福田歐曼ETX驅動橋的設計-重型貨車【單級主減速器】【8張CAD圖紙+PDF圖】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 畢業(yè)設計指導教師評分表 學生姓名 劉凱 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛B07-9 指導教師姓名 王永梅 職稱 講師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是否 題目名稱 福田歐曼ETX驅動橋的設計 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與工程實踐、社會實際、科研與實驗室建設等的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數(shù)據(jù)運算與處理能力）；外文應用能力 20 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經(jīng)濟分析能力） 10 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 8 科學素養(yǎng)、學習態(tài)度、紀律表現(xiàn)；畢業(yè)論文進度 10 得 分 X= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 工作態(tài)度： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 指導教師簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計評閱人評分表 學生 姓名 劉凱 專業(yè) 班級 車輛B07-9 指導教 師姓名 王永梅 職稱 講師 題目 　福田歐曼ETX驅動橋的設計 評閱組或預答辯組成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與工程實踐、社會實際、科研與實驗室建設等的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數(shù)據(jù)運算與處理能力）；外文應用能力 25 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經(jīng)濟分析能力） 15 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 得 分 Y= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 評閱人或預答辯組長簽字： 年 月 日 注：畢業(yè)設計（論文）評閱可以采用2名評閱教師評閱或集體評閱或預答辯等形式。 畢業(yè)設計答辯評分表 學生 姓名 劉凱 專業(yè) 班級 車輛B07-9 指導 教師 王永梅 職 稱 講師 題目 福田歐曼ETX驅動橋的設計 答辯 時間 月 日 時 答辯組 成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 審 指 標 滿 分 得 分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況，題目難易度、工作量、與實際的結合程度 10 2 設計（實驗）能力、對實驗結果的分析能力、計算能力、綜合運用知識能力 10 3 應用文獻資料、計算機、外文的能力 10 4 設計說明書撰寫水平、圖紙質量，設計的規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等）、實用性、科學性和創(chuàng)新性 15 5 畢業(yè)設計答辯準備情況 5 6 畢業(yè)設計自述情況 20 7 畢業(yè)設計答辯回答問題情況 30 總 分 Z= 答辯過程記錄、評語： 自述思路與表達能力：好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 答辯組長簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）成績評定表 學生姓名 劉凱 性別 男 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè) 車輛工程 班級 B07-9 設計（論文）題目 福田歐曼ETX驅動橋的設計 平時成績評分（開題、中檢、出勤） 指導教師姓名 職稱 指導教師 評分（X） 評閱教師姓名 職稱 評閱教師 評分（Y） 答辯組組長 職稱 答辯組 評分（Z） 畢業(yè)設計（論文）成績 百分制 五級分制 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 院系公章： 年 月 日 注：1、平時成績（開題、中檢、出勤）評分按十分制填寫，指導教師、評閱教師、答辯組評分按百分制填寫，畢業(yè)設計（論文）成績百分制=W+0.2X+0.2Y+0.5Z 2、評語中應當包括學生畢業(yè)設計（論文）選題質量、能力水平、設計（論文）水平、設計（論文）撰寫質量、學生在畢業(yè)設計（論文）實施或寫作過程中的學習態(tài)度及學生答辯情況等內容的評價。 優(yōu)秀畢業(yè)設計（論文）推薦表 題 目 福田歐曼ETX驅動橋的設計 類別 畢業(yè)設計 學生姓名 劉凱 院（系）、專業(yè)、班級 汽車與交通工程學院 車輛B07-9 指導教師 王永梅 職 稱 講師 設計成果明細： 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 院、系公章： 年 月 日 備 注： 注：“類別”欄填寫畢業(yè)論文、畢業(yè)設計、其它 本科學生畢業(yè)設計 福田歐曼ETX驅動橋的設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 B07-9班 學生姓名： 劉凱 指導教師： 王永梅 職 稱： 講師 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Fukuda Europe the design of Raman ETX driving axle Candidate：Liu Kai Specialty：Vehicles Engineering Class：B07-9 Supervisor：Lecturer. Wang Yongmei Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 福田歐曼ETX在汽車生產中占有很大的比重，而且驅動橋在整車中十分重要。驅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，而對于載貨汽車顯得尤為重要。為滿足目前當前載貨汽車的快速、高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅動橋。設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋，能大大降低整車生產的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展，并且通過對汽車驅動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能，所以本題設計一款結構優(yōu)良的輕型貨車驅動橋具有一定的實際意義。 本文首先確定主要部件的結構型式和主要設計參數(shù)，在分析驅動橋各部分結構形式、發(fā)展過程及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎上，確定了總體設計方案，采用傳統(tǒng)設計方法對驅動橋各部件主減速器、差速器、半軸、橋殼進行設計計算并完成校核。最后運用AUTOCAD完成裝配圖和主要零件圖的繪制。 關鍵詞：福田歐曼ETX；驅動橋；單級主減速器；差速器；半軸；橋殼 4 ABSTRACT Fukuda lehman ETX take a large proportion of commercial vehicles production, and the drive axle is one of the most important structure. Drive axle is the one of automobile four important assemblies, Its performance directly influence on the entire automobile, especially for the truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, high efficiency, high benefit today` truck, must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the trucks’ developing tendency. Design a simple, reliable, low cost of the drive axle, can greatly reduce the total cost of vehicle production, and promote the economic development of automobile and automotive drive axle of the