某两吨轻卡后桥设计论文

1、沈阳理工大学学士学位论文目录摘 要IIIAbstractIV1绪论11.1课题的设计任务11.2驱动桥的国内外发展概况11.3课题的技术路线22总体方案设计42.1驱动桥总成的结构形式选择42.2主减速器结构形式的选择52.3主减速器锥齿轮支承形式的选择52.3.1主动锥齿轮的支承形式52.3.2从动锥齿轮支承62.4主减速器传动形式的选择62.5差速器结构形式的选择82.6半轴结构形式的选择83主减速器齿轮副设计103.1传动系载荷计算103.2主减速器设计计算113.2.1主从动锥齿轮齿数的选择113.2.2从动锥齿轮节圆直径及端面模数的计算113.2.3主从动锥齿轮的齿面宽度计算123.

2、2.4齿轮的偏移方向的选择和偏移距计算123.2.5螺旋角的选择123.2.6法向压力角的选择123.2.7双曲面齿轮几何尺寸计算结果123.3主减速器双曲面齿轮的强度计算及校核213.3.1单位齿长圆周力的计算213.3.2双曲面锥齿轮轮齿弯曲强度校核223.3.3轮齿接触强度校核243.3.4锥齿轮材料及热处理253.4主减速器齿轮的设计结果264轴承的选择284.1轴承支承受力分析284.2轴承选择314.2.1轴承类型选择314.2.2轴承尺寸选择324.2.3轴承寿命校核344.3轴承的设计结果345半轴设计365.1半轴扭矩计算365.2半轴直径计算365.3半轴的强度计算及校核3

3、75.4花键设计385.5半轴花键校核385.6半轴材料及热处理395.7半轴的设计结果406主减速器总成设计416.1差速器齿轮设计416.2差速器齿轮校核446.3差速器壳体设计456.4差速器设计结果457主减速器啮合印记调整及预紧装置设计477.1.1轴承的预紧477.1.2锥齿轮的调整488桥壳设计518.1桥壳设计518.1.1驱动桥壳的形式518.2桥壳的设计结果518.3桥壳强度校核528.3.1最大铅垂力工况538.3.2最大侧向力工况538.3.3最大切向力工况549课题的设计成果569.1设计成果5610结论57致谢58参考文献59附 录60摘要驱动桥是汽车总成中重要承载

4、结构之一，位于汽车传动系的末端，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，并将转矩合理的分配给左、右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。所以驱动桥结构形式和设计参数直接影响汽车的动力性、燃油经济性、可靠性和汽车的使用寿命。本次课题设计是参考传统的驱动桥的设计方法进行某两吨轻型货车的后驱动桥进行设计。首先通过已知的汽车相关参数，确定驱动桥整体方案，包括驱动总成结构形式为整体式驱动桥，主减速器结构形式为单级主减速器，主减速器传动形式选择双曲面锥齿轮传动，主减速器主动锥齿轮选择悬臂

5、式支承，从动锥齿轮跨置式支承，差速器结构形式选择对称式直齿锥齿轮差速器，半轴结构形式选择全浮式半轴，桥壳结构形式为整体式冲压焊接桥壳。然后对主减速器锥齿轮、轴承、半轴、差速器齿轮等主要零件尺寸计算，并进行强度校核。接下来是对差速器壳，主减速器壳和桥壳等不需要计算的零件设计，但必须要满足汽车的使用要求。最后利用CATIA和UG三维建模软件绘制零件三维图并进行装配。关键词：轻型载货汽车；驱动桥；CATIA建模AbstractDrive axle is automobile assembly in an important bearing structure, located at the end

6、of the automobile transmission system, and its basic function is the first increase torque and reducing the speed, change the torque transfer direction, which increases from the drive shaft or directly from the transmission of torque and torque and reasonable distribution to the left and right wheel

7、s; secondly, drive axle must bear the effect of road and the frame or body between the vertical force, longitudinal force and lateral force, and braking torque and reaction torque. So the structural form and design parameters of drive axle directly influence the power performance, fuel economy, reli

8、ability and service life of the vehicle.This topic design is refers to the traditional drive bridge design method carries on the design of the rear drive axle of a two ton light truck. First through known auto correlation parameters, determine the whole drive axle scheme, includes a drive assembly s

