驱动桥设计论文

1、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，而对于客车显得尤为重要。本设计在满足各项设计参数要求的前提下，依据相关标准，在零部件、材料、结构工艺形式等方面，采用先进的工艺处理手段，行星齿轮轴采用表面纳米SiC复合化学镀。借助CAXA、autoCAD、CATIA辅助设计。其设计部分包括：主减速器、差速器、半轴、行星齿轮以及零部件参数等。本文对驱动桥的设计过程进行了论述，采用双曲面齿轮主减速器，行星齿轮差速器，钢板冲压焊接整体式桥壳。本设计的参数计算部分借助EXCEL计算，方便后期优化设计。关键词：驱动桥；主减速器；差速器；行星齿轮Abstract Drive bridge

2、as one of the four assemblies for motor vehicles,and its performance has a direct impact on vehicle performance,and is particularly important for passenger cars. This design on the premise of meeting the demands of various design parameters, according to the relevant standards in the form of parts,

3、materials, technology and other areas, using advanced technology and processing means, planet gear shafts are made of surface nano-SiC composite electroless plating. Through CAXA, autoCAD, CATIA computer-aided design. Its design includes: final drive, differential, axle shaft, Planetary gears and co

4、mponents parameters and so on. This paper discusses the design process of the drive axle, hypoid gear reducer, planetary gear differentials, sheet metal welding integral rear axle housing.The design parameters calculation with EXCEL calculation and optimum design of late.Key words: axle; main reduce

5、r; diff; planetary gear目 录摘 要IAbstractII第1章绪论11.1驱动桥概述1第2章主减速器设计22.1主减速器结构方案分析22.2主减速比及计算载荷的确定3主减速器比i0的确定33主减速器齿轮计算载荷的确定42.3主减速器齿轮主要参数的确定6主、从动齿轮齿数的确定6齿面宽的确定7双曲面齿轮的偏移距E、偏移方向和旋向的确定7螺旋角的确定7双曲面齿轮的几何尺寸设计82.4主减速器齿轮强度计算21单位齿上的圆周力21齿轮的弯曲强度计算22齿轮的接触强度计算232.5主减速器锥齿轮轴承的载荷计算24主动锥齿轮的支撑形式24从动锥齿轮的支撑形式25轴承载荷计算校核25第

6、3章差速器设计323.1差速器机构方案分析323.2差速器齿轮主要参数的计算33行星齿轮数目的选择33行星齿轮球面半径及节锥距的预选33行星齿轮齿数Z1和半轴齿轮齿数Z2的确定34行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2及模数的确定34压力角的确定34行星齿轮轴直径d（mm）及支撑长度L的确定343.3差速器齿轮几何尺寸的计算353.4差速器齿轮强度计算383.5行星齿轮轴工艺设计39第4章半轴设计414.1半轴的设计计算41半轴的型式41半轴杆部直径的初选41半轴的强度计算42结 论43致 谢44参考文献45第1章 绪论1.1 驱动桥概述驱动桥是传动系统最后一个总成。其功用是将万向传动装置传来的发动机

7、动力经降速增矩、改变传动方向后，分配给左、右驱动轮以不同转速旋转。驱动桥一般分为非断开式驱动桥和断开式驱动桥两种。非断开式驱动桥通常由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳组成。整个驱动桥通过弹性悬架与车架相连，驱动桥壳是刚性整体结构，因而两根半轴和驱动轮在横向平面内无相对运动。断开式驱动桥，其左、右半轴的内端通过万向节与驱动轮相连，主减速器固定在车架或车身上，驱动桥壳制成分段并以铰链方式相连，同时半轴也分段且各段之间用万向节连接，这种驱动桥称为断开式驱动桥。断开式驱动桥可以提高汽车行驶平顺性和通过性，可采用独立悬架（需要说明的是，采用独立悬架的汽车，其左、右车轮之间不存在车桥，车桥和悬架已融合在一

