CA1050輕型載貨汽車驅(qū)動橋設(shè)計【含CATIA三維圖紙、說明書】

畢 業(yè) 設(shè) 計（論 文）設(shè)計(論文)題目： CA1050輕型載貨汽車驅(qū)動橋設(shè)計 學(xué)生姓名二級學(xué)院班 級提交日期I目 錄摘 要 IIIAbstract IV1 緒 論 11.1研究本課題的目的和意義 .11.2驅(qū)動橋的定義以及功用 .11.3本次設(shè)計的主要內(nèi)容 .12 主減速器的設(shè)計 .22.1主減速器結(jié)構(gòu)型式的選擇 .22.1.1主減速器的減速型式 22.1.2主減速器齒輪的類型的選擇 32.1.3主減速器主動錐齒輪的支承形式 42.1.4主減速器從動錐齒輪的支承形式及安置方法 52.2主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算 .52.2.1主減速器計算載荷的確定 52.2.2主減速器基本參數(shù)的選擇 72.2.3主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算 92.2.4主減速器雙曲面齒輪的強度計算 .152.2.5主減速器齒輪的材料 .182.3主減速器軸承的選擇 182.3.1計算轉(zhuǎn)矩的確定 .182.3.2齒寬中點處的圓周力 .182.3.3雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力 .182.3.4主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇 .192.4本章小結(jié) 233 差速器設(shè)計 243.1差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 243.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 25II3.3對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 263.4對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計 263.4.1差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 .263.4.2差速器齒輪的幾何計算 .273.4.3差速器齒輪的強度計算 .293.5本章小結(jié) 294 驅(qū)動半軸的設(shè)計 314.1半軸結(jié)構(gòu)形式的選擇 314.2全浮式半軸計算載荷的確定 324.3全浮式半軸的桿部直徑的初選 334.4全浮式半軸的強度計算 334.5半軸花鍵的計算 334.5.1花鍵尺寸參數(shù)的計算 .334.5.2花鍵的校核 .364.6本章小結(jié) 365 驅(qū)動橋的三維建模 375.1主減速器的三維建模 375.2差速器的三維建模 375.3半軸的三維建模 395.4驅(qū)動橋的三維建模 396 結(jié) 論 .41參考文獻 42致 謝 .43摘要 IIICA1050輕型載貨汽車驅(qū)動橋設(shè)計摘 要驅(qū)動橋處在傳動系的末端，能使來自變速器的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速發(fā)生變化，同時可以把轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速輸送給驅(qū)動輪上相對應(yīng)的機構(gòu)。驅(qū)動橋一般是由差速器、車輪傳動裝置、驅(qū)動橋殼以及主減速器等主要部分構(gòu)成。另外，驅(qū)動橋要承受縱向力、橫向力以及垂直力，同時還需承受力矩和反向作用力矩。驅(qū)動橋工作性能的優(yōu)劣在很大程度會影響到汽車的整體性能，對于載貨汽車來說尤其顯著。本文按照已知CA1050的相關(guān)參數(shù)并對比同級別車，采用傳統(tǒng)的設(shè)計方式首先確定最終設(shè)計所需參數(shù)，接著選擇主減速器、差速器以及驅(qū)動半軸所對應(yīng)的結(jié)構(gòu)形式，最后對相關(guān)參數(shù)進行設(shè)計及強度計算。