9、tructure is an integral type driving axle, main reducer structure in the form of a single-stage main reducer and deceleration transmission form of hypoid gear selection, main reducer is active bevel gear selection cantilever support, driven bevel gear is arranged supporting type, the structure of th

10、e differential form of symmetrical straight tooth bevel gear differential, half shaft structure form selection full floating axle, the axle housing structure is integrally pressed welding axle housing. Then the main reducer bevel gears, bearings, half shaft, differential gears, and other major parts

11、 of the size of the calculation, and the strength of the check. Next to the differential housing, the main reducer shell and axle housing and other parts of the design does not need to be calculated, but must meet the requirements of the use of the car. Finally use CATIA and UG 3D modeling software

12、to draw parts of the three-dimensional drawing and assembly.Key words: light truck; drive axle; CATIA modeling861 绪论1.1 课题的设计任务（1）设计参数：本课题设计一种轻型卡车用的后驱动桥，原始设计参数如下：最高车速95 km/h最大爬坡度0.3最大总质量4235 kg 轴荷分配1588kg / 2647kg最大扭矩320 N.m / 2000 r/min额定功率73kw / 3200 r/min轮胎规格7.00-16轮距1400速比变速器：5.557，2.769，1.644，1

13、.0，R5.15；主减速比：5.83。（2）设计任务：完成主减速器、轴承、半轴的设计计算；完成主减速器总成、差速器总成、桥壳的设计，并将其组装成驱动桥总成。要求使用CATIA软件完成驱动桥的三维设计，并使用AutoCAD软件绘制二维工程图纸。1.2 驱动桥的国内外发展概况当前我国汽车零配件行业现状主要表现为：一是零部件企业普遍呈现散、弱、小的特点，国内零部件企业共有两万多家，其中中等规模以上汽车零部件企业近8000家，并且90%集中在低端。零部件企业缺少自主知识产权的核心技术，极大的制约了汽车工业的自主创新和自主开发；二是汽车零部件行业相对于整车制造行业投入小，但是行业整体的盈利能力比汽车整车

14、制造行业好；三是汽车零部件企业主要为汽车整车制造厂配套生产，普遍采用OEM订单方式生产，与整车厂商关联度紧密，形成以整车厂商为龙头，零部件企业为依托的产业集群。车桥行业的发展依赖于商用车行业的发展，近些年商用车市场形式良好，尤其是重卡市场更是推动了车桥行业的迅速发展，各生产厂家已经形成了系列化、批量化、专业化的生产格局。近几年来，国内各车桥公司引进国外技术或自主研发各种重型车桥，有些已被广泛应用。目前，国内车桥市场可谓竞争激烈，比较有知名度的厂家有东风德纳车桥有限公司、中国重汽济南桥箱有限公司，青特集团有限公司、一汽解放汽车有限公司车桥分公司 、陕西汉德车桥有限公司、安徽安凯福田曙光车桥有限公

15、司、山东鹏翔汽车有限公司等主要生产企业。在以前，国内商用车整车生产企业的发展战略是车身必须自己生产，发动机争取自己生产，而车桥一般采用社会资源。然而随着近些年商用车市场竞争激烈，为了在核心总成上不受制于人，近些年，国内一汽解放、东风汽车和中国重汽等主要商用车企业有的采取投巨资、重兵布局发展自己的车桥业务方式，有的采取积极主动与有关大型车桥生产企业建立长期战略联盟的方式，以确保自己稳定的零部件供应。经过市场的洗礼，研发实力强、产品质量优异的大厂家将会引领车桥行业的潮流。随着汽车行业的发展，汽车在节能、环保、舒适等方面的性能将显著提升，这就要求车桥产品的性能进一步提高。车桥作为卡车的核心总成，其总

16、要性也越来越被关注。在国外，一方面汽车行驶的路况越来越好，平均车速逐渐提高，另一方面节约能源，减少对环境的污染意识使得发动机正向着大转矩和低转速的方向发展。为适应以上情况，汽车驱动桥速比应该减小，主减速比小的驱动桥没必要采用双级减速器。因而目前在国外货车上广泛的采用的是单级减速驱动桥，单级驱动桥具有成本低，质量轻，维修保养简单，传动效率高，噪音小，温升低和整车油耗低等优点。目前国外技术比较成熟的单级驱动桥的生产厂商有美国伊顿（EATON）公司，美国洛克威尔（ROCKWELL）公司，德国蔡夫(ZF)公司和曼(MAN)公司。1.3 课题的技术路线（1）总体方案设计，根据已给数据进行整车性能计算，选

