微型货车驱动桥设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 摘 要 驱动桥位于传动系末端，其基本功用是增矩、降速，承受作用于路面和车架或车身之家的作用力。它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤其重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须搭配一个高效、可靠的驱动桥，所以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。驱动桥设计应主要保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。本设计根据给定的参数，按照传统设计方法并参考同类型车确定汽车总体参数，再确定主减速器、差速器、半轴、和 桥壳的结构类型，最后进行参数设计并对主减速器主从动齿轮、半轴齿轮和行星齿轮进行强度以及寿命的校核。驱动桥设计过程中基本保证结构合理，符合实际应用，总成纪律部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，维修保养方便，机件工艺性好，制造容易。 关键词 ： 微型货车；驱动桥；主减速器；差速器 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 Abstract Drive axle is at the end of the powertrain, and its basic function is increasing the torque and reducing the speed, bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance. Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, high efficiency ,high benefit today ， heavy truck , must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck ， developing tendency . drive axle should be designed to ensure the best dynamic and fuel economy on given condition . According to the design parameters given , firstly determine the overall vehicle parametres in accordance with the traditional design methods and reference the same vehicle parameters , then identify the main reducer , differential , axle and axle housing structure type , finally design the parameters of the main gear ,the driven gear of the final drive, axle gears and spiral bevel gear and check the strength and life of them. In design process of the drive axle ,we should ensure a resonable structure , practical applications, the standardization of parts , components and products ， univertiality and the seralization and change , convenience of repair and maintenance , good mechanical technology ,being easy to manufacture. Key words: light truck ； drive axle ； single reduction ；final drive 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 全套 资料 ， 扣扣 414951605 目 录 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 绪 论 .1 1.1 课题研究的意义和目的 .1 1.2 国内外研究现状及发展趋势 .2 1.3 本论文研究 的主要内容 .2 第 2 章 驱动桥方案拟定 .3 第 3 章 主减速器设计 .4 3.1 主减速器结构形式及选择 .4 3.2 主减速器 主、从动锥齿轮的支承方案 .6 3.3 主减速 齿轮类型 .6 3.4 主减速器 从动锥齿轮基本参数的选择与计算 .8 3.4.1 主减速器比的确定 .8 3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 .8 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 3.4.3 锥齿轮主要参数的选择 .10 3.4.4 主减速器锥齿轮的材料 .13 3.4.5 主减速器弧齿锥齿轮的几何尺寸计算 .13 3.4.6 主减速器弧齿锥齿轮的强度计算 .17 3.5 轴承疲劳寿命计算 .22 第 4 章 差速器设 计 与计算 .24 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的工作原理 .25 4.2 差速器齿轮的主要参数选择 .26 4.3 差速器齿轮的材料 .28 4.4 差速器齿轮几何尺寸计算 .28 4.5 差速器齿轮强度计算 .32 4.5.1 差速器齿轮 弯曲疲劳强度计算 .32 4.5.2 差速器齿轮 齿面疲劳强度 计算 .33 第 5 章 半轴设计 与计算 .36 5.1 半轴结构形式的选择 .36 5.2 半轴 基本参数计算与校核 .37 5.3 半轴的材料选择与热处理 .39 第 6 章 驱动桥桥壳的设计 .40 6.1 桥壳的结构型式选择 .40 6.2 桥壳的 结构设计与计算 .42 6.2.1 桥壳的静弯曲应力 分析与 计算 .42 6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 .44 6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时桥壳的强度计算 .44 6.