汽车专业课程设计(论文）汽车驱动桥的设计

1、绪 论 .1 1.1 主减速器分析.2 1.1.1 单级主减速器.3 1.1.2 双级主减速器.3 1.1.3 双速主减速器.4 1.1.4 贯通式主减速器.4 1.2 差速器结构形式选择.4 1.3 结构形式分析.6 1.4 驱动桥壳结构方案分析.7 1.4.1 可分式桥壳.7 1.4.2 整体式桥壳.7 1.4.3 组合式桥壳.8 1.5 汽车的主要参数.8 2 主减速器设计.9 2.1 主减速器结构分析.9 2.1.1 螺旋锥齿轮传动.9 2.1.2 双曲面齿轮传动.9 2.1.3 圆柱齿轮传动.11 2.1.4 蜗杆传动.12 2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案.12 2.2.1

2、 主动锥齿轮的支承.12 2.2.2 从动锥齿轮的支承.13 2.3 主减速器锥齿轮主要参数选择.14 2.3.1 主减速比 i0 的确定.14 2.3.2 主、从动锥齿轮齿数 z1 和 z2.15 2.3.3 从动锥齿轮大端分度圆直径 2 d 和端面模数 ms.15 2.3.4 主、从动锥齿轮齿面宽 b1 和 b2.16 2.3.5 中点螺旋角 .16 2.3.6 螺旋方向.17 2.3.7 法向压力角.17 2.4 主减速器锥齿轮强度计算.18 2.4.1 计算载荷的确定.18 2.4.2 主减速器锥齿轮的强度计算.19 2.5 主减速器锥齿轮和轴承的载荷计算.21 2.5.1 齿轮轴齿面

3、载荷与强度校核.21 2.5.2 锥齿轮轴承的载荷.26 2.6 锥齿轮的材料.29 3 差速器设计 .31 3.1 差速器齿轮主要参数选择.31 3.2 差速器直齿锥齿轮的强度计算.35 4 车轮传动装置设计 .36 4.1 全浮式半轴计算.36 4.2 半轴的结构设计.37 5 驱动桥壳设计 .38 5.1 驱动桥壳强度分析计算.38 6 发动机的选择.41 6.1 发动机最大功率和相应转速.41 6.2 发动机最大转矩 temax 及相应转速 nt.41 结 论 .43 参考文献 .44 绪绪 论论 驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转 矩,并将动力合理地

4、分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间 的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳 等组成。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬 架时，驱动桥应为非断开式（或称为整体式） ，即驱动桥壳是一跟连接左右驱动车轮 的刚性空心梁（图 1.1） ，而主减速器、差速器及车轮传动装置（由左、右半轴组成） 都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式，这种驱 动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与 车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对与车架或车身作上下摆动，车轮 传动装置采

5、用万向节传动（图 1.2） 。为了防止运动干涉，应采用滑动花键轴或一种 允许两轴能有适量轴向移动的万向移动的万向传动机构。 1-后桥壳；2-差速器壳；3-差速器行星齿轮；4-差速器半轴齿轮；5-半轴； 6-主减速器从动齿轮齿圈； 7-主减速器主动小齿轮 图图 1.11.1 后轮驱动驱动桥的主要部件后轮驱动驱动桥的主要部件 输入驱动桥的动力首先传到主减速器主动小齿轮 7，经主减速器减速后转矩增 大，再经差速器分配给左右两半轴 5，最后传至驱动车轮。 具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单、制造工艺性好、成本低、工作可靠、维 修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分小轿车上。 但整

6、个驱动桥均属于簧下质量，对汽车平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥结 构较复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了 行使平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行使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；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形 的适应性较好，大大增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设 计得合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿 车和高通过性的越野汽车上应用相当，比较可知，本设计采用非断开式驱动桥比较 合适。 为了与独立悬架相适应，驱动桥壳需要分为用铰链连接的几段，更多的是只保 留主减速

