桑塔纳轿车驱动桥设计说明书

目录TOC\o"1-5"\h\z摘要1Abstract1•HYPERLINK\l"bookmark6"\o"CurrentDocument"第1章绪论1HYPERLINK\l"bookmark8"\o"CurrentDocument"1.1设计的目的和意义1HYPERLINK\l"bookmark10"\o"CurrentDocument"1.2驱动桥的介绍1HYPERLINK\l"bookmark12"\o"CurrentDocument"1.3汽车前桥的设计要求2HYPERLINK\l"bookmark14"\o"CurrentDocument"1.4设计的主要 内容 财务内部控制制度的内容财务内部控制制度的内容人员招聘与配置的内容项目成本控制的内容消防安全演练内容 2HYPERLINK\l"bookmark16"\o"CurrentDocument"第2章主减速器的设计4HYPERLINK\l"bookmark18"\o"CurrentDocument"2.1主减速器的功用4HYPERLINK\l"bookmark20"\o"CurrentDocument"2.2主减速器的结构 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 与型式选择42.2.1主减速器分类42.2.2螺旋锥齿轮主减速器的结构特点5HYPERLINK\l"bookmark22"\o"CurrentDocument"2.3主减速器主、从动齿轮的支承 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 5HYPERLINK\l"bookmark24"\o"CurrentDocument"2.4主减速器的基本参数选择与设计计算7-HYPERLINK\l"bookmark26"\o"CurrentDocument"2.5主减速器锥齿轮的主要参数选择9HYPERLINK\l"bookmark28"\o"CurrentDocument"2.6主动轮和从齿轮各参数计算11HYPERLINK\l"bookmark30"\o"CurrentDocument"2.7主减速器螺旋锥齿轮的强度计算142.7.1齿轮的损坏形式及寿命142.7.2主减速器螺旋锥齿轮的强度计算172.7.3主减速器齿轮的材料及热处理20HYPERLINK\l"bookmark32"\o"CurrentDocument"2.8主减速器轴承的选择222.8.1计算转矩的确定222.8.2齿宽中点处的圆周力232.8.3螺旋锥齿轮所受的轴向力和径向力242.8.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择252.9主减速器的润滑272.10本章小结28HYPERLINK\l"bookmark38"\o"CurrentDocument"第3章差速器设计29HYPERLINK\l"bookmark40"\o"CurrentDocument"3.1差速器结构形式的选择29HYPERLINK\l"bookmark42"\o"CurrentDocument"3.2行星齿轮差速器的原理31HYPERLINK\l"bookmark44"\o"CurrentDocument"3.3行星齿轮差速器的设计333.3.1差速器齿轮的基本参数的选择333.3.2行星齿轮与半轴齿轮的几何尺寸计算353.3.3差速器齿轮的强度计算38HYPERLINK\l"bookmark48"\o"CurrentDocument"3.4本章小结39HYPERLINK\l"bookmark50"\o"CurrentDocument"第4章传动轴的设计40HYPERLINK\l"bookmark52"\o"CurrentDocument"4.1半轴结构形式的选择40HYPERLINK\l"bookmark54"\o"CurrentDocument"4.2半轴计算载荷的确定414.2.1半轴的杆部直径的初选444.2.2半轴的强度计算44HYPERLINK\l"bookmark64"\o"CurrentDocument"4.3传动轴花键的尺寸与强度计算444.3.1渐开线花键计算454.3.2花键的校核464.4本章小结48第5章万向节设计495.1万向节的作用495.1.1万向节结构方案分析505.1.2万向节传动轴的计算载荷525.2球笼式万向节设计55•5.3本章小结60第6章驱动桥壳的设计616.1驱动桥壳的作用与分类616.2桥壳的厚度与材料的确定636.3本章小结64-结论65参考文献66致谢68附录A70附录B71第1章绪论1.1设计的目的和意义分析国内外驱动桥现状及发展趋势，借助国内外先进技术，研发出一种适应当代汽车应用的车桥，从而缩短与发达国家在车桥领域的差距。给中国汽车行业注入新的血液，达到强车兴国的目的。1.2驱动桥的介绍在节能环保已成为世界共识的今天，世界汽车的发展方向必将继续朝着更加节能、环保的小型化方向发展。前置前驱轿车在微型、经济型汽车上比较盛行。前置前驱轿车的布局一般都是将发动机横向布置，与设计紧凑的变速驱动桥相连，其具有如下优势：通过省略传动轴装置以减轻车重，结构比较紧凑；有效地利用了发动机室的空间，驾驶室内空间较为宽敞，并有利于降低地板高度，提高乘坐舒适性；发动机接近驱动轮，动力传递效率高，燃油经济性好；发动机等总成前置，增加前轴的负荷，提高了轿车高速行驶时的操纵稳定性和制动时的方向稳定性；简化了后悬架系统等。另一方面，前置前驱型式也具有如下的弊端：启动、加速或爬坡时，前轮负荷减少，导致牵引力下降；前桥既是转向桥，又是驱动桥，结构及工艺复杂，制造成本高、维修保养困难等。汽车采用前置发动机前驱动的布置型式，其前桥既是转向桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。全轮驱动的汽车也需有转向驱动桥。能同时实现车轮转向和驱动两种功能的车桥，称为转向驱动桥。