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 .46 结论 .49 参考文献 .50 致谢 .51 附录 .52 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 附录 1 外文文献中文翻译 .52 附录 2 外文文献原文 .54 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 第 1 章 绪论 1.1 论文研究的意义和目的 汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传着传动系中最大的转矩，桥壳还承受着反作用力矩。驱动桥结构形式和设计参数除对汽车的可靠性和耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能入动力性、经济型、平 顺性、通过性、机动性和操作稳定性等有直接的影响。另外，汽车驱动桥在汽车各种总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。例如，驱动桥包含主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置、桥壳及各种齿轮。 由上述可见，汽车驱动桥设计涉及的机械了部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造业几乎要涉及到所有现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，也可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。 驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂形式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬架时 ，都是采用非断开式（整体式）驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则配以断开式驱动桥。与非断开式驱动桥相比较，断开式驱动桥能显著减少汽车簧下质量，从而改善汽车行驶平顺性，提高了平均行驶速度；减少了其侧滑行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；增加了汽车的离地间隙；由于驱动车轮与路面的接触情况及对各种地形的适应性较好，增强了车轮的抗侧滑能力；若与之匹配的独立悬架导向机构设计合理，可增加汽车不足转向效应，提高了汽车的操作稳定性。但其结构复杂，成本较高。断开式驱动桥在乘用车和部分越野车上应用广泛。非 断开式驱动桥结构简单，成本低，工作可靠，但由于其晃下质量较大，对汽车的行驶平顺性和降低动载荷有不利的影响。 本设计中的微型货车驱动桥由主减速器、差速器、车轮传动装置（半轴）和桥壳组成。 设计应满足的基本要求： 1）适当的主减速比，以保证微型货车在给定条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。 2）外廓尺寸要小，保证微型货车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求。 3）齿轮及其他传动性工作平稳，噪声要小。 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 4）在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。 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，尤其是簧下质量，以减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的行驶平顺性。 6）与悬架导向机构运动协调。 7）结构简单，加工工艺好，制造容易，维修、调整方便。 1.2 国内外研究现状及发展趋势 目前我国正在大力发展汽车产业，采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。如果变速器 出了故障对于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修，但是对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了，因为这两个部件是坐在一起的。所以后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适、，从而带来客观的经济效益。目前国内研究的重点在于：从桥壳的制造技术上寻求制造工艺先进、制造效率更高、成本低的方法；从减速器形式上将传统的中央单级减速器发展到现在的中央及轮边双级减速器或双级主减速器结构；从齿轮加工形式上车桥内部的主从动齿轮、行星齿轮及圆柱齿轮逐渐采用精磨加工，以满足汽车高速行驶要求及法规对于噪声的控制要求。 1.3 本论文研究 的主要内容 （ 1）完成微型货车基本参数的选择； （ 2）汽车驱动桥方案拟定； （ 3）主减速器、差速器、半轴及桥壳等部件的设计计算及校核。 第 2 章 驱动桥结构方案拟定 由于要 求的是载货汽车的后驱动 桥，要涉及这样的一个级 别的驱动桥，一般选用非 断开式驱动桥与非独立悬 架相适应。该种形式的驱 动桥是一根支买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器、差速器和半轴等所有传动件都安装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。 图 2-1 断开式驱动桥 图 2-2 非断开式驱动桥 第 3 章 汽车主减速器设计 3.1 主减速器的结构形式及选择 主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。 1)单级主减速器可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点，但是其主传动比不能太大，一般0i 7，一般位于 3.5-6.7，太大的传动比将会使从动锥齿轮的尺寸过大，影响驱动桥壳下的离地间隙，使从动齿轮热处理困难 ,离地间隙越小，汽车的通过性就越差，这 也限制了从动锥齿轮的最大尺寸。 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 2)双级主减速器是由第一级圆锥齿轮副和第二级圆锥齿轮副或第一级圆锥齿轮副和第二级圆锥齿轮副所组成。采用双级主减速器可达到两种目的：一是可以获得较大的传动比 6 至 10，其二是采用双级主减速器后，第二级的传动比可以小一些，由此，第二级的从动齿轮尺寸在差速器安装尺寸允许的情况下可相应减小，由此减少了桥壳的外形尺寸增加了离地间隙，而双级主减速器的重量及制造成本都比单级主减速器要高得多。 3）双速主减速器内有齿轮的不同组合可获得两种传动比。汽车在良好路面上行驶时，使用较小的传动比。它与五 档变速器配合使用，可使汽车有十个档位，使汽车获得良好的使用性能。同时，改减速器的成本也相当高的。 4）单级主减速器加论辩减速器：越野车、重型矿用自卸车和重型货车需要减速比更大的驱动桥，同时也要很大的离地间隙，因此发展了轮边减速器。于是驱动桥分成两次减速具有两个减速比（主减速器传动比和轮边减速比）。