7、器壳（或带有部分半轴套管）部分，主减速器壳固定在车架或车身上，这 种驱动桥称为断开式驱动桥。为了适应驱动轮独立上下跳动的需要，差速器与车轮 之间的半轴也要分段，各段之间用万向节连接。 1-主减速器；2-半轴；3-弹性元件；4-减振器；5-车轮；6-摆臂；7-摆臂轴 图图 1.21.2 断开式驱动桥的构造断开式驱动桥的构造 1.1 主减速器分析主减速器分析 主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速器形式不同而不同。主减速器 的齿轮主要有旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。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。 1.1.1 单

8、级主减速器单级主减速器 单级主减速器(图 1.3)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。但是其主传动比扎不能太大，一 般7，进一步提高将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热 0 i 0 i 处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。双面齿轮单 级主减速器用于贯通桥时应使 0 5i 图图 1.31.3 单级主减速器单级主减速器 1.1.2 双级主减速器双级主减速器 双级主减速器与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，一般 0 i 为 712。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货

9、车、越野 车和大客车上。 在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿 轮副传动比的比值一般为 1420，而且锥齿轮副传动比一般为 1733，这 样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时 可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚 度，提高啮合平稳性和工作可靠性。 1.1.3 双速主减速器双速主减速器 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挡位。双速主减速器的高低挡减速比是根据汽车的使用条件、 发动机功率及变速器各挡速比的大小来选定的。大的主减速比用于汽车

10、满载行驶或 在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间挡位的变换次数；小 的主减速比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车的燃料经 济性和提高平均车速。 1.1.4 贯通式主减速器贯通式主减速器 贯通式主减速器根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器 具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、 半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。根据减速齿 轮形式不同，单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。 对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速 器。根据齿轮的

11、组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式 两种形式。 1.2 差速器结构形式选择差速器结构形式选择 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速 器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。 他又可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器 和强制锁止式差速器等 1 普通锥齿轮式差速器 由于普通锥齿轮式差速器结构简单、工作平稳可靠，所以广泛应用于一般使用 条件的汽车驱动桥中。 图 1.4 差速器 （图 1.4）为其示意图，图中 0 为差速器壳的角速度；1、2 分别为左、右两 半轴的角速度；to 为差速器壳接受的转矩； 普通锥齿轮差速器的锁紧系数是一般为 005015，两半轴转矩比 k

12、b=111135，这说明左、右半轴的转矩差别不大，故可以认为分配给两半轴的 转矩大致相等，这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是合适的。但当 汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶，一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时， 尽管另一侧车轮与地面有良好的附着，其驱动转矩也不得不随附着系数小的一侧同 样地减小，无法发挥潜在牵引力，以致汽车停驶。 2 摩擦片式差速器 为了增加差速器的内摩擦力矩，在半轴齿轮 7 与差速器壳 1 之间装上了摩擦片 2。两根行星齿轮轴 5 互相垂直，轴的两端制成 v 形面 4 与差速器壳孔上的 v 形面相 配，两个行星齿轮轴 5 的 v 形面是反向安装的。每个半轴齿轮背

13、面有压盘 3 和主、 从动摩擦片 2，主、从动摩擦片 2 分别经花键与差速器壳 1 和压盘 3 相连。 图图 1.51.5 摩擦片式差速器摩擦片式差速器 当传递转矩时，差速器壳通过斜面对行星齿轮轴产生沿行星齿轮轴线方向的轴 向力，该轴向力推动行星齿轮使压盘将摩擦片压紧。当左、右半轴转速不等时，主、 从动摩擦片间产生相对滑转，从而产生摩擦力矩。这种差速器结构简单，工作平稳， 可明显提高汽车通过性。 3 强制锁止式差速器 当一个驱动轮处于附着系数较小的路面时，可通过液压或气动操纵，啮合接合 器(即差速锁)将差速器壳与半轴锁紧在一起，使差速器不起作用，这样可充分利用 地面的附着系数采用差速锁将普通锥

14、齿轮差速器锁住，可使汽车的牵引力提高，从 而提高了汽车通过性。当然，如果左、右车轮都处于低附着系数的路面，虽锁住差 速器，但牵引力仍超过车轮与地面间的附着力，汽车也无法行驶。 强制锁止式差速器可充分利用原差速器结构，其结构简单，操作方便。目前， 许多使用范围比较广的重型货车上都装用差速锁。 1.3 结构形式分析结构形式分析 半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为牛浮式、浮式和全浮式三 3 4 种形式。 图图1 1. .6 6半半浮浮式式半半轴轴 半浮式半轴 (图1.6a)的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内 孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的 反

