斯太尔重型货车驱动桥设计与建模说明书结构设计说明

《斯太尔重型货车驱动桥设计与建模说明书结构设计说明》由会员分享，可在线阅读，更多相关《斯太尔重型货车驱动桥设计与建模说明书结构设计说明（63页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、. . 斯太尔重型货车驱动桥设计及建模说明书结构设计1 概述驱动桥位于传动系的末端,其基本功能首先是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,其次,驱动轮还要承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当满足如下基本要求：a所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。b外形尺寸要小,保证有必要的离地间隙。c齿轮及其它传动件工作平稳,噪声小。d在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e在保证足够的强度、刚度条件下,应力求质量小,尤其是簧下质量应尽

2、量小,以改善汽车平顺性。 f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。g结构简单,加工工艺性好,制造容易,拆装,调整方便。随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向的发展以及路面条件的改善,近年来主减速比有减小的趋势,以满足高速行驶的需求。2驱动桥结构方案分析驱动桥的结构型式按工作特性分,可以归并为两大类,即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时,应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时,则应该选用断开式驱动桥。因此,前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂,但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。2.1 非断

3、开式驱动桥普通非断开式驱动桥,由于结构简单、造价低廉、工作可靠,广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上,在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同,但是有一个共同特点,即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁,齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量,汽车簧下质量较大,这是它的一个缺点。驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下,也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下,如果单级主减速器不能满足离地间隙要求,可改用双级结构。在双级主减速

4、器中,通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内,也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙,可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度,以提高稳定性和乘客上下车的方便,可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度,在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时,将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上,有时采用蜗轮式主减速器,它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以

5、及工作平滑无声的优点,而且对汽车的总体布置很方便。2.2 断开式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的,并且彼此之间可以做相对运动,所以这种桥称为断开式的。另外,它又总是与独立悬挂相匹配,故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段,主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上,或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此独立地相对于车架或车厢作上下摆动,相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。汽车悬挂总成的类型及

6、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。但是,由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂,故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上,且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠,查

7、阅资料,参照国内相关货车的设计,本课题选用非断开式驱动桥。其结构如图2-1所示： 123 45678910 1半轴 2圆锥滚子轴承 3支承螺栓 4主减速器从动锥齿轮 5油封 6主减速器主动锥齿轮 7弹簧座 8垫圈 9轮毂 10调整螺母 图2-1非断开式驱动桥3 主减速器设计3.1主减速器结构型式主减速器可根据其齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式不同而分类。3.1.1主减速器齿轮的类型在现代汽车驱动桥中,主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮如图3-1所示主、从动齿轮轴线垂直相交于一点,由于轮齿端面重叠的影响,至少有两对以上的轮齿同时啮合,因此可以承受较大的载荷,加

8、之其轮齿不在齿的全长上同时啮合,而是逐渐由齿的一端连续而平稳地转向另一端,所以工作平稳,噪声和振动小。双曲面齿轮如图3-1所示主、从动齿轮轴线相互垂直而不相交。和螺旋锥齿轮相比,双曲面齿轮的优点有：1.尺寸相同时,双曲面齿轮有更大的传动比。2.传动比一定,从动齿轮尺寸相同时,双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径和较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。图3-1螺旋锥齿轮与双曲面齿轮3.传动比一定,主动齿轮尺寸相同时,双曲面从动齿轮比螺旋锥齿轮的尺寸要小,从而可以获得更大的离地间隙。4.工作过程中,双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动,又有沿齿长方向的纵向滑动,这可以改善齿轮的磨合过程,使其

9、具有更高的运转平稳性。双曲面齿轮传动有如下缺点：1沿齿长方向的纵向滑动使摩擦损失增加,降低了传动效率。2齿面间的压力和摩擦功较大,可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死,抗胶合能力较低。通过以上两者的对比,此次主减速器设计的齿轮类型采用螺旋锥齿轮3.1.2主减速器的减速形式主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通以及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关,有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关,但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比7.6的各种中小型汽车上。单级