關(guān)鍵詞：載貨汽車；驅(qū)動橋；主減速器；差速器；驅(qū)動半軸Abstract IVThe Design of CA1050 Light Truck Drive AxleAbstractDrive axle at the end of the transmission system, the torque and the speed of the transmission can be changed, and can transfer the torque and speed to the corresponding mechanism of the driving wheel. Drive axle is generally by the differential mechanism, wheel transmission device, drive axle housing, main reducer, and other main parts. In addition, the drive axle to withstand the vertical force, lateral force and vertical force, but also need to bear the torque and reverse force. The advantages and disadvantages of the working performance of the drive axle will greatly affect the overall performance of the vehicle, especially for trucks. In this paper, according to the known CA1050 related parameters and the comparison of the same level, adopt the traditional design method, first determine the final design parameters, and then choose the main reducer, differential mechanism and drive axle shaft corresponding to the structure of the form, and finally to the relevant parameters of the design and strength calculation.Key words: truck; drive axle; main reducer; differential; drive axle shaft第1章 緒論11 緒 論1.1研究本課題的目的和意義隨著現(xiàn)在汽車行駛速度以及發(fā)動機轉(zhuǎn)速的逐漸增大，驅(qū)動橋的設(shè)計以及制造的相關(guān)工藝方法逐漸趨于成熟。與汽車上的絕大部分總成一樣，驅(qū)動橋不僅僅需要廣泛采用新科技，而且在零部件的設(shè)計上也逐漸朝著標(biāo)準(zhǔn)化、通用化以及系列化的方向上改進。1.2驅(qū)動橋的定義以及功用通常情況下，在傳動系統(tǒng)的末端置有驅(qū)動橋，主要是把傳動軸輸出的或者從變速器輸出的扭矩值增大，同時把扭矩配備給左、右兩側(cè)相應(yīng)的驅(qū)動輪，讓兩側(cè)驅(qū)動輪具有行駛過程中所要求的差速功能；除此之外，驅(qū)動橋還需承受縱向力、橫向力以及垂直力。1.3本次設(shè)計的主要內(nèi)容本文設(shè)計的主要目標(biāo)是：一輛載荷等于5噸的輕型載貨汽車的驅(qū)動橋。本文設(shè)計的主要研究內(nèi)容有：主減速器結(jié)構(gòu)形式的選用、相關(guān)參數(shù)的設(shè)計，主減速器的選擇和計算，以及軸承的選用； CA1050差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇，相關(guān)齒輪對應(yīng)基本參數(shù)的選擇及強度的計算；驅(qū)動半軸結(jié)構(gòu)形式的選擇，驅(qū)動半軸主要參數(shù)的選擇與確定以及強度的校核分析。其中，最為關(guān)鍵的部分就是主減速器的設(shè)計部分。第2章 主減速器設(shè)計22 主減速器設(shè)計2.1主減速器結(jié)構(gòu)型式的選擇主減速器在選擇整體結(jié)構(gòu)形式的時候，通常是按照減速形式、主動齒輪和從動齒輪所對應(yīng)的安裝方式以及減速器齒輪類型的差異來進行選擇的。2.1.1主減速器的減速型式主減速器整體結(jié)構(gòu)所對應(yīng)的形式可以歸納為：（1）雙速主減速器其主要用于路況差異較大、承受載荷較大以及實際行駛工況較為復(fù)雜的載貨汽車。采用雙速主減速器需加大驅(qū)動橋的質(zhì)量，在一定程度上還需要增設(shè)較復(fù)雜的操縱裝置，這樣便會提高制造的成本，所以本車在此不采用。（2）雙級主減速器圖 所示為雙級主減速器。其所對應(yīng)的整體結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜、重量較大，實際的制1造費用也較高，因此僅適用于主減速比介于 之間的驅(qū)動橋。同時，此減速器無法126.7滿足對于離地間隙大小有要求載貨汽車上，所以本車不采用。圖 雙級 圖 單級122（3）單級主減速器圖 所示為單級主減速器。