study and design practice, can better learn and to master modern automotive design and mechanical design of a comprehensive knowledge and skills, so the title of the fine structure of the design of a pickup vehicle drive axle has a certain practical significance. In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, the analysis of the various parts of the structure of the bridge drive type, the form of the development process and its advantages and disadvantages of the past, determined on the basis of the design program, using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer, differential, axle, axle housing was designed to calculate and complete the check. Finally complete the final assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components. Keywords: Fukuda lehman ETX; Drive axle; Single reduction final drive; Differential; Axle; Drive Axle housing SY-025-BY-5 畢業(yè)設計（論文）中期檢查表 填表日期 2011年 4月 18日 迄今已進行 8周剩余 8 周 學生姓名 劉凱 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程專業(yè) 指導教師姓名 王永梅 職稱 講師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 ZL15輪式裝載機變速器設計 學 生 填 寫 畢業(yè)設計（論文）工作進度 已完成主要內容 待完成主要內容 （1） 歐曼etx驅動橋的整體設計 （2） 完成主減速器的結構設計和參數(shù)計算 （3） 完成差速器的計算和半軸的結構設計 （4） 完成部分裝配圖草圖 （1） 完善裝配圖 （2） 完成各部分重要零件的零件圖 （3） 完成差速器和橋殼的校核 （4） 完善說明書 存在問題及努力方向 （1） 熟練運用CAD。 （2） 半軸的校核 學生簽字： 指導教師 意 見 指導教師簽字： 年 月 日 教研室 意 見 教研室主任簽字： 年 月 日 SY-025-BY-2 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 劉凱 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛07—9 指導教師姓名 王永梅 職稱 講師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 福田歐曼ETX驅動橋的設計 一、設計（論文）目的、意義 　 福田歐曼ETX在汽車生產中占有一定的比重，在汽車運輸行業(yè)應用較廣，而驅動橋在整車中十分重要，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋，能大大降低整車生產的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展。所以本題設計一款結構優(yōu)良的福田歐曼ETX驅動橋具有一定的實際意義。 二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法） （一）設計內容 設計車型參數(shù) 輪胎9.00R20 功率kw 118 最大車速km/h 90 最大轉矩N·m/（r/min）255 載重kg(自重/滿載)6000/12000 驅動橋結構方案確定；主減速器的結構設計、基本參數(shù)選擇及設計計算；差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇、幾何及強度計算；驅動半軸的結構設計及強度計算；驅動橋殼的結構設計及受力分析與強度計算。 （二）研究方法 1、 參考相關資料，對比各種驅動橋優(yōu)缺點，初步確定設計方案。 2、 實地考察相關類型的車，為最終設計方案提供依據(jù)。 3、 利用Autocad軟件建立福田歐曼ETX車驅動橋二維圖紙。 三、設計（論文）完成后應提交的成果 （一）計算說明部分 完成設計說明書1.5萬字。其中包括主減速器的結構設計、基本參數(shù)選擇及設計計算；差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇、幾何及強度計算；驅動半軸的結構設計及強度計算；驅動橋殼的結構設計及受力分析與強度計算。 （二）圖紙部分 驅動橋裝配圖零件圖若干張，共計折合3.5張A0圖紙。 四、設計（論文）進度安排 （1）調研、查閱相關資料、完成開題報告 第1～2周（2月28日～3月13日） （2）確定總體方案 第3～4周（3月14日～3月27日） （3）對驅動橋結構進行設計第5～6周（3月28日～4月10日） （4）對驅動橋主要零部件尺寸進行設計7～8周（4月11日～4月24日） （5）建立驅動橋的零件圖第8～9周（4月18日～4月24日） （6）建立驅動橋的裝配模型第9～10周（4月25日～ 5月8日） （7）書寫設計說明書第11～13周（5月9日～5月29日） （8）設計審核、修改 第14～16周（5月30日～6月19日） （9）畢業(yè)設計答辯準備及答辯 第17周（6月20日～6月27日） 五、主要參考資料 [1] GB18320-2001，農用運輸車 安全技術條件 [S]． [2] 王望予．汽車設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005． [3] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001. [4] 成大先.機械設計手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社，2004，1. [5] 周開勤.機械零件手冊[M].北京：高等教育出版社，2001. [6] 溫芳,黃華梁.基于模糊可靠度約束的差速器行星齒輪傳動優(yōu)化設計[J].2004.6. [7] 成大先．機械設計手冊（1~4冊）[M].北京：化學工業(yè)出版社，1993 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）開題報告 設計（論文）題目: 福田歐曼ETX驅動橋的設計 院 系 名 稱: 汽車與交通工程學院 專 業(yè) 班 級: 車輛BW07—9 學 生 姓 名: 劉凱 導 師 姓 名: 王永梅 開 題 時 間: 2011.2.28 指導委員會審查意見： 簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計開題報告 學生姓名 劉凱 系部 汽車工程系 專業(yè)、班級 車輛工程 BW07—9 指導教師姓名 王永梅 職稱 講師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 福田歐曼ETX驅動橋的設計 一、課題研究現(xiàn)狀，選題的目的、依據(jù)和意義 1、研究現(xiàn)狀 從目前我國重型車銷售的結構上看，由于國家基礎設施建設以及市政建設的投入日益加大，重型自卸車的銷量猛增；又由于貨物運輸向專用化、大型化發(fā)展，傳統(tǒng)意義的重型載貨車較之上年有不同程度的下挫。 對于國內重卡市場而言，雖然最近群雄并起，各種資本紛紛進入，競爭異常殘酷激烈，但目前大的格局基本已定：解放、東風、重汽、陜汽、歐曼將躋身第一集團；上汽依維柯紅巖、江淮、北奔、華菱做為第二集團，將向第一集團的地位不斷發(fā)起沖擊；而廣汽、集瑞、長安、大運等后起之秀或許會后來居上、有所作為，有待市場考驗。 　　在重型自卸車市場，占據(jù)較大數(shù)量的是東風EQ3208系列，占市場的70％多。該系列采用康 明斯180至210馬力發(fā)動機，超大的車廂以及經(jīng)濟型的配置使得該車在自卸車市場具有絕對的優(yōu)勢。 　　重型牽引車市場受追捧的是陜汽、重汽的S35和S29，良好的性價比以及大馬力、大噸位的特點使得該系列產品擁有極佳的口碑。260至360馬力發(fā)動機、富勒變速箱、斯太爾加強橋使該車的配置光彩奪目。 　　重型貨運車（包括倉柵車）競爭極為激烈，可用群雄紛爭來形容，一汽的CA1200系列、東風的EQ1208系列、紅巖的CQ19系列等都是暢銷產品。重型專用車批量小、難度高，一直不為國內企業(yè)所重視，高檔專用車為進口品牌所壟斷，沃爾沃、曼等品牌參與國內競爭主要以專用車為主。 　　國外重型車的發(fā)展趨勢 　　各國商用車制造廠家目前正采用令人驚嘆的高新技術來最大限度地保障安全，提高效率。重型車的發(fā)展趨勢對安全、可靠、舒適的人性化設計等方面提出更高的要求。 　　