不难发现，现在转向驱动桥在前置前驱的轿车中使用的较为成熟和普遍。汽车的驱动桥与从动桥统称为车桥。一般轿车多以前桥为转向驱动桥，后桥为支持桥为主。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速器传来的转矩，将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；驱动桥同时还要承受作用于路面和车架或承载式车身之间铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。其的结构形式和设计参数除了对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操纵稳定性等有直接的影响。因此，转向驱动桥的设计对于整车的结构设计及性能均有影响。转向驱动桥有同一般驱动桥一样的主减速器、差速器和半轴，也有一般转向桥所具有的转向节和主销等。不同之处是，由于转向的需要，半轴被分成内、外两段，内半轴与差速器相连接，外半轴与轮毂相连接，两者用等角速万向节连接。同时，主销也因此分成上、下两段，固定在万向节的球形支座上，转向节轴径做成空心的，以便外半轴（驱动轴）从中穿过。汽车转向时，通过转向节臂带动转向节时，转向节绕主销转动，从而使前轮偏转。轿车的转向驱动桥多为断开式的，非断开式的多用于军用越野车上。断开式驱动桥必须与独立悬架相匹配，例如麦弗逊式悬架等。因而，对于中级轿车转向驱动桥设计，应该充分考虑到其与其他的结构之间的匹配，以及结构的合理优化，从而使得汽车产品的性能的优化。1.3汽车前桥的设计要求驱动桥是汽车传动系统中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好环。因此，设计中要保证：所选择的主减速比应保证汽车在给定使用条件下有最佳的动力性能和燃料经济性；（1）当左、右两车轮的附着系数不同时，驱动桥必须能合理的解决左右车轮的转矩分配问题，以充分利用汽车的牵引力；（2）具有必要的离地间隙以满足通过性的要求；（3）驱动桥的各零部件在满足足够的强度和刚度的条件下，应力求做到质量轻，特别是应尽可能做到非簧载质量，以改善汽车的行驶平顺性；（4）能承受和传递作用于车轮上的各种力和转矩；（5）齿轮及其它传动部件应工作平稳，噪声小；（6）对传动件应进行良好的润滑，传动效率要高；（7）结构简单，拆装调整方便⑴。1.4设计的主要内容（1）分析后桥国内外现状及发展趋势，分析驱动桥的基本原理及运行机理，驱动桥设计的关键技术；根据经济、适用、舒适、安全、可靠的设计原则和分析比较，收集资料调研，完成后桥各部分的设计。（2）主要包括主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、半浮式半轴计算载荷的确定、半浮式半轴的直径的选择、半浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算、万向节基本参数的计算、万向节的强度计算、桥壳的厚度与材料的选择。第2章主减速器的设计2.1主减速器的功用汽车传动系统的基本功能是将发动机输出的运动和动力传给车轮，以驱动汽车行使。驱动桥是汽车传动系统的重要组成部分，而主减速器和差速器又是驱动桥的重要组成部分。合理设计主减速器及差速器以适应汽车在起步、加速、行使以及克服各种道路障碍等不同行使条件下对驱动轮牵引力及不同要求的需要。主减速器是汽车传动系中最主要的部件之一。它的作用主要是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还可以改变转矩旋转方向的作用。2.2主减速器的结构分析与型式选择2.2.1主减速器分类为满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。目前我国常用的分类标准有：按齿轮形式不同分为弧齿锥齿轮式、双曲面齿轮式、圆柱齿轮式和蜗轮蜗杆式。按减速形式不同分为单级式、双级式、双速式、贯通式和单、双级减速配轮边减速式。本次设计所选类型为螺旋锥齿轮单级主减速器的设计222螺旋锥齿轮主减速器的结构特点图2-1螺旋锥齿轮传动为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图2-1示）。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。2.3主减速器主、从动齿轮的支承方案主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。由于题目为轿车，故所需传递的转矩较小采用悬臂式支承。(a)悬臂式支承(b)跨置式支承图2-2主动锥齿轮的支承方式悬臂式支承如图2-2(a)所示，其特点是主动锥齿轮轴上两圆锥滚子轴承的大端向外，以减少悬臂长度b，增加支承距a，提高支承刚度；为了尽可能地增加支承刚度，支承距a应大于2.5倍的悬臂长度b，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bo靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。悬臂式支承结构简单，但支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型轿车的主减速器。跨置式支承如图2-2(b)所示，支承强大高，但加工和安装不便。通常装载质量2吨以上的货车车才采用此支承方式。2.3.1主减速器从动锥齿轮的支承方式及调整：图2-3从动锥齿轮的支承方式为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸cd。但cd应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上,并让出位置来加强连接突缘的刚度，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。