汽车驱动桥设计说明书

摘要汽车驱动桥设计专 业：车辆工程 学 号：104学生姓名：胡阳 指导老师：程老师摘要驱动桥作为汽车四大总成之一，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为重要。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，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴和整体式桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。本文不是采用传统的双曲面锥齿轮作为载重汽车的主减速器而是采用弧齿锥齿轮，希望这能作为一个课题继续研究下去。关键字：载重汽车；驱动桥；单级减速桥；弧齿锥齿轮The Designing of Rear Drive AxlesAbstract Drive axle is the one of automobile for four important assemblies. It performance directly influence on the entire automobile, especially for the heavy truck.Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, high efficiency, high benefit todayheavy truck, must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truckdeveloping tendency. This design following the traditional designing method of the drive axle. First, make up the main partsstructure and the key designing parameters; thus reference to the similar driving axle structure, decide the entire designing project ; fanially check the strength of the axle drive bevel pinion，bevel gear wheel, the differentional planetary pinion, differential side gear, full-floating axle shaft and the banjo axle housing, and the life expection of carrier bearing. The designing take the spiral bevel gear for the tradional hypoid gear, as the gear type of heavy trucks final drive, with the expection of the question being discussed, further .Key words: heavy truck；drive axle；single reduction final drive；he spiral bevel gear 61目录目录摘要IAbstractII1 前言12 驱动桥的总体方案确定22.1 驱动桥的结构和种类和设计要求22.1.1 驱动桥的种类22.1.2 驱动桥结构组成32.1.3 驱动桥设计要求42.2 设计车型主要参数43 主减速器设计53.1 主减速器结构方案分析53.1.1单级主减速器53.1.2 双级主减速器63.2 主减速器齿轮的比较63.2.1 弧齿锥齿轮传动63.2.2 准双曲面齿轮传动63.2.3 弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较73.3 主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法83.3.1 主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择83.3.2 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择93.4 主减速比i0的确定93.5 主减速器计算载荷的确定103.5.1 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103.5.2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩113.5.3 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩123.6 主减速器锥齿轮主要参数选择123.6.1 主、从动锥齿轮齿数z1、z2123.6.2 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms133.6.3 主、从动锥齿轮齿面宽不b1和b2133.6.4 螺旋角143.6.5 螺旋方向143.6.6 法向压力角143.7 主减速器锥齿轮强度计算153.7.1 单位齿长圆周力153.7.2 轮齿的弯曲强度计算163.7.3 齿轮接触强度173.8 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算183.8.1 锥齿轮齿面上的作用力183.8.2 锥齿轮轴承的载荷203.8.3 锥齿轮轴承型号确定223.9 主减速器齿轮材料及热处理243.10 主减速器的润滑253.11 本章小结254 差速器设计264.1 差速器结构形式选择264.2 对称锥齿轮式差速器工作原理274.3 对称锥齿轮式差速器齿轮的基本参数的选择284.3.1 行星齿轮数n284.3.2 