿顶圆直径dada=d+2hada1=99mm，da2=277mm15齿根圆直径dfdf=d-2hfdf1=72mm，df2=250mm3.1.3.2 圆柱齿轮的损坏形式圆柱齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、齿面胶合、齿面磨损等。轮齿折断发生在下述几种情况下1） 轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；2） 轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这是存在于齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。3.1.3.3 轮齿强度计算1. 轮齿弯曲强度计算斜齿圆柱齿轮的弯曲应力为 （3-13）式中，w为齿轮的弯曲应力；Tg为计算载荷，取Temax=450000Nmm；为齿轮螺旋角，为15，K为应力集中系数，取1.50；z为小齿轮齿数，为14；mn为法向模数，为6；y为齿形系数，查得为0.19；Kc为齿宽系数，取8.0；K为重合度影响系数，取2.0。许用应力对货车为100250MPa。则100MPa故符合要求。2.轮齿接触强度计算轮齿接触应力j （3-14）式中，j为轮齿的接触应力，MPa；F为齿面上的法向力，F=F1/（coscos）；F1为圆周力，F1=2Tg/d；Tg为计算载荷，为450000Nmm；d为节圆直径，mm；节点处压力角，为齿轮螺旋角；则E为齿轮材料的弹性模量，为2.1105MPa；b为齿轮接触的实际宽度，为70mm；z、b为主、从动轮节点处的曲率半径；rb、rz为主、从动齿轮节圆半径。则对斜齿轮z=（rzsin）/cos2 =13.91，b=（rbsin）/cos2 =42.725。则查得其许用应力范围为13001400MPa，故符合要求。3.1.3.4 齿轮的材料选择二级圆柱斜齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对可加工性及成本也应考虑。国内汽车齿轮材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为5863HRC，心部硬度为3348HRC。值得指出的是，采取喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施，能使齿轮得到强化。对齿轮进行强力喷丸处理以后，轮齿产生残余压应力，齿轮弯曲疲劳寿命可成倍提高，接触疲劳寿命也有明显改善。在加大齿根圆弧半径的同时，进行强力喷丸处理，不仅可使残余压应力进一步增加，还改善了应力集中。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形，经过磨齿后，齿轮精度要高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度，使得传动平稳，效率提高，并在同样负荷条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高近一倍。3.1.4 主减速器的润滑主减速器及差速器的齿轮、轴承及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动锥齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。为了防止因温度升高而是主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。3.2差速器的设计计算3.2.1差速器的作用根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路的特征，为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，保证了汽车驱动桥两侧车轮在形成不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。差速器的作用为分配两输出轴转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动。本次设计选用的普通锥齿轮式差速器结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。3.2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 图3-1 普通对称式圆锥行星齿轮差速器汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，它具有结构简单、质量较小等优点，故应用广泛。它又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。普通锥齿轮式差速器由于结构简单、工作平稳可靠，一直广泛用于一般使用条件下的汽车驱动桥中（如图3-1）。本设计采用普通锥齿轮式差速器。3.2.2.1 差速器齿轮主要参数选择1.行星齿轮数n行星齿轮数n需根据承载情况来选择，在承载不大的情况下n可取两个，反之应取n=4。轿车差速器一般有2个行星齿轮；货车和越野车一般有4个。本设计取n=4。2.行星齿轮球面半径Rb行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定 （3-15）式中，Kb为行星齿轮球面半径系数，Kb=2.53.0，对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取小值，取2.6；Td为差速器计算转矩，Td=minTce,Tcs，为5950.15Nm；Rb为球面半径。则mm取整为47mm。行星齿轮节锥距A0为 A0=（0.980.99）Rb （3-16）则 A0=46.0746.54mm，取46.5mm。3. 行星齿轮和半轴齿轮齿数z1、z2为了使轮齿有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数z1应取少些，但z1一般不少于10.半轴齿轮齿数z2在1425之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z2/z1在1.52.0的范围内。为使两个或四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮数整除，否则差速器不能装配。本设计取z1=10，z2=16，则z2/z1=1.6，且2z2=32能被4整除，故符合要求。4. 行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2分别为1=arctan(z1/z2) （3-17）2=arctan(z2/z1)则1=32，2=58。锥齿轮大端的端面模数m为 （3-18）则m=4.485。5.压力角 汽车差速齿轮大都采用压力角为2230、齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用25压力角，以提高齿轮强度。本设计采用2230的压力角，齿形系数为0.8。6. 行星齿轮轴直径d及支撑长度L行星齿轮轴d为 （3-19）式中，T0为差速器壳传递的扭矩，为5950.15Nm；n为行星齿轮数，为4；rd为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离，约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半；c为支撑面允许挤压应力，取98MPa。则行星齿轮在轴上的支撑长度L为 L=1.1d （3-20）则L=28.8929mm。差速器齿轮的几何尺寸计算见表3-3。3.2.3 差速器齿轮强度计算 差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左、右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮，主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力w为 （3-21）式中，n为行星齿轮数，为4；J为综合系数，按图3-1取得，取0.226；b2、d2分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径，b2=15mm，d2=80mm；Tc为半轴齿轮计算转矩，Tc=0.6T0；kv、ks、km按主减速器齿轮强渡计算的有关数值选取，kv=1.0，ks=(m/25.4)0.25=0.6661，km=1.0。 当T0=minTce，Tcs时，w=980MPa；当T0=Tcf时，w=210MPa。 按minTce,Tcs计算，Tc=0.65950.15=3570.09Nm,则故符合要求。按Tcf计算，Tc=0.61137.54=682.524Nm，则故符合要求。锥齿轮满足设计需求，可用。表3-3 差速器齿轮的几何尺寸计算用表序号名称代号计算公式计算结果1行星齿轮数z1z110，应尽量取小值102半轴齿轮齿数z2z2=1425163模数m5