EQ1090载货汽车驱动桥设计说明书完稿

1、eq1090载货汽车驱动桥设计专业：机械设计制造及其自动化（车辆工程）目 录引 言31 eq1090载货汽车驱动桥结构方案确定72 eq1090载货汽车主减速器设计92.1 主减速器形式及选择92.2主减速器齿轮的齿型102.3汽车螺旋锥齿轮设计102.4主减速器第二级圆柱齿轮设计162.5主减速器齿轮的支承192.6强度计算202.7齿轮材料253 eq1090载货汽车差速器设计273.1差速器的差速原理283.2 差速器的结构293.3差速器齿轮设计303.4差速器几何尺寸计算333.5差速器强度计算354 eq1090载货汽车半轴设计384.1半轴形式384.2半轴的计算394.3半轴的

2、强度计算404.4半轴材料415 eq1090载货汽车驱动桥壳设计42结 论44致 谢45参考文献46附 录47摘 要本次设计为eq1090载货汽车驱动桥设计。汽车驱动桥作为汽车传动系中一重要组成部分，它设置在传动系的末端，由主减速器、差速器、半轴和桥壳等组成。它将经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。它通过主减速器的主、从动齿轮之间的配合，改变由传动轴传到主动齿轮上的转速，使之在工作中实现增大转矩、降低转速，改变转矩的传递方向。并且还要承受作用于路面与车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力等。本说明书中，根据给定的参数，首先对主减速器进行设计。主要是对主减速

3、器的结构，以及几何尺寸进行了设计。主减速器的形式主要有单级主减速器和双级主减速器。而主减速器的齿轮形式主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。本次设计采用的是双级主减速器，第一级采用一对螺旋锥齿轮，第二级采用一对斜齿圆柱齿轮。其次，对差速器的形式进行选择，并对差速器齿轮的几何尺寸进行了设计和计算。差速器的形式主要分为普通对称式圆锥行星齿轮差速器和防滑差速器两种。本次设计采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器。之后，对半轴的尺寸、支承形式，以及桥壳的形式和特点进行了分析设计。本次设计采用全浮式半轴支承和整体式驱动桥壳。最后，对齿轮的强度进行了校核。关键词:驱动桥；主减速器；差速器；半轴

4、；齿轮abstractthis design is for eq1090s medium truck drive axle. as one of the major parts in the automobile transmission, the drive axle locates at the end of the transmission, which consists of main reducer, differential, half axle and drive axle case. drive axle can pass the engine torque which is

5、brought from universal joint to the drive wheel through main reducer, differential, half axle. the speed of the main drive gear is changed with the help of the cooperation of the main drive gear and driven gear. it can decelerate, increase the torque and change its transmitting direction in the proc

6、ess. and it is able to bear the vertical or horizontal force between the road and its frame or body.the main reducer is designed in this paper firstly accounting to the given parameters. single and double reducers are the two major types of main reducer. and the main reducer has lots of forms, such

7、as spiral bevel gear, hypoid gear, column gear and so on. the double-level main reducer is used in my article. the first level reduction uses one pair of spiral bevel gears. the second level reduction uses a pair of helical-spur gears. secondly, the main form of differential are general symmetric co

8、ne planetary gear differential and non-slip differential. the form of differential is chosen and the geometry size of the differential gear is calculated. my design uses gear differential. thirdly, the size of half axle and its supporting form is analysis. gear differential and half of the fully flo

9、ating type axle is used in my paper. finally, the intensity is checked up.key words： bridge driver；main reducer；differential；half axle；gear引 言驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。其功用是：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、外车轮以不同转速转向。汽车传动系的首要任务是与发动机协同工作，以保证汽车在各种行

10、驶条件下正常行驶所必需的驱动力与车速，并使汽车具有良好的动力性与燃油经济型。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先，是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，必须经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要求。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,以使发动机的转矩转速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）