17、择确定车桥的形式。（2）主减速器双曲面锥齿轮副设计，根据已知的数据计算确定主减速器双曲面锥齿轮的尺寸参数，并用UG和CATIA三维建模软件绘制出实体。（3）4个轴承的选择，其中两个是主减速器主动锥齿轮轴的支承轴承，另两个是主减速器壳的支承轴承，根据已知数据计算，选择合适大小的轴承，确定轴承的位置和主动锥齿轮轴的尺寸，并设计合理的预紧装置，调整齿轮的啮合印记，用CATIA三维建模软件造型。（4）主减速器壳设计，轴承预紧及齿面啮合印记调整，由前几步已知的尺寸确定主减速器壳尺寸，进行主减速器壳支称轴承预紧和主减速器齿轮啮合印记调整，并用CATIA三维建模软件绘制实体。（5）半轴计算及设计（全浮式），

18、确定半轴形式，并由已知数据计算确定半轴直径，校核花键，用CATIA三维软件绘制半轴。（6）差速器和壳的设计及验算，根据已有零件尺寸，直接确定差速器和壳的尺寸，进行相应的校核，用CATIA软件建模。（7）桥壳设计及校核，选择桥壳形式，根据已有零件尺寸直接确定桥壳尺寸，进行静强度校核，用CATIA绘制桥壳模型。2 总体方案设计2.1 驱动桥总成的结构形式选择驱动桥在汽车传动系统的末端，主要由差速器、主减速器、驱动桥壳和半轴等组成。其功用是：将发动机传来的转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动轮，并减小转速、增大扭矩；通过主减速器锥齿轮副改变扭矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮以不同的转速转弯。

19、驱动桥总成的结构形式，按其总体布置来说共有三种，普通的非断开式驱动桥(见图2.1 a)、带有摆动半轴的非断开式驱动桥(见图2.1 b)和断开式驱动桥(见图2.1 c)。按其工作特性，它们又可分为两类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。 图 2.1 驱动桥总体布置形式简图非断开式驱动桥通过弹性悬架与汽车车架连接，由于半轴套管与主减速器壳是刚性地连接成一体的，因而两侧的半轴和驱动轮不可能在横向平面内作相对运动，因此称这种驱动桥为非断开式驱动桥，也叫整体式驱动桥。有些轿车和越野汽车全部或部分驱动轮采用独立悬架，就是将两侧的驱动轮分别用弹性悬架与车架相连，两轮可彼此独立地相对于车架上下跳动。与此相应，主

20、减速器壳固定在车架上。驱动桥壳应制成分段并通过铰链连接，这种驱动桥就是断开式驱动桥。非断开式驱动桥结构简易，制造工艺性好，成本低，可靠性好，维修调整方便，广泛应用于货车和部分轿车上，但是其悬挂质量较大，对降低动载荷和提高平顺性不利。断开式驱动桥结构较复杂，成本较高。但是，它们与独立悬架接合起来，对于改善汽车平顺性、操纵稳定性和通过性有利，所以在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。本次课题设计的是某两吨货车的后驱动桥，所以驱动桥总体形式选择整体式。2.2 主减速器结构形式的选择主减速器的功用是增大输入的转矩并相应降低转速，以及对于纵置发动机改变扭矩旋转方向。为了顺应各种车型和使用要求，主减速

21、器有多种布局形式。根据主减速器所具有的齿轮副的数量可以分为单级主减速器（有一对齿轮副）和双级主减速器(有两对齿轮副)。而双级主减速器又可分为整体式和分开式两种。其中，分开式双级主减速器的第一级设于驱动桥中部（称为中央减速器），而第二级设于轮边(称为轮边减速器)。当主减速器具有两个挡位时，称为双级主减速器。单级主减速器常由一对圆锥齿轮构成。单级主减速器结构较简单，体积小，质量小，成本低，传动效率高，使用简便。但是主传动比不能过大，一般不能超过7.0。如果进一步提高主减速比，将会增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，降低汽车通过性，并且会使从动齿轮热处理复杂化。由于有上述特点，单级主减速器广泛应用于

