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摘 要
驅(qū)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。當(dāng)采用大功率發(fā)動機(jī)輸出大的轉(zhuǎn)矩以滿足目前客車的快速、舒適的高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅(qū)動橋。所以采用傳動效率高的單級減速驅(qū)動橋已成為未來客車的發(fā)展方向。
汽車主減速器是汽車傳動中的最重要的部件之一。它能夠?qū)⑷f向傳動裝置產(chǎn)來的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩傳給驅(qū)動車輪，以實(shí)現(xiàn)降速增扭。
本文參照傳統(tǒng)驅(qū)動橋的設(shè)計方法進(jìn)行了客車驅(qū)動橋的設(shè)計。首先確定主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設(shè)計參數(shù)；然后參考類似驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)，確定出總體設(shè)計方案；最后對主，從動錐齒輪，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)行校核以及對支承軸承進(jìn)行了壽命校核。
關(guān)鍵詞：客車；驅(qū)動橋；單級減速橋；主減速器
Abstract
Drive axle is the one of automobile four important assemblies. It performance directly influence on the entire automobile，especially for the passenger car .Because using the big power engine. With the big driving torque satisfied the need of high speed，comfortable，high efficiency,high benefit, today's passenger car must exploiting the high driven efficiency.Single reduction final drive axle is becoming the developing tendency of the passenger car .
Automobile reduction final drive is one of the best impossible parts in automobile gearing. It can chang speed and driving tuist within a big scope .
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 ,then 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 life expection of carrier bearing .
Keywords: Passenger Car; Hypoid Gear; Drive Alxe; Single Reduction Gear; Reduction Final
目 錄
摘 要 ..........................................................................................................................................I
ABSTRACT .....................................................................................................................................II
緒 論 1
1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 2
1.1 主減速器的齒輪類型 2
1.2 主減速器的減速形式 2
1.3 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 2
1.3.1 主動錐齒輪的支承 2
1.3.2 從動錐齒輪的支承 3
2 主減速器基本參數(shù)選擇與計算載荷的確定 4
2.1 主減速器齒輪計算載荷的確定 4
2.1.1 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 4
2.1.2 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 4
2.1.3 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 5
2.2 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 5
2.2.1 主從動錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2 5
2.2.2 從動錐齒輪大端分度圓直徑和斷面模數(shù) 6
2.2.3 主、從動錐齒輪齒面寬和 6
2.2.4 雙曲面齒輪副偏移距E 6
2.2.5 中點(diǎn)螺旋角β 7
2.2.6 螺旋方向 8
2.2.7 法向壓力角α 8
3 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計算 9
3.1 單位齒長圓周力 9
3.2 輪齒彎曲強(qiáng)度 9
3.3 輪齒接觸強(qiáng)度 10
4 主減速器齒輪軸承的載荷計算 12
4.1 主減速器齒輪齒面上的作用力 12
4.1.1 齒寬中點(diǎn)處的圓周力 12
4.1.2 主減速器齒輪的軸向力和徑向力 13
4.2 主減速器齒輪軸承的載荷計算 14
4.3 主減速器齒輪軸承壽命校核 15
4.4 主減速器齒輪材料的選擇 16
5 差速器設(shè)計 17
5.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇 17
5.1.1 行星齒輪數(shù)n 17
5.1.2 行星齒輪球面半徑 17
5.1.3 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)和 17