相对这时的主减速器传动比要比没有轮边减速器的传动比要小得多。其结果是驱动桥中央部分的外形尺寸减小很多，相对地面增加了离地间隙。同时，在主减速器后河轮边减速器前的零件如差速器、半轴等载荷大大减少，其零件尺寸也相应的减 小。它能缩短桥中心到连接传动轴凸缘间的距离，能减少传动轴的夹角。当然这种减速器复杂，制造装配精度要求高，成本自然也是普通主减速器的几倍。 综上所述，中央单级主减速器还有以下特点： （ 1）结构最简单，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，其在重型汽车上占有重要地位。 （ 2）货车发动机向低速大转矩发展趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展。 （ 3）随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。 （ 4）与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率 提高，易损件减少，可靠性提高。 根据以上信息，针对微型货车在主减速比小于 6 的情况下，应尽量选用单级减速器驱动桥所以此设计采用中央单级减速器驱动桥，再配以铸造整体式驱动桥。其结构见图 3-1。 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 图 3-1 单级主减速器 3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 主减速器中必须保证主从、动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除去齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器的壳体的刚度以外，还与轴承的支承刚度密切相关。 1） 主动锥齿轮的支承 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，见图 3-2 、图 3-3所示。 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 图 3-2 悬臂式 图 3-3 跨置式 悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度 a 和增加两支承间的距离凸 b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，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。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。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。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，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。 3.3 主减速器的齿轮类型 汽车主减速器广泛采用的是弧齿锥齿轮、双曲面齿轮和蜗轮蜗杆等多种形式。 弧齿锥齿轮传动：制造简单，广泛应用在汽车主减速器上。一对 弧齿锥齿轮啮合时，轮齿并不在全场上啮合，而是逐渐从一端连续平稳的转向另一端，并至少有两队以上的轮齿同时啮合，所以它比直齿轮能承受更大的载荷，而且平稳无声。但其对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便是工作条件急剧变坏，伴随磨损、噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将轴承顶紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。 双曲面齿轮传动与弧齿锥齿轮传动不同之处在于主从动轴线不相交而有一偏移距 E。由于存在偏移距，从而主动齿轮螺旋角 1 与从动论螺旋角 2 不等，且 1 2 。此时两齿轮切向力 与 之比，可根据啮合面上法向力彼此相等的条件求出 。 （ 3-1） 设 与 分别为主、从动齿轮平均分度圆半径，双曲面的传动比 为 （ 3-2） 对于圆弧锥齿轮传动，其传动比 ，令 K=cos / ,则 （ 3-3） 系数一般为 1.251.5。这说明当双曲面齿轮尺寸与弧齿锥齿轮尺寸相当时，双曲面传动有更大的传动比；当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 曲面齿轮比弧齿锥齿轮有较大直径，较高的齿轮强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度；当传动比和主动齿轮尺寸一定时，双曲面从动锥齿轮直径比相应螺旋齿轮小，也让离地间隙较大。 双曲面齿轮副在工作过程中，除了有沿齿高方向侧向滑动之外，还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，并使其工作安静平滑。然而纵向滑 动可使摩擦损失增加，降低传动效率，因而偏移距 E 不应过大。双曲面齿轮传动齿面间大的压力和大的摩擦功，可能导致油膜破坏和吃面烧结咬死。因此，双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和避免齿面烧结的特殊双曲面润滑油。 考虑到生产条件、材料问题以及经济性问题，我们选择采用弧齿锥齿轮。 3.4 主减速器从动齿轮基本参数的选择与计算 3.4.1 主减速比0i的确定 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及档变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃油经济性都有直接影响。 0i 的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比 i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同 0i下功率平衡来研究 0i 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做最佳匹配的方法来选择 0i 值，可使汽车获得最佳的动力性和燃油经济性。 本设计中主减速比0i=4.11 3.4.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 汽 车主减速器锥齿轮有格里森和奥利康两种切齿方法，本设计中按照格里森齿制锥齿轮计算载荷。 