22、轿车和轻、中型货车上。双级主减速器有两对齿轮副传动，与单级主减速器相比，可以在保证离地间隙相同的情况下得到更大的传动比（712），但是其尺寸较大，质量较大，成本高传动效率低。双级主减速器主要用于中、重型货车、越野车和大客车上。本课题设计的是某两吨货车的后驱动桥，所以本课题设计选择单级主减速器。2.3 主减速器锥齿轮支承形式的选择2.3.1 主动锥齿轮的支承形式图 2.2 主动锥齿轮支承主减速器主动锥齿轮有两种支承形式，即悬臂式支承（见图2.2 a）、跨置式支承（见图2.2 b）。在悬臂式支承设计中，圆锥滚子轴承布置得大端向外，以增加支承间的距离b，并减小悬臂长度a，这样可以改善支承刚度。一般要

23、求两轴承支承间距要比2.5倍的悬臂长度还要大。靠近齿轮的轴径直径d应该不小于悬臂长度a，悬臂式支承的优点是其结构简单；缺点是支承刚度较差。这种结构主要用于传递转矩较小的车桥、轻型货车的单级主减速器，以及许多双级主减速器中。跨置式支承的支承刚度较大，可以保证啮合良好，提高齿轮承载能力，适用于传递较大的转矩。本课题设计所选主动锥齿轮支承形式为悬臂式。2.3.2 从动锥齿轮支承图 2.3 主减速器从动锥齿轮支承本课题所选从动锥齿轮支承形式为跨置式，如图2.3所示，其中从动锥齿轮固结于差速器总成，通过一对圆锥滚子轴承支承。在设计中，圆锥滚子轴承应该布置的大端向内，以减小支承跨距（图中c+d），这样可以

24、增加支承的刚度。另外为了增加支承刚度，一般要在差速器壳上加筋。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳处有足够的位置设置加强筋，距离c+d应该不小于从动齿轮大端分度圆直径的70%。2.4 主减速器传动形式的选择主减速器的传动形式主要有：螺旋锥齿轮传动（如图2.4 a所示）、双曲面齿轮传动（如图2.4 b所示）、圆柱齿轮传动（如图2.4 c所示）和蜗杆涡轮传动（如图2.4 d所示）。螺旋锥齿轮传动的特点是:零件制造相对简单,但其工作噪音大,对啮合精度十分敏感，当齿轮副锥顶稍有不吻合,便会使工作条件急剧变坏,从而使磨损加剧，噪声增大。为保证齿轮副的准确啮合，必需将轴承预紧，提高支承刚度，增大主减速器壳体刚度

25、。涡轮蜗杆传动的特点：可以在轮廓尺寸较小、结构质量较小的情况下得到较大的传动比（传动比可以大于7），工作平稳、无声，适宜把多驱动桥汽车的驱动桥布置成贯通式。但是，其传动效率较低，成本较高，要求采用价格高的材料（涡轮齿圈要求用高质量的锡青铜）。由于有以上特点，蜗杆涡轮传动仅在生产批量不大的少数场合得到应用，例如在个别重型多轴驱动汽车，具有高转速发动机的大客车以及某些高级轿车上采用这图 2.4 主减速器 的传动形式种传动方式，只有在少量生产时才可以考虑采用这种结构。圆柱齿轮传动的特点：圆柱齿轮应用于发动机纵置的驱动桥结构当中。双曲面齿轮传动的特点：主、从动轴轴线不相交，而是有一偏移距E，这是与螺旋

26、锥齿轮的差别。由于存在偏移距，使得主动齿轮与从动齿轮的螺旋角不相等，且主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角。双曲面齿轮一个最大的特点就是当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮的尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。从另一个角度说，当传动比确定且从动齿轮尺寸相同的时候，双曲面主动锥齿轮比螺旋锥齿轮有较大的直径，从而有较高的轮齿强度和较大的主动齿轮轴，轴承刚度也大。再从第三个角度看，当传动比和主动齿轮尺寸一定时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮的小，因而可以增大主减速器壳处的离地间隙。但是，双曲面齿轮传动也有缺点，即摩擦较为严重。在工作过程中，除了有沿齿高方向的侧向滑动之外，还有延齿长方向的纵向滑动，而这种