8、起）;但断开式驱动桥结构复杂，制造成本高。由于本设计中所设计的车型采用了EQD6102-1型底盘，由行驶条件及成本出发，采用非独立悬架及非断开式驱动桥。这种型式驱动桥在汽车，尤其是中型客车上应用相当广泛。它主要优点是：结构简单、制造工艺性好、成本低、可靠性高、维修调整容易等。本次设计由经济性及低成本等因素考虑，采用非断开式驱动桥，单级主减速器，双曲面齿轮传动，普通对称式圆锥行星齿轮差速器，全浮式半轴，整体式桥壳。第2章 主减速器设计2.1 主减速器结构方案分析 主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低其转速；根据需要，还可改变转矩的传递方向。主减速器的种类繁多，有单级式和双级式；有单速式和双

9、速式；还有贯通式和轮边式等。表2-1 基本参数项目名称单位参数质量参数整车整备质量Kg2320前轴1392后轴928最大总质量7800前轴2800后轴5000发动机型式水冷、直列六缸、直喷式、柴油发动机型号EQD6102-1标称功率KW88标称功率转速r/min2800最大转矩N/m343最大转矩转速r/min1600变速器形式三轴，5档变速器速比一档 5.731；二档 3.368；三档 2.192；四档 1.466；五档 1.0；倒档 7.66轮胎轮辋规格5.50F-16等厚辐盘式车轮轮胎规格8.25-16 12层级轮胎，充气压力为530kpa轮胎滚动半径m0.407878动力性最高车速Km

10、/h95原地起步换挡加速到90Km/h的时间s65直接档由30Km/h加速到90Km/h的时间70爬坡度°202.2 主减速比及计算载荷的确定2.2.1 主减速器比i0的确定3主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及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。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。i0=0.377rrnpvamaxigh（2-1）式中：rr车轮的滚动半径=0.407878m np最大功率时发动机的转速=2800r/min vamax最高车速=95Km/h igh变速器最高档传动比=1带入式2-1得i0=4.5

11、322.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（Tce、Tcs）的较小者，作为载货汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。根据平均牵引力的值来确定主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tcm，作为主减速齿轮疲劳损坏的依据。 主减速器从动齿轮计算载荷的确定3(1) 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮计算转矩TceTce=TemaxiTLK0TN（2-2）式中：Temax发动机最大转矩，Temax=343 N·m N驱动桥数目，N=1 iTL由发动机至所计

12、算的主减速器从动齿轮之间的传系最档传动比，iTL=i1·i0=25.97 T上述传动部分传动效率，取T=0.9 K0离合器产生冲击载荷时超载系数，K0=1 带入式2-2得Tce=8016.939 N·m(2) 按驱动轮打滑确定从动齿轮计算转矩TcsTcs=G2rrLBiLB（2-3）式中：G2满载时一个驱动轮上的静载荷系数，G2=5000×9.8=49000N 轮胎与路面间的附着系数，取=0.85 rr车轮的滚动半径，rr=0.407878m LB、iLB分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，本设计无轮边减速器取1B=0.95、i1B=1

13、 带入式2-3得Tcs=17882.23 N·m由上述计算得主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷取 TC=Tce=8017.865 N·m。当计算主减速器主动齿轮时，只需将式（2-2）和（2-3）分别除以该对齿轮的减速比及传动效率。 按正常持续使用计算，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩TcmTcm=Ga+GTrriLBLB(fR+fH+fp)（2-4）式中：Ga汽车满载总质量，Ga=76440 N GT所牵引的挂车满载总重量，N，GT=0 fR道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR=0.0100.015；载货汽车取0.0150.020；越野汽车取0.0200.035

14、；该车取0.01 fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；长途公共汽车取0.060.10；越野汽车取0.090.30；该车取0.06 fP汽车或汽车列车的性能系数：fp=110016-0.195Ga+GTTemax（2-5） 当0.195(Ga+GT)Temax16时，取fP=0 经计算，本设计取fP=0带入式（2-5）得Tcm=2297.34N·m 主动锥齿轮的转矩计算23Tz=Tci0t=8016.9390.95×4.532=1862.066 N·m（2-6）Tzm=Tcmi0t=22

15、97.340.95×4.532=533.316 N·m(2-7) 式中：TZ主减速器主动锥齿轮计算转矩 Tzm主减速器主动齿轮平均计算转矩 Tc主减速器从动齿轮计算转矩 Tcm主减速器从动齿轮平均计算转矩 i0主减速比 t主减速器机械传动效率2.3 主减速器齿轮主要参数的确定2.3.1 主、从动齿轮齿数的确定34对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数Z1取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。一般Z1可取7-12，为了磨合均匀主、从动齿轮的齿数Z1、Z2之间应避免有公约数，为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和应不少于40。本身的主减速比为4.532，查表3