15、力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，只用于轿车 和轻型货车及轻型客车上。 浮式半轴(图1.6b)的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳 3 4 半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联 接。该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般仅用在轿车和 轻型货车上。 全浮式半轴(图 1.6c)的结构特点是半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相联，而轮 毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上。理论上来说，半轴只承 受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由桥壳来承受。但由于桥壳变形、轮 毂与差速器半轴齿轮不同女、半轴法兰平面相对其

16、轴线不垂直等因素，会引起半轴 的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为 570mpa。全浮式半轴主要用于中、重 型货车上。 1.4 驱动桥壳结构方案分析驱动桥壳结构方案分析 驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种形式。 1.4.1 可分式桥壳可分式桥壳 可分式桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分，两部分通过螺栓联接成一体。 每一部分均由一铸造壳体和一个压入其外端的半轴套管组成，轴管与壳体用铆钉连 接。这种桥壳结构简单，制造工艺性好，主减速器支承刚度好。但拆装、调整、维 修很不方便，桥壳的强度和刚 度受结构的限制，曾用于轻型 汽车上，现已较少使用。 1.4.2 整体式桥壳整体式桥壳 整体式桥壳的

17、特点是整个 桥壳是一根空心梁，桥壳和主 减速器壳为两体。它具有强度 和刚度较大，主减速器拆装、 调整方便等优点。 按制造工艺不同，整体式桥壳可分为铸造式(图 1.7a)、钢板冲压焊接式(图 1.7b)和扩张成形式三种。铸造式桥壳的强度和刚度较大，但质量大，加：上面多， 制造工艺复杂，主要用于中、重型货车上。钢板冲压焊接式和扩张成形式桥壳质 量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，广泛应用于轿车和中、小型货 a)铸造式 b)钢板冲压焊接式 图图 1.71.7 整体式桥壳整体式桥壳 车及部分重型货车上。 1.4.3 组合式桥壳组合式桥壳 组合式桥壳是将主减速器壳与部分桥壳铸为一体，而后用无缝

18、钢管分别压入壳 体两端，两者间用塞焊或销钉固定。它的优点是从动齿轮轴承的支承刚度较好，主 减速器的装配、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高的加工精度，常用于轿车、 轻型货车中。 1.5 汽车的主要参数汽车的主要参数 变速箱： 机械，5 档同步，直接操纵，1 个倒档。 性能（标准型轮胎和后桥速比时） 挡位 变速箱速比 最大速度 1 6.194 25 5 1.000 110 车轮/轮胎（标准） 车轮 5jk*16h 轮胎 6.50r16c 无内胎子午线轮胎 前轮胎： 单胎 后轮胎： 双胎 发动机： 最大输出功率 76/4000（kw/r/min） 最大扭矩 235/2000（n.m/r/min）

19、 车架宽： 862mm 最大截面积尺寸： 182*70*4mm 载重： 4.2t*70% 给定参数： 后轮载荷 2940n 轮距 1.4m 2 2 主减速器设计主减速器设计 2.1 主减速器结构分析主减速器结构分析 2.1.1 螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动 螺旋锥齿轮传动(图 2.1a)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啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、 制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便 会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声

20、增大。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。 a)螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆传动 图图 2.12.1 主减速器齿轮传动形式主减速器齿轮传动形式 2.1.2 双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动 双曲面齿轮传动（2.1b）的主、从动齿轮的轴线 相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线 在空间偏移一距离 e，此距离称为偏移距。由于偏移 距正的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋 1 角 (2.2 图)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比 2 图 2.2 （2.1） 2 1 2 1 cos cos f f 式中