10、主减速器双级主减速器图3-2主减速器为了保证斯太尔重型货车具有足够的离地间隙,结构紧凑,降低制造成本。此次采用一对螺旋锥齿轮传动的单级主减速器。3.1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器必须保证主、从动齿轮有良好的啮合状况,才能使他们很好的工作。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。1.主动锥齿轮的支承：1悬臂式：为了尽可能增加支承刚度,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应不小于尺寸a。 支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外,还与轴承与轴

11、及轴承与轴承座孔之间的配合紧度有关。 优点：结构简单,支承刚度较差,用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器上。 a b c图3-3 主减速器锥齿轮的支承形式a主动锥齿轮悬臂式支承形式b主动锥齿轮跨置式支承形式c从动锥齿轮轴承形式2跨置式： 增加支承刚度,减小轴承负荷,改善齿轮啮合条件,增加承载能力,布置紧凑,但是主减速器壳体结构复杂,加工成本提高。在需要传递较大转矩情况下,最好采用跨置式支承。 此方案选用悬臂式。2.从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承,为了增加支承刚度,两轴承圆

12、锥滚子大端向内,以减小尺寸cd。为了增强支承稳定性,cd应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%；为了使载荷均匀分配在两轴承上,应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。为了限制从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移,在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支撑。3.1.4锥齿轮啮合调整主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知,当轴向力于弹簧变形呈线性关系时,预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度,改善齿轮的啮合和轴承工作条件,但当预紧力超过某一理想值时,轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机

13、最大转矩时换算所得轴向力的30。主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用套筒与垫片,从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母3.2主减速器的基本参数选择与计算载荷的确定3.2.1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 3-1式中： -发动机的输出的最大转矩,参考同类车型取1100；-发动机到从动锥齿轮之间的传动效率,在此取0.9；-液力变矩器变矩系数,k=/2+1, k0最大变矩系数,k在此取1；-变速器一挡传动比,参考同类车型取14.08；-分动器传动比,在此取1； -主减速器传动比 ,在此取5.73；-该汽车的驱动桥数目在此取1；-猛接离合器所产生的动载系

14、数,性能系数=0的汽车:=1,0的汽车:=2或由经验选定。性能系数由下式计算式中,为汽车满载质量,在此取19500kg；代入上式得 所以=0,即=1由以上各参数可求2.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩3-2式中:-满载状态下一个驱动桥上的静载荷N,此处取;-轮胎对地面的附着系数,对于安装一般轮胎的公路用汽车,在良好的混凝土或沥青路上,；-车轮的滚动半径,轮胎规格12.00R20,在此滚动半径为0.526 m ；-汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数,在此取1.2；-主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比,在此取3.478；m-主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率,在此取0.9所以3.按汽车日

15、常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩3-3式中：-汽车日常行驶平均牵引力N,在此取-车轮的滚动半径,在此滚动半径为0.526 m ；-主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比,在此取3.478m-主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率,在此取0.9-该汽车的驱动桥数目,在此取1；所以主动锥齿轮的计算扭矩式中：-主动锥齿轮的计算转矩；-从动锥齿轮计算转矩,-主从动锥齿轮齿轮间的传动效率,对于螺旋锥齿轮副取0.95；-主传动比。3.2.2锥齿轮主要参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和,从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。1.主、从动锥齿

16、轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1为了磨合均匀,之间应避免有公约数。2为了得到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小于40。3为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度,对于商用车,一般不小于6。4主传动比较大时,尽量取得小一些,以便得到满意的离地间隙。5对于不同的主传动比,和应有适宜的搭配。表3.1不同速比的主从动齿轮数速比4.85.736.72主动Z1211715从动Z2292829因为, 所以 =17=282.从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器,增加尺寸会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙,减小又影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器

17、的安装。可根据经验公式初选,即：式中：-从动齿轮大端分度圆直径mm -直径系数,一般取=1315.3；-从动锥齿轮计算转矩,。计算得=363.36427.65mm,初取=392mm。由下式计算 3-5计算得=392/28=14,同时还应满足3-6式中,为模数系数,取0.30.4。计算得=8.3911.183.主,从动锥齿轮齿面宽和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过窄及刀尖圆角过小,这样不但会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