16、-10、3-113后，选用Z1=9 Z2=41，实际传动比为4.555，Z1+Z2=5040符合要求。从动齿轮节圆直径及端面模数的确定根据从动锥齿轮的计算转矩，按经验公式d2=Kd23Tc(2-8)式中：d2从动锥齿轮的节圆直径，mm。 直径系数，=1316。 Tc计算转矩，Tc=8016.939 N·m。根据该式可知从动锥齿轮大端分度圆直径的取值范围为260.183mm320.225mm。本设计取d2=280mm。从动锥齿轮大端模数m=6.8，取m=72.3.2 齿面宽的确定 汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F（mm）推荐为3：F=0.155×d2=43.4mm（2

17、-9）式中：d2从动齿轮节圆直径，280mm。并且F要小于10m=70，考虑到齿轮强度要求取F=44mm。2.3.3 双曲面齿轮的偏移距E、偏移方向和旋向的确定 轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A0的40%（接近于从动齿轮节圆直径d2的20%）；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A0的20%（或取E值为d：的10%12%,且一般不超过12%）。传动比越大则正也越大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径d2的20%30%。但当E大于d2的20%时，应检查是否存在根切3。本设计取E为33mm，下偏移，主动齿轮左

18、旋，从动齿轮右旋。图2-1 双曲面锥齿轮传动示意图2.3.4 螺旋角的确定3汽车主减速器锥齿轮的螺旋角多在35°40°范围内。轿车应用较大的值的，保证有较大的mF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，通常选用35°。2.3.5 双曲面齿轮的几何尺寸设计35表2-2双曲面齿轮的几何尺寸计算用表5 mm序号名称计算说明计算结果（1）*小齿轮齿数Z19（2）*大齿轮齿数Z241（3）齿轮比的倒数Z1/Z20.219512（4）*大齿轮齿面宽度F44（5）*小齿轮轴线偏移距E33（6）*大齿轮分度圆直径d2280（7）*刀盘名义半径参考3表9-495.

19、25（8）小齿轮螺旋角的预选值35°（9）正切值tan0.700208（10）初选大齿轮分锥角余切值cot r2i=1.2（Z1Z2）0.263414（11）r2i的正弦值sin r2i0.967014（12）初定大齿轮中点分度圆半径Rm2=d2-Fsin2i2.0118.7257（13）大小齿轮螺旋角差值之正弦值sin=Esin2iRm20.268783（14）的余弦值cos 0.963201（15）初定小齿轮的扩大系数cosi+tan1sini1.151405（16）小齿轮中点分度圆半径换算值（3）（12）26.06172（17）初定小齿轮在齿宽中点处的分度圆半径Rm1=（15）

20、（16）32.35651（18）齿轮收缩系数TR=0.02（1）+1.061.24（19）近似计算公法线在大齿轮轴线上的投影483.0755（20）大齿轮轴线在小齿轮回转平面内偏置角正切第一次试算第二次试算第三次试算0.0683120.0751430.078896（21）角余弦值1.0023311.0028191.003107（22）角正弦值sin=0.0681530.0749680.078652（23）大齿轮轴线在小齿轮回转平面内的偏置角3.90778°4.29938°4.51109°(24)初算大齿轮回转平面内偏置角正弦值sin2=5-17（22）（12）0.

21、2593770.2575200.256516（25）2角正切值tan20.2685680.2665090.265396（26）初算小轮分锥角正切tan1=0.2537640.2812960.296357（27）1角余弦值cos10.9692780.9626390.958782（28）第一次校正螺旋角差角的正弦sin0.2675980.2675150.267544（29）角余弦值cos0.9635310.9635540.963546（30）第一次校正后小齿轮螺旋角的正切值tan1=0.7003070.7004070.700507（31）扩大系数修正量（28）（9）-（30）-0.000897-0

22、.000960-0.000938（32）大轮扩大系数修正量的换算值（3）（31）-0.000197-0.000211-0.000206（33）校正后大轮分偏置角正弦sin1=（24）-（22）（32）0.2593900.2575360.256532（34）1角正切tan10.2685830.26665260.265414（35）校正后小齿轮分锥角正切tan1=0.2537500.2812780.296337（36）*小齿轮分锥角114.2383°15.7101°16.5065°（37）1角余弦cos10.9692810.9626440.958788（38）第二次校

