毕业设计（论文）-江淮征途皮卡驱动桥优化设计.docx

江淮征途皮卡驱动桥优化设计摘要驱动桥是构成汽车的四大总成之一，一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成，它位于传动系末端，其基本作用是增矩、降速，承受作用于路面和车架或车身之间的力。它的性能好坏直接影响整车性能，而对于我盎汽车显得尤为愈要，采用传动效率高的单级减速驱动桥已经成为未来载重汽车的发展方向。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了江淮征途皮卡驱动桥的设计。本次设计首先对驮动桥的特点进行了说明，根据给定的数据询定汽车总体参数，再确定主减速器、差速器、半轴和桥壳的结构类型及参数，并对其强度进行校核.数据确定后，利用CAT1.A建立三维模型，并使用其工程制图模块生成二维图。再使用ANSYS的静力学分析模块对满载轴荷下的桥壳进行四种典型工况的分析，并根据分析结果将桥壳模里一步步优化，最终得到既符合力学分析又轻量化的驱动桥壳.本设计具有以下的优点：由下的是采用中央单级减速驱动柝，使得整个后桥的结构简单，制造工艺简单，从而大大的降低了制造成本。并口，弧齿徒齿轮的单级主减速器提高了后桥的传动效率，提高了传动的可行性。关健词：驶动桥；CAD；CT1A:有限元分析Designofdriveax1.eforPickupAbstractDrivicax1.eisoneofthefourpartsofacar.itisgenera1.1.yconstitutedbythemaingearbox.thedifcrcntia1.device,thewhee1.transmissiondeviceandthedrivingax1.es-he1.1.andsoonitisattheendofthepowertrain.Itsbasicfunctionisincreasingthetor-queandreducingspeedandbearingtheforcebetweentheroadandtheframeorbody.Itsperformancewi1.1.haveadirectimpactonautomobi1.eperformance,anditispar1.ic-Iar1.yimportantforthetruck.Usingsing1.estageandhightransmissionefficiencyofthedriveax1.ehasbecomethedeve1.opmentdirectionofthefuturetrucks.Inthispaper,withreferencetothetraditiona1.designmethodofdriveax1.edriveax1.eofjianghuaijourneypickupdesign.Thecharacteristicsofthedesignofdriveax1.efirstdescribed,accordingtothegivendatatodete11ninethecar'sovera1.1.parameter,todeterminethemainreducer,differentia1.andha1.fshaft,andthestructureofbridgehousingtypeandparameters,andtocheckitsstrength.Datais<1.ctc11nincd,the3dmode1.wasestab1.ishedbasedonCATIA,andusingtheengineeringdrawingmodu1.etogenerate2dfigure.Usingstaticsana1.ysisno<1.u1.eofNSYStofu1.1.bridgeshe1.1.underaxia1.1.oadontheana1.ysisofthefourkindsoftypica1.workingcondition,andaccordingtotheana1.ysisresu1.twi1.1.bridgeshe1.1.rJc1.isoptimizedstepbystep,fina1.1.ygetbothconformIothemechanica1.ana1.ysisand1.ightweightdriveax1.eshe1.1.Thisdesignhasthefo1.1.owingadvantages:theadoptionofthecentra1.driveax1.e,sing1.ereductionismaketherearax1.eofsimp1.estructure,simp1.emanufacturingprocess,thusgreat1.yreducesihcmanufacturingcost.Andspira1.beve1.gearofsing1.estagetoimprovethetransmissionefficiencyofrearax1.emainreducer,improvethefeasibi1.ityofthetransmission.KeyWords:driveax1.c,CAD.CATIA,ANSYS.finitcc1.ementana1.ysis摘要1AbstractII第I章绪论II-I课题研究的目的和意义I1.2 国内外研窕现状11.3 本文主要研究内容2第2章驱动桥设计42.1 概述42.2 主减速器的设计42.2.1 主减速比的计算42.2.2 主减速器的结构形式52.2.3 主减速齿轮计兑载荷的确定82.2.4 主减速胧齿轮参数的选择1()2.2.5 主减速器螺旋锋齿轮的几何尺寸计算I1.226主减速器螺旋锥齿轮的强度计算122.2.7 主减速器轴承的计算152.3 差速器设计182.3.1 差速器的作用18232对称式EI锥行星齿轮差速器的结构19233差速器齿轮的基本参数的选择19234差速器齿轮的几何计算22235差速器齿轮的强度计算232.4 