27、齿面之间的纵向滑动是双曲面齿轮传动所特有的。这种纵向滑动可以改善齿轮的磨合过程，并使其工作安静平稳。但是，它也使摩擦损失增加，从而降低传动效率。由于这种纵向滑动是随着偏移距的增大而增大的，所以在设计中不应该把偏移距选的过大。在工作过程中，双曲面的齿面间压力较大、摩擦较大，可能导致破坏齿面之间的油膜，甚至导致齿面烧结咬死。因此，设计双曲面齿轮时要注意润滑问题，一般采用特殊润滑油。表2.1所示为双曲面齿轮与螺旋锥齿轮的优缺点比较。由于双曲面齿轮有上述很多优点，因此得到了广泛应用。表 2.1 双曲面齿轮与螺旋锥齿轮的优缺点比较特点双曲面齿轮螺旋齿轮运转平稳性优良抗弯强度提高30%较低接触强度高较低抗

28、胶合能力较弱强滑动速度大小效率对安装误差的敏感性约0.98取决于支承刚度和刀盘直径约0.99取决于支承刚度和刀盘直径轴承负荷小齿轮的轴向力较大小齿轮的轴向力较小润滑油用防刮伤添加剂的特种润滑油普通润滑油根据设计要求，本课题选择的主减速器传动形式为双曲面齿轮传动。2.5 差速器结构形式的选择当汽车转弯行驶或在不平路面上行驶时，左右驱动轮滚动的角速度是不相同的，这一功能就是靠差速器来实现的。差速器的种类有很多，包括齿轮式差速器、强制锁止式差速器、高摩擦自锁式差速器、牙嵌式自由轮差速器、托森差速器、粘性联轴差速器等。本课题设计的驱动桥用于公路运输的轻型货车，对越野性要求不高，其差速器不配备防滑转功能

29、。故选择齿轮式差速器中的对称式锥齿轮差速器。2.6 半轴结构形式的选择布置在中央的主减速器若安装在刚性车桥上，则主减速器和车轮之间用轴来传动，此轴称为半轴，半轴必成对出现，左右各一个。在非断开式驱动桥中，车轮传动装置的主要部件是半轴。根据车轮端的支承方式不同，半轴型式可分为半浮式、34浮式和全浮式三种型式，如图2.5所示。全浮式半袖（如图2.5c所示）的安装结构特点是：半袖外端通过法兰盘和车轮轮毂相连，车轮则直接通过两个轴承支承在桥壳上，而半轴的内端用花键插在差速器半轴齿轮花键孔中。所说的半轴全浮，是指在外界垂直载荷和侧向力作用下半轴不发生弯曲变形，半轴仅起传递转矩的作用。假如没有半轴，桥壳上

30、有两个轴承，照样能支承住汽车车轮，毫无影响，汽车能被推动行驶。所以采用全浮式半轴能提高汽车使用安全性。（a）半浮式 （b）34半浮式 （c）全浮式 图2.5 半轴结构类型实际上，一般半轴长度都比较长，由于工艺上的原因，半轴的直径不可能太小，因此，对于轻型汽车来说，它的强度足够富裕，若半轴仍用全浮式，半轴的潜力未能充分发挥。因此可以采用半浮式半轴或3/4浮半轴。半浮式半轴（如图2.5a所示）的车轮通过半轴支撑在桥壳上，在外界垂直载荷和侧向力的作用下半轴要发生弯曲变形。半浮式半轴的支承布置：半轴靠近车轮端处通过一轴承支承在桥壳上，其内端通过花键支承在半轴齿轮上。这样，可用简单的轮毂来代替加工复杂的

31、轮毂，同时也就减轻了重量，半浮式结构一定要确保所选材料、设计制造及安装质量。否则一旦半轴断裂，严重时会造成车毁人亡。3/4浮式半轴（如图2.5b所示）结构从外观上很容易和半浮式半轴混淆，两者主要区别在于车轮轴承布置相对于车轮中心平面的位置不同。若车轮中心相对于半轴外端有偏置则为半浮，若偏置距为零就是3/4浮了。由于偏置距为零，所以它的单列轴承一定布置在桥壳上，在垂直载荷作用下，半轴的弯曲变形很小，只是受侧向力时半轴才会出现很大的弯曲变形，半轴受力状况较半浮式大为改善，因此这类半轴是3/4浮式半轴。本次课题设计的驱动桥用于两吨货车，轴荷较大。对车桥的承载能力有一定的要求，需采用桥壳承载。故选择全