行星齿轮球面半径Rb284.3.3 行星齿轮和半轴齿轮齿数z1和z2284.3.4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角及模数294.3.5 行星齿轮轴用直径d及支承长度L294.4 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算314.5 差速器齿轮的材料324.6 本章小结325 车轮传动装置设计335.1 半轴的结构型式335.1.1 半浮式半轴335.1.2 3/4浮式半轴335.1.3 全浮式半袖335.2 半轴的设计与计算335.2.1 全浮式半轴的计算载荷的确定335.2.2 全浮半轴杆部直径的初选355.2.3 全浮半轴强度计算355.2.4 全浮式半轴花键强度计算365.2.5 半轴材料与热处理375.3 本章小结376 驱动桥壳的设计386.1 驱动桥壳的型式386.2 桥壳的受力分析与强度计算406.2.1 桥壳的静弯曲应力计算406.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算426.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算426.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算456.3 本章小结47参考文献48谢辞49附录A50附录B57华东交通大学毕业设计1 前言汽车驱动桥处于汽车传动系的末端，主要由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳组成。其基本功用是将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降低转速、增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向。驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；驱动车轮采用非独立悬架时，则应选用非断开式驱动桥。汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器(有时还有副变速器和分动器)还不能完全解决发动机特性和行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先因为绝大多数的发动机在汽车上是纵向安置的，为使其转矩能传给左右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左右驱动车轮间的转矩分配问题和差速问题。其次是因为变速器的主要任务仅在于通过选择适当的档位数及各档传动比，以使内燃机的转速一转矩特性能适应汽车在各种行驶阻力下对动力性与经济性的要求，而驱动桥主减速器(有时还有轮边减速器)的功用则在于当变速器处于最高档位(通常为直接档，有时还有超速档)时，使汽车有足够的牵引力、适当的最高车速和良好的燃油经济性。为此，则要将经过变速器、传动轴传来的动力，经过驱动桥的主减速器进行进一步增大转矩，降低转速的变化。因此，要想使汽车传动系设计的合理，首先必须恰当选择好汽车的总传动比，并恰当的将它分配给变速器和驱动桥。后者的减速比称为主减速比。当变速器处于最高档位时，汽车的动力性和燃油经济性主要取决于主减速比。在汽车的总体布置设计时应根据该车的工作条件及发动机、传动系、轮胎等有关参数，选择合适的主减速比来保证汽车具有良好的动力性和燃油经济性。采用优化设计方法可得到发动机与传动系数的最佳匹配。由于发动机功率的提高，汽车整车质量的减小和路面状况的改善，主减速比有往小发展的趋势。选择主减速比时要考虑到使汽车即能满足高速行驶的要求，又能在常用车速范围内降低发动机转速、减小嫌料消耗量，提高发动机寿命并改善振动及嗓声的特性等。2 驱动桥的总体方案确定2.1 驱动桥的结构和种类和设计要求2.1.1 驱动桥的种类 驱动桥位于传动系末端，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，并合理的分配给左、右驱动车轮。驱动桥分为断开式和非断开式两种。（1）非断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。（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致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。由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，参照国内相关货车的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。其结构示意图如图2-1所示：1-半轴 2-差速器 3-主减速器 4-驱动桥 5-传动轴图2-1 驱动桥示意图2.1.2 驱动桥结构组成在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件如图22 所示。图2-2 驱动桥的组成2.1.3 驱动桥设计要求(1)选择适当的主减速比，以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。(2)外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。(3)齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。(4)在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。(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，尤其是簧下质量，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)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。