18、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。但齿面过窄,轮齿表面的耐磨性会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽,推荐不大于节锥距的0.3倍,即,而且应满足,对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：=0.155392=60.76,在此取=66。一般比大10%,在此取=73。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,轮齿小端螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的,选时应考虑它对齿面重合度,轮齿强度和轴向力大小的影响,越大,则也越大,同时啮合的齿数越多,传动越平稳,噪声越低,而且轮齿的强度越高,一般应不小于1.25,在1.52.0时效果最好,但过大,会导致轴向力增大

19、。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为3540,而商用车选用较小的值以防止轴向力过大,通常取35。5.螺旋方向主、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的轴向力的方向,当变速器挂前进挡时,应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向,这样可使主、从动齿轮有分离的趋势,防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋,从锥顶看为逆时针运动,这样从动锥齿轮为右旋,从锥顶看为顺时针,驱动汽车前进。6.法向压力角 对于弧齿锥齿轮,乘用车的一般选用1430或16,商用车的为20或2230。因为此次设计的是重型货车的驱动桥,为了增加轮齿强度,减小齿轮不发生根切的最少齿数,所以=2230。3

20、.3 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算3.3.1主减速器锥齿轮的几何尺寸计算主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表3.2。表3.2主减速器锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数172从动齿轮齿数283端面模数14mm4齿面宽b2=66mm5法向压力角=22.56齿宽系数=0.37中点模数=11.9mm8 径向变位系数9节圆直径=238mm,=392mm10节锥角,=90-=58.74,=31.2611节锥距A=A=229.3mm12齿顶高,=0.85=8.456,=15.34413齿根高=17.976mm=11.088mm14齿根角=4.48=2.7715顶锥角；=34

21、.03=63.2216根锥角=26.78=55.9717齿顶圆直径=252.46mm=407.92mm18节锥顶点到轮冠距离=191.61mm=105.88mm19螺旋角=353.3.2主减速器锥齿轮强度计算在完成主减速器锥齿轮几何尺寸的计算后,应对其进行强度验算,以保证其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、齿面点蚀和剥落、齿面胶合和齿面磨损等。1.单位齿长圆周力 主减速器锥齿轮的表面耐磨性,常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算,即式中：轮齿上的单位齿长圆周力,N/mm;作用在齿轮上的圆周力,N,从动齿轮的齿面宽,mm按发动机最大转矩计算时：式中,为变速器传动比；D1主动

22、锥齿轮中点分度圆直径mm；其他符号同前。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,有时高出表中数值20%25%计算得按驱动轮打滑的转矩计算时:计算得 可知主动锥齿轮的表面耐磨性满足要求。2.轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为式中：过载系数,一般取1.0；尺寸系数,当1.6mm时,=0.862；齿面载荷分配系数,悬臂式:=1.001.25,在此取=1.0；质量系数,当轮齿接触良好、齿距及径向跳动精度高时,取=1；计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数,见图3-4,。图3-4弯曲计算用综合系数按计算的最大弯曲应力;700MPa；按计算的疲劳弯曲应力:210MPa；当计算主动齿轮时, 故,。

23、综上所述,故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。,3.轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：式中; 综合弹性系数,对于钢制齿轮副取232.6；过载系数,一般取1：尺寸系数,通常取1：齿轮载荷分配系数,悬臂式结构：=1.001.25,在此取=1；质量系数,当轮齿接触良好、齿距及径向跳动精度高时,取=1；齿面品质系数,对于制造精确的齿轮可取=1；取和的较小值；齿面接触强度的综合系数, =0.10,见图3-5所示；计算得=2514MPa=2800MPa,=904.4MPa齿宽中点处的圆周力3-12式中：T作用在从动齿轮上的转矩；从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径。3-13式中：从动齿轮大端分度圆直径； 从

24、动齿轮齿面宽；从动齿轮节锥角。由可知,对于螺旋锥齿轮副,作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的2锥齿轮的轴向力与径向力图3-6 主动锥齿轮齿面的受力图如图3-6,主动锥齿轮螺旋方向为左旋,从锥顶看旋转方向为逆时针,F 为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力,在A点处的螺旋方向的法向平面内,F分解成两个相互垂直的力F和,F垂直于OA且位于OOA所在的平面,位于以OA为切线的节锥切平面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节锥母线方向的力。F与之间的夹角为螺旋角,F与之间的夹角为法向压力角。这样就有： 3-14 3-15 3-16于是,作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为3-17