5.1.4 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 18
5.1.5壓力角α 18
5.1.6 行星齒輪軸直徑及支承長度L 18
5.1.7 行星齒輪安裝孔與及的確定 18
5.2 差速器齒輪強(qiáng)度計算 19
6 驅(qū)動橋半軸設(shè)計 20
6.1 半軸的設(shè)計計算 20
6.2 半軸的形式 20
6.3 全浮式半軸的設(shè)計計算 20
6.3.1 全浮式半軸的桿部設(shè)計 20
6.4 半軸的強(qiáng)度校核 21
6.4.1 全浮式半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 21
6.4.2 半軸花鍵的剪切應(yīng)力 21
6.4.3 半軸花鍵的擠壓應(yīng)力 22
6.5 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及材料與熱處理 22
7 驅(qū)動橋橋殼的設(shè)計 23
結(jié) 論 24
致 謝 25
參考文獻(xiàn) 26
附錄——外文翻譯 27
緒 論
驅(qū)動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將動力合理的分配給左、右驅(qū)動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直立、縱向力和橫向力。驅(qū)動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅(qū)動橋殼。
設(shè)計驅(qū)動橋時應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求：
1. 選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比,保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。
2. 外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。
3. 齒輪及其他傳動件工作平穩(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。
1) 與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動協(xié)調(diào)。
2) 結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調(diào)整方便。
本次設(shè)計的題目是輕型客車驅(qū)動橋設(shè)計。設(shè)計的內(nèi)容包括有：方案選擇，結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計與改進(jìn)，齒輪與齒輪州的設(shè)計與校核，而且在設(shè)計過程中，描繪了主減速器與差速器的組成以及差速器的原理和差速過程。
方案的確定主要依據(jù)的是原始設(shè)計數(shù)據(jù)如齒輪的傳動比，對比同類型的減速器及差速器做設(shè)計；結(jié)構(gòu)設(shè)計中采用行星齒輪和移位錐齒輪傳動，并對其中的重要齒輪進(jìn)行齒面接觸和疲勞強(qiáng)度的校核；而軸的設(shè)計中著重與齒輪的布置。并對其中最大載荷的危險截面進(jìn)行了強(qiáng)度的校核。軸承的選用力求結(jié)構(gòu)簡單且滿足要求。
47
1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式
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。根據(jù)本次設(shè)計要求采用準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動。
1.2 主減速器的減速形式
根據(jù)減速形式特點(diǎn)不同，主減速器分類為單級主減速器、雙級主減速器、雙速主減速器、貫通式主減速器和單、雙級減速配輪邊減速器。
由于單級主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、制造成本低等優(yōu)點(diǎn)，因而廣泛應(yīng)用于主傳動比i0≤7的汽車上。本次設(shè)計要求的主減速器的傳動比是4.875小于7，所以采用單級主減速器較好。
1.3 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案
主減速器一定得保證主、從動齒輪有優(yōu)良的嚙合狀態(tài)，才能讓它們較好的配合使用。齒輪的正確嚙合，不僅與齒輪的加工質(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，而且與齒輪的支承剛度有很大關(guān)系。
1.3.1 主動錐齒輪的支承
主動錐齒輪的支承形式有兩種，分別是懸臂式（圖1-1a）和跨置式（圖1-1b）兩種。本設(shè)計中的客車最大質(zhì)量為15500Kg>2噸，因此應(yīng)采用跨置式支承。因?yàn)樵谒鶄鬟f比較大的轉(zhuǎn)矩的情況下懸臂式支承難以滿足剛度的要求。
（a）懸臂式支承 （b）跨置式支承
圖1.1 主減速器錐齒輪的支承形式
跨置式支承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是在錐齒輪兩端的軸上均有軸承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承受負(fù)荷減小，齒輪嚙合條件改善?？缰檬街С兄械膶?dǎo)向軸承都是圓柱滾子軸承，同時其內(nèi)外圈可以分離，以方便拆裝。圓錐滾子軸承采用背對背反裝，同時盡可能的減小兩軸承間的距離，增大支承軸徑，適宜的提高軸承配合緊度。
1.3.2 從動錐齒輪的支承
從動錐齒輪的支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及載荷在軸承之間的分布比例有關(guān)。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼處有足夠的位置設(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1.2 從動錐齒輪的支承方式