因為單級主減速器整體結(jié)構(gòu)相對簡單、質(zhì)量較小、制2造費用也較低，所以，單級主減速器目前在主減速比小于7.6的小、中型汽車當(dāng)中使用較為普遍。第2章 主減速器設(shè)計3（4）雙級貫通式主減速器、單級貫通式主減速器單、雙級貫通式主減速器一般情況下用于多橋驅(qū)動汽車上,本文設(shè)計的是單橋驅(qū)動汽車,所以不采用。（5）主減速器附輪邊減速器 其主要應(yīng)用于相關(guān)軍事或大型工程所用的汽車以及載客量較大的城市公共汽車上，故本車不采用。綜合上述，本論文設(shè)計汽車所對應(yīng)的主減速器型式應(yīng)選擇為單級主減速器。2.1.2主減速器齒輪類型的選擇目前主減速器的齒輪型式主要可以分為雙曲面齒輪、螺旋錐齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿齒輪這四種。螺旋錐齒輪 雙曲面齒輪 圓柱齒輪齒輪 蝸輪蝸桿齒輪圖 主減速器齒輪主要的形式32（1） 螺旋錐齒輪其所對應(yīng)的主動齒輪軸線和從動齒輪軸線相交，交角大小一般情況下沒有限制，但是目前大多數(shù)主減速器上所對應(yīng)的交角值都選擇為 。螺旋錐齒輪所能承受的載荷相對90較大、實際工作平穩(wěn)可靠以及在高速行駛時所產(chǎn)生的噪聲污染也比較小。 （2）雙曲面齒輪雙曲面齒輪的主動齒輪軸線和從動齒輪軸線在三維空間中相互交叉，對應(yīng)的角度大小等于 。相對于從動齒輪軸的位置來說，主動齒輪軸如果向上或者向下有所偏移，則90稱之為上偏置或下偏置。如果此偏移距值相對較大，就能在很大程度上確保齒輪之間可以實現(xiàn)精確的嚙合、提高支承所對應(yīng)的強度進而延長齒輪的實際工作壽命。在接觸應(yīng)力相等的情況下，因為有偏移距的存在，所以雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪相比，負荷會增加倍。當(dāng)輪廓尺寸大小有限制并且所需傳動比又要盡可能大的時，或者在當(dāng)主減速器的75.1第2章 主減速器設(shè)計4傳動比大于或者等于 時，都應(yīng)該選擇雙曲面齒輪；而當(dāng)傳動比小于 時應(yīng)該選擇螺旋5.4 2錐齒輪。相比于螺旋錐齒輪而言，雙曲面齒輪工作更可靠平穩(wěn)，強度更大，工作噪音更小。（3）圓柱齒輪傳動其所選擇的齒輪型式通常情況下都是斜齒輪，目前在發(fā)動機橫向布置并且前置前驅(qū)動的汽車驅(qū)動橋上得到了較為普遍的使用，但在此并不采用。（4） 蝸桿傳動相比于錐齒輪傳動而言蝸桿傳動的優(yōu)勢有：整體結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小以及對應(yīng)輪廓尺寸較為緊湊的條件下，可獲得大于 的傳動比；7在任何轉(zhuǎn)速大小條件下使用，都能確保可靠穩(wěn)定的工況并且不產(chǎn)生噪聲污染；有利于整體結(jié)構(gòu)的布置以及貫通式驅(qū)動橋所對應(yīng)的布置；使用壽命長，可以傳遞的負載相對較大。由于本車主減速器的傳動比大于 ，采用雙曲面齒輪可以更好的增大離地間隙，所以5不采用螺旋錐齒輪。綜合上述，對比分析本文所設(shè)計的載貨汽車相應(yīng)的主減速器，應(yīng)選用的齒輪型式為雙曲面齒輪。2.1.3主減速器主動錐齒輪的支承形式在軸承型式及殼體結(jié)構(gòu)已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承型式及安置方法，對主減速器的剛度會有較大的影響，在一定程度上決定了齒輪之間能否實現(xiàn)精確的嚙合并具備相對較長的實際工作壽命，主動錐齒輪所對應(yīng)的支承形式可以歸納為：（1）懸臂式圖 齒輪將輪齒大端的軸頸懸臂式支承在一對軸承上面。支承長度b的取值應(yīng)該要42比懸臂長度a大2.5倍，同時應(yīng)該要大于齒輪所對應(yīng)節(jié)圓直徑的70%，接近齒輪處的軸徑大小不能比尺寸a小。支承剛度的大小與軸徑的取值、軸承的種類、支承之間的長度以及懸臂的長度、軸和軸承之間的配合等因素相關(guān)。其特點是支承所對應(yīng)的剛度較差，結(jié)構(gòu)相對較為簡單，一般情況下用于傳輸轉(zhuǎn)矩較小的汽車。圖 懸臂式支承2（2）跨置式第2章 主減速器設(shè)計5圖 齒輪前端軸頸、后端軸頸處所對應(yīng)的支承方式都是借助軸承來實現(xiàn)的，所以52被稱為是兩端支承式。裝載質(zhì)量相對比較大的汽車所對應(yīng)的主動齒輪一般都為跨置式支承，此支承方式在一定程度上增加了主減速器的制造費用，對應(yīng)的整體結(jié)構(gòu)也較為復(fù)雜。負荷重量相對較小的商用車和乘用車，一般情況下都選擇整體結(jié)構(gòu)相對較為簡單、整體重量相對較輕以及實際制造成本相對較少的懸臂式結(jié)構(gòu)。