21、，、分别为主、从动齿轮的圆周力；、分别为主、从动齿轮的螺 f1f21 2 旋角。 螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点a 的切线 tt 与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋 角。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。双曲面齿轮传动比为： （2.2） 1 1 2 2 11 22 0 cos cos r r rf rf is 式中，为双曲面齿轮传动比；、分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。 is0r1r2 螺旋锥齿轮传动比为 ： （2.3） 1 2 r r iol 令，则。由于，所以系数 k1，一般为 12 cos/cosk ls kii 00 21 12

22、5150。这说明： 1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。 2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿 轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。 3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋 锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。 另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点： 1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有 沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转 平稳性。 2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的大于从动齿轮的，

23、 1 2 这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的 弯曲强度提高约 30。 3)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量 曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。 4)双曲绵主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少 的齿数，有利于增加传动比。 5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削 刃寿命较长。 6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通， 增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有 利于降低轿车车身高度，并可减小车身地

24、板中部凸起通道的高度。 但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点： 1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动 效率约为96，螺旋锥齿轮副的传动效率约为 99。 2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合 能力较低。 3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。 4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油， 螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。 由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。 一般情况下，当要求传动比大于 45而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传 动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不

25、变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋 锥齿轮小。当传动比小于 2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过 大，占据了过多空间，这时可 选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器 可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。 2.1.3 圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动 圆柱齿轮传动(图 2.1c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动 的轿车驱动桥和双级主减速器贯通式驱动桥。 2.1.4 蜗杆传动蜗杆传动 蜗杆(图 2.1d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点： 1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比(可大于 7)。 2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。 3

26、)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。 4)能传递大的载荷，使用寿命长。 5)结构简单，拆装方便，调整容易。 但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率 较低。蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动 机的大客车上。 2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器主、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，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚 度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。 2.2.1 主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承 a)主动锥齿轮悬臂式

27、 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮 图图 2.32.3 主减速器锥齿轮的支承形式主减速器锥齿轮的支承形式 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。悬臂式支承结构 (图 2.3a)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 25 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

28、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。 跨置式支承结构(图 2.3b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大 增加支承刚度，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

29、主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承 座，从而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 空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆 装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本 不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。在需 要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。 2.2.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承 从动锥齿轮的支承(图 2.3c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承 之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两 轴承的圆锥滚子大端应

30、向内，以减小尺寸 c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳 体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d 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，应尽量使尺寸 c 等于或 大于尺寸 d。 图图 2.42.4 从动锥齿轮辅助支承从动锥齿轮辅助支承 图图 2.52.5 主、从动锥齿轮的许用偏移量主、从动锥齿轮的许用偏移量 在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从 动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图 2.4)。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制 止从动锥齿轮继

31、续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如（图 2.5） 所示。 2.3 主减速器锥齿轮主要参数选择主减速器锥齿轮主要参数选择 2.3.1 主减速比主减速比 i0 的确定的确定 对具有较大功率储备的轿车，尤其是赛车，在给定发动机最大功率 pemax 及其 转速 np时，所选择的 i0应能保证汽车有尽可能的最高速 vamax，这时 i0由下式确定： （2.4） gh pr iva nr i max 377 . 0 0 式中，i0 汽车主减速器的主减速比 rr 车轮的滚动半径（m） np 为最大功率转速（r/min） vamax 纯发动机驱动要求汽车达到的最高速度（km/h） igh 汽车变

32、速器最高挡传动比 代入数据计算得： 44 . 4 0 . 1110 38003409 . 0 377 . 0 0 i 选择减速器的形式： 由一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮组成；在前横置发动机前轮驱动的汽车上则由 一对斜齿圆柱齿轮组成；对贯通式驱动桥也有采用蜗轮蜗杆传动的。其结构简单、 质量及体积小、造价低，广泛用于主减速比的各种中、小型汽车及带有轮边 6 . 7 0 i 减速器的重型汽车，双曲面齿轮单级主减速器用于贯通桥时应使。 5 0 i 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数 z1 和 z2、从动锥齿轮大端分 度圆直径 d2 和端面模数、主、从动锥齿轮齿面宽 b1 和 b2、双曲面齿轮副

33、的偏mn 移距 e、中点螺旋角 、法向压力角 等。 2.3.2 主、从动锥齿轮齿数主、从动锥齿轮齿数 z1 和和 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,z1、z2 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，对于货车，z1 一般不少于 6。 4)当主传动比较大时，尽量使 z1 取得小些，以便得到满意的离地间隙。 0 i 5)对于不同的主传动比， z1 和 z2 应有适宜的搭配。 取 11；取 49，=4.44= 1 z 2 z 1 2 z z 0 i 2.3.