在具有大主動傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設(shè)輔助支承。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應(yīng)保證當(dāng)偏移量達(dá)到允許極限，即與從動錐齒輪背面接觸時，能夠制止從動錐齒輪繼續(xù)偏移。主、從動齒輪在載荷作用下的偏移量許用極限值，如圖1-3所示。支撐面與從動錐齒輪背面間的安裝間隙應(yīng)不大于0.25mm。
圖1.3 在載荷作用下主減速器齒輪的容許極限便移量
中型和重型汽車主減速器從動錐齒輪一般多采用有幅式結(jié)構(gòu)并有螺栓或者鉚釘與差速器殼突緣連結(jié)。
2 主減速器基本參數(shù)選擇與計算載荷的確定
2.1 主減速器齒輪計算載荷的確定
汽車主減速器錐齒輪有格里森和奧康兩種切齒方法。在設(shè)計中采用格里森齒制錐齒輪計算載荷。
2.1.1 按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩
(2.1)
式中：-----性能系數(shù)，
其中為汽車滿載質(zhì)量，=15500Kg =790
=37.49>16 取=0；
--------猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，性能系數(shù)=0的汽車，Kd=1；
---------變速器一檔傳動比為6.540；
--------主減速器傳動比為4.875；
--------發(fā)動機(jī)到萬向傳動軸之間的傳動效率為0.9；
k--------液力變矩器系數(shù)，本設(shè)計中為手動變速器，故k=1；
n--------計算驅(qū)動橋數(shù)， n=1；
計算得：=25537.88
2.1.2 按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩
(2.2)
式中: -----汽車在滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜載荷，本次設(shè)計中后橋是驅(qū)動橋，=11600×9.8=11368N ；
-----汽車最大加速度時的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取1.2；
-----輪胎與路面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好的混凝土或?yàn)r青路上，取0.85；
-----車輪滾動半徑，輪胎規(guī)格為10.00-20-16PR，=0.502m；
計算得：=61272.32
2.1.3 按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩
(2.3)
當(dāng)計算錐齒輪最大應(yīng)力時，計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)取前兩種的較小值，
即=min[,]=Tce=25537.88；
當(dāng)計算錐齒輪疲勞壽命時，取
主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為:
(2.4)
式中： 為主、從動錐齒輪間的傳動效率，計算時對于雙曲面齒輪副，當(dāng)<6時，取90%；
計算得5820.60
2.2 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、從動錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms、主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點(diǎn)螺旋角、法向壓力角等。
2.2.1 主從動錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2
選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素：
1. 為了磨合均勻，Z1和Z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)。
2. 為了有最佳齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動齒輪和應(yīng)不少于40。
3. 為了有平穩(wěn)的嚙合、較小的噪聲和疲勞強(qiáng)度足夠高，對于商用車，Z1一般不小于6。
4. 主傳動比i0較大時，Z1盡量取得少些，目的得到合適的離地間隙。
5. 對于不同的主傳動比，Z1和Z2應(yīng)有適宜的搭配。
6. 根據(jù)以上的要求，取Z1=8，Z2=iZ1=39，Z2取39。
2.2.2 從動錐齒輪大端分度圓直徑和斷面模數(shù)
對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅(qū)動驅(qū)動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小影響到跨置式主動齒輪的前支承座得安裝空間和差速器的安裝。
可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選，即
(2.5)
式中： -----從動齒輪大端分度圓直徑（mm）；
-----直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3 ；
-------從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（）,=min[,] 。
由式（3-5）計算得，的取值范圍為382.83～450.56 mm，取=390mm。
由下式計算，即
=10 (2.6)
式中： 為齒輪斷面模數(shù)。
同時，ms還應(yīng)滿足
(2.7)
式中：-----模數(shù)系數(shù)，取0.3～0.4
計算得取值范圍為8.83～11.78，=10符合要求。
2.2.3 主、從動錐齒輪齒面寬和
錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，反而會因?yàn)樽冋F齒輪輪齒小端齒溝導(dǎo)致切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但引起減齒根圓角半徑減小，應(yīng)力集中增加，而且使刀具使用壽命減少。同時，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬導(dǎo)致裝配空間的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。
對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即≤0.3 A2=59.72mm，而且應(yīng)滿足≤10=100mm，一般也推薦=0.155。