驱动半轴的设计242.4.1 驱动半轴的介绍242.4.2 全浮式半轴计算载荷的确定252.4.3 浮式半轴的结构设计262.4.4 全浮式半轴的强度计算262.4.5 半轴的结构设计及材料与热处理272.4.6 半轴花键的强度计算272.5 本章小结29第3章CATIA模型的建立303.1 CATIA的介绍303.2 建模思路303.3 模型展示313.4 本章小结34第4章驱动桥光的优化设计354.1 驱动桥壳概述354.2 驱动桥壳结构方案分析354.3 桥壳实体模型的建立354.4 材料属性及网络划分364.5 推加载荷和约束374.6 桥克的岸力学分析384.6.1 引言38462四种工况的分析384.6.3 小结414.7 驱动桥第次优化设计414.7.1 概述414.7.2 四种工况的分析414.7.3 小结434.8 驱动桥第二次优化设计434.8.1 概述434.8.2 桥壳装配体减31后的静力学分析444.8.3 板簌座处应力桀中处理444.8.4 小结454.9 期动桥第三次优化设计454.9.1 概述45492桥壳模型的优化修改46493模型的静力学分析46494小结474.10 本章小结47结论48致谢49参考文献50第1章绪论1.1 课题研究的目的和意义汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变数器传来的转矩，招转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能：同时驱动桥还要承受作用了路面和车架或承载式车身之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、出动车轮的传动装巴及桥壳等部件。驱动桥在整车中占有十分重要的位置，设计出结构简单.、工作可旅的、制造成本不高的驶动桥，能大大的降低整车生产的成本，可以大大的推动汽车经济的发展。为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及国内外汽车产业发展的新趋势，推进汽车产业的健康发展，提高汽车产业的竞争力。驱动桥是汽车中的电要部件，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。作为主版速器、差速器和半轴的装配基体，驱动桥壳是汽车的主要承载件和传力件，支掾着汽车的荷重，并将载荷传给车轮。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、横向力，也是经过桥壳传到悬挂及车架或者车的上的.因此，驱动桥壳的使用寿命直接影响汽车的有效使用寿命，合理地设计驱动桥充，使其具有足够的强度、刚度和良好的动态特性，诚少桥壳的质量，有利于降低动载荷，提高汽车行驶平顺性和舒适性。使用有限元法对汽车驱动桥壳进行强度分析，只要计算模型简化得合理，受力与约束条件处理恰当，就可以得到比较理想的计算结果。而且，可以得到比较详细的应力和变形的分布情况,以及应力集中区域和应力变化趋势，大大缩短了产品开发周期，这些都是传统方法难以做到的。以CATIA软件的三维参数化设计和ANSYS的有限元分析能力，进行驱动桥壳的三维建模和有限元分析，迅速找出应力柒中的地方，为驱动桥壳优化设计提供理论依据。1.2 国内外研究现状汽车和汽车工业在国民经济、现代社会及人民生活中具有十分重要的作用。在当前中国的经济建设事业中，汽车处于十分突出和优先的地位。近年来汽车工业中国机械工业各行业中，其增长速度相对比其它行业都要高得多.但是中国汽车业的发展仍然远远赶不上需求，每年都要进口大量的各种汽车及其零部件。由于种种原因，中国汽车工业距国际水平还有相当的差距，特别在期动桥产品设计和研尢方面距离更大一些，这方面应该为中国的许多部门和企业所认识。目前，我国的驱动桥设计，基本上尚处在类比设计和经脸设计阶段，这样的设计往往偏于保守而限制驱动桥性能的提高和产品成本的降低。因此，我国驱动桥产品设计与国外的主要差距之是所设计的驱动桥过于笨重。在现代浜动桥设计中，要使其做到尽可能的轻量化不但可以节省材料消耗和降低成本，而且可以合理的规划汽车赞上赞下质疑、降低动载和提高汽车的平顺性。但是驶动桥作为各种车辆的组成部分，要求应该具有高度的可靠性和安全性，这与轻量化常常是矛盾的，所以轻量化设计要保证同时具有足缈的可靠性和绝对的安全性，即在满足上述基本要求的情况下减轻地量。驱动桥设计与分析理论对T我国的驱动桥设计具有十分重要的现实意义。1.3 本文主要研究内容本文以江淮征途皮卡的基本参数为依据，对出动后桥主要部件进行设计计算，使用CAT1.A对后桥建模，同时使用ANSYS对桥壳进行有限元优化分析.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，研尢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卜.研究思路和方法网: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窕成果和相关信息。2 .在对国内外驱动桥的技术现状、发展Q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。第2章驱动桥设计2.1 概述期动桥处于动力传动系的末端，其基本功用首先是增扭、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,并将动力合理的分配给左、右驱动轮，其次，驱动桥还承受作用丁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。招动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和期动桥壳等组成,转向驱动桥还有等速万向节。设计驱动柝时应当满足如下基本要求：1 .选择适当的主减速比，以保证汽军在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2 .