在安全性方面，國際潮流是安裝制動防抱死系統(tǒng)（ABS）、翻車警告系統(tǒng)、電子控制制動系統(tǒng)（EBS）、紅外線夜視系統(tǒng)以及其它的駕駛室安全性措施。在歐洲，多數(shù)重型車駕駛室都要經(jīng)受嚴格的加載、撞擊與扭振試驗，完全合格后方可投入批量生產。其目的是在發(fā)生翻車事故后，駕駛室不會被壓扁，保證駕駛員的生存空間，車門不會自行打開，人員不會拋出車外。 　　在舒適性方面，現(xiàn)在的商用車乘坐舒適性已接近轎車的水平。主要表現(xiàn)為駕駛室空間比轎車還要寬敞許多，各種設施一應俱全。特別是長途行駛的牽引車，不僅有音響、冷暖空調和通訊設備，而且還有衛(wèi)星導航、冷熱飲柜、電視、衣柜等裝備；駕駛室的支點裝有彈性緩沖裝置，駕駛員座椅下方有空氣彈簧緩沖支承，保證了駕駛員乘坐舒適平穩(wěn)。 在環(huán)保性方面，柴油發(fā)動機技術的提高，為實現(xiàn)柴油機降低廢氣排放提供了基本保證。同時新技術的應用又可以幫助清潔柴油，減少廢氣排放。如催化微粒過濾器，它可以清除排氣中90％至95％的煙塵等。 　　在可靠性和耐久性方面，國外先進企業(yè)中重型載貨汽車的保修期大多在60萬公里，實際上都能保證80萬至100萬公里無大修，而國內保修期大多在10萬公里左右。國外重型載貨汽車只要在正常情況下使用就基本不會出現(xiàn)故障，而國內的車初期故障率則一直較高。我國的維修保養(yǎng)費用在汽車運輸成本中的比重遠高于國外水平。 福田2006年3月推出的重卡新產品——歐系頂級歐曼ETX，采用全鋼結構一次性沖壓成型的高頂寬體車身，其中牽引車、載貨車等車身采用四點全浮式減震裝置，多向可調節(jié)減震座椅。可選裝GPS定位系統(tǒng)、導航系統(tǒng)、車載冰箱、車載電話、DVD以及電動天窗等配置。車身的迎風面積為6..98m2（一般重卡為7.48m2），風阻系數(shù)較低，可節(jié)油12%～18%。 歐曼ETX秉承了歐曼重卡一貫的高大威猛車身造型，彰顯了歐洲重卡的陽剛之氣。駕駛室符合歐洲EEC法規(guī)標準的防正面、側面碰撞、頂壓以及前端鉆進的全面安全法規(guī)標準，碰撞安全性大大提高。在實現(xiàn)安全駕駛的同時，也充分考慮到了現(xiàn)代社會對于環(huán)保的要求。 歐曼ETX共分兩個系列產品：洲際版和豪華版。洲際版采用歐Ⅲ標準的美國康明斯ISM發(fā)動機（Mil）。該機在低轉速800x/min時可提供880～1250N·m的起步扭矩，而且可提供28%～45%的扭矩儲備。豪華版主要配裝濰柴動力的06款發(fā)動機。ETX配裝美國伊頓S9全同步器變速器，485單級減速沖焊驅動橋——與13t雙級減速橋相比，該橋具有傳動效率高、節(jié)油、承載能力強等優(yōu)點。ETX的離合器為430大摩片螺旋彈簧式。該車所用的WEVB發(fā)動機制動技術，可使制動器的使用壽命提高45%～55%。 駕駛室內部的轎車化內飾，豪華優(yōu)雅、高檔氣派，符合了現(xiàn)代人的審美情趣。創(chuàng)新設計的轎車化儀表臺、采用了集成化控制。采用奔馳技術的單桿變速操縱系統(tǒng)，使駕駛員長途駕駛操縱更輕便、更靈活。四點全浮懸置、氣囊減震的座椅，整體式側裙板、后輪罩等設置都大幅度提高了整車的舒適性能。 重卡輕量化作為目前市場的主流，不僅是企業(yè)技術與研發(fā)的核心，更是消費者購買的主選。一批掌握了輕量化技術的重卡企業(yè)，已經(jīng)在2010年的市場競爭中突出重圍、脫穎而出，成為了用戶的寵兒。 歐曼憑借在輕量化方面的領先技術和豐富的產品線，其輕量化牽引車集輕量化、安全可靠、燃油經(jīng)濟性于一身，成為了大家關注的焦點。為滿足不同類型用戶的需求，歐曼將產品細分為高速型、標準型和重載型。豐富的產品線，為歐曼6系牽引車的輕量化設計提供了基礎，憑借著穩(wěn)定而卓越的技術，歐曼6系輕量化牽引車為用戶帶來了更多的額外收益，贏得了越來越多的消費者信任。 2010年11月13日，由國家知識產權局和世界知識產權組織主辦的第十二屆中國專利獎評選活動中，福田歐曼ETX重型卡車的外觀設計專利榮獲中國交通類外觀設計唯一金獎，該獎項為中國專利獎評選活動中首次設立的獎項，也是目前國內外觀設計專利領域的最高獎項。 福田歐曼ETX的上市，不但代表了我國重卡不斷進步的技術水平，而且正在引領著我國重卡技術的發(fā)展趨勢。 驅動橋是重型汽車的重要標志之一，目前世界各國重卡采用的驅動橋包括：中央單級減速驅動橋；中央雙擊驅動橋；輪邊減速驅動橋等。 2、依據(jù)、目的和意義 中卡是福田汽車全系列產品中技術含量最高的一種，而歐曼ETX又是福田重卡中的得意之作。歐曼ETX是福田汽車在自主創(chuàng)新的基礎上聯(lián)合歐洲著名研發(fā)機構歷時五年研發(fā)而成，應用了數(shù)百項歐洲技術，融合了國際潮流的車身設計，集動力性、舒適性、安全性和經(jīng)濟性于一身。而驅動橋在整車中十分重要，汽車驅動橋是汽車的重要總成，承載著汽車車架及承載式車身經(jīng)懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結構型式和設計參數(shù)除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經(jīng)濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。汽車驅動橋設計涉及的機械零部件及組件的品種極為廣泛，對這些零部件、組件及總成的制造也幾乎要設計到所有的現(xiàn)代機械制造工藝，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋，能大大降低整車生產的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展，并且通過對汽車驅動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能，所以本題設計一款結構優(yōu)良的福田歐曼ETX驅動橋具有一定的實際意義。 二、設計的基本內容、擬解決的主要問題 1、設計基本參數(shù) 輪胎9.00R20 功率kw 118 最大車速km/h 90 最大轉矩N·m/（r/min）255 載重kg(自重/滿載)6000/12000 2、基本內容 （1）研究驅動橋組成、結構、原理； (2) 主減速器的結構設計,基本參數(shù)選擇及設計計算； (3) 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇、尺寸及強度計算； (4) 驅動半軸的結構設計及強度計算； (5) 驅動橋殼的結構設計及受力分析與強度計算。 3、擬解決的主要問題 (1)驅動橋結構形式及布置方案的確定。 (2)驅動橋零部件尺寸參數(shù)確定及校核。 (3)完成驅動橋驅動橋裝配圖和主要部分零件圖。 三、技術路線（研究方法） 參考相關資料，對比各種驅動橋優(yōu)缺點 利用Autocad完成驅動橋主要部分零件圖 完成設計說明書 檢查修改錯誤 完成畢業(yè)設計 設計驅動橋零部件尺寸參數(shù) 初步確定設計方案 強度是否滿足要求 N Y 利用Autocad完成驅動橋裝配圖 四、設計進度安排 （1）調研、查閱相關資料、完成開題報告 第1～2周（2月28日～3月13日） （2）確定總體方案 第3～4周（3月14日～3月27日） （3）對驅動橋結構進行設計第5～6周（3月28日～4月10日） （4）對驅動橋主要零部件尺寸進行設計7～8周（4月11日～4月24日） （5）建立驅動橋的零件圖第8～9周（4月18日～4月24日） （6）建立驅動橋的裝配模型第9～10周（4月25日～ 5月8日） （7）書寫設計說明書第11～13周（5月9日～5月29日） （8）設計審核、修改 第14～16周（5月30日～6月19日） （9）畢業(yè)設計答辯準備及答辯 第17周（6月20日～6月27日） 五、參考文獻 [1] 劉惟信.汽車車橋設計[M].北京：清華大學出版社，2004. [2] 余志生. 汽車理論[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 2008. [3] 陳家瑞. 汽車構造[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2003. [4] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001. [5] 機械設計手冊編委會.齒輪傳動（單行本）[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2007. [6] 成大先．機械設計手冊（1~4冊）[M].北京：化學工業(yè)出版社，1993. [7] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊[M]：設計篇.北京：人民交通出版社，2001. [8] 尹國臣.淺析汽車驅動橋主減速器的裝配與調整[J].科學教育家，2007，（10）. [9] 肖文穎，王書翰.普通錐齒輪差速器行星齒輪的力學分析[J].科技資訊，2007，（11）. [10] 安曉娟，彭彥宏，郝春光.主減速器齒輪的失效分析[J].拖拉機與農用運輸車，2007，（8）. [11] 彭彥宏，呂曉霞，陸有. 差速器圓錐齒輪的失效分析[J]. 金屬熱處理，2006，（4）. [12] 陳珂,殷國富,汪永超.汽車后橋差速器齒輪結構設計優(yōu)化研究[J]. 機械傳動,2008， (4). [13] 付建紅.載重汽車后橋半軸的技術改進[J]. 新余高專學報，2006，（2）. [14] 周小平.