所以，=0.155=0.155×390=60.45mm ,取60mm =1.1，取66mm。
2.2.4 雙曲面齒輪副偏移距E
E值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；E值過小，則不能發(fā)揮雙曲面齒輪傳動的特點(diǎn)。一般對于總質(zhì)量較大的商用車，E(0.10～0.12)，因此E的取值范圍為42.90～51.48mm,并且E20% A2=43.79mm。另外，主傳動比越大，則E也應(yīng)越大，但應(yīng)保證齒輪不發(fā)生根切。所以在本次設(shè)計中E=43mm。
雙曲面齒輪的偏移可分為兩種，分別是上、下偏移兩種。由從動齒輪的錐頂向其齒面看去，同時使主動齒輪處于左側(cè)，如果主動齒輪在從動齒輪中心線的下方，則為下偏移；在從動齒輪中心線上方，則為上偏移。如果主動齒輪處于右側(cè)，則情況相反。本設(shè)計中采用如圖2-2所示的方案，主動錐齒輪相對于從動錐齒輪呈下偏移布置。
圖2.2 雙曲面齒輪的偏移
2.2.5 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，反之正好相反。本次設(shè)計是雙曲面齒輪，同時雙曲面齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是不相等的。
選擇β時，應(yīng)考慮它對齒面重合度、輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響。β越大，則也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(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時效果最好。但是β過大，會導(dǎo)致軸向力增大。
汽車主減速器雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般在35°～40°之間最好。商用車選用較小的β值以防止軸向力過大，通常取35°。
“格里森”制齒輪推薦用下式預(yù)選主動齒輪螺旋角的名義值
(2.8)
式中：-----主動齒輪名義（中點(diǎn)）螺旋角的預(yù)選值；
、-----主、從動齒輪齒數(shù)；
-----從動齒輪的分度圓直徑；
E-----雙曲面齒輪副的偏移距。
對于雙曲面齒輪，所得螺旋角名義值還需要按照選用的標(biāo)準(zhǔn)刀號進(jìn)行反算，最后計算得到的螺旋角名義值與預(yù)選值之差不超過5°。，取。
2.2.6 螺旋方向
從錐齒輪錐頂方向看，齒形從中心線上半部向右傾斜為右旋，反之為左旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相對的。錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向與螺旋方向波及它所受軸向力的方向，判斷軸向力方向時，可以使用手勢原理法則判斷，用左手法則判斷左旋齒輪的軸向力方向，用右手法則可以判斷右旋齒輪的軸向力的方向；判斷方法：四指握起的旋向與齒輪旋轉(zhuǎn)方向一致，其拇指所指方向則是軸向力的方向如圖2-6所示。當(dāng)汽車前進(jìn)時，應(yīng)使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。
汽車發(fā)動機(jī)是順時針旋轉(zhuǎn)，采用圖a中的布置：主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。主動錐齒輪從錐頂看是逆時針旋轉(zhuǎn)，則從動錐齒輪從錐頂看是順時針旋轉(zhuǎn)。
圖2.6 雙曲面齒輪的偏移和螺旋方向
2.2.7 法向壓力角α
法向壓力角大一些可以增加輪齒強(qiáng)度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。對于雙曲面齒輪，從動齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是相同的，但主動齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不等的。選取平均壓力角時，乘用車為19°或者20°，商用車為20°或22°30′。本設(shè)計是商用車，在此取α=22°30′。
3 主減速器錐齒輪的強(qiáng)度計算
在選定好主減速錐齒輪的主要參數(shù)后，可以根據(jù)所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，然后根據(jù)所確定的計算載荷進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算，目的來保證有充足高強(qiáng)度和使用時間的錐齒輪。
輪齒損壞形式主要有彎曲疲勞折斷、過載折斷、齒面點(diǎn)蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。
3.1 單位齒長圓周力
主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算，即
(3.1)
式中，p為輪齒上的單位齒長圓周力（N/mm）；F為作用在輪齒上的圓周力（N）；b2為從動齒輪的齒面寬（mm），b2=60mm 。
按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計算
(3.2)
式中：------發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m），=790 ；
--------變速器傳動比，常取一檔進(jìn)行計算，為6.540；
-------主動錐齒輪中點(diǎn)分度圓直徑，=83.5962mm ；
查表 5-1[1]得，[p]=982，[1.2p]=1178.4
計算得：一檔時p=1854.13 <[1.2p]
在現(xiàn)代汽車設(shè)計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，[p]有時高出表中數(shù)值的20%～25%。
3.2 輪齒彎曲強(qiáng)度
錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為
(3.3)
式中：-----錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力（MPa）；