2.4主减速器的基本参数选择与设计计算2.4.1主减速器计算载荷的确定发动机选择桑塔纳2000GSI轿车大多采用AJR型发动机,所以此处也采用此发动机。其参数最大扭矩为：155N.m/3800rpm。主减速比i0的确定对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pamax及其转速入的情况下，所选择的i。值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速Vamax。这时i0值应按下式来确定：i0=0.377WpVamaxigh(2.1)式中：rr――车轮的滚动半径，此处给定轮胎型号为195/60R1486H，所以滚动半径为195X60%+14X25.4/2=294.8mm。igh――变速器量高档传动比。igh=0.8把nn=r/n,Vamax=175km/h代入上式Tce(2.2)计算得i0=4.444Tce=kdTemaxkijfnn1）、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式中：Tce计算转矩，Nm；Temax一一发动机最大转矩；Temax=155N.mn计算驱动桥数，n=1；if分动器传动比，if=1;i0主减速器传动比，i°=4.44;n――变速器传动效率,7=0.90;k液力变矩器变矩系数,K=1;Kd――由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1;ii――变速器最低挡传动比，ii=3.455；将数据代入上式可得：Tce=2141.89N.m2)、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcsTCSG2m2rrimiN?m(2.3)式中：G2——每个驱动轴上的重量,为60%G=60%X14264=8558Nm2加速时重量转移系数，此处为1.1;――轮胎与路面的附着系数，对于一般轮胎的公路用汽车在良好的混凝土或沥青路上可取0.85;rr——车轮滚动半径，0.294m;im――车轮到从动锥齿轮间的传动比，取1；――车轮到从动锥齿轮间的传动效率，一般为0.9;将数据代入公式可得到Tcs=2376.27N.m、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcfGarrTcf:(fafjf),Nm(2.4)公路坡度系数，它代表汽车在设计时要求能够持续爬坡的能力，而不imd式中：Ga——汽车总重量，14264N;rr——车轮滚动半径，0.294m;im从动锥齿轮到轮边减速比，取1；d驱动轴传动效率，圆弧锥齿轮取a是公路的坡度系数，取0.08;性能系数，代表汽车在坡度上的加速能力，取0.017;代入公式可得：Tcf=385.81N?m最大计算扭矩取1，2计算的较小值，所以Tc2141.89N.m2.5主减速器锥齿轮的主要参数选择主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。查阅〈桑塔纳轿车维修手册》资料，主减速器的传动比为4.444，初定主动齿轮齿数Z1=9，从动齿轮齿数Z2=40。所以计算得i0=4.444，Tc=2141.89m从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mt对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2又会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D2Kd2\Tc(2.5)KD2——直径系数，一般取13.0〜16.0Tc――从动锥齿轮的计算转矩，Nm，为Tce和Tcs中的较小者所以D2=(13.0〜15.3)=(167〜197.217)mm初选D2=180mm则mt=D2/Z2=180/40=4.5mm初选mt=4.5mm，则D2=180mm根据mt=Km3Tc来校核ms=4.5选取的是否合适，其中Km=(0.3〜0.4)此处，mt=(0.3〜0.4)32141.89=(3.87〜5.15)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，加大了集中应力，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。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于节锥A2的0.3倍，即b20.3A2，而且b2应满足b210mt，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：b20.155D2=0.155180=27.9mmb,=1.1b2=1.127.9=30.694）中点螺旋角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，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.5〜2.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°70。