25、3-18公式中的节锥角在计算主动齿轮的受力时用顶锥角代替,计算从动齿轮受力时用根锥角代替。主动齿轮的螺旋方向为左,从锥顶看旋转方向为逆时针。计算得 作用在从动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为 3-19 3-20计算得：2.锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所受的圆周力、径向力和轴向力计算确定后,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3-7单级主减速器轴承布置尺寸图中的参数尺寸：,表3.3轴承上的载荷将以上参数代入上表中的公式计算结果如下：,3.锥齿轮轴承型号的确定轴承A计算当量动载荷3-21查阅文献2,锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.42,故 e,由此得X=0.4,Y=1.4。另

26、外查得载荷系数。3-22将各参数代入式3-21：轴承应有的基本额定动负荷Cr3-23式中：温度系数,查文献4,得=1；滚子轴承的寿命系数,查文献4,得=10/3；轴承转速,r/min；轴承的预期寿命,3000h；将各参数代入式3-22中,有；查文献3,初步选择圆锥滚子轴承型号7603。3.5主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重,与传动系其他齿轮比较,它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：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

27、磨性。2轮齿芯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与差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。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳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,而芯部较软,具有良好的韧性。因此,这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于其含碳量

28、较低,使锻造性能和可加工性较好。其主要缺点是热处理费用较高,表面硬化层以下的基底较软,在承受很大压力时可能产生塑性变形,如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多,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,锥齿轮在热处理以及精加工后,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25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮,可进行渗硫处理以提高耐磨性。3.6 主减速器的润滑主加速器及差速器的齿轮、轴承以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

29、,通常是在从动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部分润滑油收集起来再经过近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下端通向大端,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使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

30、设在桥壳最低处,但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。4差速器设计汽车行驶时,左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不相等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接,则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。不仅会加剧轮胎磨损与功率和燃料的消耗,而且可能导致转向和操纵性能恶化。为此,在汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器,从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度,满足了汽车行驶运动学的要求。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。4.1 差速器结构形式选择汽车上广泛

31、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,故应用广泛。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等。查阅文献5经方案论证,差速器结构形式选择普通对称锥齿轮式差速器。图4-1 普通对称锥齿轮式差速器普通对称锥齿轮式差速器由差速器左、右壳,2个半轴齿轮,4个行星齿轮,行星齿轮轴,半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上,故在确定主减速器从动齿轮尺寸时,应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通对称锥齿轮式差速器的示意图,如图4-2所示：图4-2 普通锥齿轮式差速器示意图4.2普通锥齿轮差速器齿

32、轮设计4.2.1差速器齿轮主要参数选择1.行星齿轮数行星齿轮数需根据承载情况来选择,在承载不大的情况下可取两个,反之应取=4。2.行星齿轮球面半径行星齿轮球面半径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：式中： -行星齿轮球面半径系数,=2.53.0,对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取最小值；-差速器计算转矩,；-球面半径mm；计算得 行星齿轮节锥距为= 4-2计算得 =68.4869.18mm 在此初取=69mm3.行星齿轮与半轴齿轮齿数、为了使齿轮有较高的强度,希望取较大的模数,但尺寸会增大,于是要求行星齿轮的齿数应取小些,但一般不少于10。半轴齿轮的齿数在1425

33、之间选用。大多数半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52.0的范围内。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,半轴齿轮齿数z2=24,行星齿轮的齿数 z1=12。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目所整除,否则差速器不能装配,即应满足：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 4-3 4-4将参数分别代入上式得：1=26.57,2=63.43锥齿轮大端的端面模数m为 m=4-5将参数代入式得：m=5.14查阅文献3,取标准模数m=5.5。节圆直径d即可由下式求得：5.压力角汽车差速器齿轮大都采

34、用的压力角,齿高系数为0.8的齿形,某些质量较大的商用车采用压力角,以提高齿轮强度。此次设计采用压力角=。6.行星齿轮轴直径及支承长度行星齿轮轴直径为式中：差速器壳传递的转矩21836.51；行星齿轮数4；行星齿轮支承面中点到锥顶的距离mm,是半轴齿轮齿面宽中点处的直径,=120mm; 支承面的许用挤压应力,取为98MPa.将参数代入上式计算得行星齿轮在轴上的支承长度为 4-7圆整后选取 4.2.2差速器齿轮的几何尺寸与强度计算1.差速器齿轮的尺寸计算表4.1为汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤,表中计算用的弧齿厚系数见图4-3。表4.1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸序号项目计算公式及结

