(毕业设计)中型货车驱动桥设计说明书

1、本科生毕业设计（论文）摘 要本次毕业设计的题目是中型货车驱动桥设计。驱动桥是汽车传动系统的重要组成部件,位于传动系的末端，其功用是增大由传动轴或变速器传来的转矩，将其传给驱动轮并使其具有差速功能。 所以中型专用汽车驱动桥设计有着重要的实际意义。在本次设计中，根据当今驱动桥的发展情况确定了驱动桥各部件的设计方案。其中根据本次设计的车型为中型货车，故主减速器的形式采用双级主减速器，而差速器则采用目前被广泛应用的对称式锥齿轮差速器，其半轴为全浮式支撑。在本次设计中完成了对主减速器、差速器、半轴、桥壳及轴承的设计计算及校核并通过以上计算满足了驱动桥的各项功能。此外本设计还应用了较为先进的设计软件，如用

2、MATLAB进行计算编程和用CAXA软件绘图。本设计保持了驱动桥有足够的强度、刚度和足够的使用寿命，以及足够的其他性能。并且在本次设计中力求做到零件通用化和标准化。关键词：驱动桥、主减速器、差速器、半轴、桥壳AbstractThe graduation project is the subject of a medium goods vehicle driver in the design of the bridge. Bridge drive vehicle drive system is an important component parts, its function is incre

3、asing drive shaft or transmission came from the torque, and its transmission to a driving wheel differential function. So medium-sized private car driver has a practical bridge design Significance. In the design of the bridge under the current drive the development of the driver identified the compo

4、nents of the bridge design. According to the design of this model for the medium-sized cars, so the main reducer in the form of a two-stage main reducer, and the current differential is being widely used symmetric bevel gear differential; its axle for the whole floating - Support. In the completion

5、of the design of the main reducer, differential and axle, bearings and the bridge shell calculation and design verification. Through the above calculation and the drive to meet the various functions of the bridge. In addition the design of a more advanced design tools, such as MATLAB calculated usin

6、g CAXA software programming and graphics.This design has maintained a drive axle have sufficient strength, stiffness and sufficient life, and enough other properties. And in this design-to-common and standardized components.Key words：Drive Bridge, the main reducer, differential and axle, Shell Bridg

7、e目录第1章 绪 论11.1 驱动桥简介11.2 驱动桥设计的基本要求1第2章 驱动桥主减速器设计22.1 主减速器简介22.2 主减速器形式选择22.3 主减速器锥齿轮选择32.4 主减速器齿轮支撑42.5 主减速器轴承预紧52.6 锥齿轮啮合调整62.7 润滑62.8 双曲面锥齿轮设计72.8.1 主减速比确定72.8.2 主减速器齿轮计算载荷确定72.8.3 主减速器齿轮基本参数选择82.8.4 有关双曲面锥齿轮设计计算方法及公式112.8.5 主减速器双曲面齿轮强度计算192.9 主减速器齿轮材料及处理21第3章 差速器的设计223.1 差速器的功用223.2 差速器结构形式的选择22

8、3.3 差速器齿轮的基本参数选择243.4 差速器强度计算263.5 差速器直齿远锥齿轮参数26第4章 车轮传动装置的设计284.1 车轮传动装置的功用284.2 半轴支撑形式284.3 全浮式半轴计算载荷的确定284.4 半轴强度的计算284.5 全浮式半轴杆部直径的初选294.6 半轴的结构设计及材料与热处理29第5章 驱动桥壳设计305.1 驱动桥壳的功用和设计要求305.2 驱动桥壳结构方案分析305.3 汽车以最大牵引力行使时的桥壳强度计算31第6章 轴承的寿命计算326.1 主减速器轴承的计算326.2 轴承载荷的计算346.3 主动齿轮轴承寿命计算34结 论36参考文献37致 谢

9、38附 录139附 录244IV 第1章 绪 论1.1 驱动桥简介驱动桥是汽车传动系的重要组成部分，一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成。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的作用，必要时保证内、外车轮以不同的转速转向；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。驱动桥分断开式和非断开式两类。为了提高汽车行驶平顺性和通过性，有些轿车和越野车全部或部分驱动轮采用独立悬架，与此相应，主减速壳固定在车架上。驱动桥壳应制成分

10、段并通过铰链连接，这种驱动桥称为断开式驱动桥。非断开式驱动桥-整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接，由于半轴套管与主减速器壳是刚性连成一体的，因而两侧的半轴和驱动轮不可能在横向平面内做相对运动。故称这种驱动桥为非断开式驱动桥，亦称为整体式驱动桥。本次设计为中型货车驱动桥设计。由于非断开式驱动桥与断开式驱动桥相比，其结构简单、成本低、工作可靠，维修和调整方面也很简单，驱动车轮又采用非独立式悬架，所以本次设计采用非断开式驱动桥。1.2 驱动桥设计的基本要求驱动桥设计的是否合理直接影响到汽车使用性能的好坏。因此，设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1） 选择适当的主减速比,以保证汽车具有最佳的动力性和燃油