外廊尺寸小，保证汽车具有足筋的离地间隙，以满足通过性的要求。3 .齿轮及其它传动件工作平稔，噪声小。4 .在各种我荷和转速工况下仃较高的传动效率。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，尤其是赞下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。6 .与悬架导向机构运动协调。7 .结构荷单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。2.2 主减速器的设计2.2.1 主减速比的计算主减速比对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都仃直接影响，的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同工况的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择G的值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。我21.基本参数友名称数值驱动形式4x2满段质fit”1.88+0.75=2.63轴距mm3500前轮距mm1540后轮距mm156()最小高地间隙，mm220谆最/1.2.351发动机最大功率朱W及粒速/Hmin110/55«)发动机最大转电/及转速rmintrna-n7190/(3000-4500)轮船型号235/55RI7变速器传动比0卬2.91最高车速ZknVh1.=I3。为了得到足够的功率而使最高乍速稍有下降，般选得比最小值大IO%-25%,即按卜式选择：=(O.377-O.472)-(2-1)*m*xf1.B式中：车轮的滚动半径，5=0.345：Ieh一变速器城高档传动比，=1.:一分动器或加力器的卷档传动比，G.=1；1”一一轮边减速器的传动比，经计算,本文选取%=5.5036889%=52/9=5.782.2.2 主减速器的结构形式主减速器的结构型式多样，主减速器可根据齿轮类型，诚速形式以及主，从动齿轮的支承形式不同分类闭。1 .主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双伸面齿轮，圆柱齿轮和纲轮纲杆等形式。表2-2准双曲面齿轮与弧齿推齿轮的优块点比较特点准双曲面齿轮弧齿锥齿轮运转平稳性优良抗弯强僮提岛30%较底接触强度而较底抗胶合能力较弱强滑动速度大小效率约96%的99%对安装误差的敢感性取决于支撵刚度和刀盘直径同左釉承负荷小齿轮的轴向力大小齿轮的轴向力小润滑油有多种添加剂的特种润滑油普遍润滑油弧齿锥齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线垂直相交一点由轮齿端而重叠的影响.至少有两对以上的轮齿同时幽合，因此螺旋律齿轮能承受大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向，另一端使得我工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的，但孤齿锥齿轮对电合精度很敏感，齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏,并加剧齿轮的磨损和使噪声增大。比较几种齿轮的特点，本次设计选用弧齿推齿轮传动。2 .主减速器的减速形式影响减速形式选择的因素有汽车类型、实用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布理形式以及主传动比f。.其中，J的大小影响汽车的动力性和经济性叫(1)中央单级减速器单级主减速器具有结构简单，质量小，尺寸紧凑，制造成本低等优点，因而广泛应用于主传动比1。7的汽车上.单级主减速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动。堆级主减速器的结构形式，尤其是其齿轮的支承形式和拆装方法，与桥壳的结构形式密切相关。(2)双级主减速器双级主减速器的主要结构特点是由两级齿轮减速组成的主减速器1与单级主减速器相比，双级主减速器在保证窗地间隙相同时可得到大的传动比，功一般为712：但其尺寸，质量:均较大，结构红杂，制造成本也显著曾加，因此主要应用在总财珏较大的商用车上。(3)双速主减速器双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的档位。双速主减速器的高低档传动比，是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各档传动比的大小来选定的.大的猪传动比用于汽车满载行驶或在困难道路I二行典!,以克服较大的行咬阻力并减少变速潺中间档位的变换次数：小的传动比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车的燃油经济性和提高平均车速。(4)双级贯通式主减速器对于总痂量较大的多桥驱动汽车，由于主传动比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可以分为稚齿轮圆柱齿轮式和圆柱齿轮-锥齿轮式两种形式。本设计采用中央单级主减速器进行设计.3 .主减速器主，从动链齿轮的支撑方案豆尸TJ1.图2-1E动推齿轮悬伸式支承形式图2-2E动推齿轮涔亶式支件形式图2-3从动椎齿轮支撑形式悬鹘式支承结构简单，支承刚度较跆置式较差，用于传递较小转矩的主减速器上。跨置式支承的结构特点是在推齿轮两端的轴上均有轴承，这样可大大增加支撑刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高丁悬皆式.