35、果1行星齿轮齿数2半轴齿轮齿数3模数4齿面宽取整,取5齿顶高6齿根高7压力角8轴交角9节圆直径10节锥角11节锥距=12周节13齿顶圆直径,14齿根圆直径,15齿根角16顶锥角17根锥角18顶隙19分度圆齿厚20当量齿数,注:实际齿根高比上表计算值大0.051mm。图4-3 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数2.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,只有在汽车转弯或左右轮行驶在不同的路程时,或一侧车轮打滑而滑转时差速器才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。轮齿弯曲应力为 式中：半轴齿轮的计算转矩,=13101.91行星齿轮数,n=4；半

36、轴齿轮大端分度圆直径,=132mm质量系数,=1.0；尺寸系数,；载荷分配系数,=1.0；半轴齿轮齿宽,=24mm;模数m=5.5；差速器齿轮弯曲应力的综合系数,见图4-4,取=0.228；图4-4 弯曲计算用综合系数J当时,计算得：=1121.3MPa,=980 MPa当时,计算得：=145MPa=210Mpa综上所述,差速器齿轮强度满足要求。5半轴设计驱动车轮的传动装置置位于汽车传动系的末端,其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于断开式驱动桥和转向驱动桥驱动车轮的传动装置为万向传动装置。对于非断开式驱动桥,驱动车轮传动装置的主要零件是半轴。5.1 结构形式分析半轴根据其车轮

37、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。半浮式半轴的结构特点是,半轴外端的支承轴承位于半轴套管外端的孔中,车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外,其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单,所受载荷较大,只用于乘用车和总质量较小的商用车上。3/4浮式半轴的结构特点是,半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部,直接支承于车轮轮毂,而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉连接。该形式的半轴的受载情况与半浮式相似,只是载荷有所减轻,一般仅用于乘用车和总质量较小的商用车上。图5-1 全浮式结构形式简图及受力情况全浮式半轴的结构特点是,半轴外端的凸缘用螺钉

38、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,会引起半轴的弯曲变形,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。此次半轴的结构设计采用全浮式半轴。5.2. 全浮式半轴的结构设计及强度计算1.全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩计算,即 5-1式中：驱动桥的最大静载荷；车轮滚动半径；负载转移系数；附着系数,计算时取0.8；轮边减速器的传动比,将参数代入上式得2.全浮式半轴杆部直径可按下式

39、初步选取 式中：半轴杆部直径；半轴计算转矩；直径系数,取0.2050.218；将参数代入上式得43.0345.76mm,选取45mm3.半轴的扭转切应力5-3计算得半轴的扭转切应力宜为500700,满足要求。4.半轴的扭转角式中: 半轴长度,取1000mm;材料切变模量,取8.410N/mm；半轴断面极惯性矩,；计算得5.3半轴的材料与热处理为了使半轴和花键内径不小于其杆部直径,常常将加工花键的端部都做得粗些,并使当地减小花键槽的深度,因此花键齿数必须相应地增加。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏,因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。为了使半轴杆部和凸缘间的过渡圆角都有较

40、大的半径而不致引起其他零件的干涉,常常将半轴突缘用平锻机锻造。本设计半轴采用40,半轴的热处理采用高频、中频感应淬火。这种处理方法使半轴表面淬硬达,硬化层深约为其半径的1/3,心部硬度可定为；不淬火区的硬度可定在范围内。由于硬化层本身的强度较高,加之在半轴表面形成大的残余压应力,以及采用喷丸处理、滚压半轴凸缘根部过渡圆角等工艺,使半轴的静强度和疲劳强度大为提高,尤其是疲劳强度提高十分显著。63 / 636 驱动桥壳的设计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,并经悬架传给车架或车身；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足够的强度和