---- 所計算齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（）,對于從動齒輪：=min[,] =25537.88 ,對于主動齒輪，===5820.5994
K0-----過載系數(shù)，一般取1,即k0=1 ；
Ks-----尺寸系數(shù)，本設(shè)計中ms=10>1.6mm , ks=(/25.4)0.25=0.7921 ；
-----齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結(jié)構(gòu) ：=1.0～1.1 , 取1；
-----質(zhì)量系數(shù)，輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動高精度時,=1.0 ；
F------所計算齒輪的齒面寬（mm），=66mm , =60mm ；
Z------計算齒輪的齒數(shù), =8 ,=39 ；
J------所計算齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)。
3.3 輪齒接觸強(qiáng)度
錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為
(3.4)
式中:----錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力(MPa)；
----主動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）, =127.412480mm ；
-----和中的最小的數(shù)值（mm）,b=60mm ；
---- 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0 ；
---- 齒面品質(zhì)系數(shù)，由齒面的表面覆蓋層及粗糙度的性質(zhì)(如鍍銅、磷化處理等)決定，制造精確的齒輪，取1.0 ；
-----齒面接觸強(qiáng)度的綜合系數(shù)，=0.163 ；
-----綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪：取232.6 。
計算得：=1772.63MPa<[]=2800MPa
由于主、從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的。所以主、從動齒輪均符合彎曲強(qiáng)度要求。
圖3.3 接觸強(qiáng)度計算用綜合系數(shù)J
4 主減速器齒輪軸承的載荷計算
4.1 主減速器齒輪齒面上的作用力
錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向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。
圖4.1 主動錐齒輪齒面受力圖
4.1.1 齒寬中點(diǎn)處的圓周力
齒寬中點(diǎn)處的圓周力F為
(4.1)
式中：--------作用在從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩 ,根據(jù)公式計算得=839.72；
------從動齒輪齒寬中點(diǎn)處的分度圓直徑，=83.60mm；
計算得：從動齒輪齒寬中點(diǎn)處的圓周力=20.09KN，由式可知，=24.67KN。
(4.2)
式中：------發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；
--變速器在各擋的使用率；
---變速器各擋的傳動比；
--變速器在各擋時發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩利用率，其中為變速器處于第i檔時的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩；
所以主動錐齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩為=839.72 。
4.1.2 主減速器齒輪的軸向力和徑向力
主動錐齒輪的螺旋方向?yàn)樽笮?從錐頂看旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r針。
主動齒輪的軸向力：
(4.3)
式中：為主動錐齒輪的面錐角，=14°32′13″ ；
為輪齒驅(qū)動齒廓的法向壓力角，α=22°30′；
計算得=-17.11KN；
軸向力為負(fù)值表明力的方向?yàn)檠劐F頂方向 。
主動齒輪的徑向力：
(4.4)
計算得=16.80KN
徑向力是正值表明徑向力的方向?yàn)橄蛐?。
從動齒輪的軸向力:
(4.5)
式中：γ從動齒輪的根錐角，γ=75° 。
計算得=15.48KN
從動齒輪的徑向力:
(4.6)
計算得=-11.48KN
圖4.2 主減速器主動齒輪的受力簡圖
4.2 主減速器齒輪軸承的載荷計算
圖4.3 主減速器軸承的布置尺寸
如圖4-3所示，
對于A軸承：
對于B軸承：
對于C軸承：，
對于D軸承：，
4.3 主減速器齒輪軸承壽命校核
1. 軸承A壽命校核：
軸承A（30212）的當(dāng)量動載荷（查機(jī)械工程手冊[10]得，當(dāng)時）
其中：
（載荷系數(shù)，在車輛設(shè)計中，本設(shè)計?。?
（徑向動載荷系數(shù)、軸向動載荷系數(shù)）
（判斷系數(shù)，查機(jī)械設(shè)計手冊[10]得）
基本額定壽命以轉(zhuǎn)為單位時：
>
2. 軸承B壽命校核：
同軸承A。
3. C、D軸承的壽命校核：
C、D軸承代號為32218U，額定動載荷Cr=262KN 。
，故軸有向右移動的趨勢；
C、D軸承面對面正裝，軸承D受壓，軸承C放松；
軸承C、D的派生軸向力分別；
；
；
；
根據(jù)公式（9-53）[2]計算得：
C軸承；
D軸承，故C、D軸承均滿足壽命要求。
4.4 主減速器齒輪材料的選擇
驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點(diǎn)，是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應(yīng)滿足如下要求：
1) 彎曲疲勞、表面接觸疲勞強(qiáng)度足夠高，硬度足夠高煩人齒面以保證耐磨性適應(yīng)工作強(qiáng)度。
2）輪齒心部韌性足夠以保證沖擊載荷，避免齒根折斷。
3）鍛造性能、可加工性及熱處理性能良好，熱處理后可以更好的適應(yīng)工作條件。
4）盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而是選用我國比較多的材料合金鋼。