11、时，使汽车有足够的牵引力，适当的最高车速和良好的燃料经济性。为此，则需将通过变速器或分动器经万向传动装置传来的动力，通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得合理，首先必须选择好传动系的总传动比，并适当地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，汽车的动力性及燃油经济性主要取决于主减速比。在汽车的总布置设计时，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料经济性。差速器的功用是当汽车转弯行驶或在不平路面行驶时，使左右驱动车轮以不同的角速度滚动，以保证两侧驱动车

12、轮与地面间作纯滚动运动。汽车行驶过程中，车轮对路面的相对运动有两种状态滚动和滑动，其中滑动又有滑转和滑移两种。汽车行驶时，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的。左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行驶阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，则不可避免地产生驱动轮在路面上的滑移或滑转，这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同

13、的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。驱动桥的传动效率主要决定于其齿轮啮合及轴承运转是的摩擦损失和润滑油的扰动、飞溅引起的功率损失。除齿轮精度及支承刚度外，正确选择润滑油可减小齿面间的摩擦损失，改善啮合；除转速影响外，正确选择轴承的尺寸及型号、间隙或预紧度，改善润滑等是减小轴承摩擦损失的有效措施；除主减速器从动齿轮轮缘的宽度、切线速度及润滑油黏度的影响外，选择合理的油

14、面高度，可控制润滑油的扰动、飞溅引起的功率损失，这些都是减小驱动桥的功率损失提高其传动效率的主要方法。随着高速公路网状况的改善和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为货车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为货车主减速器技术的发展趋势。货车发动机向低速大扭矩方向发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展。为顺应节能、环保的大趋势，货车的技术性能在向节能、环保、安全、舒适的方面发展。因此，要求货车车桥也要轻量化、低噪声、高效率、大扭矩、宽速比、长寿命和低生产成本。对不同用途的汽车来说，驱动桥的结构形式虽然可以不同，但在使用中对他们的基本要求却是

15、一致的。综上所述，对驱动桥的基本要求可以归纳为以下几点：(1)所选择的主减速器比应满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和经济性；(2)当两驱动车轮以不同角速度转动时，应能将转矩平稳且连续不断地传递到两个驱动车轮上；(3)当左右两驱动车轮的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力；(4)能承受和传递路面与车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩；(5)驱动桥各零部件在强度高、刚性好、工作可靠及使用寿命长的条件下，应力求做到质量小，特别是非悬挂质量应尽量小，以减小不平路面给驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；(6)轮廓尺寸不大，以便于汽车的总布置及与所要求的驱动桥离地间隙相适应；(7

16、)齿轮及其他传动机件工作平稳，无噪音或低噪音；(8)驱动桥总成及零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化汽车变型的要求；(9)在各种载荷及转速工况下有高的传动效率；(10)结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易。1 eq1090载货汽车驱动桥结构方案确定驱动桥的结构形式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。普

17、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，对汽车平顺性和降低动载荷不利。这是它的一个缺点。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。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

18、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。汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但

19、是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。本次设计为eq1090型货车驱动桥。由于非断开式驱动桥与断开式驱动桥相比，其形式结构简单、成本低、维修和调整方面也很简单，经济性好。所以，本次eq1090中型货车驱动桥的设计采用非断开式驱动桥。2 eq1090载货汽车主减速器设计2.1 主减速器形式及选择主减速器的形式主要分为两种：即单级式主减速器和双级式主减速器。主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动

20、齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。本次设计任务的总质量为9290kg，最小离地间隙为265mm。此时