41、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在保证足够的强度和刚度的前提下,尽量减小质量以提高行使平顺性。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。6.1 驱动桥壳结构方案选择驱动桥壳大致可分为三种形式：可分式、整体式和组合式。1.可分式桥壳可分式桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分,两部分通过螺栓连接成一体。每一部分均有一个铸造壳体和一个压入其外端的的半轴轴管组成。轴管与壳体用铆钉连接。可分式轴壳结构简单,制造工艺性好,主减速器支承刚度好。但拆装、调整、维修很不方便,桥壳的强度和刚度受到结构的限制,现已很

42、少采用。2. 整体式桥壳整体式桥壳的特点是整个桥壳是一根空心梁,桥壳和主减速器分为两体。它具有强度和刚度较大,主减速器拆装、调整方便等特点。按照制造工艺方法,整体式桥壳双可分为铸造式、钢板冲压焊接式和扩张成形式三种。铸造式桥壳的强度和刚度较大,但质量大、加工面多、制造工艺复杂,主要用于总质量较大的货车上。钢板冲压焊接式和扩张成形式桥壳质量小,材料利用率高,制造成本低,适于大量生产,广泛用于乘用车和总质量较小的商用车上。3.组合式桥壳组合式桥壳是主减速器壳与部分桥壳铸成一体。,而后用无缝钢管分别压入壳体两端,两者之间用塞焊或销钉固定。它的优点是从动齿轮轴承的支承刚度好,主减速器的装配、调整比可分

43、式桥壳方便。然而要求有较高的加工精度,故常用于乘用车和总质量较小的商用车上。本车设计时综合考虑各种因素及经济性,选择了整体式的钢板冲压焊接式桥壳,其设计图如下所示,它由轴管法兰盘,定位圈,钢板弹簧座,后桥轴管,通气孔,底部通气孔,底盖,桥壳中段,加强环,内衬环,注油孔,放油孔等部分焊接组成。图6-1驱动桥壳零件图6.2 驱动桥壳强度计算6.2.1汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 图6-2桥壳受力图当牵引力或制动力最大时,桥壳钢板弹簧座处危险断面的弯曲应力和扭转切应力分别为 6-1 6-2式中：地面对车轮垂直反力在危险断面引起的垂直平面内的弯矩,；轮胎中心平面到板簧座之间的横向距离,；一侧车

44、轮上的牵引力在水平面内引起的弯矩；牵引时,危险断面所受转矩；危险断面处的垂直平面的抗弯截面系数；危险断面处的水平面的抗弯截面系数,；危险断面处的抗扭截面系数；将各参数代入上式得校核满足要求。6.2.2 汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算向右侧滑时,驱动桥左右车轮的支撑反力为： 6-3 6-4式中：-汽车满载时的质心高度,m；B驱动车轮的轮距,m；侧滑时的附着系数,=0.6；计算得桥壳内、外板簧座处断面的弯曲应力、分别为满足校核要求。6.2.3汽车通过不平路面时桥壳强度计算危险断面的弯曲应力为 6-5式中,为后桥载荷,为动载系数。计算得桥壳的许用弯曲应力为300500 MPa,许用扭转切应力为15

45、0400 MPa。可锻铸铁桥壳取较小值,钢板冲压焊接桥壳取最大值。这里是钢板冲压焊接桥壳,所以取最大值,即许用弯曲应力,许用扭转切应力,许用合成应力为854。7轮边减速器的设计7.1轮边减速器的传动方案行星齿轮传动的基本代号设为：K-中心轮,H-转臂,V-输出轴。行星齿轮的分类有：2K-H、3K和K-H-V三种基本形式,而其他结构型式的行星齿轮传动大都是以上三种结构的演化型式或组合形式。同时,2KH型行星齿轮结构具有制造简单、安装方便、外形尺寸小,重量轻、传动效率高等特点,虽然3K及K-H-V型也有传动比大、效率高等特点,但考虑到外形尺寸、重量以及制造的难易程度等因素,在此设计中选择2K-H型