此外，由T齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的忸锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更案凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承所需的轴承座，使主减速器壳体结构复杂，加工成本提尚。另外，因主从动齿轮之间的空隙很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时布置不下或拆装困琲。综合比较两种形式的特点，本设计选用悬储式支撑方案旧。2.2.3 主减速齿轮计算载荷的确定I.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从动锥齿轮计算转矩(2-2)式中：。.一计算转矩，Nm:Je发动机最大转矩：JM=I93N11x一计算驱动桥数，=1:G-变速器传动比，G=2.9；%主减速器传动比，f1.1.=5.78:>1-变速器传动效率，取，/=0.9：J液力变矩器变矩系数，k=1.：%由卜猛接上，：器"，":':的0枚乐数,-1；代入式(2.2),有：1.×193×1.×X9*5.78×09=2911562912Nm2.按驶动轮打滑转矩确定从动推齿能的计算转矩r=(2-3)式中:G2汽车满效时个驱动桥给水平地面的最大负荷,后桥所承载2630x9.8x0.6=15464.4N的负荷；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎公路用车，取=O.85;对于越野汽车取1.0：对于安装有专门的防滑宽轮胎高级轿车，计算时可取1.25：m2汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取1.15；%一车轮的滚动半径，车轮的滚动半径为0.345m；分别为所i1.算的主减速从动锥齿轮到驱动乍轮之间的传动效率和传动比,取0.95,由于没有轮边减速涔取1.0；所以心&区:三竺笔警史=57283N仙九bb095表2-3舞动桥质量分配系数货车4X2后轮单胎5(*59%41%50%32%70%60%-68%4X2后轮双胎.长头、城头车44%-49%51%-55%27%30%70%-73%4X2后轮双胎，平头49%-54%46%-5i%32%35%65%-68%车6X4后轮双胎31.%37%63%69%19%24%76%81%2.2.4 主减速器齿轮参数的选择1 .主从动齿轮齿数选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素”叫(1)为了磨合均匀，Z1和Zz之间应避免为公约数。(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J'啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对手乘用车，z,一般不少于9;对于商用车，zt般不少于6。(4)主传动比f报大时，力尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。(5)对于不同的主传动比，Z和ZZ应有适止的搭配。1=9za=52Z+Zz=61>40满足以上要求。2 .从动锥齿轮大端分度圆直径Dz和端面模数m»对于单级主减速器，增加尺寸内会影响驱动桥克高度尺寸和离地间隙，减小又影响跨置式主动齿轮的前支撑座得安装空间和差速涔的安装。外可根据经验公式初选，即D2=Kd*JTt(2-4)式中：D2从动齿轮大端分度圆直径(mm)：KA直径系数,一般取13016;Te从动锥齿轮的计算转矩，Nm-TC=min亿.,7力：故Da=(13X)16)75728.3=(2322863)mm初选D=286"U”则>,=5.51111nP«5)s2参考机械设计手册选取mj5.5mm,M1.JDa=286mm3 .主、从动徒齿轮齿面宽b1和2对于从动齿轮的齿面宽b，推荐不大于其节锥距AO的O3倍，而且bz应满足，b2IOra股也推荐bfOPSDz。对于弧齿锋齿轮,b1般比b?大10%。b2=01.55D2=0.55X286=44.33mmb1=1.ba=48.76mn4 .中点螺旋角B螺旋向沿齿宽是变化的，齿轮大端的螺旋角最大，轮齿小段的螺旋为最小。弧齿锥齿轮副的重点螺旋角是相等的“同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而I1.齿轮的强度越高。汽车主减速器煎齿锥齿轮的平均螺旋角为3540,而商用车选用较小的R值以防止轴向力过大，通常取3505.螺旋方向从俳齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动惟齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与推齿轮的螺旋方向影响其受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开徒顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止齿轮因卡死而损坏U1.汽车主减速器小锥齿轮一般为左旋，而大锥齿轮为右旋.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小齿数。对于孤齿推齿轮，乘用车的丁一般选用145。或16。，商用车的为20。或22.5。,这里取a=20。2.2.5 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算表2-4主减速器齿轮的几何尺寸计算用我序号项目计算公式计算结果I主动齿轮齿数92今动齿轮齿数口523模数m5.54齿面宽bb=44.33ba=48.765工作的高h=H1.mHr=9356全齿高b=H2Hih=10.3847法向压力角a=20o8轴交角£=90。序号«目计算公式计算结果9节圆直径d=nud,=49.5勺=286IO节钺角Y1arctan-F三90-n友=9.82。