21、为满足较大的主传动比，由一对锥齿轮构成的单级主减速器，已满足不了最小离地间隙的要求。所以，在本次设计中，主减速器的形式采用双级主减速器2，纵向布置。如图1所示。图1 双级主减速器布置形式2.2主减速器齿轮的齿型第一级传动齿轮采用螺旋锥齿轮。因为采用了双级主减速器，动力的传递由两组齿轮共同完成，考虑其成本，则不需采用双曲面齿轮。第二级传动齿轮采用斜齿圆柱齿轮。因为此时动力传递为直线传递，所以只能选取圆柱齿轮，而又为保证自身的轴向位置，所以采用斜齿圆柱齿轮。2.3汽车螺旋锥齿轮设计(1)主动锥齿轮计算载荷的确定 (2-1) (2-2)(2)主减速器从动齿轮的平均计算转矩 (2-3) 式中: 按发动

22、机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩，单位 n·m； 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩，单位n·m； 发动机的输出的最大转矩，单位 n·m =360n·m； 发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，=6.24； 由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，=1；传动系上述传动部分的传动效率，=0.9； 驱动桥数目，=1； 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， =67914n； 轮胎附着系数，=0.85； 车轮的滚动半径，=0.496m； 主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率，=1；主减速器从动齿轮到驱动

23、车轮之间的传动比，=0.9；满载质量，=9290kg； 重力加速度，=9.8m/s2；满载时总重力，=91042n；挂车满载总重力，n；滚动阻力系数， 0.1-0.2；平均爬坡能力系数，0.05-0.09之间，取0.05；性能系数。取0。(3)主减速器齿轮基本参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。1) 主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，之间应避免有公约数。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。为了啮合平稳，噪声小

24、和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6。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。对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。2) 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数可根据经验公式初选，即 直径系数，一般取13.016.0 从动锥齿轮的计算转矩，。3) 主，从动锥齿轮齿面宽和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

25、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： 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。4) 中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧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，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，f应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增

26、大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°40°，而商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

27、叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重型载货汽车可选用22.5°的压力角。载货汽车20° 查表得： 主动齿轮齿数：17 从动齿轮齿数：35分度圆直径： 端面模数： 齿面宽：齿工作高：齿全高： 法向压力角： （载重汽车）轴交角：节圆直径：节锥角：节锥距： 周节：齿顶高：齿根高：径向间隙：齿根角：面锥角： 根锥角：外圆直径： 节锥顶点至齿轮外圆距离： 理论弧齿厚：齿侧间隙：由表查得螺旋角： 2.4主减速器第二级圆柱齿轮设计2.4.1齿轮计算转矩(1)齿轮计算转矩 (2-4)(2)按驱动轮打滑扭矩确定齿轮计算转矩 (2-5) (2-6)式中：由于猛接触离合

28、器而产生的动载系数，取1； 液力变矩器变矩系数，取1； 变速器一档传动比，=6.24； 分动器传动比，取1； 主减速器传动比，=7.63； 发动机到主减速器从动齿轮的传动效率，=0.9； 驱动桥数目，=1； 满载时驱动桥静载荷； 最大加速时，后轴负荷转移系数，=1.1； 轮胎附着系数，=0.85； 主减速器从动齿轮到驱动轮间的传动比，=2.87； 主减速器从动齿轮到驱动轮间的传动效率，=1； 驱动桥重量转移系数，取70%； 动载重量转移系数，取0.112； 车轮滚动半径。(3)初选从动圆柱齿轮的分度圆直径初选：= 为与的较小者，取8735 n·m 所以：=mm齿轮模数：m=d2/z2

29、=314.8/45=7 所以，m=72.4.2斜齿圆柱齿轮设计几何参数螺旋角一般取7°12°： =12°基圆柱螺旋角： 法面模数： =7端面模数： 法面压力角： =20°端面压力角: 法面齿距: 端面齿距: 法面基圆齿距: 法面齿顶高系数: =法面顶隙系数: =分度圆直径: 基圆直径: 端面顶高系数: 最少齿数: 齿顶高: 齿根高: 齿顶圆直径: 齿根圆直径: 法面齿厚: 端面齿厚: 2.5主减速器齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式有两种：悬臂式和跨置式。(1)悬臂式：齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式的支承于一对轴承的外侧（如图2所示）。(2)跨置式：齿轮前