32、浮式半轴。3 主减速器齿轮副设计3.1 传动系载荷计算（1）按发动机最大扭矩与最低档传动比确定从动锥齿轮的计算扭矩 (3.1)式中：k液力变矩系数，k=1发动机最大转矩，=320 N·m 变速器一挡传动比，=5.557 分动器传动比，=1 主减速器传动比，=5.83 发动机到主减速器从动齿轮的传动效率，对于双曲面齿轮，取=0.9计算驱动桥数，=1猛接离合器所产生的动载系数，对于一般载货汽车取 =1 将数据代入公式中得N·m（2）按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算扭矩 (3.2)式中：满载状态下驱动桥上的静载荷，N最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车=1.11.2，取1.2

33、 轮胎和路面间的附着系数。对安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的 混凝土和沥青路面上， =0.85。车轮滚动半径(m)，=0.345m(轮胎高宽比按80%计算)主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，无轮边减速器，取=1 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，无轮边减速器，取=1将数据代入公式得=N·m(3) 按日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算扭矩 (3.3) 式中：汽车满载总重量，=4.2359.81000=41503N 车轮滚动半径(m)，=0.345m主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，无轮边减速器，取=1 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，无轮边减速器，取=1 驱动桥数，=

34、1 性能参数，取，当时，=0，所以=0 公路坡度系数，对于商用车而言，=0.050.09，取=0.08 道路滚动阻力系数，对于商用车而言，=0.0150.020，取=0.019将数据代入公式（3.3）得N·m本文选取和中的较小值来计算锥齿轮最大应力。计算中所选取的扭矩值为=9128N·m。若进行锥齿轮的疲劳寿命计算，其计算扭矩应取=1418 N·m。3.2 主减速器设计计算3.2.1 主从动锥齿轮齿数的选择为了保证磨合均匀，主、从动锥齿轮的齿数应避免出现公约数，对于商用车, 一般不小于6。本次设计取7，根据主减速比取41。3.2.2 从动锥齿轮节圆直径及端面模数的

35、计算节圆直径可以根据经验公式确定， （3.4）式中：从动齿轮大端分度圆直径（mm） 直径系数，一般为13.015.3 从动齿轮的计算转矩（N·m），=9128N·m将数据代入公式（3.4）得=（272320 ）mm初选则=7.32 根据 （3.5）校核=（0.30.4）=（6.278.36）， 所以取值满足条件。3.2.3 主从动锥齿轮的齿面宽度计算对于汽车工业，主减速器从动锥齿轮齿宽 =0.155 （3.6） 将数据代入公式（3.6）得=46.5 mm， =51.1 mm3.2.4 齿轮的偏移方向的选择和偏移距计算对于轿车、轻型载货汽车来说，一般情况下，偏移距=60mm，

36、E选择45mm，双曲面齿轮的螺旋方向为：主动锥齿轮左旋、从动锥齿轮右旋。主动锥齿轮在从动锥齿轮中心线下方。3.2.5 螺旋角的选择由于主动锥齿轮与从动锥齿轮为双曲面齿轮，所以二者的螺旋角并不是一样的，且主动锥齿轮的螺旋角大于从动锥齿轮，本次设计初选主动锥齿轮螺旋角50°，从动锥齿轮螺旋角30°。3.2.6 法向压力角的选择压力角的选择与轮齿的强度有关，压力角越大，轮齿的强度越高。并且能减少齿轮不产生根切的最小齿数。载货汽车一般选用22.5°的压力角。3.2.7 双曲面齿轮几何尺寸计算结果本文设计中，运用Excel表格编辑计算如表3.1所示双曲面齿轮150个结构参数

37、。具体程序见附件。表3.1双曲面齿轮的结构参数计算结果序号计算公式计算结果注释17小齿轮齿数应不小于6241由及主减速比确定30.1707齿数比的倒数446.5大齿轮齿面宽5E45小齿轮轴线偏移距6300大齿轮分度圆直径7152.4刀盘名义半径845小齿轮的螺旋角91.1918100.2049110.979712127.2231大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径130.3465大小轮螺旋角差角正切值140.9380151.3510初定小轮扩大系数1621.7210小轮中点分度圆半径换算值1729.3451小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径181.2轮齿收缩系数19650.3151近似计算公法线K1