23、正螺旋角差值的正弦sin=0.2676110.2675300.267559（39）值15.5222°15.5173°15.5191°（40）角的余弦cos0.9635270.9635500.963541（41）第二次校正后螺旋角差值的正切值tan1=1.0354961.0354881.035491（42）*1的值应接近（8）134.9991°34.9988°34.9989°（43）1的余弦cos10.8191500.8191510.819152（44）*确定大齿轮螺旋角22=（42）-（39）30.4768°30.4815&

24、#176;30.4789°（45）2的余弦cos20.8618350.8617930.861816（46）2的正切tan20.5885000.5886100.588549（47）大齿轮分锥角的余切cot2=0.2627430.2910970.306597（48）*2的值275.2787°73.7699°72.9546°（49）2的正弦sin20.9671730.9601470.956073（50）2的余弦cos20.2541180.2794960.293129（51）1 c17+12（32）（37）33.3578433.5861033.72180（52）

25、Bc（12）（50）467.2070424.7850405.0288（53）两背锥之和（51）+（52）500.5648458.3711438.7506（54）大齿轮分锥距在螺旋线上中点切线方向投影105.7949106.5639107.0208（55）小齿轮分锥距在螺旋线上中点切线方向投影91.3209582.9476879.05051（56）极限齿形角正切负值-tan01=0.0645310.0505410.042995（57）极限齿形角负值-013.69224°2.89332°2.46192°（58）01的余弦cos010.9979240.9987250.9

26、99077（59）BG041(56)(51)0.0020010.0015580.001320（60）BG141(56)(52)0.0000810.0000700.000062（61）BG2（54）（55）9661.2918839.2288460.049（62）BG354-(55)(61)0.0014980.0026720.003306（63）BG4（59）+（60）+（62）0.0035800.0043000.004688（64）BG541-(46)(63)124.8592103.925195.33746（65）齿线中点曲率半径rd=（64）（58）125.1189104.057895.425

27、54（66）rd与比值（7）（65）0.7612760.9153570.998160（67）（3）（50）；1.0-（3）左0.064345右0.780488（68）（5）（34）-17（35）；（35）（37）左114.7456右0.284124（69）（37）+（40）（67）1020787（70）R圆心至轴线交叉点的距离zm=(49)(51)32.23929(71)*大齿轮分锥顶点至轴线交叉点的距离z=（12）（47）-（70）4.161653（72）大齿轮分锥上中点锥距Am=124.1806 （73）*大齿轮节锥距A0=146.4323（74）大齿轮分锥上齿半宽（73）-（72）22.

28、25170（75）大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高hm=9.483290（76）0.733605（77）0.375765（78）轮齿两侧压力角的总和1=2倍平均压力角342.5°（79）1角正弦sin10.675590（80）平均压力角12=（78）221.15°（81）平均压力角余弦值cos0.932639（82）平均压力角正弦值tan120.386871（83）0.971293（84）双重收缩齿齿根角总和D10560（83）（2）250.1672（85）大齿轮齿顶高系数Ka0.170（86）大齿轮齿根高系数Kb=1.150-（85）0.98（87）大齿轮齿面宽中点处的齿顶

29、高hm2=（75）（85）1.612159（88）大齿轮齿面宽中点处的齿根高hm2=（75）（86）+0.059.343624（89）*大齿轮齿顶角2=（84）（85）42.5286（90）sin20.012371（91）*大齿轮齿根角2=（84）-（89）207.639（92）sin20.060363（93）*大齿轮大端齿顶高h2=（87）+（74）（90）1.887435（94）*大齿轮齿根高h2=（88）+（74）（92）10.68680（95）*径向间隙C=0.150（75）+0.051.472494（96）*大齿轮全高h=（93）+（94）12.57424（97）*大齿轮齿工作高hg