汽車主減速器錐齒輪多采用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo、22CrNiMo和l6SiMn2WMoV等，經(jīng)過滲碳、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時為29～45HRC，當(dāng)端面模數(shù)≤8時為32～45HRC。對滲碳層有如下規(guī)定：
當(dāng)端面模數(shù)≤5時，厚度為0.9～1.3mm，=5～8時，厚度為1.0～1.4mm，＞8時，厚度為1.2～1.6mm。
為提高齒輪的工作磨合，防止其在工作的開始出現(xiàn)早期的損耗、膠合或卡死，錐齒輪在一系列處理后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、錫處理。對齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，可提高25％的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪可進(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，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。
本次設(shè)計中，主減速器主、從動齒輪材料選用20CrMnTi,齒輪滲碳1.2～1.6,齒面淬火使其硬度達(dá)到58～64HRC。
5 差速器設(shè)計
5.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇
5.1.1 行星齒輪數(shù)n
行星齒輪數(shù)n的確定需要依據(jù)承載情況，在承載不大的情況下n可取兩個，反之應(yīng)取n=4。在本設(shè)計中n取4。
5.1.2 行星齒輪球面半徑
行星齒輪球面半徑?jīng)Q定了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載載荷能力，可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來確定
(5.1)
式中：-----行星齒輪球面半徑系數(shù)，kb=2.5～3.0，對于有四個行星齒輪的乘用車和商用車取小值，=2.7 ；
-----差速器計算轉(zhuǎn)矩，= min[,]= 25537.88 ；
計算得： =79.51mm 。
行星齒輪節(jié)錐距A0為
A0=（0.98～0.99） (5.2)
計算得的取值范圍為77.92～78.71mm,取78.50mm。
5.1.3 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)和
為了使輪齒強(qiáng)度的足夠高，有充足的模數(shù)，但尺寸會增大，但同時要求行星齒輪的齒輪Z1應(yīng)取少些，但Z1大于等于10。半軸齒輪齒數(shù)Z2在14～25之間選取。當(dāng)代一般汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比Z1/ Z2在1.5～2.0范圍內(nèi)。同時為使四個行星齒輪能同時與兩個半軸齒輪嚙合，行星齒輪數(shù)必須是兩半軸齒輪的齒數(shù)和的整倍，要不然差速齒輪不能正確裝配。
根據(jù)上述要求：取11，取22。
5.1.4 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定
行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、分別為
(5.3)
(5.4)
計算得：=26°33′54″ =63°26′5″ 。
錐齒輪大端的端面模數(shù)為
(5.5)
計算得：=6.38 ，圓整后=6.5
計算出模數(shù)后，齒輪大端節(jié)圓直徑即可由下式求得：
行星齒輪大端節(jié)圓直徑：=71.50mm
半軸齒輪大端節(jié)圓直徑：=143.00mm
5.1.5壓力角α
汽車差速齒輪都采用壓力角為22°30′、齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些總質(zhì)量較大的商用車采用25°壓力角，以提高齒輪強(qiáng)度。在本設(shè)計中采用的壓力角為22°30′。
5.1.6 行星齒輪軸直徑及支承長度L
行星齒輪軸直徑(mm)為
(5.6)
式中：----差速器殼傳遞的轉(zhuǎn)矩（N.m），T0=25537.88；
----行星齒輪數(shù)，n=4；
----行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x（mm）,約為半軸齒輪齒寬中點(diǎn)
處平均直徑的一半，取=57mm；
---支承面允許擠壓應(yīng)力取98MPa 。
計算得：=32.23mm。
行星齒輪在軸上的支承長度
L=1.1d=35.45mm (5.7)
5.1.7 行星齒輪安裝孔與及的確定
行星齒輪安裝孔與行星齒輪軸名義直徑一樣，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度。
圖5.1 差速器行星齒輪安裝孔直徑及其深度
5.2 差速器齒輪強(qiáng)度計算
差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)影響，而且承擔(dān)的載荷不小，它不像主減速器齒輪那樣長時間處于嚙合傳動狀態(tài)，只有當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左、右輪行駛的距離有差別時，或兩邊車輪摩擦力不同而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才會有相對運(yùn)動。因此，對于差速器齒輪，主要應(yīng)進(jìn)彎曲強(qiáng)度計算。
輪齒彎曲應(yīng)力（MPa）為
(5.8)
n-----行星齒輪數(shù)，n=4 ；
J-----綜合系數(shù)，查《汽車設(shè)計》[2]表9-77得，J=0.224；
----所計算齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，等于。
計算得：=296.88MPa<[]=980MPa ，滿足要求。
6 驅(qū)動橋半軸設(shè)計
6.1 半軸的設(shè)計計算
半軸是在差速器與驅(qū)動輪之間傳遞動力的實(shí)心軸。其內(nèi)端與差速器的半軸齒輪（bevel side gear）連接，外端則與驅(qū)動輪的輪轂相連。半軸與驅(qū)動輪的輪轂在驅(qū)動橋殼上的支稱形式，決定了半軸的受力情況[5]。