34、3 从动锥齿轮大端分度圆直径从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数和端面模数 m 2 d s 对于单级主减速器，d2 对驱动桥壳尺寸有影响，d2 大将影响桥壳的离地间隙； d2 小则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 =120.13147.85 （2.5） 3 2 2 tkdc d 式中，d2 为从动锥齿轮大端分度圆直径（mm） ；为直径系数，一般为 2d k 13.015.3；tc 为从动锥齿轮的计算转矩（n m） 。tc=mintce, tcs 初取=136.2m 由下式计算 =3.405 2 d szdms 22/ 式中，m 为齿轮端面模数。 s

35、 同时，m 还应满足 s =2.7723.696 （2.6） 3 tkmcms 式中，km为模数系数，取 0.30.4。 2.3.4 主、从动锥齿轮齿面宽主、从动锥齿轮齿面宽 b1 和和 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宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆半 径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在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的减小。但是齿面过窄， 轮齿表面的耐磨性会降低。 从动锥齿轮齿面

36、宽 b2 推荐不大于其节锥距 a2 的 0.3 倍，即 b2=0.3a2，而且 b2 应满足 b22,1 与 2 之差称为偏移角。 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 f 也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的 强度越高。一般 f 应不小于 1.25，在 1.52.0 时效果最好。但是 过大，齿轮 上所受的轴向力也会过大。 a)、b)主动齿轮轴线下偏移 c)、d)主动齿轮轴线上偏移 图图 2.62.6 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向双曲面齿轮的偏移和螺旋方向 汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为 轿车选用较大

37、的 值以保证较大的，使运转平稳，噪声低；货车选用 00 3540 f 较小声值以防止轴向力过大，通常取 35。 2.3.6 螺旋方向螺旋方向 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旋转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，防止轮齿卡死而损坏。 2.3.7 法向压力角法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少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，对于轻

38、负荷工作的齿轮一般采川小压力角， 町使齿轮运转平稳，噪小 低。对于弧齿锥齿轮，轿车: 一般选用或 16；货车: 为 20；重型货 0 14 30 车: 为。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿 0 22 30 两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为 19或 20，货车为 20或 。这里取 0 22 30 03220 2.4 主减速器锥齿轮强度计算主减速器锥齿轮强度计算 2.4.1 计算载荷的确定计算载荷的确定 汽车主减速器锥齿轮的切齿法有格里森和奥里康两种方法，这里仅介绍格 里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。 （1）按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮

39、的计算转矩tce =230 x6.194x1x0.9/1=1282.15 （2.7） n ii iktk t fed ce 01max 式中，-为计算转矩 230（n.m） ； maxe t -为猛接离合器所产生的动载系数，货车： =1； d k d k -为发动机最大转矩；n 为计算驱动桥数； maxe t -为变速器一档传动比； 1 i -为发动机到万向传动轴之间的传动效率 0.9。 （2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 tcs （2.8） 22 119070.85 0.3409 2347.09 1.5 0.98 r cs m m g mr t i 式中，tcs-为计算转矩（n.

40、m） ； g2-为满载状况下一个驱动桥上的静载荷 11907（n） ； -为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，轿车：m2=1.21.4， 2 m 货车：d=1.11.2； 2 m -为轮胎与路面间的附着系数 0.85； 为车轮滚动半径 0.3409（m） ； r r 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比 1.5； m i m为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率 0.98。 2.4.2 主减速器锥齿轮的强度计算主减速器锥齿轮的强度计算 在选好主减速器锥齿轮主要参数后， 表表 2.1 单位齿长圆周力许用值单位齿长圆周力许用值 p 单位齿长上的圆周力 按发动机最大转矩计算时p 为： maxe t