，而乘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）法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，在此轻型轿车选择压力角207）铣刀盘名义直径5的选择刀盘名义直径可按从动齿轮分度圆直径d2直接按表3选取:表2-1螺旋锥齿轮和双曲面齿轮名义刀盘半径的选择从动齿轮节回宜径＜6刀盘半轻j从动齿轮节圆克程dt刀盘半径柑(mm)tin)(mm)trnm)(in)(mm)3.000—S,25075-1351.75044.45016.500〜11.250165—2853.75095.2503.875—5.750100-1702.25057.1&07.750—13*500195^3454.500134.3004*250-7.SOO110—1902.50063.50010.250—1^000260—455缶000152.400&125—9*OOQ130-2303.000|76.20013.750—24,00035D710&000203.2005.375—9.37S135—2403.12579.375000—31.5Q045570010.500266.700本设计范例：由于d2为180mm，故查表2-3，选择rd=63.5mm。2.6主动轮和从齿轮各参数计算小齿轮：i=9大齿轮：2=40端面模数：ms=4.5mm节圆直径小齿轮d!ms乙=4.5'9=40.5mm大齿轮d2msz2=4.5■40=180mm法向压力角：轻型轿车大多选用20o齿工作高：hkms比比查表得：比=1.57mm=4.5处1.57=7.065mm齿全高：htmsH2H2查表得：H2=1.758mm=4.5H758=7.911mm齿顶高：小齿轮h1hkh27.065-1.08=5.985mm大齿轮h2msa=4.5■0.24=1.08mm齿根高：小齿轮h|hh=7.911-5.985=1.926mm大齿轮h2hh2=7.911-1.08=6.831mm径向间隙：chthk=7.911-7.065=0.846mm节锥角:小齿轮r.arctan2=0.2213=12.48°140大齿轮r290°r190°12.48°77.52°节锥距：A0d140593.75mmk=0.3192mmr^sin0.432平均齿面宽：b=A0kk齿宽系数b=93.75'0.3192=29.925mm齿根角:小齿轮,arctan虹0.0204971.174°Ao大齿轮2arctan玄0.072744.16°Ao根锥角:小齿轮rR1r,112.48°1.174°11.306°大齿轮rR2r2277.52°4.16°73.36°面锥角：小齿轮r01»212.48°4.16°16.64°大齿轮25.958c°s12.48°52.4r°2r2177.52°1.174°78.694°16.外圆直径：小齿轮d°1d12h|cos”40.525.958c°s12.48大齿轮d°2d22h2c°sr218021.08c°s77.52°52.49mm180.467mm17.锥定点至轮缘距：小齿轮d2180ox0i-hsinr-i5.985sin12.4888.7mm2-大齿轮di].40.5*小小.____o.--x02h2sinr21.08sin77.5219.2mm222.7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。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。2.7.1齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：（1）轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。①疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。②过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。（2）齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4）齿面磨损这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩Tec和最大附着转矩Tcs并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据⑴。2.7.2主减速器螺旋锥齿轮的强度计算（1）单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即：Pp—（2.6）b2式中：P――作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩G2rr两种载荷工况进行计算，在此取27.9mm。b2从动齿轮的齿面宽Temaxig10'd1b22(2.7)1）按发动机最大转矩计算时：p式中：Temax——发动机输出的最大转矩，在此取155Nm；ig――变速器的传动比在此取3.455；di——主动齿轮节圆直径，在此取40.5mm。按式（2.7）得:在现代汽车的设计中周力有时提高许用数据的31553.4551040.5227.9947.87N/mm，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆20%〜25%。经验算以上数据在许用范围内2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为：(2.8)2103TKoKsKm2KvbzmJ式中：T――该齿轮的计算转矩，一：_=155N.m.；;=31N•m;Ko――超载系数；在此取1.0;Ks――尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当m\m1-4I4-.51.6时，Ks屛，在此—、=0.65;勺25.4s_^2S.4Km――载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km—1.00〜1.10式支承时取1.10〜1.25。支承刚度大时取最小值；Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0;b――计算齿轮的齿面宽27.9mm;z——计算齿轮的齿数9m端面模4.5mm;J计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数、载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。