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 niiKiTK ed 0f1ce m a xT （ 3-4） mmri rG 2,2cs mT （ 3-5） cfT=ni rmm rtF（ 3-6） 式中 : eMaxT 发动机最大转矩 eMaxT=78 N.m； eTc 发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时作用在主减买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 速器从动齿轮上的计算转矩； csT 驱动车轮滑转时作用在主减速器从动齿轮上的计算转矩； cfT 主减速 器从动齿轮上的平均计算转矩； G 汽车传动系效率 G=0.95； dK 动载系数 dK=1 n 该汽车的驱动桥数 1n 1i 变速器最低档传动比 1i =3.429 K 液力变矩器变矩系数 K=1 2G 汽车后轴对地面的荷重 aG 汽车满载质量 aG= 15500N 。 2G =tF / 2m = aG /2 2m （ 3-7） 代入数据得到 2G =7045.45N tF 地面对车轮的作用力； tF=7750N 2m 汽车加速行驶的质量转移系数 2m =1.1； 轮胎对地面的附着系数 =0.85； r 车轮滚动半径 50.24rr cm； mi 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率 mi=1 m 主减速器主动齿轮到车轮之间按的传动效率 m=0.9 tF 地面作用在车轮上的转矩 tF=7750N 把以上数据分别代入（ 3-4）（ 3-5）（ 3-6）得 ： eTc=1099.27 N m csT=1613.83Nm cfT= =2109.72 Nm 由式（ 3-4）和 (3-5)求的计算转矩，是作用到从动锥齿轮上的最大转矩，是作用在从动锥齿轮上的最大转矩，不同于日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩cT应取前面两种的较小值，即cT=mineTc eTc，故主减速器齿轮的计算载荷：cT=1099.27N.m。 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 主动锥齿轮的计算转矩为： Gi 0ZTcT （ 3-8） 式中：ZT 主动锥齿轮计算转矩， 0i 主减速比 G 主从动锥齿轮之间的传动效率，对于弧齿锥齿轮，G取 95%； 计算得 ZT =281.54N.m 3.4.3 锥齿轮主要参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数 1Z 和 2Z 、从动锥齿轮大端分度圆直径 2D 和端面模数sm、主从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 、双曲面齿轮副的偏移距 E、中点螺旋角 、法向压力角 等。 1、主从动锥齿轮齿数 1Z 和 2Z 选择主从动锥齿轮齿数时应考虑以下因素： a) 为了磨合均匀， 1Z 和 2Z 之间应避免有公约数； b) 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主动锥齿轮齿数和应不少于 40； c) 威乐啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车， 1Z 一般不少于 9；对于一般商用车， 1Z 一般不少于 6； d) 主传动比0i较大时， 1Z 尽量取得少些，以便得到满意的离地间隙； e) 对于不同的主传动比， 1Z 和 2Z 应有适宜的搭配； 根据上述条件：取 1Z =9 和 2Z =37 故可以重新确定汽车的主减速比：0i= 2Z / 1Z =37/9=4.11 根据新的主减速比重新确定汽车的主减速器计算载荷： niiKiTK ed 0f1ce m a xT =989.34N.m 2、从动锥齿轮大端分度圆直径 2D 和端面模数sm买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 对于单级主减速器，增加尺寸2D会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小2D会影响跨置式主动锥齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。 2D根据经验公式初选，即 2D= 3cD TK 2（ 3-9） 式中：2D 从动锥齿轮大端分度圆直径（ mm）； 2DK 直径系数，一般为 13.015.3，取值为 15 cT 从动锥齿轮的计算转矩（ N.m ） , cT=mineTc eTc，cT=1099.27N.m。 故可算得， 2D =154.8mm sm由下式计算：sm= 2D / 2Z 可得sm=4.18；同时sm还应满足sm= 3cmK T，式中 mK 为模数系列，取0.30.4。经计算得，sm=（ 0.30.4） 3 27.1099 =3.0964.128，根据国家标准模数（ GB1357-87）选择模数sm=4，故 2D =4 37=148mm 3、主、从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 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齿下端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过下。这样，不但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齿轮小段，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。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低 。 对于从动锥齿轮齿面宽 2b ，推荐不大于其节锥距 2A 的 0.3倍，即 2b 0.3 2A ，并且一般推荐 2b =0.155 2D 。对于弧齿锥齿轮， 1b 一般比 2b 大 10%。 故齿面宽选择为 2b =0.155 148=22.94mm 1b =22.94 1.1=25.23mm 4、中点螺旋角 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 螺旋角沿 齿宽是变化的，轮齿大端螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。弧齿锥齿轮齿轮副的中点螺旋角是相等的。选择 时，应考虑它对齿面重合度f、轮齿强度和轴向力大小的影响。 越大，则重合度f越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声就越低，而且轮齿的强度越高。一般f不小于 1.25，在 1.252.0 时效果最好。但是 过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器弧齿锥齿轮齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为035 040 .