41、 （2.11） f d it p ge 2 10 1 3 max 式中，变速器传动比，常取一挡及直接挡的； g i 主动齿轮节圆直径，mm。 1 d 代入数据计算得： 3 230 1 10 4091429 37.45 30 2 pn mmn mm 按最大附着力矩计算时p 为： （2.12 f d rg p r 2 10 1 3 2 参数按发动机最大转矩计算时的p (nmm-1) 按驱动轮打滑 转 矩计算时的p /(n.mm-1) 轮胎与地 面 的附着系 数 汽车类别 一挡 二挡 直接挡 轿车 893 536 321 893 货车 1429 - 250 1429 大客车 982 - 214 -

42、085 牵引车 536 - 250 - 065 ） 式中，g2 汽车满载时一个驱动桥给地面的最大负荷，n； 轮胎对路面的附着系数，安装一般轮胎的公路用汽车取 =0.85； rr 车轮的滚动半径，m； 代入数据计算得 （2.13） 3 11907 0.85 0.3409 10 13781429 166.84 30 2 pn mmn mm p- 常用做估算齿轮表面耐磨性，载货汽车许用单位齿长上的圆周力 =1429， pmmn 2）轮齿弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 （2.14） w v smj w jmzfk kkkt 2 0 3 102 满足要求 ww 18.330 22 . 0 1273

43、01 8 . 010 . 1 1158.1282102 2 3 式中，w为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(mpa)； t为所计算齿轮的计算转矩(nm)，对于从动齿轮，t=mintce,tcs 和 tcf，对于主动齿轮，t 还要按式换算； ko为过载系数，一般取 1； ks-为尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理 等因素有关， 当 m .1.6mm 时，当 m 16mm 时， s 8 . 0) 4 . 25/( 25 . 0 mk ss s ks=05； km-为齿面载荷分配系数，跨置式结构：km1011，悬臂式结构： km110125； kv-为质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径

44、向跳动精度高时， kr10；b-为所计算的齿轮齿面宽(mm)； d-为所讨论齿轮大端分度圆直径(mm)； jw-为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数 0.22。 上述按 mintce,tcs计算的最大弯曲应力不超过=700mpa；按 tcf 计算的疲 w 劳弯曲应力不应超过 210mpa，破坏的循环次数为 6x106。 3）轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 （2.15） j v fmsj p j jfk kkkkt d c 3 01 1 102 3 232.62 220.1 1 0.8 1.1 1 10 805 701 30 0.22 jj mp 式中， 主动齿轮计算转矩， （从动齿轮按

45、、两者中较小者） ， 1 j t je t j t =220.1nm； 1 j t 为锥齿轮轮齿的齿面接触应力(mpa)； j d1为主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)； b取 b1 和 b2 的较小值(mm)； ks为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取 10； kf为齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质 (如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮取 1； cp为综合弹性系数，钢对钢齿轮 cp 取 2326n1/2mm； 为齿面接触强度的综合系数 0.22， ko=0.1、km=1.10 j j 1.00、kv=1。 上述按 mintce,tcs计算的最大接触应

46、力不应超过 2800mpa，按 tcf 计算的疲 劳接触应力不应超过 1750mpa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的. 2.5 主减速器锥齿轮和轴承的载荷计算主减速器锥齿轮和轴承的载荷计算 2.5.1 齿轮轴齿面载荷与强度校核齿轮轴齿面载荷与强度校核 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及垂直于齿轮轴线的径向 力。 fa fr ft 图图2.152.15主动锥齿轮齿面受力分析主动锥齿轮齿面受力分析 图图2.162.16单级主减速器轴承布置尺寸单级主减速器轴承布置尺寸 （1）齿轮的受力分析 （2.16 max 3

47、 22 2347 8836.93 3.405 15.6 10 e t t fn dm ） （2.17）cos8836.93 0.364 0.973144.4 rt fftgn （2.18）tan3216.4tan20sin16.15677 at ffn （2）绘制齿轮轴的受力简图，如图所示，由图得，求 1 21.55lmm 2 78.5lmm 支座反力 水平面支反力：由，得：0 mc （2.19） 1212 ()0 tnh f llfl 21 1 2 ()9582.7(21.5578.5) 12213.4 78.5 t nh f ll fn l fa fr ft fnh1fnv1 fnv2 f