30、=（96）-（95）11.10175（98）*大齿轮的面锥角02=（48）+（89）73.6634°（99）sin020.959626（100）Cos020.281280（101）*大齿轮的根锥角R2=（48）-（91）69.4940°（102）sinR20.936636（103）CosR20.350305（104）cotR20.374004（105）*大齿轮外圆直径d02=281.1065（106）大齿轮大端分度圆中心线至轴线交叉点的距离（70）+（74）（50）38.76191（107）*大齿轮外圆至小齿轮轴线的距离X02=（106）-（93）（49）36.95738（

31、108）大圆顶圆齿顶高与分度圆处齿高之差-0.079115（109）大端分度圆处与齿根处高度差-1.972709（110）*大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离Z0=（71）-（108）4.240768（111）*大齿轮齿根锥顶点至小齿轮轴线的距离ZR=（71）+（109）2.188944（112）（12）+（70）（104）130.7833（113）修正后小齿轮轴线在大齿轮回转平面内的偏置角正弦sin=（5）（112）0.252325（114）角的余弦cos0.967643（115）角的正切tan0.260762（116）小齿轮面锥角正弦sin=（103）（114）0.338970（117）*小

32、齿轮面锥角19.8141°（118）cos0.940797（119）tan0.360300（120）102111+（95）（103）9.927742（121）*小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离G0=5113-（120）（114）-1.654553（122）tan38（67）（69）0.016866（123）；cos0.96626°0.999858（124）=（39）-（123）；cos14.5528°0.967916（125）1=（117）-（36）；cos13.3076°0.998334（126）（113）（67）右-（68）右-（113）（67）右-

33、（68）右-0.087187-0.481061（127）（123）右/（124）右1.033001（128）（68）左+（87）（68）右115.2037（129）（118）/（125）右0.942367（130）（74）（127）22.98603（131）*小齿轮外圆至大齿轮轴线的距离BR=（128）+（130）（129）+（75）（126）左136.0382（132）（4）（127）-（130）22.46601（133）*小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离B1=（128）-（132）（129）+（75）（126）右89.47043（134）（121）+（131）134.3836（135）*小

34、齿轮的外圆直径d01=119（134）0.596.83682（136）70（100）（99）+（12）128.1755（137）sin0=（5）（136）0.257459（138）014.9193°（139）cos00.966289（140）99110+95（100）19.70295（141）*小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离GR=5137-（140）（139）-11.59778（142）sinR1=100（139）0.271798（143）*小齿轮根锥角R115.7713°（144）cosR10.962354（145）tanR10.282431（146）*最小齿侧间隙允许

35、值Bmin0.168（147）*最大齿侧间隙允许值Bmax0.232（148）（90）+（92）0.072734（149）（96）-（4）（148）9.373944（150）在节平面内大齿轮内锥距Ai=（73）-（4）102.4323 注：1、 计算说明中（1）、（2）、（3）表示第（1）、（2）、（3）计算的结果。2、 序号上带*的是生产图纸上需要的参数。3、 第（65）项求得的齿线曲率半径rd与第（7）项选顶的刀盘半径rd之差不应超过rd的1%，否则要重新试算第（20）项至第（65）项。图2-2 双曲面齿轮副的安装尺寸（括号内的数字为表2-2中计算步骤序号，即应将该序号下的计算结果标在图上

36、）2.4 主减速器齿轮强度计算232.4.1 单位齿上的圆周力p=Fb2（2-11）式中：p单位齿长上的圆角力，N/mm。 F作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩两种载荷工况进行计算。 b2从动齿轮的齿面宽，mm。按发动机最大转矩计算时：p=2kdTemaxkigifnD1b2（2-12）式中：Temax发动机最大转矩，343 N·m ig变速器传动比，常取1档及直接档进行计算 kd由于猛接离合器而产生的动载系数，kd=1 k液力变矩器变矩系数，k=1 if分动器传动比，if=1 变速器传动效率，=0.97 n计算驱动桥数，1 D1主动齿轮节圆直径，61

37、.463mm b2从动齿轮的齿面宽，44mm 1档：ig=5.731 带入式（2-12）得p=1410.1322MPa 直接档：ig=1.0 带入式（2-12）得p=246.0534MPa表2-3 单位齿长上的圆周力许用值p 参数汽车类别按发动机最大转矩计算按最大着力矩计算附着系数1档2档直接档乘用车8935363218930.85商用车货车982214目前，由于技术的进步，可在上述许用值得基础上增加10%25%，从上可知设计的齿轮符合要求。2.4.2 齿轮的弯曲强度计算（2-13） 式中：Tj齿轮的计算转矩 N·m; K0超载系数，取K0=1; Ks尺寸系