参照图2.7取J=0.29。图2.4计算用弯曲综合系数J㈣按T邑=31N.mNm计算疲劳弯曲应力：3210311.00.6512127.994.50.29189.06N/mm2<2210N/mm按'L-=155N.mNm计算疲劳弯曲应力21031551.00.651127.994.520.2922647.64N/mm<700N/mm所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求(3)轮齿的表面接触强度计算Cp2TK0KsKmKf1032j—'N/mmdnKvbJ式中：T——主动齿轮的计算转矩；109N.m1Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N2/mm;(2.9)K0，Kv，Km——见式(2.8)下的说明;Ks——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0;Kf――表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质(如铣齿，磨齿等)，即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0；J――计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2.8选取J=0.1264。按Tee计算：232,^40S232,62X15SX1J8时为29〜45HRC,当端面模数m<8时为32〜45HRC。对渗碳层有如下规定：当端面模数m<5时，厚度为0.9〜1.3mmm=5~8时，厚度为1.0〜1.4mmm>8时，厚度为1.2〜1.6mm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0.005〜0.020mm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。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死和胶合。2.8主减速器轴承的选择2.8.1计算转矩的确定锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器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为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩Td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计算：3331331_.fT1_.fT2_.fT3fTRId|emaxfi1ig1fi2ig2fi3ig3fiRigR(2.10)100100100100100式中：Temax发动机最大转矩，在此取155Nm；fi1，fi2…fiR变速器在各挡的使用率，可参考表表2.4选取;ig1，ig2…igR变速器各挡的传动比;fT1，fT2…fTR变速器在各挡时的发动机的利用率。经计算Td为61.66N・m。表2-3fi及fT的参考值主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径：此阳=^一-卜】=40.5-30.69：；r=33.87mmfi及fT的参考值IVw料1妙隹撐呻1IV护i册胡連居VMKtABC1Ous2115£>・54氤5&4苫囂B£20Lfl2715117S7^BO.7杠HE)5―，—77.&3^3307■心8570ru£-050504070g«0AQ*0*O&OSO407Q707050SO70TO—6070鬲臺■［社些玄半脂池车tr.■k<:茕：，真屮叭十-^,*1.汽•总・力上珂・2.8.2齿宽中点处的圆周力经计算Td为161.48N・m⑴齿宽中点处的圆周力F(2.11)二2Tndm式中：T――作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩，为上式计算结果dm该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径.对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径d2md2bsin2Z1d1md2m-Z2经计算d2m=180-31.Sin74.624°160.23mmd1m=36.05mm按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力2X161.4SF==8.96kN2.8.3螺旋锥齿轮所受的轴向力和径向力图2.4主动锥齿轮齿面的受力图(2.12)(2.13)(2.14)于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为:FazFnsinFscosFzcos1tansin1sin1cos1(2.15)FrzFncosFSsinFzcos1tancos1sin1sin1(2.16)如图2.4，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，Ft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平面内，Ft分解成两个相互垂直的力Fn和Ff,Fn垂直于0A且位于ZOOA所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角,Ft与Ff之间的夹角为法向压力角,这样就有：FFtcosCOSFnFtsinFtan/cosFsFtcossinFtan由式(2.15)可计算：10.38Faztan20sin18.81sin40.04cos18.814.732KN45.84由式(2.16)可计算：1038Frztan20cos18.8140.04sin18.81=0.994KN45.842.8.