圖 跨置式支承52CA1050作為輕型載貨汽車,采用結(jié)構(gòu)比較簡單的懸臂式支承，可以使其成本降低。2.1.4主減速器從動錐齒輪的支承形式及安置方法主減速器從動雙曲面齒輪所對應(yīng)的支承剛度大小取決于支承之間的長度、所選軸承的形式以及分布在齒輪上的負荷大小。為了提高支承所對應(yīng)的強度，支承間所對應(yīng)的長度應(yīng)該盡量減小。兩端支承一般都選擇為圓錐滾子軸承，在實際裝配時，應(yīng)該確保向內(nèi)的那一端是大端，向外的那一端是小端。 圖 從動輪雙曲面齒輪支承62綜合上述，因為本車為輕型載貨汽車，主減速器從動齒輪不能采用向心球軸承，所以應(yīng)該采用圓錐滾子軸承，并且用螺栓與差速器殼的凸緣聯(lián)結(jié)。2.2主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計計算2.2.1主減速器計算載荷的確定第2章 主減速器設(shè)計6（1）按照發(fā)動機所能輸出轉(zhuǎn)矩的最大值以及處于最低擋時所對應(yīng)的傳動比來計算從動錐齒輪的轉(zhuǎn)矩：（2.1）mNnTkieTc/01max式中 : 變速器處于一擋時所對應(yīng)的傳動比大小，依據(jù)所選車型取 ；1i 3.4主減速器所對應(yīng)的傳動比大小，依據(jù)所選車型取 ；0 .5發(fā)動機所能輸出扭矩的極大值，依據(jù)所選車型取 ；maxeT mN0本設(shè)計中的超載系數(shù)大小，取 ，當(dāng)性能系數(shù) 時可以取 ；0k 0.1kpf 0.2k當(dāng)滿負載的時候所對應(yīng)的重量，依據(jù)所選車型取 ；a Kg4（2.2） 16Tgm0.95 0. Tgm.195-6eaxeaxeax當(dāng)當(dāng)pf由式（2.2）得： ，即38.5419. 0pf所以 。.0k該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目，取 ；n本設(shè)計傳動系所對應(yīng)的傳動效率大小取為 。T 9.0根據(jù)以上參數(shù)可以由式(2.1）得： mNc 62119.03.540（2）按照驅(qū)動輪的打滑扭矩來計算從動錐齒輪所對應(yīng)的扭矩：（2.3）LBrcsiGT/2式中：2在滿負載的時候，其中一側(cè)對應(yīng)的驅(qū)動橋所施加于路面載荷的極大值，依據(jù)所選車型??；N350本設(shè)計中輪胎與行駛道路之間存在的附著系數(shù)大小，取 ； 85.0車輪所對應(yīng)的滾動半徑大小，本設(shè)計所選輪胎對應(yīng)的半徑大小等于 ；r m394.， 本設(shè)計中 大小取為 ，而 大小取為 ；LBiLBi0.1LB9.所以由式（2.3）得:NirGTLcs 120.1348532/2（3）按照汽車日常行駛轉(zhuǎn)矩的平均值來計算相應(yīng)從動錐齒輪所對應(yīng)的轉(zhuǎn)矩：（2.4）mNffni PHRLBrTacf )()(式中：第2章 主減速器設(shè)計7汽車滿載時總重量，在此取 ；aGN540牽引車所對應(yīng)的滿負荷重量大??；T在本設(shè)計中路面滾動阻力系數(shù)大小，取為 ；Rf 18.在本設(shè)計相應(yīng)的實際行駛條件下，所對應(yīng)的爬坡能力系數(shù)大小，取為 ；H 07.汽車的性能系數(shù)，在此取 ；pf 0， 本設(shè)計中的 大小取為1.0，而 大小取為 ；LBiLBi LB9.0該汽車的驅(qū)動橋數(shù)目，在此取 ；n1本設(shè)計中車輪所對應(yīng)的滾動半徑大小，取 ；r m34.所以由式（2.4）得： m210.5N 07.18.934. )( ）（ PHRLBrTacf ffniG2.2.2主減速器基本參數(shù)的選擇（ 1）主、從動錐齒輪齒數(shù) 和1z2對主動錐齒輪和從動錐齒輪所對應(yīng)的齒數(shù)進行選擇時，需要考慮以下幾點：為確保能夠有均勻的磨合量， 、 這兩個數(shù)據(jù)不應(yīng)該有公約數(shù)存在；12對于不同的主傳動比來說， 和 應(yīng)有較適合的搭配；z為確保獲得理想的齒面重合度以及相對較大的彎曲強度，主動齒輪的齒數(shù)與從動齒輪的齒數(shù)加起來應(yīng)該大于或者等于 ；40為確保減少噪聲污染，擁有相對較高的抗疲勞強度以及獲得較為穩(wěn)定可靠的嚙合， 通常情況下取大于或者等于 ；1z 6主傳動比 取相對較大的值時， 應(yīng)盡可能取小，便于獲得合適的離地間隙值。0i 1z（2）從動錐齒輪大端端面模數(shù) 和分度圓直徑m2D可以根據(jù)公式選擇：D（2.5）322cDTK直徑系數(shù)，正常取 ；2 0.16轉(zhuǎn)矩大小取 ，即從動錐齒輪所對應(yīng)的轉(zhuǎn)矩；cTN6由式（2.5）得：；m)27.94.23(0.1332）（初選 ，則齒輪端面模數(shù)mD60 3.5/60/zDz5.64.7（3）主、從動齒輪齒面寬 的選擇F第2章 主減速器設(shè)計8齒輪對應(yīng)的齒面寬過大，不但不能提高齒輪的強度大小以及使用壽命，反而可能造成應(yīng)力值變大、縮短使用壽命，還會減小實際的安裝空間。