46、行星齿轮结构作为轮边减速器的传动形式。再综合考虑2K-H型传动中不同传递方案的优缺点,在此设计中采用NGW型正号机构,因为NGW型行星齿轮传动除具有一切2K-H型行星齿轮传动的特点,并且传动比不受限制、不受工作制度和使用功率的限制。所谓2K-H正号机构,即指当外齿圈固定时,行星齿轮的中心轮与转臂的转向相同。在载货汽车上,为了使结构紧凑,在空间上对轮边减速器的设计需要进行限制,因此,在此设计中选择单排圆柱行星齿轮减速器是较理想的型式。通过以上分析,本设计中轮边减速器的传动方案采用行星齿轮传动2K-H、NGW型的行星齿轮传动系统,齿圈固定于车体上,太阳轮作为输入件,行星架作为输出件,其结构简图如下

47、：图7-1 齿轮传动简图7.2齿轮的设计7.2.1齿轮传动比的设计由所给条件知传动比=3.478,现根据轮边减速器的使用条件,考虑轮胎结构尺寸的限制,初步选定太阳轮的齿数=23,行星轮数目=5,行星轮齿数=17,内齿圈齿数=57。若不合理再重新选择。根据2K-H型行星齿轮传动的传动比因此特性参数p=2.478=2.47823=56.994取因此传动比是合格的。即57=23+217,满足同心条件。即,满足均布安装条件,故能顺利装配。最后确定。7.2.2齿轮材料的选择在行星齿轮传动中,齿轮材料的选择主要是根据齿轮传动的工作条件、结构条件和经济性条件等方面的要求来确定的。齿轮的材料与齿轮的工作环境以

48、及应力循环情况有很大关系。行星齿轮传动中的中心轮同时与几个行星齿轮啮合,载荷循环次数最多,通常中心轮是行星传动中最薄弱的环节。因此,在一般情况下应选用承载能力较高的合金钢,采用表面淬火、渗碳淬火和渗氮等热处理方法,以增加表面硬度。根据本课题所研究的轮边减速器的使用环境,维修条件以及重型载货汽车的重型重载特征,轮齿载荷性质,承载能力,结合齿轮常常发生的失效形式,并考虑加工工艺、材料来源、使用寿命和经济性等条件,经综合,选择齿轮材料和热处理方式见下：中心轮,材料选用20CrMnTi,齿面硬度范围HRC6062,热处理方式为齿面渗碳淬火,强度参数取Hlim=1550N/2,F/lim=600N/2；

49、行星轮,材料选用20CrMn面,齿面硬度范围HRC5658,并要求心部硬度HRC35,热处理方式为齿面渗碳淬火,心部硬度=HRC35,强度参数取Hlim=1550N/2,F/lim=600N/2；内齿圈,材料选用40CrMo,齿面硬度范围HB260290,热处理方式为调质表面淬火处理,强度参数取Hlim=1160 N/2；Flim=360N/2。7.2.3齿轮模数的设计在行星齿轮传动中,外啮合的中心轮通常是行星传动中的薄弱环节。由于它处于输入轴上,且同时与几个行星轮相啮合,应力循环次数最多,承受载荷较大,工作条件较差。因此,一般中心轮首先产生破坏。对于闭式传动,应同时满足接触强度和抗弯强度要求

50、。在设计行星齿轮传动时,其主要参数可参照类比法,即参照已有的同类型的行星齿轮传动来进行初步确定；或者根据具体的工作条件、结构尺寸和安装条件来确定。硬齿面齿轮的设计方法为按照弯曲疲劳强度对齿轮模数进行计算,按照齿面接触疲劳强度进行校核。1按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数行星轮数目时,各个行星轮上的载荷均匀或采用载荷分配不均匀系数进行补偿,因此只需要分析和计算其中的一对齿轮副即可,中心轮a在每一对啮合副即在每个功率分流上中所承受的输入转矩由下式计算：或者按启动时转速最小,转矩最大来计算。小齿轮的名义转矩；式中：中心轮a所传递的转矩,；差速器转矩分配系数；行星轮数目。中心轮1的模数可由下式估算7-