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择轴承位置示意图主动锥齿轮与从动锥齿轮的轴承A.B.C.D的径向载荷及轴向载荷分别为：轴承受力如下表轴承号力的名称公式计算结果A径向力](F(ab))2(Frz(ab)Fazd1m)2\aa2a1276.2N轴向力Faz735.95NB径向力|(Fb)2(FrzbFazd1m)2\aa2a352.99N轴向力00C径向力J((Fd)2(FazdFrzd：：)2Y(cd)cd2(cd)793.44N轴向力Frz225.31ND径向力(Fd)2(FazdFrzd2m)2(cd)cd2(cd)657.22NA由于轴承A为圆锥滚子轴承,—0.214e0.37,查表可知X=1,Y=0代人公R式，求得当量动载荷为：Q=XRi+YAi=4025N则此轴承的额定寿命为：L空106(2.17)fpQ式中：C――额定动载荷，C=41.5KN；ft――温度系数，ft=0.95;fp――载荷系数，fp=1.2〜1.8;――寿命指数，对于圆锥滚轴承取=10/3。在实际计算中，常用工作小时数表示轴承的额定寿命：Lh—(2.18)60n式中：n轴承的计算转速，r/min。对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器从动锥齿轮轴承的计算转速n2为:n22.66Vamrr105r/minn^jn2i04.111105431.65r/min式中：rr轮胎的滚动半径，rr=0.294m;Vam――汽车的平均行驶速度，km/h；对于轿车可取为50〜55km/h带入数值计算得：10Lh601_FQ3106(2.19)60njfpQ10=10.9541.5103亏106=60431.651.64025=5296hLh还应满足:L'hSVam1500004285.7h35(2.20)式中：S——汽车的大修里程,km。由于L'h4285.7h 措施 《全国民用建筑工程设计技术措施》规划•建筑•景观全国民用建筑工程设计技术措施》规划•建筑•景观软件质量保证措施下载工地伤害及预防措施下载关于贯彻落实的具体措施 。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，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一一差速锁等。由于整速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速界从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。（2）强制锁止式防滑差速器式防滑差速器就是在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁，必要时将差速器锁住。此时左、右驱动车轮可以传递由附着力决定的全部转矩。当汽车驶入较好的路面时，差速器的锁止机构应即时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题，例如使转弯困难、轮胎加速磨损、使传动系零件过载和消耗过多的功率等。（3）自锁式差速器为了充分利用汽车的牵引力，保证转矩在驱动车轮间的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述强制锁止式差速器的缺点，创造了各种类型的自锁式差速器。用以评价自锁式差速器性能的主要参数，是它的锁紧系数。为了提高汽车的通过性，似乎是锁紧系数愈大愈好，但是过大的锁紧系数如前所述，不但对汽车转向操纵的轻便灵活性、行驶的稳定性、传动系的载荷、轮胎磨损和燃料消耗等，有不同程度的不良影响，而且无助于进一步提高驱动车轮抗滑能力。因此设计高通过性汽车差速器时，应正确选择锁紧系数值⑵。因为本车属于微型汽车，主要在较好的路面上行驶，所以采用成本低廉、结构简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。3.2行星齿轮差速器的原理图3.2差速器差速原理如图3.2所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为°;半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为!和2oA、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为ro当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径r上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图3.2），其值为°r。于是产2=°，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度4自转时（图3.2），啮合点A的圆周速度为ir=°r+4r，啮合点B的圆周速度为2r=°r-4r。于是：ir+2r=（°r+4r）+（°r-4r）TOC\o"1-5"\h\z即i+2=2°（3.1）若角速度以每分钟转数n表示，贝，n1n22n°（3.2）式（3.2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（3.2）还可以得知：①当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；②当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动［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3-2所示。