2.2 设计车型主要参数本次设计选择的整车性能参数： 驱动形式： 62后轮；轴距：3950mm；轮距前/后：1810/1800 mm 整备质量：4080kg；额定载质量：5000kg；前悬/后悬：1270/1915 mm； 最高车速：120km/h；最大爬坡度：35%；长、宽、高：6910/2470/2455 mm； 空载时前轴分配负荷45%，满载时前轴分配负荷26%；发动机型号：YC4E140-20； 最大功率/转速：99.3/3000kW/rpm；最大转矩/转速：352.8/1200Nm/rpm； 轮胎规格：9.00-20；离地间隙 280 mm； 变速器传动比：7.31 4.31 2.45 1.54 1；倒档 7.66。分析：发动机型号YC4E140-20玉柴YC4E140-20汽缸数：4燃油种类：柴油直列排量：4.257L排放标准：国最大输出功率：99.3kw最大马力：143马力最大扭矩：352.8Nm额定功率转速：3000r/min最大扭矩转速：1200r/min发动机形式：立式、直列、水冷、四冲程、直喷全负荷最低燃油消耗率：200g/kw.h发动机净重：380kg汽缸缸径：110mm进气形式：增压中冷轮胎规格：9.00-20轮胎为斜交胎。9.00轮胎断面宽9英寸（1英寸=25.4mm）； 20 所用轮辋外径或该轮胎内径为20英寸。轮胎直径：=965.2mmmm3 主减速器设计主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。驱动桥中主减速器设计应满足如下基本要求：a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。b）齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。3.1 主减速器结构方案分析图3-1 主减速器3.1.1单级主减速器 单级主减速器的结构型式，由一对圆锥齿轮组成，其传动比主要根据汽车的动力性和燃料经济性的要求选定。主减速器的传动比一般为3.56.7，过大将使从动齿轮的尺寸增加，减小了离地间隙，降低了汽车的通用性。3.1.2 双级主减速器双级主减速器的结构，由第一级圆锥齿轮副和第二级圆锥齿轮副组成。双级主减速器有两个作用，一是可以获得比较大的传动比，可以达到610；二是第二级从动齿轮的尺寸可以相应减小，从而减小主减速器壳的外形尺寸，增加离地间隙。3.2 主减速器齿轮的比较3.2.1 弧齿锥齿轮传动 一对弧齿锥齿轮啮合时，轮齿并不是在全长上啮合，而是从一端逐渐连续平稳地转向另一端，并有几个齿同时载荷，而且啮合平稳。弧齿锥齿轮主动齿轮的螺旋角1与从动锥齿轮的螺旋角2是相等的，r1、和r2是主动齿轮和从动齿轮的平均分度圆半径，那么弧齿锥齿轮的传动比为： (1-1)3.2.2 准双曲面齿轮传动 与弧齿锥齿轮传动有较大的不同，准双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线不相交，而是有一个偏移距E，在啮合过程中除了有沿齿高方向的侧向滑动之外，还有沿齿长方向的纵向滑动。准双曲面齿轮的主动齿轮螺旋角1与从动齿轮螺旋角2是不相等的，如图所示，而且12。利用啮合齿面上的法向力相等的 条件，可以得出两个齿轮的切向力F1和F2的关系 (1-2)和是主动齿轮和从动齿轮的平均分度圆半径，那么准双曲面齿轮的传动比可以用下式表示： (1-3) 对比两式看出，在相同的尺寸下，准双曲面齿轮比弧齿锥齿轮有着更大的传动比。反过来说，当传动比和主动轮的尺寸确定下来以后，准双曲面从动齿轮的直径比弧齿锥齿轮的直径小一些可以使主减速器的离地间隙变大一些。图3-2 双曲面齿轮副的受力情况3.2.3 弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较图3-3 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮如图3-3所示，弧齿锥齿轮工作噪声大，对啮合精度和装配精度比较敏感。为保证齿轮副的正确啮合，必须预紧轴承，并提高轴承的支承刚体和壳体的刚度，若精度得不能满足，便会使齿轮磨损增大和噪声增大。齿轮的工作条件急剧变坏。弧齿锥齿轮制造简单、生产成本低。准双曲面齿轮工作平稳且噪声较小，但是若偏移距E过大，则沿齿长方向的纵向滑动可以造成摩擦损失增加，降低传动效率。准双曲面齿轮的齿面间压力和摩擦功都很大，可能导致油膜破坏和齿面间咬死，所以必须采用特殊的双曲面齿轮油，以改善油膜的强度，避免齿面烧结或咬死。准双曲面齿轮主减速器的主动轴可以布置在从动齿轮中心平面的下方，降低万向节传动的高度，从而降低车身的高度；当采用贯通式驱动桥时，主动轴布置在从动齿轮中心平面的下方，可以增大传动轴的离地高度，提高汽车的通过性。准双曲面齿轮制造复杂，生产成本高。准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较见下表：表3-1 准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺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度提高30%较底接触强度高较底抗胶合能力较弱强滑动速度大小效率约96%约99%对安装误差的敏感性取决于支撑刚度和刀盘直径同左轴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通润滑油通过弧齿锥齿轮与准双曲面齿轮的比较，本次设计选用弧齿锥齿轮传动作为主减速器。又根据之后算到的传动比为4.33，可以确定为单级主减速器。