30、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称为“两端支承式”（如图3所示）。图2 悬臂式 图3 跨置式装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增强支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，后部紧靠齿轮背面的称为主动锥齿轮后轴承；当采用跨置式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。本次设计主动锥齿轮采用悬臂式。为了减小悬臂长度和增加两支承间的距离，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。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些。2.6强度计算完成螺旋

31、锥齿轮的几何参数计算后，还应对其进行强度计算，以保证主减速器锥齿轮有足够的强度和寿命，能安全可靠地工作。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。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9nmm.表1给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。 表1 汽车驱动桥齿轮的许用应力 nmm计算载荷 主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力按式（2-1）、式（2-2）计算出的最大计算转矩，中的较小者7002800980按式（2-3）计算出

32、的平均计算转矩210.91750210.9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和最大附着转矩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。主减速器圆弧齿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 nmm (2-7)式中：p作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，n； 从动齿轮的齿面宽；按发动机最大转矩计算时： nmm （2-8）

33、式中：发动机输出的最大转矩，在此取360n·m； 变速器的传动比； 主动齿轮节圆直径，在此取192mm. 按上式 按最大附着力矩计算时： nmm （2-9）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取67914n； 轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； 轮胎的滚动半径，在此取0.496m；按上式 在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。经验算以上两数据都在许用范围内。其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力p都为1865n/mm（2）轮齿的弯曲强度计算汽

34、车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 （210）式中：该齿轮的计算转矩，n·m;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，当时，在此0.697载荷分配系数，取 =1.15；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;计算齿轮的齿面宽，mm;计算齿轮的齿数；端面模数，mm;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。汽车工程手册·设计篇按图4选取按t=min，计算时： 按上式 按t=计算时： 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。图4 弯曲计算用综合系数(3) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接

35、触应力为 n/ (2-11)式中：主动齿轮的计算转矩；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6 n/mm; ，见式(2-10)下的说明； 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，按图5选取j=0.115 图5 接触计算用综合系数按上式主、从动齿轮的齿面接触

36、应力相等。所以均满足要求。以上公式（2-7）（2-11）以及图4，图5均参考汽车车桥设计1经过校合可知主减速器的主、从齿轮符合强度要求2.7齿轮材料驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。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。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律

37、易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20crmnti用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864hrc，而心部硬度较低，当端面模数8时为2945hrc。由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件

38、的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。3 eq1090载货汽车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、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因

39、滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。结构如图6所示：图6 普通对称式圆锥行星齿轮差速器3.1差速器的差速原理图7 差速器差速原理如图7所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星

40、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。a、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。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，处在同一半径上的a、b、c三点的圆周速度都相等（图7），其值为。于是=，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以角速度自转时，啮合点a的圆周速度为=+，啮合点b的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-) 即 + =2

41、 （3-1）若角速度以每分钟转数表示，则 （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：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；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。3.2 差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左

42、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8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。图8 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳3.3差速器齿轮设计(1)行星齿轮数目的设计行星齿轮数目是根据汽车承载情况开选择的。此次设计货车上采用三个行星齿轮，所以，。(2)行星齿轮球面半径是反映差速器行星齿轮节锥距的大小和承载能力。它可根据经验公

43、式 来确定。式中: 球面半径系数，2.522.99之间，取2.8； 计算转矩，n·m； 球面半径，m所以： =行星齿轮预选节锥距：(3)行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择与确定之后，差速器中行星齿轮和半轴齿轮的大小即可确定，为了使行星齿轮与半轴齿轮有较高的强度，所以要提高其模数。在配合中，为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数z2/z1在1.52.0的范围内。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮

44、式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： 本次设计的行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择：取行星齿轮齿数为10，半轴齿轮齿数为18，所以半轴齿轮与行星齿轮的齿数比为18/10=1.8，在1.52的范围内，并且：=i=，为整，所以，满足安装条件。式中：左边半轴齿轮齿数；右边半轴齿轮齿数；n行星齿轮数目。行星齿轮齿数与半轴齿轮齿数确定之后，行星齿轮与半轴齿轮的节锥角1、2即可确定: (4)差速器锥齿轮模数及半轴齿轮分度圆直径的初步确定差速器锥齿轮模数:由于模数过小对于后面校核有影响，所以

45、，取分度圆直径为: (5)压力角目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5°的压力角。(6)行星齿轮轴直径d及支承长度l的确定行星齿轮中对轴的支承长度l一般为孔径的1.1倍，而该孔与行星齿轮轴之间的挤压应力不大于 对于实心轴 (3-3)所以: (3-4)式中: 差速器传动轴扭矩，n·m；行星齿轮数；行

46、星齿轮支承面中点到锥顶的距离； 支承面允许的挤压应力，。 所以: 支承长度： 3.4差速器几何尺寸计算行星齿轮齿数: =10半轴齿轮齿数: =18模数: =6齿顶高: ha=m=6齿根高: 齿全高: 齿工作高: 压力角: 轴交角: 节圆直径: 节锥角: 节锥距: 周节: 径向间隙: 齿顶角: 齿根角: 面锥角: 根锥角: 齿顶圆直径: 锥距: 齿厚: 取节锥顶点至齿轮外缘距离： 理论弧齿厚: 齿侧间隙: (选取)3.5差速器强度计算(1)单位齿长上的圆周力 (3-5)符合强度要求 式中: 单位齿长上的圆周力，n； 作用在齿轮上的圆周力，n； 从动齿轮的齿面宽，mm； 发动机最大转矩，n

47、3;m； 变速器1档传动比； 主动齿轮节圆直径，mm； 许用单位齿长上的圆周力。(2)齿轮弯曲强度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对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。差速器齿轮并不象主减速器那齿轮那样始终保持啮合传动状态，所以,齿面的接触疲劳破坏一般不会发生，故只进行弯曲强度计算即可， (3-6)符合式中：齿轮弯曲应力；齿轮的计算转矩，n·m； 超载系数； 载荷分配系数； 质量系数； 齿轮的齿面宽； 齿轮的齿数； 端面模数；

48、 许用弯曲应力； 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数；由图9可查图9 弯曲计算用综合系数 (3)齿轮齿面接触强度 (3-7) 符合接触强度式中：齿轮接触强度； 材料的弹性系数，； 从动齿轮节圆直径，mm； 齿轮的计算转矩n·m； 超载系数； 尺寸系数； 载荷分配系数；表面质量系数； 质量系数； 齿轮的齿面宽； 弯曲应力综合系数；许用齿轮接触强度。4 eq1090载货汽车半轴设计4.1半轴形式半轴是在差速器与驱动轮之间传递动力的实心轴，其内端的花键与差速器的半轴齿轮连接，而外端则用凸缘与驱动轮的轮毂相连，半轴齿轮的轴颈支承与差速器壳两侧轴颈的孔内、而差速器壳又以其两侧轴颈借助轴承直

49、接支承在主减速器壳上。半轴与驱动轮的轮毂在桥壳上的支承形式，决定了半轴的受力情况。驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来，半轴的形式主要取决半轴的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4浮式和全浮式，由于本次设计为载重汽车eq1090型货车驱动桥设计，考虑到承载能力与结构、成本，所以采用全浮式半轴支承，如图10所示。图10全浮式半轴示意图设计半轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况

50、相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：纵向力（驱动力或制动力）最大时，其最大值为，附着系数在计算时取0.8，没有侧向力作用；侧向力最大时，其最大值为（发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算时取1.0，没有纵向力作用；垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为，车轮对地面的垂直载荷，为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力，侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有，其中为车轮对地面的垂直载荷，为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力，侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有，故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。4.2半轴的计算由于本次设计采用的是全浮式半轴，所以