6.2半軸的形式
半軸的型式主要取決于半軸的支承型式。普通非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種形式。本次設(shè)計選用全浮式。
6.3 全浮式半軸的設(shè)計計算
6.3.1 全浮式半軸的桿部設(shè)計
全浮式半軸只承受轉(zhuǎn)矩，其計算轉(zhuǎn)矩為：
(6.1)
------發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩；
--------變速器的一擋傳動比；
---------主減速比；
--------汽車傳動系效率，計算時可忽略不計或取0.9
計算得：T=13601.07
全浮式半軸桿部直徑的初選和確定：
(6.2)
式中：---------半軸計算載荷
--------半軸扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力
計算得51.77mm，圓整為52mm。
6.4 半軸的強(qiáng)度校核
6.4.1 全浮式半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
(6.3)
式中：------半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力；
------半軸計算載荷T=13601.07 ；
------半軸桿部直徑；
------半軸扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力。
計算得<=500，故滿足要求。
6.4.2 半軸花鍵的剪切應(yīng)力
對于驅(qū)動車輪來說，當(dāng)按發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩及傳動系最低檔傳動比計算所得的縱向力小于按最大附著力計算所決定的縱向力時，應(yīng)按下式計算，即
(6.4)
式中：ξ-------差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù),取0.6 ；
-----發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩（）,取790 ；
------傳動系最低檔傳動比，即變速器一檔的傳動比與主減速器的傳動比的乘積，=6.540×4.875=31.88 ；
--------汽車傳動系效率，取0.9 ；
--------輪胎的滾動半徑，取0.502m 。
計算得=27093.77N 。
(6.5)
式中：-----半軸工作可經(jīng)受的最大轉(zhuǎn)矩（）, ；
-----花鍵齒數(shù)，取8 ；
-----工作是，花鍵實(shí)際長度（mm）,取120mm ；
-----花鍵齒寬（mm）,取10mm ；
-----半軸花鍵（軸）外徑（mm）,取60mm ；
-----相配花鍵孔內(nèi)徑（mm）,取52mm ；
-----載荷分布的不均勻系數(shù)，可取為0.75 。
計算得：=67.47MPa<[]=71.05MPa ，符合強(qiáng)度要求。
6.4.3 半軸花鍵的擠壓應(yīng)力
(6.6)
計算得：=168.66MPa<[]=196MPa ，符合強(qiáng)度要求。
6.5 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及材料與熱處理
為了使半軸的花鍵內(nèi)徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做得粗些，并適當(dāng)?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應(yīng)地增加，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)。半軸的破壞形式多為扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)設(shè)計上應(yīng)盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應(yīng)力集中。
半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。本次設(shè)計中采用的半軸材料為40Cr。
7 驅(qū)動橋橋殼的設(shè)計
驅(qū)動橋橋殼是傳動系統(tǒng)最主要的部位之一，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼有非常重要的作用，比如承載汽車荷重，同時把汽車載荷傳遞給車輪，橋殼也可以把驅(qū)動、制動、側(cè)向以及垂向力等各種力傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋殼既是承載受力的零件又是傳遞力的零件，而且它還是差速器、主減速器及驅(qū)動車輪傳動裝置(如半軸)的外殼。
在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設(shè)計的時候不得不考慮各種問題比如：在非靜載荷下橋殼有足夠的強(qiáng)度和剛性。為了降低汽車的簧下質(zhì)量目的是減小非靜載荷、提升汽車的在行駛過程中的平穩(wěn)性，在保證強(qiáng)度和剛度的前提下應(yīng)力求減小橋殼的質(zhì)量，橋殼還應(yīng)結(jié)構(gòu)簡單、制造方便來減少成本。其結(jié)構(gòu)還應(yīng)保證主減速器的拆卸、調(diào)節(jié)、修理和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結(jié)構(gòu)型式時，還應(yīng)考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應(yīng)等。
圖7.1鋼板沖壓焊接整體式
驅(qū)動橋殼應(yīng)滿足如下設(shè)計要求：
1）有足夠的強(qiáng)度和剛性，保證主減速器齒輪嚙合正常，并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應(yīng)力；
2）在保證強(qiáng)度和剛度的情況下，盡量降低質(zhì)量來提高行駛的平穩(wěn)性；
3）保證足夠使用離地間隙；
4）裝配工藝性足夠好，成本低；
5）保護(hù)裝于其中的傳動系統(tǒng)部件和防止泥水浸入；
6）拆卸，調(diào)節(jié)，維修方便。
綜上所述，本次設(shè)計采用鋼板沖壓焊接式橋殼。
結(jié) 論