ri=80J8oI1.节饰距.02sinr1Ao=1.45.1!612周节t=11mt=17.2813ie-2hg三5h1.=6.756ha=1.03414齿根高*f三*-*%a=3.628%=7.7915径向间照c三h-C=1.03416齿根角hf9f«arctan-ao与广1.432°%,=3.073017面锥角Yai三r+>:心-+%JTu=12.893°)2=8I.612o18根椎角>三n-YtimYt-%：行8.388。jya=71.,107o22毋恻间隙BW.3050.4060.4mm23螺血地P诙35。2.2.6 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。1.单位齿长圆周力主减速器推齿轮的表面耐磨性，通常轮齿上的雎位优长圆周力来估算，即(.2-6)ch式中：P一作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种我荷工况进行计算,N：F作用在齿轮上的圆周力，N：b2从动齿轮的齿面宽，在此取50mm。(1)按发动机最大转矩计算时：F=X1.O3MPa5外式中：ia变速器一档的传动比，2.9：D1-主动锥齿轮分度圆直径：D1=三z1=49.5mm:Je-发动机输出的最大转矩，在此取193Nm:按上式2Tm-i.P=03=459IMPa5瓦P=459.I<P.校核满足要求。(2)按驱动轮打滑转矩计算：(2-8)pJG2Fm05砧式中：G2后驱动桥在满栽状态下的静载荷：Ga=5464.4N;m2一汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数：m2=1.2;轮胎与路面之间的付卷系数：=O.85;%车轮滚动半径：r=0.345m:J-主减速器从动齿轮到车轮间的传动比：f1.=1:J一主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率：J=O.95.D2从动齿轮分度圆直径：D尸286mm：b2从动齿轮齿宽：bz=4433mm将各参数代入上式得：P=828.336MPaVIPI=I429MPa故,齿轮表面耐磨性合格2 .锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：式中：Te齿轮的计算转矩，对于主动齿轮7=2912(52内)=504Nm对从动齿轮，一和中的较小值,为291.1.56Nmk0过载系数，一般取I:k尺寸系数，0.666；kw1.一齿面载荷分配系数，层鹘式结构，k¾=I.I;kv质量系数，取1：b所计算的齿轮齿面宽：2=48.76mmb2=4433mm:D所讨论齿轮大端分度圆直径；D1=49.5mmDa=286mm:JW齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，选取小齿轮的1=027,大齿轮A=0.25：XiOJ477.63MPa2×5041.0666×1.1.1×5J×4876×49J×027XIN=244.75MPJ2x2912*1.×0666*1.11.×5J×4433×286O25主从动推齿轮的%=700MPa,轮齿弯曲强度满足要求。3 .锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：4F泮00助式中：O）徘齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa：D1.主动推齿轮大端分度圆直径.mm；D1=49.5mm;-主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=44.33mm:kf齿面品质系数，取1.0；,一综合弹性系数，取232.6：k,-尺寸系数，取I。/,一齿面接触强度的综合系数，查表取0.245：一主动锥齿轮计兑转矩：7=504Nm%、J3择同式（2.9）将各参数代入式（2.10）,有：0j=501.41MPay=2800MPa,轮齿接触强度满足要求。2.2.7主减速器轴承的计算设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承我荷。1 .推齿轮齿面上的作用力齿面宽中点的圆周力/,为P=齐(2-11)式中J一作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩上；dm该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。注：汽车在行驶过程中，由变速器档位的改变，且发动机也不尽处于叔大转矩状态，因此主减速屠齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明,轴承的主要损坏形式是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式求得：1Id3Jn-加(S纣+T以&醐°式中：fi,fa2,.tfi变速器I.I1.V档使用率为I%，3%,5%,16%,75%：J,Iqi.5一变速渊的传动比为2.9,2.2,1.69,1.3,1：frv,f2,.,fi变速器处于I,I1.V档时的发动机转矩利用率50%,60%,70%.70%,60%。对于螺旋推齿轮d2m=d2-FSfnxz=242.32mm(2-13)d1.m三d2m=41.94mm(2.14)式中：dttnd2m主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆宜径:F从动齿轮齿面宽，取F=44,33:r2从动齿轮的节锥角80.180；计算得：P=7I3ON2 .锥齿轮的轴向力和径向力从动齿轮的螺旋方向为右：旋转方向为逆时针：C-15)-i6)(2-17)42(tanajm¾÷juico*7j)三4204NP,.