48、nv2 ft fnh1 fnh2 mh mh fr fnv1 fnv2 fa ma mv mv m m t t ma 图图 2.17 轴的载荷分布图（轴的载荷分布图（m，t 的单位为的单位为 nm） 由，得：0 y （2.20） 21 9582.7 12213.42630.7 nhtnh fffn 垂直面支反力： 由，得：0 mc （2.21） 15.6 8836.93137856.108 2 a a f d m （2.22） 1221 ()0 nvra flf llm 21 1 2 ()3144.4(78.521.55) 15.6 8836.93 2251.5 78.5 ra nv f ll

49、m fn l 由，得：0 y （2.23） 21 3144.42251.5893 nvrnv fffn （3）作弯矩图： 水平面弯矩图： h m （2.24） 11 8836.93 21.55190435 hnh mfln mm 垂直面弯矩图： v m （2.25） 1 3144.4 21.55 137856.10870094.29 vra mf lmn mm 合成总弯矩 m 图： 2222 190435( 70094.29)202925.35 hv mmmn mm （2.26） （4）按弯扭合成应力校核轴的强度： 进行校核时，通常是校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 b 的强 度）

50、 。当扭转切应力为脉动循环变应力时，取，由(1)中公式 15-5 得，轴的计 = 0.6 算应力为： （2.27） 2 223 2 3 202925.350.6 2347 10 468.45 0.1 31.2 ca mat mpa w 式中：轴的计算应力，单位为； ca mpa 轴所受的弯矩，单位为；mn mm 轴所受的扭矩，单位为；tn mm 轴的抗弯截面系数，单位为；w 3 mm 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力； 1 前已选定轴的材料为，由机械设计书中表 15-1 查得，因此20 rni c m t 1 525mpa ，故安全。 1ca （5）精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 在-截面

51、上，既有较大的弯矩，又有扭矩，所以校核-截面。虽然- 截面承受的应力最大，但应力集中不大，而且轴径最大，故-截面不必校核。只 校核-截面： 在-截面 抗弯截面系数为： 333 0.10.1 251562.5wdmm （2.28） 抗扭截面系数为： 333 0.20.2 253125 t wdmm （2.29） 弯矩 m 及弯曲应力为： 202925.35mn mm （2.30） 202925.35 129.87 1562.5 b m mpa w （2.31） 扭矩 t 及扭转切应力为： 3 2347 10tn mm 3 2347 10 211.04 3125 t t t mpa w （2.32

52、） 轴的材料为，由机械设计书中表 15-1 查得，20 rni c m t1100 b mpa ，hbs = 5662。 1 525mpa850 s mpa 1 390mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计中附表 3-2 查 取。因为，经插值后可查得 2 0.08 25 r d 48 1.92 25 d d 1.69 1.38 又由机械设计书中附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为 0.82q0.79q 故有效应力集中系数按(1)中式(附 3-4)为 1(1)1 0.82 (1.69 1)1.57kq （2.33） 1(1)1 0.79 (1.38 1)1.30kq （2.

53、34） 由机械设计书中附图 3-2 得尺寸系数 ；0.85 由机械设计书中附图 3-3 得扭转尺寸系数 ；0.91 轴按磨削加工，由机械设计书中附图 3-4 得表面质量系数为 0.90 轴未经表面强化处理，即，则按(1)中式(3-12)及(3-12a)得综合系数值为1 q 11.571 111.76 0.850.90 k k （2.35） 11.301 111.34 0.910.90 k k （2.36） 又由机械设计书中3-1 及3-2 得特性系数 ，取0.10.2 0.1 ，取0.050.1 0.05 于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得 ca s 1 525 2.29

54、1.76 129.870.1 0 am s k （2.37） 1 390 2.67 211.04211.04 1.340.05 22 am s k （2.38） 2222 2.29 2.67 1.741.5 2.292.67 ca s s ss ss （2.39） 故可知其安全。 2.5.2 锥齿轮轴承的载荷锥齿轮轴承的载荷 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2.16）为单级主减速 器的悬臂式支承的尺寸布置图。 1) 滚动轴承的选择 轴承为圆锥滚子轴承，型号为 30204。查得基本额定动载荷,，350 r ckn