乘用车选用较大的 值以保证较大的齿面重合度，使运转平稳，噪声低；商用车选用较小的 值以防止轴向力过大吗，通常取 035 5、螺旋方向 从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的螺旋方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主从动齿轮有分离趋势，防止轮齿因卡死而损伤。 本设计中选取主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋方向。 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少齿数，但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀 尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于小负荷工作的轮齿，一般采用小的压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对与弧齿锥齿轮，商用车的 为 020 或 05.22 ，乘用车的 一般选用 05.14 或 016 。 本设计中选取法向压力角 020 。 3.4.4 主减速器锥齿轮的材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传东西中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮材料应满足如下要求： a) 具有高的弯曲疲劳强度和表面解除疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。 b) 齿轮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。 c) 锻造性能、切削加工性能以及特处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。 d) 选择合金材料是，尽量少用含镍、铬的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金 钢。 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 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.渗碳合金钢的主要优点是表面可得 到含碳量较 高的硬化层 （一般含碳量 的质量分数 为0.8%1.2%） ,具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部脚软，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。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费有较高，表面硬化层以下的基底脚软，在承受很大的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，锥齿轮再热处理以及精加工后，做厚度为 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。 3.4.5 主减速器弧齿锥齿轮的几何尺寸计算 根据圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算步骤，并根据主减速器齿轮的基本参数选择，已经确定的项目如下： 主动锥齿轮齿数： 1Z =9 从动锥齿轮齿数： 2Z =37 端面模数 sm=4 齿面宽 1b =22.94mm 2b = 25.23mm 法向压力角 = 020 轴交角 = 090 节圆直径 1D =sm 1Z= 4 9=36mm； 2D =sm 2Z=4 37=148mm。 需要确定的那个的项目如下： （ 1） 齿全高与齿工作高 齿全高 h= 2H gm 齿工作高 gmHg 1h 表 3-1 圆弧齿螺旋齿轮的 1H 、 2H 、aH主动锥齿轮齿数 （ 5） 6 7 8 9 10 11 12 从锥齿轮最小齿 数min2Z 34 33 32 31 30 29 26 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 法向压力角 020 螺旋角 035 040 035 齿工作高系数1H（ 1.430） 1.500 1.560 1.610 1.650 1.680 1.695 1.700 齿全高系数2H（ 1.588） 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齿轮齿高系数aK（ 0.160） 0.215 0.270 0.325 0.308 0.435 0.490 0.46+212Z39.0 ）（ Z 根据表 3-1 选齿工作高系数 1H =1.650，齿全高系数 2H =1.832。 故计算得 :齿工作高 sg mH1h =1.65 4 =6.6 齿全高 h= 2Hsm=1.832 4=7.33 (2)节锥角 379a rc t a na rc t a n 211 zz066.13 （ 3-10） 2 = 090 -1 = 090 - 066.13 = 034.76 （ 3-11） （ 3）节锥距 220 sin2 DA =034.76sin2148 =76.17mm （ 3-12） （ 4）周节 t=3.1416sm=3.1416 4=12.57 （ 3-13） (5) 齿顶高 samKh 2 =0.308 4=1.23mm 21h hhg =6.6-1.232=5.37mm （ 3-14） (6)齿根高 1h =h- 1h ； 2h =h- 2h （ 3-15） 1h =7.33-5.37=1.96mm； 2h =7.33-1.23=6.10mm 买文档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 买文 档送全套 CAD 图纸，咨询 QQ414951605 (7)径向间隙 c =h -gh（ 3-16） c =7.33-6.6=0.73mm (8)齿根角 1=01arctanAh ； 2 =02arctanAh （ 3-17） 1=17.7696.1arctan= 57arctan0.02 = 0472.1 2 =17.76 10.6arctan= 0arctan0.08 = 0574.4 (9)面锥角 01=1 + 2 ； 02= 2 +1 (3-18) 01= 066.13 + 0574.4 = 023.18 ； 02= 034.76 + 0472.1 = 081.77 （ 10）外圆直径 01D= 1D + 11 cosh2 ； 02D= 2D + 22 cosh2 (3-19) 01D=36+2 5.37 cos 066.13 =46.44mm 02D=148+2 1.23 cos 034.76 =148.58mm (11)节锥顶点至齿轮外缘距离 11201 s in2x hD ； 22102 s in2x hD (3-20) 001 66.13s in37.5214 8x =72.73mm 002 34.76s in23.12