避免驅動橋半軸扭斷的工藝改進[J]. 新余高專學報,2005，(10). [15] 楊朝會，王豐元，馬浩.基于有限元法驅動橋殼分析[J]. 農業(yè)裝備與車輛工程，2006，（10） [16] li-Ping,Jeong Kim,Beom-Soo Kang. Analysis and design of hydroforming proess for automobile rear axle housing by FEM[J]. Internation Journal of Machine Tools & Manufacture,2000 ,(4). [17] WANG Liang-mo，WANG He-fu，CHEN Jin-rong，LING Zhi-liang，CAO Yu-hua.Development of a Test Machine for IVECO Drive Axle[J]. International Journal of Plant Engineering and Management,2007,(6). 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 選題背景目的及意義 1 1.2設計的基本內容、擬解決的主要問題 3 第2章 驅動橋的總體方案確定 5 2.1 總體方案論證 5 2.1.1 非斷開式驅動橋 5 2.1.2 斷開式驅動橋 5 2.2 驅動橋結構組成 6 2.3 驅動橋設計要求 6 2.4 主減速器結構方案的確定 7 2.4.1主減速比的計算 7 2.4.2主減速器的齒輪類型 7 2.4.3主減速器的減速形式 9 2.4.4主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法 10 2.5 差速器結構方案的確定 11 2.6 半軸形式的確定 11 2.7 橋殼形式的確定 12 2.8 本章小結 12 第3章 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 13 3.1 主減速齒輪計算載荷的計算 13 3.2主減速器齒輪參數(shù)的選擇 14 3.3 螺旋錐齒輪的強度計算 16 3.4主減速器錐齒輪軸承的設計計算 20 3.5主減速器齒輪材料及熱處理 22 3.6主減速器的潤滑 23 3.7 本章小結 23 第4章 差速器設計 24 4.1 概述 24 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器原理 24 4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 25 4.4 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 26 4.5 本章小結 29 第5章 半軸設計 30 5.1 概述 30 5.2 半軸的設計與計算 30 5.2.1全浮式半軸的計算載荷的確定 30 5.2.2全浮半軸桿部直徑的初選 32 5.2.3全浮半軸強度計算 32 5.3 本章小結 32 第6章 驅動橋橋殼的設計 33 6.1 概述 33 6.2 橋殼的結構型式 33 6.3 橋殼的受力分析及強度計算 33 6.4 本章小結 34 結論 35 參考文獻 36 致謝 37 附錄 38 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1 選題背景目的及意義 從目前我國載貨車銷售的結構上看，由于國家基礎設施建設以及市政建設的投入日益加大，重型自卸車的銷量猛增；又由于貨物運輸向專用化、大型化發(fā)展，傳統(tǒng)意義的重型載貨車較之上年有不同程度的下挫。 對于國內卡車市場而言，雖然最近群雄并起，各種資本紛紛進入，競爭異常殘酷激烈，但目前大的格局基本已定：解放、東風、重汽、陜汽、歐曼將躋身第一集團；上汽依維柯紅巖、江淮、北奔、華菱做為第二集團，將向第一集團的地位不斷發(fā)起沖擊；而廣汽、集瑞、長安、大運等后起之秀或許會后來居上、有所作為，有待市場考驗。 自卸車市場，占據(jù)較大數(shù)量的是東風EQ3208系列，占市場的70％多。該系列采用康 明斯180至210馬力發(fā)動機，超大的車廂以及經(jīng)濟型的配置使得該車在自卸車市場具有絕對的優(yōu)勢。 牽引車市場受追捧的是陜汽、重汽的S35和S29，良好的性價比以及大馬力、大噸位的特點使得該系列產品擁有極佳的口碑。260至360馬力發(fā)動機、富勒變速箱、斯太爾加強橋使該車的配置光彩奪目。 貨運車（包括倉柵車）競爭極為激烈，可用群雄紛爭來形容，一汽的CA1200系列、東風的EQ1208系列、紅巖的CQ19系列等都是暢銷產品。重型專用車批量小、難度高，一直不為國內企業(yè)所重視，高檔專用車為進口品牌所壟斷，沃爾沃、曼等品牌參與國內競爭主要以專用車為主。 國外卡車的發(fā)展趨勢 各國商用車制造廠家目前正采用令人驚嘆的高新技術來最大限度地保障安全，提高效率。重型車的發(fā)展趨勢對安全、可靠、舒適的人性化設計等方面提出更高的要求。 在安全性方面，國際潮流是安裝制動防抱死系統(tǒng)（ABS）、翻車警告系統(tǒng)、電子控制制動系統(tǒng)（EBS）、紅外線夜視系統(tǒng)以及其它的駕駛室安全性措施。在歐洲，多數(shù)重型車駕駛室都要經(jīng)受嚴格的加載、撞擊與扭振試驗，完全合格后方可投入批量生產。其目的是在發(fā)生翻車事故后，駕駛室不會被壓扁，保證駕駛員的生存空間，車門不會自行打開，人員不會拋出車外。 在舒適性方面，現(xiàn)在的商用車乘坐舒適性已接近轎車的水平。主要表現(xiàn)為駕駛室空間比轎車還要寬敞許多，各種設施一應俱全。特別是長途行駛的牽引車，不僅有音響、冷暖空調和通訊設備，而且還有衛(wèi)星導航、冷熱飲柜、電視、衣柜等裝備；駕駛室的支點裝有彈性緩沖裝置，駕駛員座椅下方有空氣彈簧緩沖支承，保證了駕駛員乘坐舒適平穩(wěn)。 在環(huán)保性方面，柴油發(fā)動機技術的提高，為實現(xiàn)柴油機降低廢氣排放提供了基本保證。同時新技術的應用又可以幫助清潔柴油，減少廢氣排放。如催化微粒過濾器，它可以清除排氣中90％至95％的煙塵等。 在可靠性和耐久性方面，國外先進企業(yè)中重型載貨汽車的保修期大多在60萬公里，實際上都能保證80萬至100萬公里無大修，而國內保修期大多在10萬公里左右。國外重型載貨汽車只要在正常情況下使用就基本不會出現(xiàn)故障，而國內的車初期故障率則一直較高。我國的維修保養(yǎng)費用在汽車運輸成本中的比重遠高于國外水平。 福田2006年3月推出的重卡新產品——歐系頂級歐曼ETX，采用全鋼結構一次性沖壓成型的高頂寬體車身，其中牽引車、載貨車等車身采用四點全浮式減震裝置，多向可調節(jié)減震座椅?？蛇x裝GPS定位系統(tǒng)、導航系統(tǒng)、車載冰箱、車載電話、DVD以及電動天窗等配置。車身的迎風面積為6..98m2（一般重卡為7.48m2），風阻系數(shù)較低，可節(jié)油12%～18%。 歐曼ETX秉承了歐曼重卡一貫的高大威猛車身造型，彰顯了歐洲重卡的陽剛之氣。駕駛室符合歐洲EEC法規(guī)標準的防正面、側面碰撞、頂壓以及前端鉆進的全面安全法規(guī)標準，碰撞安全性大大提高。在實現(xiàn)安全駕駛的同時，也充分考慮到了現(xiàn)代社會對于環(huán)保的要求。 歐曼ETX共分兩個系列產品：洲際版和豪華版。洲際版采用歐Ⅲ標準的美國康明斯ISM發(fā)動機（Mil）。該機在低轉速800x/min時可提供880～1250N·m的起步扭矩，而且可提供28%～45%的扭矩儲備。豪華版主要配裝濰柴動力的06款發(fā)動機。ETX配裝美國伊頓S9全同步器變速器，485單級減速沖焊驅動橋——與13t雙級減速橋相比，該橋具有傳動效率高、節(jié)油、承載能力強等優(yōu)點。ETX的離合器為430大摩片螺旋彈簧式。該車所用的WEVB發(fā)動機制動技術，可使制動器的使用壽命提高45%～55%。 駕駛室內部的轎車化內飾，豪華優(yōu)雅、高檔氣派，符合了現(xiàn)代人的審美情趣。創(chuàng)新設計的轎車化儀表臺、采用了集成化控制。采用奔馳技術的單桿變速操縱系統(tǒng)，使駕駛員長途駕駛操縱更輕便、更靈活。四點全浮懸置、氣囊減震的座椅，整體式側裙板、后輪罩等設置都大幅度提高了整車的舒適性能。 重卡輕量化作為目前市場的主流，不僅是企業(yè)技術與研發(fā)的核心，更是消費者購買的主選。一批掌握了輕量化技術的重卡企業(yè)，已經(jīng)在2010年的市場競爭中突出重圍、脫穎而出，成為了用戶的寵兒。 歐曼憑借在輕量化方面的領先技術和豐富的產品線，其輕量化牽引車集輕量化、安全可靠、燃油經(jīng)濟性于一身，成為了大家關注的焦點。為滿足不同類型用戶的需求，歐曼將產品細分為高速型、標準型和重載型。豐富的產品線，為歐曼6系牽引車的輕量化設計提供了基礎，憑借著穩(wěn)定而卓越的技術，歐曼6系輕量化牽引車為用戶帶來了更多的額外收益，贏得了越來越多的消費者信任。 2010年11月13日，由國家知識產權局和世界知識產權組織主辦的第十二屆中國專利獎評選活動中，福田歐曼ETX重型卡車的外觀設計專利榮獲中國交通類外觀設計唯一金獎，該獎項為中國專利獎評選活動中首次設立的獎項，也是目前國內外觀設計專利領域的最高獎項。 福田歐曼ETX的上市，不但代表了我國重卡不斷進步的技術水平，而且正在引領著我國卡車技術的發(fā)展趨勢。 