3.3 主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法3.3.1 主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：（1）悬臂式悬臂式支承结构如图3-4 所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a 和增加两端的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转巨较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。图3-4 锥齿轮悬臂式支承（2）跨置式跨置式支承的结构特点是在锥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于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，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，加工成本提高。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难。图3-5 主动锥齿轮跨置式支承由于本车是中型货车，并综合比较两种形式的特点，本设计选用悬臂式支撑方案。3.3.2 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择从动锥齿轮只有悬臂式一种支撑形式如图3-6所示。图 3-6 从动齿轮支撑形式本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承）。3.4 主减速比io的确定主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i0一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡田来研究i0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i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。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np的情况下，所选择的i0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： （3-1）式中：车轮的滚动半径， =0.46m；变速器量高档传动比。 =1；对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择： （3-2）式中： 分动器或加力器的高档传动比。本车无分动器；轮边减速器的传动比。本车无轮边减速器；根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。把nn=3000r/min , =120km/h , =0.46m , =1代入（3-1）,计算得：i=4.333.5 主减速器计算载荷的确定3.5.1 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 （3-3）式中： 发动机最大转矩。=352.8Nm；计算驱动桥数。=1；分动器传动器。本车无分动器；主减速器传动比。=4.33；传动系上传动部分的传动效率。=0.9；液力变矩器变矩系数。本车无液力变矩器；由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般货车，矿用汽车和越野车，=1； （3-4）所以 0.195 =49.216 =0；=1.0；变速器一档传动比。=7.31；计算得：=10050.24Nm3.5.2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （3-5）式中： 满载状态下一个驱动桥上的静载荷，本车满载时后轴分配负荷74% =汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数。本车不需要； 轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路汽车，取=0.85 车轮的滚动半径。=0.46m； 主减速器从动轮到车轮之间的传动比，由于没有轮边减速器，=1.0 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率。=0.9；计算得：=28607.37 Nm3.5.3 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： （3-6）式中：汽车满载时的总重量，88984N；所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算。=0；道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020。在此取0.015；汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09。在此取0.05；汽车的性能系数，在此取0；计算得：=2956.25 Nm由式（3-4）和式（3-5）求得的计算转矩，是作用到从动锥齿轮上的最大转矩，不同于式（3-6）求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩应取前面两种的较小值，即；当计算锥齿轮疲劳寿命时，=。3.6 主减速器锥齿轮主要参数选择3.6.1 主、从动锥齿轮齿数z1、z2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。主减速器的传动比为4.33，初定主动齿轮齿数=9，从动齿轮齿数=40。3.6.2 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小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。