由于其具有结构简单、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。3.3行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以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主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。3.3.1差速器齿轮的基本参数的选择1•行星齿轮差速器的确定1）行星齿轮数目的选择依照〈汽车工程手册》，轿车及一般乘用车多用2个行星齿轮，货车汽车和越野汽车多用4个，少数骑车用个行星齿轮。本车差速器应选行星齿轮数为2个（乘用车汽车）2）行星齿轮球面半径Rb的确定差速器的尺寸通常决定于Rb，它就是行星齿轮的安装尺寸，可根据公式RbKb3Me来确定。RBKB3Me=2.95321.4189=38.03mm（3.3）式中：Kb――行星齿轮球面半径系数，Kb=2.52~2.99（有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值；有2个行星齿轮的轿车，以及越野汽车、矿用汽车取大值）；在此取2.95Me――差速器计算扭矩。在此为2141.89N.m计算得：Rb38.03mm取38mm3）预选其节锥距Ao（0.98~0.99）Rb（3.4）0.985Rb37.43mm4）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数，以使齿轮有较高的强度，行星齿轮的齿数应尽量少，1.5~2，否则将不能安齿数为10。但一般不少于10。半轴齿轮齿数取14~25；半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在范围内；左、右半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮的数目所整除装。根据这些要求初定半轴齿轮齿数为18；差速器行星轮个数为2,行星齿轮节锥角、模数m和节圆直径d的初步确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角2计算如下:10arctan—18arctan181029.160.9(3.5)(3.6)大端模数m及节圆直径d的计算2A0.msin1Z1237.410分度圆直径dmzsin29.13.6mm取4mm（3.7）d行mzi41040m（3.8）d半mz241872mm压力角过去汽车差速器齿轮都选用20压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数为13。现在大都选用2230的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减少至10。某些重型汽车也可选用25压力角所以初定压力角为22.58)行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定根据汽车工程手册》中::Me103.1.1cnl(3.9)■2141.8910322.2mm,1.169228.8L1.11.122.1324.35mm式中：Me—差速器传递的转矩，2141.89N.m；n行星齿轮数；2，d2为半轴齿轮齿28.8mm；l――为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离(l0.5d2面宽中点处的直径，而d20.8d2),计算结果为支撑面的许用挤压应力，取为69N/mm3.3.2行星齿轮与半轴齿轮的几何尺寸计算1.齿数行星齿轮：乙=10半轴齿轮：Z2=182•模数m=43.齿面宽b=(0.25~0.30)“£=9.36mm4•工作齿高hg=1.6m=1.6工"、=6.4mm5•齿全高ht=1.788m+0.051=7.152+0.051=7.203压力角22.30°轴间夹角1=90°节圆直径行星齿轮：叫=mz-i=410=40mm半轴齿轮：_=mz2=4'18=72mm节锥角行星齿轮：r,=arctan-Zl=arctan10=0.507=28.81°z218半轴齿轮：r2=90°-r-=61.187°节锥距d12sin”d22sinr2402sin29.1o周节T=3.1416m=3.1416<4=12.566齿顶咼行星齿轮h1怙h2=6.4-0.544=5.86半轴齿轮：0.37h20.432m=5.44z/13.齿根高行星齿轮：hh(h|=7.302-5.86=1.442半轴齿轮：h?hh?=7.302-5.44=1.592径向间隙C=ht-hg=7.302-6.4=0.902齿根角行星齿轮：1=arctanM=arctan1.442=0.035156=-D"Ao41半轴齿轮：2=arctan)hh-=arctan6.758=0.1634=:二「A4116.面锥角行星齿轮：:'-=工.+“=「：：：半轴齿轮：17.根锥角行星齿轮：・=-：=：：半轴齿轮：==：】—=♦18.顶圆直径行星齿轮：丈】=训+2".cos一=40+2「：’：工：D50.27mm半轴齿轮：也卢_+2h；cos’=72+2二-二=72.52mm节锥顶点至齿面外缘的轴间距离行星齿轮：「:_=-hisin〔i=—-5.86sin=36-2.824：一==33.176mm半轴齿轮:::=厶-抵sin：=d-0.544sin二—八=20-0.544v：'：■=19.523mm,理论弧齿厚行星齿轮：；F=t-[:=5.30mm半轴齿轮:一=0.5t（啓-tijtan〆—：＜■=4.19mm3.3.3差速器齿轮的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