1.2設計的基本內容、擬解決的主要問題 1、設計車型歐曼3系主要參數(shù)如表1.1 表1.1 歐曼3系主要參數(shù) 輪胎 9.00R20 發(fā)動機最大功率 118/2600 Pemax kW/np （r/min） 發(fā)動機最大轉矩 255/2000 Temax N·m/nr （r/min） 裝載質量 6000 kg 汽車滿載總質量 12000 kg 滿載時軸荷分布 前軸3820 后軸8280 kg 最大車速 90 km/h 輪距（雙胎中心線） 1900 mm 2、基本內容 (1) 研究驅動橋組成、結構、原理； (2) 主減速器的結構設計,基本參數(shù)選擇及設計計算； (3) 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇、尺寸及強度計算； (4) 驅動半軸的結構設計及強度計算； (5) 驅動橋殼的結構設計及受力分析與強度計算。 3、擬解決的主要問題 (1)驅動橋結構形式及布置方案的確定。 (2)驅動橋零部件尺寸參數(shù)確定及校核。 (3)完成驅動橋裝配圖和主要部分零件圖。 第2章 驅動橋的總體方案確定 2.1 總體方案論證 2.1.1 非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。 驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經(jīng)確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。 在少數(shù)具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。 2.1.2 斷開式驅動橋 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 由于非斷開式驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠，查閱資料，參照國內相關貨車的設計,最后本課題選用非斷開式驅動橋。 2.2 驅動橋結構組成 在多數(shù)汽車中，驅動橋包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸）及橋殼等部件如圖2.1所示。 1　　 　2　 　3 　4　 　 　　　5　 　6　 　7　 　　　8　　 　　9　 　10 1.半軸　2.圓錐滾子軸承　3.支承螺栓　4.主減速器從動錐齒輪　5.油封 6.主減速器主動錐齒輪　　7.彈簧座　　8.墊圈　　9.輪轂　　10.調整螺母 圖2.1 驅動橋 2.3 驅動橋設計要求 1、選擇適當?shù)闹鳒p速比，以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、在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。 5、具有足夠的強度和剛度，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，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 6、與懸架導向機構運動協(xié)調。 7、結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。 2.4 主減速器結構方案的確定 2.4.1主減速比的計算 主減速比對主減速器的結構形式、輪廓尺寸、質量大小影響很大。當變速器處于最高檔位時對汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應按下式來確定[5]： =0.377 （2.1）——車輪的滾動半徑，=0.414 m ——變速器最高檔傳動比1.0（為直接檔）。 ——最大功率轉速2600r/min ——最大車速90km/h 對于與其他汽車來說，為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大10%～25%，即按下式選擇： =（0.377~0.472） （2.2） 經(jīng)計算初步確定=5.14按上式求得的應與同類汽車的主減速比相比較，并考慮到主、從動主減速齒輪可能的齒數(shù)對予以校正并最后確定。 2.4.2主減速器的齒輪類型 按齒輪副結構型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。 在發(fā)動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳動。 在現(xiàn)代貨車車驅動橋中，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。 螺旋錐齒輪主、從動齒輪軸線交于一點，交角都采用90度。螺旋錐齒輪的重合度大，嚙合過程是由點到線，因此，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。 雙曲面齒輪主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。和螺旋錐齒輪相比，雙曲面齒輪的優(yōu)點有： 1、尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。 2、傳動比一定時，如果主動齒輪尺寸相同，雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 3、當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪的直徑較小，有較大的離地間隙。 4、工作過程中，雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側向滑動，又有沿齒長方向的縱向滑動，這可以改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。 雙曲面齒輪傳動有如下缺點： 1、長方向的縱向滑動使摩擦損失增加，降低了傳動效率。 2、齒面間有大的壓力和摩擦功，使齒輪抗嚙合能力降低。 3、雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。 4、雙曲面齒輪必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油。 螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時捏合，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。本次設計采用螺旋錐齒輪。如圖2.2。 圖2.2 螺旋錐齒輪傳動 2.4.3主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比io的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數(shù)目及布置形式等。通常單極減速器用于主減速比io≤7.6的各種中小型汽車上 　　　 　 （a） 單級主減速器 　 　　 （b） 雙級主減速器 圖2.2主減速器 如圖2.2（a）所示，單級減速驅動車橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅動橋的基本型，在貨車車上占有重要地位。目前貨車車發(fā)動機向低速大扭矩發(fā)展的趨勢使得驅動橋的傳動比向小速比發(fā)展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，許多貨車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，產品不必像過去一樣，采用復雜的結構提高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。 如圖2..2（b）所示，與單級主減速器相比，由于雙級主減速器由兩級齒輪減速組成，使其結構復雜、質量加大；主減速器的齒輪及軸承數(shù)量的增多和材料消耗及加工的工時增加，制造成本也顯著增加，只有在主減速比較大（7.6<）且采用單級主減速器不能滿足既定的主減速比和離地間隙等要求時才采用。通常僅用在裝在質量10t以上的重型汽車上 本次設計貨車主減速比=5.14，所以采用單級主減速器。 2.4.4主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法 1.現(xiàn)在汽車主減速器主動錐齒輪的支承形式有如下兩種： ①懸臂式 懸臂式支承結構如圖2.3所示，其特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸徑，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩端的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子向外。懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，多用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 圖2.3 主動錐齒輪懸臂式支承 圖2.4 主動錐齒輪騎馬式支承 ②騎馬式 騎馬式支承結構如圖2.4所示，其特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用騎馬式支承。 2、主減速器從動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 從動錐齒輪只有跨置式一種支撐形式如圖2.5所示，兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上，從動齒輪節(jié)圓直徑較大時采用螺栓和差速器殼固定在一起[6]。 