可根据经验公式初选，即 （3-7）式中： 直径系数，一般取13.015.3 从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小者。10050.24Nm；所以=（13.015.3）=（280.54330.18）mm初选=305 则=/=305/40=7.63端面模数还应满足：= （3-8）式中： 模数系数。取（0.30.4）；计算得：=（6.478.63）在范围内，满足校核。暂定=8mm =320mm。3.6.3 主、从动锥齿轮齿面宽不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，推荐不大于节锥的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.=49.6 在此取50一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取=55。3.6.4 螺旋角螺旋角是沿节锥齿线变化的，大端的螺旋角较大，小端的螺旋角较小，齿面宽中点处的螺旋角为齿轮的名义螺旋角，以表示。螺旋角应足够大，以便齿面（或纵向）重合度有较大值。载货汽车不小于1.25，轿车为1.51.8。当2.0时可得到很好的结果。但螺旋角较大时轴向力也较大。汽车主减速器锥齿轮的螺旋角（对双曲面齿轮则是大、小齿轮螺旋角的平均值）多在3540范围内，轿车应用较大值的，保证有较大的使运转平稳、噪声低，载货汽车选用较小值，以防止轴向力过大，通常=35。3.6.5 螺旋方向螺旋方向有左旋、右旋之分。从圆锥齿轮锥顶看去，从中心线至齿轮大瑞，轮齿向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。在一对锥齿轮传功副中：主、从动齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向的选择应遵循一个基本原则，当汽车牵引行驶时，小齿轮受的轴向力的方向应离开锥顶点，也就是使主、从动齿轮互相斥离；否则，在经常出现高负荷的牵引行驶工况下，轴向力方向使两齿轮在啮合过程中越咬越紧，可能造成轮齿卡死。汽车主减速器小锥齿轮一般为左旋，而大锥齿轮为右旋。3.6.6 法向压力角 法向压力角可以称为锥齿轮轮齿上凸面与凹面的平均压力角。增大压力角可以增加轮齿强度。并使齿轮不产生根切的最小齿数减少。但对尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖，并使齿轮端面重合系数下降。因此对于轻负荷工作的锥齿轮，一般采用小压力角，可获得运转平稳、噪声低的效果。对于主减速器弧齿维齿轮，轿车选用1430或16的压力角，货车选用20 的压力角，重型货车选用2230的压力角。对于准双曲面齿轮，在压力角的选择上，更多地考虑齿轮工作的平稳性和安静性，而不绝对取决于强度的考虑。虽然大齿轮轮齿两侧的压力角相同，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。因此，其压力角按两侧的平均压力角考虑。对于轿车，平均压力角选用19或20，对于货车，则选用2030。本次设计选用的压力角为2030。表3-2 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表参 数符 号主动斜齿圆柱齿轮从动斜齿圆柱齿轮螺旋角 35模数8全齿高17.6压力角 2030齿顶间隙1.6分度圆直径72320节锥角12.7 77.3齿顶高88齿根高1010齿顶圆直径88336齿根圆直径523003.7 主减速器锥齿轮强度计算3.7.1 单位齿长圆周力主动齿轮按发动机最大转矩计算时 （3-9）式中：变速器传动比，常取一挡传动比。=7.31 ；主动斜齿圆柱齿轮分度圆直径mm。=72mm；分动器器传动比。本车无分动器；发动机最大转矩。=352.8 Nm；液力变矩器变矩系数。本车无液力变矩器；计算驱动桥数。=1；变速器传动效率。=0.97；所计算的齿轮齿面宽。=45mm；由于猛接离合器而产生的动载系数。=1；计算得： P=1389.78 N/mm许用的单位齿长圆周力p见汽车设计表5-1（P152）。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，p有时高出表中数值20%25%。pp=1429 N/mm。因此在许用范围内。3.7.2 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： N/mm2 （3-10） 式中：该齿轮的计算转矩。从动齿轮：和主动齿轮：还要按换算。计算得：从动齿轮：=10050.24Nm或2956.25Nm主动齿轮：=2578.97Nm或758.6Nm；超载系数。在此取1.0；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mm时，在此0.75；齿面载荷分配系数。跨置式：=1.01.1 悬臂式：=1.001.25 本车为悬臂式，取=1 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; 所计算齿轮的齿面宽。主动齿轮：=55mm 从动齿轮：=50mm；所讨论齿轮的大端分度圆直径。主动齿轮：=72mm从动齿轮：=320mm；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。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按有关表格查取，选取小齿轮的0.228，大齿轮0.218。1）主动齿轮齿抗弯强度计算当T=minTce，Tcs 时： 查表得=700MPa,故计算合格。 当T=Tcf时： 查表得=210MPa,故计算合格。 2）从动齿轮齿抗弯强度计算当T=minTce，Tcs 时，计算被动齿轮： 查表得=700MPa,故计算合格。 当T=Tcf时，计算被动齿轮： 查表得=210MPa,故计算合格。3.7.3 齿轮接触强度锥齿轮的齿面接触应力为 N/mm2 (3-11)式中：材料的综合弹性系数。