51、2式中：载荷系数,取=1.35；啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩,=2618,；齿宽系数；=0.6；齿轮副中小齿轮齿数；=17；取和中的最小值；参照标准模数表,取行星轮系的模数m=9。7.2.4齿轮几何参数的确定及校验表7-1轮边减速器齿轮传动机构几何尺寸计算名称代号计算公式太阳轮行星齿轮内齿圈模数齿数231757压力角分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径齿距齿厚齿槽宽顶隙标准中心距齿顶圆压力角表中,为齿顶高系数=1；为顶隙系数=0.25。7.2.5齿轮传动效率行星齿轮传动的效率是评价其传动性能优劣的重要指标之一。对于不同传动类型的行星齿轮传动,其效率值得大小也是不同的。对于同

52、一类型的行星齿轮传动,小效率值也可能随传动比ip的变化而变化。在同一类型的行星齿轮传动中,当输入件,输出件不同时,其效率值也不相同。而且,行星齿轮传动效率变化范围很大,其值可高达0.98,低的可接近于零,甚至低于零,即可以自锁。在2K-H型行星齿轮传动中,传动效率公式 且有 其中,p=3.48;H 一般取0.025。则=0.98。可见,该传动系统传动效率较高。7.2.6齿轮强度校核验算在行星齿轮机构中,各齿轮轮齿较常见的失效形式有齿面点蚀、齿面磨损和轮齿折断。在行星传动中,外啮合的中心轮,比如太阳轮a通常是行星传动中的薄弱环节。由于它处于输入轴上,且同时与几个行星轮相啮合,应力循环次数最多,承

53、受载荷较大；工作条件较差。因此,该中心轮首先产生齿面点蚀,磨损和轮齿折断的可能性较大。在设计行星齿轮传动时,合理地提高轮齿的弯曲强度,增加其工作的可靠性是非常重要的。1.行星齿轮传动的受力分析在2K-H型行星齿轮传动中,其受力分析图是由运动的输入件开始,然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F,如图2-8所示：图7-2齿轮传动的受力分析对行星轮系进行受力分析计算,可得行星轮c作用于a的切向力 c上所受的三个切向力分别为：中心轮a作用于行星轮c的切向力为： 内齿轮b作用于行星轮c的切向力为： 转臂x作用于行星轮c的切向力为：在转臂x上所受到的作用力：在

54、转臂x上所受力矩为：在内齿轮b1上所受的力矩为：2.太阳轮行星轮齿轮副齿面接触强度校核验算根据国家标准渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法GB/T34801997,该标准系把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础,并用来评价齿轮的接触强度。,在接触应力的计算中未考虑滑动的大小和方向、摩擦因数和润滑状态等,这些都会影响到齿面的实际接触应力。计算时取节点和单对齿啮合区内界点的接触应力中的较大者,大小齿轮的许用接触应力分别计算。1齿面接触应力计算在行星齿轮传动的啮合齿轮副中,齿面接触应力可按式下式计算 式中: 动载系数；使用系数；计算接触强度时齿向载荷分布系数；计算接触强度时齿间载荷分布系数；计算接触强度的行

55、星轮间载荷分配不均匀系数；许用接触应力的基本值,；端面内分度圆上的名义切向力,N；小齿轮的分度圆直径,mm；工作齿宽,指齿轮副中的较小齿宽,mm；齿数比,即；节点区域系数；弹性系数,；重合度系数；螺旋角系数,直齿轮。以上公式中,正号+适合于外啮合；负号-适合于内啮合。2参数的选取1.名义切向力已求得中心轮1在每个功率分流上所传递的转矩T1=2480.2N.m,切向力可由式7-14求得 故2.使用系数：前文已取；3.动载荷系数：先按式7-15计算中心轮1相对于行星架,的节点线速度 ;将中心轮1的节圆直径、转速n1,nx代入式7-15得=0.73m/s已知中心轮1与行星轮2的精度等级为IT6,即精度系数IT6,按式7-16计算由精度为IT6,查表,K1=14.94,K2=0.0193,带入z1=23,vx=0.73,u=1.353,b=120,得到 Kv=1.01。4.齿向载荷分布系数,按式7-17计算查手册取A=1.09,B=0.23,b=120,d1=207,C=0.33,带入可得KH=1.207。5.齿间载荷分布系数查手册,；6.行星轮间载荷分配不均匀系数查手册,按,取=1.2；7.节点区域系数对于直齿轮,查手册有=2.5；8.弹性系数查手册,按钢-钢取；9.重合度系数可由式2-27计算将a=1.55代入式7-18可得