本次設計主動錐齒輪采用懸臂式支撐（圓錐滾子軸承），從動錐齒輪采用騎馬式支撐（圓錐滾子軸承）。 2.5 差速器結構方案的確定 根據(jù)汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及它們之間的相互聯(lián)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別的。例如，拐彎時外側車輪行駛總要比內側長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求 車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右車輪的轉速雖然相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。這不僅會是輪胎過早磨、無益地消耗功率和燃料及使驅動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都有差速器，后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。 差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。 差速器的結構型式有多種，大多數(shù)汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動車輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此幾乎都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅動車輪間的所謂輪間差速器使用；對于經(jīng)常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側驅動車輪滑轉而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的[7]。 本次設計選用：普通錐齒輪式差速器，因為它結構簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設計的汽車驅動橋。 2.6 半軸形式的確定 驅動車輪的傳動裝置置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。其結夠型式與驅動橋的結構型式密切相關，在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中，驅動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向接傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半鈾齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。根據(jù)半軸外端支撐形式分為半浮式，3/4浮式，全浮式。 半浮式半軸以其靠近外端的軸頸直接支撐在置于橋殼外端內孔中的軸承上，而端部則以具有圓錐面的軸頸及鍵與輪轂相固定。具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。主要用于質量較小，使用條件好，承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。 3/4浮式半軸的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支撐著輪轂，而半軸則以其端部與輪轂想固定，因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，所以未得到推廣。 全浮式半軸的外端和以兩個軸承支撐于橋殼的半軸套管上的輪轂相聯(lián)接，由于其工作可靠，廣泛應用于輕型及以上的各類汽車上。 根據(jù)相關車型及設計要求，本設計采用全浮半軸。 2.7 橋殼形式的確定 整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一個整體的空心梁，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構成單獨的總成，調整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。其主要缺點是橋殼不能做成復雜而理想的斷面，壁厚一定，故難于調整應力分布。 鋼板沖壓焊接整體式橋殼是由鋼板沖壓焊接成的橋殼主體、兩端再焊上帶凸緣的半軸套管及鋼板彈簧座組成。其制造工藝簡單、材料利用率高、廢品率低生產率高極、及制造成本低等優(yōu)點外，還有足夠的強度和剛度，特別是其質量小，但是比有些鑄造橋殼可靠，由于鋼板沖壓焊接整體式橋殼有一系列優(yōu)點，近年來不但應用于轎車，輕型貨車、中型載貨車上得到了廣泛的應用。本次設計驅動橋殼就選用鋼板沖壓焊接式整體橋殼。 2.8 本章小結 本章首先確定了主減速比，用以確定其它參數(shù)。對主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類型、主減速器的減速形式、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇、從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇，從而確定逐步給出驅動橋各個總成的基本結構，分析了驅動橋各總成結構組成?；敬_定了驅動橋四個組成部分主減速器、差速器、半軸、橋殼的結構。 第3章 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 3.1 主減速齒輪計算載荷的計算 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩()的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即 =7907.93 () (3.1) =29744.39() (3.2) 式中：——發(fā)動機最大轉矩255； ——由發(fā)動機到所計算的主加速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比； ==5.14×6.45=33.153 根據(jù)同類型車型的變速器傳動比選取=6.45 ——上述傳動部分的效率，取=0.9； ——超載系數(shù)，取=1.0； n——驅動橋數(shù)目1； ——汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大負荷，N；但后橋來說還應考慮到汽車加速時負荷增大量，可初?。? =×9.8=81144N ——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比,分別取0.96和1; 由式(3.1)，式(3.2)求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路用車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據(jù)所謂平均牽引力的值來確定的，即主減速器的平均計算轉矩為 ==3702.2 () (3.3) 式中：——汽車滿載總重117600N； ——所牽引的掛車滿載總重,N, 僅用于牽引車取=0； ——道路滾動阻力系數(shù)，貨車通常取0.015～0.020，可初取 =0.013； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。貨車通常取0.05～0.09，可初取=0.06； ——汽車性能系數(shù) (3.4) 當 =40.95>16時，取=0 3.2主減速器齒輪參數(shù)的選擇 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：為了磨合均勻，，之間應避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于40；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6；主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。初定主動齒輪齒數(shù)=14，從動齒輪齒數(shù)=29。 齒輪端面模數(shù),由GB/T12368-1990，取6mm。主減速器齒輪的具體參數(shù)如表3.1。 表3.1 主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數(shù) 14 2 從動齒輪齒數(shù) 29 3 模數(shù) 6 4 齒面寬 =28mm =44mm 5 工作齒高 6.05mm 6 全齒高 =6mm 7 法向壓力角 =20° 8 軸交角 =90° 9 節(jié)圓直徑 = 84mm =174mm 10 節(jié)錐角 arctan =90°- =27° =63° 11 節(jié)錐距 A= A=97.64mm 12 周節(jié) t=3.1416 t=18.85mm 13 齒頂高 =2.56mm =3.62mm 14 齒根高 = =3.49mm =6.29mm 15 徑向間隙 c= c=1.56mm 16 齒根角 =29° =63° 17 面錐角 ； =27° =66° 18 根錐角 = = =29° =58° 19 外圓直徑 = =87mm =177mm 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 =84.162mm =37.295mm 21 理論弧齒厚 =20.91mm =7.36mm 22 齒側間隙 B=0.254~0.330 0.3mm 23 螺旋角 =35° 螺旋錐齒輪螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。 