而齒面寬過小又會降低輪齒所對應(yīng)的強度大小以及減小輪齒之間的耐磨性。一般取大齒輪齒面寬 ，小齒輪齒面寬mdFc 09.385.261.05.2。mFcz 9041.381.（4）小齒輪偏移方向及偏移距的選擇 E 2.1).()2.(初選 0abcd圖 雙曲面齒輪的偏移方式72雙曲面齒輪所對應(yīng)的偏移方式可以歸納為下偏移和上偏移這兩種，上偏移時，主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，反之就為下偏移。上偏移時從動齒輪為左旋，主動齒輪為右旋；下偏移時從動齒輪的螺旋方向為右旋，主動齒輪為左旋。本減速器采用下偏移。（5）螺旋角 的選擇 選擇螺旋角時應(yīng)將齒面重合度大小 、軸向力值以及齒輪強度的影響均考慮在內(nèi)，fm的值隨著 的增大而增大， 應(yīng)大于或等于 ，在 時效果最好，倘若 取fmf 25.10.2值過大軸向力也會增大。 （2.6）212905dEzz 主動輪中點處的螺旋角，單位為 ；2 m主、從動輪齒數(shù)，分別取 、 ；1、 35雙曲面齒輪偏移距 , ；E30第2章 主減速器設(shè)計9從動輪節(jié)圓直徑， ；2dm05.26由式（2.6）得: 84.5.3985z從動齒輪的中點處所對應(yīng)的螺旋角大小 有:c20.9.320.62sinFdE偏移角所對應(yīng)的估值；從動齒輪對應(yīng)的面寬大小，取 。Fm.81.632461.84.5zc、 分別對應(yīng)主、從動齒輪中點位置的螺旋角大小。z平均螺旋角 。0.2zc（6）螺旋方向的選擇。 圖 軸向推力和螺旋方向82其中主動錐齒輪與從動錐齒輪螺旋方向是互為相反的。2.2.3主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸計算（1）大齒輪齒頂角 與齒根角22第2章 主減速器設(shè)計10圖 （a）標(biāo)準(zhǔn)收縮齒 （b）雙重收縮齒92用標(biāo)準(zhǔn)收縮齒公式來計算 及2 （2.6）mAh22384（2.7）（2.8）agKh2（2.9）15.0.mm（2.10）2coszRg（2.11）0.in2imFd（2.12）21cotzari（2.13） sinmRA（2.14）122arctz由（2.6）與（2.14）聯(lián)立可得:（2.15） 0.2.cotsin212zrFdRcm（2.16）221.cs)ti(zaKhcg （2.17）221220.os).tsin( zrFdcam第2章 主減速器設(shè)計11（2.18）gmamhKh)15.(2（2.19）122rctansico348zz式中： 、 小、大齒輪的齒數(shù)；1z本設(shè)計中的大齒輪所對應(yīng)分度圓直徑的極大值，取 ；2d m05.26大齒輪對應(yīng)于齒面寬中間位置時分度圓半徑的大?。籱R節(jié)錐平面內(nèi)所對應(yīng)的錐距值大小 ；Am大齒輪所對應(yīng)的齒面寬中間位置處的齒高；gh本設(shè)計中的大齒輪所對應(yīng)的齒頂高系數(shù)，取 ；aK 15.0大齒輪所對應(yīng)的齒寬中點位置處的齒頂高度；2m大齒輪所對應(yīng)的齒寬中點位置處的齒跟高度；大齒輪所對應(yīng)的齒寬中點位置處的螺旋角；2大齒輪的節(jié)錐角；齒深系數(shù)取 ；K7.3從動齒輪齒面寬。cF所以： 6.10.2)358.cot(sin985.260arRm 76.9. 234cos)2.t(i3.7. hg 4.1350.2)8.1t(sin9856.1502 arm7).(7.9 h4.1.1.sin)cot(03856arAm 73.082)35sin(rta24c.42第2章 主減速器設(shè)計12 8.495.2 835tanrcsi0.22.1o9561.0352.cos7.103sin1cot15.0cos15.3482222 zarFdzKc標(biāo)準(zhǔn)收縮齒所對應(yīng)的齒根角與齒頂角的和：7.3695.2.32s （2.20）RSDRT（2.21）222tancosi1056zrdmD（2.22）22cosinmR（2.23）06.1.zT由式（2.19）與（2.23）聯(lián)立可得: （2.24）)06.12.(tancosisi52zzrdR本設(shè)計中所對應(yīng)的刀盤半徑大小，取dr m3.4輪齒收縮系數(shù)RT05. )06.182.(20tan357.t.14cosi2.3cs1in16 （2.25） 22TR（2.26） aK（2.27） s（2.28） 06.1.zR由式（2.25）與（2.25）聯(lián)立可得:（2.29）).2.