、Rj=-(tanacosyj-sinfsinyj)=-4159.6N主动齿轮的螺旋方向为左：P4=(t*nsiny1-sincos71)=-4159.6Nff1三-"(tancosy1÷sinsiny1)202.4N式中:齿吮表面的法向压力角2(尸：y1.,y,主动齿轮面锥角12.8930,从幼齿轮根推角77.1070。3 .主减速器锥齿轮轴承载荷的计算对于主动齿轮采用悬臂式支撑，对于从动齿轮采用传统的骑马式支撑方式。对于采用崎马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图2.1和图2.3所示.轴承A,B的径向载荷分别为以=；病声函耳两沟5(2-19)*J(Fc),÷(P"AZe(220)由匕z=4159.6,FKZ=4202.4N.P=7I3O.a=67mn,b=42mm可求得轴承A的径向力8=5955.7N轴承A的轴向力AA=O轴承B的径向力=10585.4N轴承B的轴向力4b=4159.6N(1)对于轴承A采用圆锥滚子轴承，采用HR322O6J,此轴承的额定动载荷J=52KNe=O.38Y=1.6巧Ia动我荷P-XEF.话eXYXYI00.4当St涉我荷H0.5E+%6怛界0.5耳+%£H.则为R=Ef.X及%的ff.K.图2-4If1.I推潦子轴承动我荷计算表根据图24带入数据求得当量动载荷P=5955.7N(2-21)式中：ft温度系数，取1.04载荷系数，取1.2带入数据Zu=7.46×1O,平均车速取35kmh,对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减的从动齿轮轴承的计算转矩n3为166X35W2=-T-T-=2698rmini0345则主动齿轮的计算转速n2=52*9269一8=155%min所以轴承能工作的额定轴承寿命为7.46x10*1.itk=79752hj601.559若大修里程S定为100oOo公里，可计算出预期寿命即(2-22)Zh=9=2857h%而1.M,故轴承符合使用要求，(2)对于轴承B采用圆锥滚子轴承，采用HR322O7J,此轴承的额定动栽荷q=705KN,e=O.38,Y=1.6根据图26带入数据求得当量动载荷P=IO889.5N1.70500T)2x10889571.4=761.,176x1086O×1559=29506h因为1.*q1.故轴承符合使用要求对于从动齿轮的轴承C,D用圆锥滚子轴承，选用HR32911,轴承的额定动载荷为Cr=45.5KN,经过校核，符合使用要求。2.3差速器设计2.3.1 差速器的作用根据汽车行班!运动学的要求和实际上的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽军在行驶过程中左右车轮在同时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由r左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等原因引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况卜.，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会是轮胎过早磨损、无益地消耗功率和燃料以及驱动乍轮轴超载等,还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器，后先保证了汽车驶动桥两侧车轮在行程不同时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。在此，选用对称推齿轮式差速器1以2.3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴,半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图2.5所示。由于其具有结构荷单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。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.例如加进摩擦原件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数：或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置，如差速锁等。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幼齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮席尺寸也受到从动齿轮及主动出轮导向轴承支座的限制.1, 12-轴承I2-螺母I3.14-镇止贴I4-差速2S左光I5,1%螺楼6-举铀齿轮箜片7-半话出轮8-行星齿帖轴：d行星告能I10行军齿轮垫片,I1.-走速善右亮图2-5普通的对称式网锥行星齿轮差速器233差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数行星齿轮数n需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下可取两个，反之取0=4,由于设计的是皮卡，具有一定的承载能力，取。=4。2 .行星齿轮球面半径RS行星齿轮球面半径R.反映/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。圆俳行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决行星齿轮的背面的球面半径R,它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。(2-23)球面半径府8可按如卜的经验公式确定：RB=KB