本課題設(shè)計的是輕型客車驅(qū)動橋，采用非斷開式驅(qū)動橋，由于結(jié)構(gòu)簡單、主減速器制造成本低、工作穩(wěn)定可靠，可以被廣泛應(yīng)用于各種中型客車。
設(shè)計主要介紹了后置后驅(qū)驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式和工作原理，計算了差速器、主減速器以及半軸的結(jié)構(gòu)尺寸，并且進(jìn)行了強(qiáng)度校核，同時繪制了有關(guān)零件圖和裝配圖。
這次畢業(yè)設(shè)計中，本人整體系統(tǒng)的復(fù)習(xí)了汽車構(gòu)造、機(jī)械原理、機(jī)械制圖、汽車設(shè)計及生產(chǎn)制造等方面的基本理論和專業(yè)知識，對過去四年所學(xué)到的知識進(jìn)行了一次系統(tǒng)的復(fù)習(xí)。但在設(shè)計過程仍存在很多的缺陷。在設(shè)計結(jié)構(gòu)尺寸時，有些設(shè)計參數(shù)是按照以往經(jīng)驗(yàn)值得出，這樣就帶來了一定的誤差。另外，在一些小的方面，由于時間問題，做得還不夠仔細(xì)，懇請各位老師同學(xué)給予批評指正。
致 謝
為期三個月的畢業(yè)設(shè)計生活即將結(jié)束了時間飛逝，,回首過去,充滿了辛酸也充滿了喜悅,同時碩果累累。
從設(shè)計初期各個零件的各種計算到中期的確定的初稿，以及末期的繪圖檢查等等整個設(shè)計過程中，我遇到了非常多的疑惑，困難和障礙，但通過各位老師和同學(xué)們的耐心指導(dǎo)下都一一解決了。
在此，我要特別感謝張福老師在畢業(yè)設(shè)計的整個過程中對我的諄諄教導(dǎo)細(xì)心指導(dǎo)。張老師毫無保留的將他的知識傳授給我，使我順利圓滿的完成了畢業(yè)設(shè)計任務(wù)。同時我還要感謝車輛教研室的全體老師四年來對我的指導(dǎo)和關(guān)懷。
最后，再次對關(guān)心、幫助我的老師和同學(xué)表示衷心地感謝。
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附錄——外文翻譯
1.原文
Turbocharger
Turbocharger is actually a kind of air compressor, the compressed air to increase air inlet. It is the use of engine exhaust inertia momentum to drive a turbine chamber of the turbine, turbine and drive the coaxial impeller, impeller pressure feed air filter from the pipeline from the air, so that the pressure into the cylinder. When the engine speed increases quickly, speed and exhaust gas turbine speed synchronous also increases quickly, the impeller is to compress more air into the cylinder, air pressure and density can be increased to burn more fuel, a corresponding increase in fuel quantity and adjust the engine speed, can increase the output power of the engine.
Brief introduction
Take part in the competition. On the engine with a turbocharger, in order to make the car burst out greater power. Engine by fuel in the cylinder combustion to generate power, the inputted fuel quantity by inhalation of the air in the air cylinder volume restriction, the power generated is also restricted, if the engine is running performance has been in the best condition, to increase the output power can only be achieved by compressing more air into the cylinder to increase the quantity of fuel and increase the combustion function. In the current technical conditions, the turbocharger is the only one who can make the engine in working efficiency under the condition of not increasing output power of a mechanical device.
Advantage
Turbocharger is the greatest advantage can not increase the engine displacement can greatly improve the engine power and torque, in general, with the supercharger engine power and torque will increase 20% ~ 30%. Turbocharger is lag, namely as the impeller inertia effects on throttle sudden change slow response, so that the engine delayed increase or reduce power output, this may be sudden acceleration or overtaking vehicles, there will be nothing to say to the moment point feeling.
About the structure principle
First, the turbocharger is probably the st