对于钢制齿轮副取232.6/mm;主动锥齿轮大端分度圆直径。=72mm； 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； 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 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相对曲率半径、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，按有关表格查取,选取=0.216.当时，故计算合格。当时，故计算合格。3.8 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算3.8.1 锥齿轮齿面上的作用力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线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。1)齿宽中点处的圆周力F (3-12)式中： 作用在从动齿轮上的转矩，=374.65Nm，见式（3-13）；主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式（3-14）确定，即 (3-14)式中：从动齿轮大端分度圆直径；=320mm从动齿轮齿面宽；=50mm从动齿轮节锥角；=77.3计算得： =271.22mm =61.03mm。T按式（3-13）确定，即 （3-13）式中： 发动机最大转矩。在此取352.8Nm；，变速器在各挡的使用率，可参考表3-3选取。0.5、2、5、15、77.5；，变速器各挡的传动比。7.31、4.31、2.45、1.54、1；，变速器在各挡时的发动机的利用率，按有关表格查取,选取:50、60、70、70、60；计算得：T=374.65将各参数代入式(3-12)，有： =12.28KN对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。2)锥齿轮的轴向力和径向力作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为： (3-15) (3-16)将各参数分别代入式(3-15) 与式(3-16)中，有：= -7.15KN，=9.62KN作用在从动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为 （3-17） （3-18）得=7.35KN， =3.6KN3.8.2 锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，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为单级主减速器的悬臂式支承的尺寸布置图:图3-7 单级主减速器轴承布置尺寸图中各参数尺寸： a=80mm b=41mm c=63mm d=125mm =320mm由主动锥齿轮齿面受力简图（图3-8所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。 图3-8 主动锥齿轮齿面受力简图轴承A：径向力 （3-19） 轴向力 （3-20）计算得： =21.75KN，=-7.15KN轴承B：径向力 （3-21） 轴向力 （3-22）计算得： =7.72KN，=0KN轴承C：径向力 （3-23） 轴向力 （3-24）计算得： =11.9 KN，=7.35 KN轴承D：径向力 （3-25） 轴向力 （3-26）计算得： =6.52 KN，=0 3.8.3 锥齿轮轴承型号确定轴承A： 计算当量动载荷p： 选用圆锥滚子轴承。其e值为0.37，故 5000h所选择32306圆锥滚子轴承的寿命高于预期寿命，故选32306轴承,经检验能满足。轴承B：对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y值按双列轴承选用，e值与单列轴承相同。=7.72KN （3-28）计算得： =39.98KN初选轴承型号，查文献机械设计指导P184，初步选择圆锥滚子轴承30208。验算30208圆锥滚子轴承的寿命： （3-29）计算得： =33843h5000h所选择30208圆锥滚子轴承的寿命高于预期寿命，故选30208轴承,经检验能满足。轴承C和D：计算当量动载荷p： 选用圆锥滚子轴承。其e值为0.37，故e，由此得： （3-30）Y=1.5，计算得： P=15.79KN轴承应有的基本额定动负荷： （3-28）计算得：=52.69 KN初选轴承型号，查文献机械设计指导P184，初步选择圆锥滚子轴承30211。验算30211圆锥滚子轴承的寿命： （3-29）计算得： =30684.8h5000h所选择30211圆锥滚子轴承的寿命高于预期寿命，故选30211轴承,经检验能满足。3.9 主减速器齿轮材料及热处理汽车主减速器斜齿圆柱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。驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi 用渗碳合金钢制造的齿轮。3.10 主减速器的润滑主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，为此，通常是在从动齿轮的前端靠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。3.11 本章小结本章根据所给参数确定了主减速器计算载荷、并根据有关的机械设计、机械制造的标准对齿轮参数进行合理的选择，最后对螺旋锥齿轮的相关几何尺寸参数进行列表整理，并且对主动、从动齿轮进行强度校核。对主减速器齿轮的材料及热处理，主减速器的润滑给以说明。4 差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