(12sa（2.30）21.sz第2章 主減速器設(shè)計13本設(shè)計中的大齒輪所對應(yīng)的齒頂高系數(shù)大小為aK 15.0傾根錐母線收縮齒所對應(yīng)的齒頂與齒根角和：TR 12.67)0.182.(7.3615.02348)8(（2）大齒輪齒頂高 2h（2.31）02sin mAh（2.32）0sin5.d大齒輪節(jié)錐距.A由式（2.31），（2.32）得： 38.12.7sin560214(4)sin1.2.7h（3）大齒輪齒跟高 2h（2.33）02i mA大齒輪所對應(yīng)的齒寬中間位置處的齒根高度大小m由式（2.33）得： 84.13.6sin)54.138.(76.92 h（4）徑向間隙 5.07.90.15.0gmC（5）大齒輪全齒高 1.38422h（6）大齒輪工作齒高 5013g（7）大齒輪的面錐角 24.78.2.7202（8）大齒輪根錐角 .03.61.22R（9）大齒輪外圓直徑 84.2605.5.127cos.5.0cos22 dhd（10）小齒輪面錐角 81. 3cs8.0sssin022R（11）小齒輪的根錐角第2章 主減速器設(shè)計1452.1 0.61.cos24.78csocssin0R（12）小齒輪對應(yīng)的齒根高以及齒頂高齒頂高： mChg75.1.1齒根高： 260.31表2.2 主減速器雙曲面齒輪的幾何尺寸參數(shù)表 5序 號 項 目 符號 數(shù)值1 主動齒輪齒數(shù) 1z82 從動齒輪齒數(shù) 2 353 端面模數(shù) mm4.74 主動齒輪齒面寬 zF9015 從動齒輪齒面寬 c.386 主動齒輪節(jié)圓直徑 1dm457 從動齒輪節(jié)圓直徑 20.268 主動齒輪節(jié)錐角 1819 從動齒輪節(jié)錐角 2.710 節(jié)錐距 0Am311 偏移距 E012 主動齒輪中點螺旋角 184.513 從動齒輪中點螺旋角 22314 平均螺旋角 0.15 刀盤名義半徑 drm1416 從動齒輪齒頂角 22.17 從動齒輪齒根角 3618 主動齒輪齒頂高 1hm.7第2章 主減速器設(shè)計1519 從動齒輪齒頂高 2hm7.120 主動齒輪齒根高 1 521 從動齒輪齒根高 2 84.22 螺旋角 323 徑向間隙 Cm51.24 從動齒輪的齒工作高 gh25 主動齒輪的面錐角 018.26 從動齒輪的面錐角 224727 主動齒輪的根錐角 1R51.28 從動齒輪的根錐角 28029 最小齒側(cè)間隙允許值 minBm7.2.2.4主減速器雙曲面齒輪的強度計算1、齒輪的損壞形式及其壽命 齒輪最常見的四種損壞方式可以歸納為：齒面的剝離和點蝕、齒面的摩擦損耗、齒面的膠合以及輪齒的折斷。各損壞形式有以下主要特點以及影響因素：（1）輪齒折斷輪齒折斷可能是由于疲勞而產(chǎn)生的或者是由于載荷過大而產(chǎn)生的。疲勞折斷：齒輪的根部在持續(xù)承受較大負荷的情況下會承受一定的彎曲應(yīng)力作用。假設(shè)最高應(yīng)力點的應(yīng)力超過了材料的耐久極限，那么將在齒根位置出現(xiàn)裂紋現(xiàn)象，伴隨持續(xù)不斷的載荷作用，對應(yīng)的裂紋將會逐漸加大加深，以致于最終發(fā)生折斷。過載折斷：因為齒輪制造材料的選擇和后續(xù)相應(yīng)的熱處理過程不滿足相關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)，使載荷超出了彎曲強度所符合的范圍，最終導(dǎo)致突發(fā)性的輪齒折斷。（2）齒面膠合由于較高的溫度或者較高的壓力使得金屬之間相互粘結(jié)為一個整體，然后被撕扯所出現(xiàn)的齒面擦傷以及破損的現(xiàn)象，我們通常稱之為齒輪的齒面膠合。（3）齒面磨損第2章 主減速器設(shè)計16由于與齒輪所對應(yīng)的齒面接觸產(chǎn)生互相滑動、摩擦而引發(fā)的磨損現(xiàn)象，通常情況下都是由于相互摩擦、滑動的循環(huán)次數(shù)大于制造材料所允許的許用耐久次數(shù)所引起的。（4）齒面的點蝕及剝落造成齒面的剝落及點蝕最主要的原因是齒輪的齒面產(chǎn)生疲勞，這種磨損占到所有破壞原因的70%左右。這種破壞的主要是由齒面之間工作接觸時對應(yīng)的強度較低引起的。2、主減速器雙曲面齒輪的強度計算（1） 單位齒長上的圓周力mNbPp2(2.34)式中： 齒輪上所作用的圓周力大小，根據(jù)發(fā)動機所能輸出的最大轉(zhuǎn)矩以及附著力矩的最大值這兩種主要的載荷工況進行計算； 從動齒輪的齒面寬，在此取 。