旋角的選擇 螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的，齒面寬中點處為該齒輪的名義螺旋角。螺旋角應足夠大以使1.25。因越大傳動就越干穩(wěn)，噪聲就越低。在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用35°。 法向壓力角a的選擇 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。對于貨車弧齒錐齒輪，α一般選用20°。 3.3 螺旋錐齒輪的強度計算 1、損壞形式及壽命 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下： （1）輪齒折斷 主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。 ①疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現(xiàn)裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。 ②過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。 為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 （2）齒面的點蝕及剝落 齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。 1.點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區(qū)產生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現(xiàn)象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當加大齒面寬也是一種辦法。 2.齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。 （3）齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。它多出現(xiàn)在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現(xiàn)象的方法是改善潤滑條件等。 （4）齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐久疲勞次數(shù)。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9N／mm。 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 螺旋錐齒輪的強度計算： (1)主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 ①單位齒長上的圓周力 (3.5) 式中：——單位齒長上的圓周力，N/mm; P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算； 按發(fā)動機最大轉矩計算時： =883.1 (3.6) 按最大附著力矩計算時: =1545 (3.7) 雖然附著力矩產生的p很大，但由于發(fā)動機最大轉矩的限制p最大只有883.1 可知，校核成功。 ②輪齒的彎曲強度計算。汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力 (3.8) 式中：——超載系數(shù)1.0； ——尺寸系數(shù)==0.772 ——載荷分配系數(shù)1.1~1.25； ——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取1； J——計算彎曲應力用的綜合系數(shù)，見圖3.1。 圖3.1 彎曲計算用綜合系數(shù)J 作用下： 從動齒輪上的應力=455.37MPa<700MPa； 作用下： 從動齒輪上的應力=125.36MPa<210.9MPa； 當計算主動齒輪時，/Z與從動相當，而，故<,< 綜上所述，故所計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。 汽車主減速器齒輪的損壞形式主要時疲勞損壞，而疲勞壽命主要與日常行駛轉矩即平均計算轉矩有關，只能用來檢驗最大應力，不能作為疲勞壽命的計算依據(jù)。 (2)輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力(MPa)為： (3.9) ——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6； 注：=1, =1, =1.11, =1 ——表面質量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取1； J—— 計算應力的綜合系數(shù)，=0.1875，見圖3.2所示； =666.7MPa<=1750MPa =2373.45MPa<=2800MPa，故符合要求、校核合理。 圖3.2 接觸強度計算綜合系數(shù)J 3.4主減速器錐齒輪軸承的設計計算 錐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以及垂直于齒輪軸線的徑向力。 齒寬中點處的圓周力F F= (3.10) 式中： T—作用在從動齒輪上的轉矩； Dm2—從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，由式（3-13）確定， 即 Dm2=D2-b2sinγ2 (3.11) 式中： D2—從動齒輪大端分度圓直徑；D2=174mm b2—從動齒輪齒面寬；b2=44mm γ2—從動齒輪節(jié)錐角；γ2=63° 將各參數(shù)代入式(3-11)，有： Dm2=134mm 將各參數(shù)代入式(3-10)，有： F=8323N 對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的。 錐齒輪的軸向力Faz和徑向力Frz（主動錐齒輪） 作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力Faz和徑向力分別為 Faz= (3.12) Frz= (3.13) 將各參數(shù)分別代入式(3-12) 與式(3-13)中，有： Faz= 5527N，F(xiàn)rz=2368N 螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力 主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉方向為順時針： =18904.6（N） （3.14） =4285.32（N） （3.15） 從動齒輪的螺旋方向為右： =5613.67（N） （3.16） =16038.3(N) （3.17） 式中：A——總的軸向力； R——總的徑向力； ——齒廓表面的法向壓力角22.5； ——主、從動齒輪的節(jié)錐角27，63。 主動錐齒輪選圓錐滾子軸承(GB/T297-1994)： 滾動軸承30207 GB/T297-1994 滾動軸承30208 GB/T297-1994 從動齒輪選圓錐滾子軸承(GB/T297-1994)：滾動軸承 30209 GB/T297-1994 主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷，就是上述的齒輪軸向力。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力、圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸、支承型試和軸承位置已確定，并算出齒輪的徑向力、軸向力及圓周力以后，則可計算出軸承的徑向載荷。 懸臂式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷，軸承A、B的徑向載荷為 =13652.1（N） （3.18） =18368.21（N） （3.19） 式中：，——軸承A、B的徑向載荷 ——齒面寬中點處的圓周力； ——主動齒輪的軸向力； ——主動齒輪的徑向力； ——主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。 