55、 ，0.35e 1.7y 型号 30205，基本额定径向静载荷 ， 0 293 r ckn0.37e 1.6y 额定工作寿命。 10 10000 h lh 2）寿命验算 设轴承所受的支反力合力为，由轴的校核可知 1 r 2 r 水平方向支反力为： 1 11256.42 h rn 2 2400.71 h rn 垂直方向支反力为： 1 2251.51 v rn 2 893.42 v rn 支反力合力为： （2.40） 2222 111 11256.422251.5111478.97 hv rrrn （2.41） 2222 222 2400.71893.422561.55 hv rrrn 派生轴向力

56、： （2.42） 1 1 1 12419.22 3376.71 22 1.7 d r fn y （2.43） 2 2 2 2778.28 800.21 22 1.6 d r fn y 则 轴右移 12 677.223376.714053.93868.21 add ffnfn 2 轴承成为“紧轴承” ，1 轴承成为“松轴承” 紧轴承 （2.44） 21 677.223376.714053.93 aad fffn 松轴承 （2.45） 11 677.22 ad ffn 查得 在中等冲击情况下取 载荷系数 5 . 1 p f 1 轴承： 则 （2.46） 1 1 677.22 0.060.35 11

57、478.22 a f e r 1,0xy 111 ()1.5 11478.2217217.83 pa pfxryfn （2.47） 2 轴承： 则 2 2 4329.93 1.560.37 2778.28 a f e r 0.4,1.4xy （2.50） 222 ()1.5 (0.4 2561.28 1.4 4053.93)10050.85 pa pfxryfn （2.51） 因为 ，所以按轴承 1 的受力大小验算。 21 pp 由(1)中表 13-4 查得 温度系数 ，对于滚子轴承，。1 t f 3 10 6 10 10 60 tt h f c l np （2.52） 10 6 3 101

58、26800 60 18017217.83 728500.62h 由于 ，故选用的型号为 30204 和 30205 轴承 1010 72850.6210000 hh lhlh 安全可靠，是适用的。 表表2 2. .3 3汽汽车车主主减减速速器器锥锥齿齿轮轮集集合合尺尺寸寸计计算算用用表表 项目结果 行星齿轮齿数 可以取 11 1 z 半轴齿轮齿数 应不少于 49 2 z 模数405 . 3 m 齿面宽 =13.62； 取 9 0 )30 . 0 25 . 0 (af mf10 齿工作高 5. 448405 . 3 6 . 16 . 1 mhg 齿全高139 . 6 051 . 0 788 .

59、1 mh 压力角 一般汽车，0322 轴交角 90 节圆直径 ； 11 37.45dmz 22 166.84dmz 节锥角 ；=77.35 65.12arctan 2 1 1 z z 12 90 节锥距 51.85 sin2sin2 2 2 1 1 0 dd a 周节697.101416 . 3 mt 齿顶高 ；34 . 5 21 hhh g449.0 )( 370.0 430.0 2 1 2 2 m z z h 齿根高 ；748 . 0 788 . 1 11 hmh64 . 5 788 . 1 22 hmh 径向间隙 691 . 0 051 . 0 188 . 0 mhhc g 齿根角 ；

60、501 . 0 arctan 0 1 1 a h 77 . 3 arctan 0 2 2 a h 面锥角 ； 42.16 2101 85.77 1202 根锥角 ； 15.12 111 r 58.73 222 r 外圆直径 88.47cos2 11101 hdd42.167cos2 22202 hdd 理论弧齿厚 ；75 . 7 21 sts95 . 2 tan)( 2 212 mhh t s 齿侧间隙采用格里森制圆锥齿轮推荐的齿侧间隙 b=0.1524 弦齿厚 ；25 . 5 26 2 1 3 1 11 b d s ssx87 . 2 26 2 2 3 2 22 b d s ssx 弦齿高