2b m09.38按照發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩進行計算：（2.35）mNdiTpge213max0式中： 發(fā)動機輸出的最大轉(zhuǎn)矩，取 ；axe N/30變速器的傳動比，取 ；gi .4主動齒輪節(jié)圓直徑，取 ；1dm59由式（2.35）得： p10.382.590經(jīng)過驗算以上數(shù)據(jù)都在允許范圍內(nèi)。（2）輪齒彎曲強度的計算主減速器上相應(yīng)錐齒輪齒根處的彎曲應(yīng)力：（2.36） mNJzbKTvs2031式中： 該齒輪計算轉(zhuǎn)矩， ， ；/30c m/8NTcf超載系數(shù)，取 ；0.1尺寸系數(shù)，取決于齒輪的熱處理以及相關(guān)的尺寸值。s當(dāng) 時， ，在此6.1m4.25s829.045.7sKK載荷分配系數(shù)，如果相應(yīng)支承形式為騎馬形式時，取值在 之間，如果對應(yīng)的支10.和承選擇為其他形式時取值介于 之間；2.10第2章 主減速器設(shè)計17質(zhì)量系數(shù)，本設(shè)計中取為 ；vK0.1齒輪的齒面寬 ；bm9.38齒輪的齒數(shù) ；z端面模 ；m4.7彎曲應(yīng)力的幾何系數(shù)，參照 取 。J 102圖 28.J圖 計算用彎曲綜合系數(shù)102J按 計算疲勞彎曲應(yīng)力m8NTcf 2223 /10/354.7809.142 mN按 計算疲勞彎曲應(yīng)力c 2223 /7/9 .10所以此齒輪符合彎曲強度的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)。(3) 輪齒的表面接觸強度計算錐齒輪齒面接觸應(yīng)力大小是：2301 /12mNbJKTdCvfmspj (2.37)式中： 主動齒輪計算轉(zhuǎn)矩；材料彈性系數(shù)，取p /6.2321、 、 見式(2.36)說明；0vm尺寸系數(shù)，取為 ；sK0.表面質(zhì)量系數(shù)。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取 ；f 0.1接觸應(yīng)力幾何系數(shù)，按圖 選取 。J 1217.0J第2章 主減速器設(shè)計18圖 接觸計算用綜合系數(shù)12按 計算：cT 223 /80/070.938174.0243.596 mNj 按 計算：cf 223 /15/192.1j2.2.5主減速器齒輪的材料我們選擇制造齒輪的材料和后續(xù)相應(yīng)的熱處理過程時應(yīng)滿足以下條件：必須具備良好的耐磨能力，以及具備較大的表面接觸強度值和疲勞彎曲強度值，齒面亦要確保具備較高的硬度；為應(yīng)對可能出現(xiàn)的沖擊載荷，輪齒的中心部份必須具備一定的韌性，這樣就可以有效防止在出現(xiàn)沖擊載荷時產(chǎn)生齒輪根部折斷這種不良現(xiàn)象；齒輪制造材料當(dāng)中的合金元素在實際設(shè)計選用時要考慮到我國的具體國情。2.3主減速器軸承的選擇2.3.1計算轉(zhuǎn)矩的確定主動錐齒輪上所作用的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩大小為:3133231max 010001 TRgiTgiTgiTgied ffffT（2.38)式中： 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，取 ；axe mN第2章 主減速器設(shè)計19， 1if2iiRf 2.4，如 表的 實 際 利 用 率對 應(yīng) 各 個 檔 位 時 變 速 器， ；g g變 速 器 各 擋 的 傳 動 比， 對應(yīng)各檔位時發(fā)動機的利用率。1Tf2Tf經(jīng)計算 為dmN6主動齒輪所對應(yīng)的齒寬中間位置的分度圓直徑大小有：mbm 27.50.18sin90.43.5sin11 2.3.2齒寬中點處的圓周力NdTFmZ12(2.39)式中： 齒輪上所作用的轉(zhuǎn)矩大小。齒輪所對應(yīng)齒面寬中間位置的分度圓直徑大小。m1則代入上式有： KNFZ38.1027.562.3.3雙曲面齒輪所受的軸向力和徑向力圖 主動錐齒輪齒面的受力圖12（2.40）cosTF（2.41）s/taniN（2.42）FS所以主動錐齒輪對應(yīng)齒面上所作用的軸向力大小A以及軸向力大小R有：（2.43）)cosins(tacossin 111ZSNazF（2.44）cicor z由式（2.43）可計算第2章 主減速器設(shè)計20KNFaz 8.10).cos04.sin81.si20(tan84.531 由式（2.44）可計算rz 6.2).si.i.cos(t. 2.3.4主減速器軸承載荷的計算及軸承的選擇圖 主減速器軸承的布置尺寸132(1)主動齒輪軸承的選擇選 40b,65a軸承 的徑向載荷為BA、（2.45）212)()( adFbaFmzrzZr（2.46）212bazrzBr已知 ， ， 所以由式（2.45）和（2.46）得:KN8.10az KNRZ06. 