3.5主減速器齒輪材料及熱處理 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求： 1、具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度； 2、輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； 3、鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產品的質量、縮短制造時間、減少生產成本并將低廢品率； 4、選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。 汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi 用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58～64HRC，而心部硬度較低，當端面模數(shù)〉8時為29～45HRC。 對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當端面模數(shù)m≤5時， 為0.9～1.3mm 當端面模數(shù)m>5～8時，為1.0～1.4mm 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度0.005～0.010mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25％。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產生。 3.6主減速器的潤滑 主加速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)。為此，通常是在從動齒輪的前端靠近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)過近油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的下端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油流進差速器，有的采用專門的倒油匙。 為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的漏油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應避開油濺所及之處。 加油孔應設置在加油方便之處，油孔位置也決定了油面位置。放油孔應設在橋殼最低處，但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。 3.7 本章小結 本章根據(jù)所給參數(shù)確定了主減速器的參數(shù)，對主減速器齒輪計算載荷的計算、齒輪參數(shù)的選擇，螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算并對主減速器齒輪的材料及熱處理，軸承的預緊，主減速器的潤滑等做了必要的交待。選擇了機械設計、機械制造的標準參數(shù)。 第4章 差速器設計 4.1 概述 汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。 差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器原理 對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構。如圖4.1所示，差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪6固連在一起，固為主動件，設其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為和。A、B兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點。行星齒輪的中心點為C，A、B、C三點到差速器旋轉軸線的距離均為。 圖4.1 差速器差速原理 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等（圖3-1），其值為。于是==，即差速器不起作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。 當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時（圖），嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是 +=（+）+(-) 即 +=2 （4.1） 若角速度以每分鐘轉數(shù)表示，則 （4.2） 式（4.2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。 由式（4.2）還可以得知：當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；當差速器殼的轉速為零，（例如中央制動器制動傳動軸時）若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則有另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。 4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，應用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。本設計即使用普通錐齒輪差速器。 普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成（如圖4.2所示）。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類公路車輛上。 圖4.2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 4.4 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 4.4.1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 a) 行星齒輪數(shù)n 通常情況下，貨車的行星齒輪數(shù)n=4。 b) 行星齒輪球面半徑Rb 行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐矩的大小和承載能力。 Rb=Kb （4.3） 式中： Kb—行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb=2.5～3.0，對于有兩個行星齒輪的轎車取最大值； Td—差速器計算轉矩，Nm； 將各參數(shù)代入式（4.3），有： Rb=38 mm 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.5～2范圍內。 在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝，即應滿足： = I （4.4） 式中： ，——左，右半軸齒數(shù)，=； n——行星齒輪數(shù)，n=4； I——任意整數(shù)。 取行星齒輪齒數(shù)=10，半軸齒輪齒數(shù)=20，滿足條件。 差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 首先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角： （4.5） 式中：——行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。 再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)： =3.4 （4.6） 由機械設計手冊：GB/T12368-1990，取標準模數(shù)=4mm 確定模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得： 壓力角 目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減至10，并且再小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。 表4.1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表（長度單位mm） 序號 項目 計算公式 計算結果 1 行星齒輪齒數(shù) ≥10，應盡量取最小值 =10 2 半軸齒輪齒數(shù) =14～25，且需滿足式（4.5） =20 3 模數(shù) =4 4 齒面寬 F=(0.25～0.30)A; b≤10m 11.94mm 5 工作齒高 =6.4mm 6 全齒高 7.212 7 壓力角 20° 8 軸交角 90° 9 節(jié)圓直徑 ； 10 節(jié)錐角 ， =27° 11 節(jié)錐距 =37.65mm 12 周節(jié) =3.1416 =12.706mm 13 齒頂高 ; =6.12mm =2.87mm 14 齒根高 =1.788-;=1.788- =2.82mm =6.07mm 15 徑向間隙 =-=0.188+0.051 =0.991mm 16 齒根角 =; =61 °=60° 17 面錐角 ； =87=88 18 根錐角 ； =2 =33 19 外圓直徑 ； mm mm 20 節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離 mm