38、数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m1.6mm时，Ks=4m25.4 Ka载荷分配系数，取Ka=1.10 Kv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Kv=1 F计算齿轮的齿面宽度 Z计算齿轮的齿数 m端面模数 J计算弯曲应力用的综合系数。图2-3 弯曲计算用综合系数J主动齿轮的弯曲强度校核： Tj=1862.741 N·m；Z=9；Ks=0.7245；J=0.305；F=45；m=7 带入式（2-13）得w=517.65MPa=780MPa 从动齿轮的弯曲强度校核： Tj=8016.939 N·m；Z=41；

39、Ks=0.7245；J=0.266；F=44 带入式（2-13）得w=543.44MPa=700MPa 经计算主减速器齿轮弯曲强度满足要求。2.4.3 齿轮的接触强度计算j=cpd12T1maxK0KsKmKfKvFJ×1033T1T1max（2-14） 式中：T1、T1max分别为主动齿轮的平均转矩和计算转矩 N·m Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6 N1/2/mm d1主动齿轮的节圆直径 K0、Kv、Km见式（2-13）说明 Ks尺寸系数，可取Ks=1 Kf表面质量系数，对于制造精密的齿轮可取Kf=1 F齿面宽，取齿轮副中较小的 J计算弯曲应力用的综合系数

40、图2-4 接触强度计算用综合系数JT1=533.316；T1max=1862.066；d1=61.463；F=44；J=0.13 带入式（2-14）得jmax=2522.08 MPa=2800 MPa 带入式（2-14）得j=1713.96 MPa=1750 MPa 从动齿轮的接触应力是相同的，许用接触应力为2800MPa，满足条件要求。2.5 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算62.5.1 主动锥齿轮的支撑形式主动锥齿轮的支撑形式可分为悬臂式和跨置式支撑两种，本设计采用跨置式支撑。（a）悬臂式支撑（b）跨置式支撑图2-4 主减速器主动齿轮的支撑形式2.5.2 从动锥齿轮的支撑形式从动锥齿轮固结于差

41、速器总成，通过一对圆锥滚子轴承支撑，两轴承大端相对，以减少c+d增加支撑刚度，但是c+d70%d2（d2为主减速器从动齿轮分度圆直径），一边给布置支撑留有足够的空间。2.5.3 轴承载荷计算校核56本设计先根据结构设计选定轴承型号，然后验算轴承寿命。在计算轴承之前要求出作用在轴上的力和轴承上的反力，这样就要先求出作用在齿轮上的力。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。 齿宽中点处的圆周力FF=2Tdm（2-15）式中：T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩见式（2-16） dm该

42、齿轮齿宽中点分度圆直径 T1d=Temax31100fg1ig1fT11003+fg2ig2fT21003+fg3ig3fT31003+（2-16）式中：Temax发动机最大转矩，N·m fg1、fg2、fg3、，fgR变速器1、2、3、，倒档利用率 ig1、ig2、ig3、，igR变速器1、2、3、，倒档传动比 fT1、fT2、fT3、，fTR变速器处于1、2、3、，倒档发动机的转矩利用率经计算，T1d=513.188N·m，查表2-2得dm=64.71262mm，带入式（2-15）得F1=15.86KN对于双曲面齿轮传动有P1=P2·cos1/cos2，查表2

43、-2得cos1=0.694672，cos2=0.861816所以F2=19.68KN 锥齿轮的轴向力和径向力计算本次计算选用的主动齿轮为左旋，被动齿轮为右旋。当汽车前进时，主动齿轮顺时针方向旋转（从小轮轴大端看），从动小齿轮顶看为逆时针方向。以下计算以小轮左旋，逆时针方向旋转作为计算依据，公式中计算结果正负含义见图2-7所示。：齿轮表面法向压力角：齿宽中点处螺旋角：节锥角P：齿宽终点处圆周力图2-4 主减速器主动齿轮受力简图表2-4齿面上轴向力和径向力计算公式表主动小齿轮轴向力径向力螺旋方向旋转方向右顺时针主动齿轮Fap=Fcos（tansin-sincos）主动齿轮FRp=Fc