40b,5軸承 的徑向力 AKNFr 83.16527.038.16)(.25)4(3.2軸承 的徑向力Br .27.038.10.68.102 軸承 的徑向載荷為A、KNFaz.第2章 主減速器設(shè)計210BaF故當(dāng)量動載荷大小（軸承A可以承受）為：YAXRQ當(dāng)量動載荷徑向系數(shù)； 軸向系數(shù)e64.083.1此時 69YX，故 25.7.1.Q根據(jù)公式： 60fCLpt(2.47)式中: 溫度系數(shù)，取 ；tf .1載荷系數(shù)，取 ；p2壽命指數(shù)，取 。30所以 SL861317.5972.180主減速器主動錐齒輪相應(yīng)軸承處所對應(yīng)的轉(zhuǎn)速大小可以表示為 ：2nramvn6.(2.48)式中： 輪胎的滾動半徑，取 ；r m390軸承計算轉(zhuǎn)速；namv汽車的平均行駛速度， ；對于公共車和載貨車可取 ，此取 。hK/ h/km350h/k35所以由上式可得 in/r72.389.0562所以軸承正常工作能承受的最大壽命為：hnL h(2.49) 上式可知A軸承的使用壽命為 r10.43572.86017代入式(2.47)得KNCC86.972.104610）（A軸承選 6。32TGB/94-第2章 主減速器設(shè)計22故當(dāng)量動載荷大?。?可以承受）為：B軸 承YAXRQ當(dāng)量動載荷徑向系數(shù)； 軸向系數(shù)KN02.7根據(jù)公式(2.46)得 CC6.2510.14637）（B軸承選 6308TGB/94-（2）從動齒輪軸承的選擇初選 。mdc,7 KNFz 32.184.5cos3.10os2從動齒輪軸向力)ini(tacs222a (2.50)從動齒輪中點螺旋角，其值為 ；2 3.4從動齒輪根錐角，其值為 。 780KNF 31.278.0cos2.sin.si2tan3.4cos1a ）（從動齒輪徑向力KN70.9)78.0sin23.4i0.78cos2(tan34cos.1)it22crc 從動輪齒寬中間位置的分度圓直徑： m84.257.0sin9.3805.26sin2 FdDm對于 ,C軸 承徑向力 22)(dcDdcmarcR(2.51)第2章 主減速器設(shè)計23KNFRc 4.9)857(.31.8570.985732.1 軸向力 KNacAC.當(dāng)量動載荷 YXQ2.310.594eR其中 6.0e此時 , 所以 。， KN42.9根據(jù)公式(2.47)得： 63107.210.4C568選取 圓錐滾子軸承 6。3對于軸承 ,D徑向力 22)(dcDFdcFmarcRd(2.52) KNRc 47.6)857(2.31.-8570.985732.1 2軸向力 0AF當(dāng)量動載荷 YAXQeR42.93160e此時 , 所以 。， KN47.6根據(jù)公式(2.47)得 63107.210.4C5軸承 選取 圓錐滾子軸承 6。D32.4本章小結(jié)本章主要對主減速器的形式：雙速減速形式、單雙級貫通形式、單雙級減速形式和輪邊減速形式做了相對較為詳細的介紹，因為本設(shè)計的車型選擇的是輕型載貨汽車，故根據(jù)一系列的對比分析選擇單級主減速器；接著對齒輪類型的選擇進行了一系列的對比第2章 主減速器設(shè)計24分析，最終按照實際工作需要選擇雙曲面齒輪。在解決上述的所有問題之后，對所選齒輪的具體參數(shù)進行設(shè)計計算以及對相關(guān)的強度進行校核。在校核結(jié)果符合要求后又對軸承的型式進行了相應(yīng)的選擇以及校核。 第3章 差速器設(shè)計253 差速器設(shè)計3.1差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇差速器的功用是為兩側(cè)的輸出軸分別配置一定大小的轉(zhuǎn)矩，同時確保兩側(cè)的輸出軸會以不相等的角速度進行轉(zhuǎn)動。差速器主要有以下幾種形式。（1）對稱式圓錐行星齒輪差速器圖 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器13此差速器整體結(jié)構(gòu)簡單、實際工作穩(wěn)定可靠、制造相對較為簡便。（2）強制鎖止式防滑差速器 圖 強制鎖止式防滑差速器23此差速器從本質(zhì)上來看是在上述圓錐齒輪差速器的基礎(chǔ)上另外安裝相應(yīng)的差速鎖裝置，在需要的時候?qū)⒉钏倨餮b置鎖住。在這個時候左驅(qū)動輪以及右驅(qū)動輪都能夠傳輸由附著力大小所決定的轉(zhuǎn)矩值大小。 如果汽車在道路情況相對較好的路面上行駛，差速器上所對應(yīng)的鎖止裝置需要立馬松開，要不然會出現(xiàn)和沒有差速器時同樣的故障，比如會產(chǎn)生實際的轉(zhuǎn)彎操作將變得艱難、輪胎的磨損速度加快、功率消耗過多等不良現(xiàn)象。 （3）自鎖式差速器