38、K2在大轮轴线上的投影200.0692大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切211.0024220.0690233.9584大轮轴线在小轮回转平面内偏置角240.3378初算大轮回转平面内偏置角正切250.3589260.1924初算小轮分锥角正切270.9820280.3440290.9390301.1978第一次校正小轮螺旋角正切31-0.0021扩大系数修正量32-0.0004大轮扩大系数修正量的换算值33Sin1=（24）-（22）-（32）0.3378校正后大轮偏置角的正弦值340.3589350.1923校正后小轮分锥角正切3610.8872小齿轮节锥角370.9820小齿轮节锥角余弦

39、值380.3440第二次校正后的螺旋角差值的正弦3921.3145400.9316411.2131第二次校正后小轮螺旋角的正切值4250.5005小齿轮中点螺旋角430.6361小齿轮中点螺旋角余弦值4429.1860大齿轮中点螺旋角450.8730460.5586470.20484878.4237大齿轮节锥角490.9797500.20075129.836952633.981553663.8184两背锥之和54113.3773大轮锥距在螺旋线中点切线方向投影5598.6718小轮锥距在螺旋线中点切线方向投影560.0849极限齿形角正切负值574.8540极限齿形角负值580.9964590

40、.0035600.00016111187.1462620.0013630.004864135.180765135.6673齿线中点曲率半径661.1233670.03430.829368119.73550.18889691.01397029.229971-3.1695大齿轮节锥顶点小齿轮轴线距离72129.8648在节平面内大齿轮齿面宽中点锥距73153.1146大齿轮节锥距7423.2498大轮分锥上齿宽之半759.7526大齿轮在齿面宽中点处的齿工作高760.4663770.65587845轮齿两侧压力角的总和79sin0.70718022.5平均压力角810.9239平均压力角余弦820

41、.4142平均压力角正切831.5833846.7967双重收缩齿齿根角的总和850.1300大齿轮齿顶高系数861.150-1.0200大轮齿根高系数871.2678大齿轮齿面宽中点处的齿顶高889.9976大齿轮齿面宽中点处的齿根高890.8836大轮齿顶角900.0154915.9132大齿轮的齿根角92sin0.1030931.6264大齿轮的齿顶高9412.3928大齿轮的齿根高951.51299614.0192大齿轮齿全高9712.5063大齿轮齿工作高9897.3072大齿轮的面锥角990.98261000.185510172.5105大齿轮的根锥角1020.95381030.3

42、0051040.3151105300.6527大齿轮外圆直径10633.8955大端分度圆中心至轴线交叉点距离10732.3023大齿轮外圆至小齿轮轴线的距离1080.7478大端顶圆齿顶与分度圆处齿高之差1093.5450大端分度圆处与根圆处在齿高方向上高度差110-3.9173大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离111 0.3755大齿轮跟锥顶点至小齿轮轴线的距离112136.43341130.3298修正后小轮轴线在大轮回转平面内的偏置角正弦1140.94401150.34941160.283711716.4819小齿轮的面锥角1180.95891190.29591206.22581219.

43、1274小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离1220.281412315.71420.96261245.6003；0.99521255.9547；0.99521260.0846-0.46241270.9672128119.97491290.963513022.4882131137.1327小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离13222.488513393.7980小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离134146.260113586.5481小齿轮的外圆径136132.74231370.3390在大轮回转平面内偏置角正弦13819.81611390.9408140-12.592214129.6000小齿轮根锥顶

44、点至大齿轮轴线的距离1420.174614310.0528小齿轮根锥角1440.98461450.17731460.2032最小齿侧间隙允许值1470.2794最大齿侧间隙允许值1480.11841498.5117150106.6146在节平面内大齿轮内锥距3.3 主减速器双曲面齿轮的强度计算及校核3.3.1 单位齿长圆周力的计算主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用齿轮上的单位齿长圆周力来计算，即= （3.7）式中：轮齿上的单位齿长圆周力（N/mm） 作用在轮齿上的圆周力（N） 从动齿轮齿面宽（mm）1）按发动机最大转矩计算时= （3.8） 式中：变速器传动比 主动锥齿轮中点分度圆直径，由前面表中

45、数据计算得mm（1）当变速器挂第一挡时，=5.557 =×10=1251.05 N/mm（2）当变速器挂直接挡时，=1，=×10=225.13 N/mm2）按驱动轮打滑的转矩计算时=×10 （3.9） 式中：满载状态下驱动桥上的静载荷，N最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车=1.11.2，取1.1将数据带入（3.9）得=×10=1414.69N/mm许用单位齿长的圆周力见表3.2。在现代汽车设计中，由于材质和加工工艺的提高，单位齿长上的圆周力有时高出表中所列数值2025。表3.2 单位齿长的圆周力汽车类别按发动机最大转矩计算时/Nmm按驱动轮打滑转矩计算