44、os（tancos+sinsin）左逆时针从动齿轮FaG=Fcos（tansin+sincos）从动齿轮FRG=Fcos（tancos-sinsin）右逆时针主动齿轮Fap=Fcos（tansin+sincos）主动齿轮FRp=Fcos（tancos-sinsin）左顺时针从动齿轮FaG=Fcos（tansin-sincos）从动齿轮FRG=Fcos（tancos+sinsin）注：公式中的节锥角7，在计算主动齿轮受力时用面锥角代之，计算从动齿轮受力时用根锥。计算结果如轴向力为正，表明力的方向离开锥顶，负值表示指向锥顶，径向力是正值，表明力使该齿轮离开相啮合齿轮，负值表明力使该齿轮靠近啮合齿轮

45、。当计算双曲面齿轮受力时，为轮齿驱动齿廓的法向压力角。本设计选择的是左旋，逆时针方向旋转的主动锥齿轮，把1=2=21°15、1=45.9989°、2=30.4789°、1=01=19.8141°、2=02=73.6634°、F1=15.86KN、F2=19.68KN，把这些数据代入上表中的合适的公式中，得：主动锥齿轮上的轴向力：Fap=-12.44KN，径向力：FRp=13.92KN从动锥齿轮上的轴向力：Fac=11.78KN，径向力：FRG=-8.62KN 锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所承受的圆周力、轴向力和径向力计算后确定，

46、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。本设计采用圆锥滚子轴承，根据草图选择轴承A、B为圆锥滚子轴承，其代号均为32012X2.由机械设计手册【7】查的代号为32012的轴承主要参数为：内径d=60，外径D=95，轴承宽度B=22，基本额定动载荷Cr=64.8KN。轴承C、D代号为33013。主要参数为：内径d=65mm，外径D=100mm，轴承宽度B=27mm，基本额定动载荷Cr=98KN。轴承E代号为UN306E。主要参数为：内径d=30mm，外径D=72mm，轴承宽度B=19mm，基本额定动载荷Cr=49.2KN。图2-5 轴承布置形式表2-5 轴承载荷计算公式及计算结果

47、项目公式计算结果/KN轴承A径向力F1（a+b）a2+（FRpa+ba-FapDm12a）258.82135162轴向力Fap-12.44142506轴承B径向力（F1ba）2+(FRpba-FapDm22a)238.20291407轴向力00轴承C径向力（F2da）2+(FRGdc+d+FaGDm22(c+d)210.01192481轴向力FaG11.77763796轴承D径向力(F2cc+d)2+(FRGcc+d-FaGDm22c+d)214.6021288轴向力00 注：由设计草图可得，a=39.8mm、b=30mm、c=111.39mm、d=109.08mm、e=42.73mm2.5.

48、3.4 轴承型号确定1 滚子轴承基本额定动载荷计算：C=fhfmfdfnfTPCr（2-16）式中：C为轴承的基本额定动载荷 P为当量动载荷 fh寿命因数，本设计预计寿命为5000小时。 fm力矩载荷因数 fn速度因数，本设计按平均车速计算得从动齿轮转速为260r/min，主动齿轮转速为1182.2r/min fd冲击载荷因数。 fT温度因数 Cr轴承径向基本额定动载荷 Ca轴承轴向基本额定动载荷 查机械设计手册第5版第2篇P7232-P7235得（见表2-6）表2-6fhfmfdfmfT41/0.541 轴承A：预选型号32012，按式（2-16）计算得C=80.6377

49、KNCr=81.8KN满足设计要求。 轴承B：同轴承A 轴承C：预选33213，按式（2-16）计算得C=180.536KNCr=202KN满足设计要求 轴承D：同轴承C 轴承E：预选型号NU306E2.6 主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其它齿轮相比较，它具有载荷大、作用时间长、载荷变化多等特点。其损坏形式主要有：齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：1、 有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度及较好的齿面耐磨性。2、 轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免轮齿根部折断。3、 钢材的锻造、切削与热处理等加工性能好，热处理变形小，以提高产品质量，减少成本并降低废品。本次设计主减速器主动齿轮材料选用20CrMnTi，齿轮渗碳1.2-1.5，齿面淬火使其硬度达到58-64。第3章 差速器设计3.1 差速器机构方案分析6根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即