46、时/Nmm轮胎与地面的附着系数一挡直接挡轿车8933218930.85货车142925014290.85大客车9822140.85牵引车5362500.85对于货车而言，挂一挡时单位齿长圆周力许用值P=1429 N/mm；挂直接挡时单位齿长圆周力许用值P=250 N/mm；按驱动轮打滑转矩计算时P=1429 N/mm。对照后发现本次设计满足许用值。3.3.2 双曲面锥齿轮轮齿弯曲强度校核 汽车主减速器双曲面齿轮的计算弯曲应力为 =×10 （3.9）式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力（N/mm）计算齿轮的计算转矩(N·m)，当按=min 计算时，对于主动锥齿轮= /=9128/5

47、.83=1565.69N·m，从动锥齿轮=9128N·m，当按计算时，主动锥齿轮=/=1418/5.83=243.22 N·m，从动锥齿轮=1418N·m过载系数，一般=1 d该齿轮大端分度圆直径，从动锥齿轮大端直径=300mm，主动锥齿轮大端直径=+× sin=29.3451×2+51.1×sin10.89=68.34mm是端面模数（mm），从动锥齿轮端面模数=7.32mm，主动锥齿轮端面模数=/=68.34/7=9.76mm齿根弯曲强度和齿面接触强度的尺寸系数，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

48、1.6 mm时，=（/25.4）；当1.6 mm时，=0.5，=9.76mm，则=（9.76/25.4）=0.787，=7.32mm，则=（7.32/25.4）=0.733轴核分配系数：对于悬臂式结构 =1.11.25。取=1.1质量系数，当齿轮接触良好，齿距及径向跳动精度高时，=1b计算齿轮的齿面宽度，主动锥齿轮齿面宽度=51.1mm，从动锥齿轮齿面宽=46.5mm所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数, =22.5°(小齿轮)=0.35，(大齿轮)=0.293（查文献 1183页）按=min 计算时，弯曲应力不应超过700 N/mm, 按=计算的弯曲应力不应超过210.9 N/mm。1

49、）对于主动锥齿轮来说 （1）按驱动轮打滑计算，对于主动锥齿轮，代入数值得 =×10=302.99MPa<700 MPa （2）按汽车日常行驶当量计算 =×10=47.07 MPa <210 MPa2）对于从动锥齿轮来说 （1）按驱动轮打滑计算，对于从动锥齿轮 =×10=491.98MPa <700 MPa （2）按汽车日常行驶当量计算 =×10=76.43MPa <210 MPa所以齿轮轮齿满足弯曲强度。3.3.3 轮齿接触强度校核因为主、从动锥齿轮的齿面接触应力相等，所以只需求得一个齿轮上应力就可以，锥齿轮轮齿的齿面接触应力为=

50、 (3.10)式中：锥齿轮轮齿的齿面接触应力（MPa）主动锥齿轮大端分度圆直径（mm），=68.34mm取和中的较小者（mm），b=46.5mm尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常=1.0 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，=1.0综合弹性系数，钢对钢齿轮，=232.6N/mm主动锥齿轮计算转矩，当按=min 计算时= / =9128/5.83=1565.69N·m，当按计算时，=/=1418/5.83=243.22 N·m齿面接触强度的综合系数，取=0.21（取值来自于参考文献查文献 1189页）

51、按=min 计算的最大接触应力不应超过2800 MPa, 按=计算的疲劳接触应力不应超过1750 MPa。（1）锥齿轮按=计算时=1927.38MPa=2800 MPa，符合要求。（2）锥齿轮按=计算时=759.65MPa=1750 MPa，符合要求。所以主减速器双曲面齿轮轮齿满足接触强度。3.3.4 锥齿轮材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其它齿轮比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。根据这些情况，驱动桥齿轮材料应满足以下的要求：1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有较高的硬度以保证有较高的耐磨性；2）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；3）钢材的锻造、切削加工性能及热处理性能良好，热处理变形小或者变形规律易控制，以提高产品质量、缩短制造时间、减小生产成本并降低废品率。4）选择齿