11、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,具有较高的传动效率。5） 保证足够的强度和刚度条件下，尽可能降低质量,尤其是簧下质量,以减少不平路面的冲击载荷,从而提高汽车行驶平顺性。结构尽量简单，工艺性好。 第2章 驱动桥主减速器设计2.1主减速器简介主减速器的功用是将传动轴输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时具有改变转矩旋转方向的作用。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。主减速器一般根据所采用的齿轮型式、主动和从动齿轮的装置方法以及减速型式的不同而互异

12、。2.2主减速器形式的选择为了满足不同的使用要求，主减速器的形式也不同。按参加减速传动的齿轮副数目可分为单级主减速器和双级主减速器。单级主减速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动，广泛应用于主传动比7的汽车上。乘用车、质量较小的商用车都采用单级主减速器，它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点；双级主减速器是由两级齿轮减速组成的主减速器，第一级是锥齿轮、第二级是圆柱齿轮传动，与单级主减速器相比，保证有足够的离地间隙同时可得较大的传动比，一般为712。 双级主减速器的布置方案。双级主减速器有多种结构方案：（a）第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮；(b)第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；

13、第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮；(c)第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮。本次设计采用（a）方案。图2.1 主减速器齿轮的支撑形式2.3主减速器锥齿轮的选择如图2.1所示，为双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直但不相交。主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一定距离，这个距离称为偏移距。由于的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比/=/式中的、分别为主、从动齿轮的圆周力；、分别为主、从动齿轮的螺旋角（螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点的切线与该点和节锥顶点连线之间的夹角）。 图2.2 主减速器齿轮传动形式双曲面齿轮的

14、传动比为=/=/（为双曲面齿轮传动比；、分别为主、从动轮平均分度圆半径；、为主从动齿轮圆周力）。螺旋齿轮的传动比= / ，令=/,则=。由于大于，所以系数大于1，一般为1.251.50。这说明：1）当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。2）当传动比一定时，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，较高的齿轮强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。 3）当传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮较小，因而有较大的离地间隙4）在工作工程中，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

15、可以改变论齿的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。5）由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角，这样同时啮合的齿数多，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%。6）双曲面齿轮传动的主动齿轮直径和螺旋角都很大，所以相啮合齿轮的当量。曲率半径较相应的螺旋锥齿轮大，其结果使齿面的接触强度提高。7）双曲面齿轮主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最小齿数可减少，所以选用较少的齿数，有利于增加传动比。8）双曲面齿轮的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大。因而切削刃寿命较长。9）双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮的中心上方，便于多轴驱动桥的贯通，增大传动轴

16、的离地高度。但是，双曲面齿轮也存在以下的缺点：1）沿齿长方向纵向滑动也会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96%，螺旋锥齿轮的传动效率约为99%。2）齿面间的压力和摩擦功可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力降低。3）双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承的负荷较大。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。双曲面齿轮有一系列的优点，所以本次设计采用双曲面齿轮传动。2.4主减速器齿轮的支承现代汽车中主减速器主动锥齿轮支承有两种形式：悬臂式和跨置式支承。如图2.2所示。跨置式支撑的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均

17、有轴承，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，并可以减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式的支承必须在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。跨置式支撑拆装困难，导向轴承是个易损坏的一个轴承。悬臂式支承的结构特点是在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。两轴承的圆锥滚子的大端应朝外，这样可以减小悬臂长度和增加两支承间的距离，以改善支撑刚度。为了尽可能的地增加支承刚度，支承距离应大

18、于2.5倍的悬臂长度。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。悬臂式支承结构简单，支承刚度差，用于传动转矩较小的减速器上。本次设计采用的是悬臂式，因为其结构简单，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承，为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子轴承大端应向内，以减小尺寸+，且距离+应不小于从动齿轮大端分度圆直径的65%。为了使载荷均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸。本次设计采用的是悬臂式，因为其结构简单，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减

19、速器及许多双级主减速器中。 （1） （2）图2.3 主减速器锥齿轮的支承形式 （1）悬臂式 （2）跨置式2.5主减速器轴承的预紧为了减小在锥齿轮传动过程中产生的轴向力所引的齿轮轴的轴向位移，以提高轴的支承刚度，保证锥齿轮的正常啮合，装配主减速器时，圆锥滚子轴承应有一定的装配预紧度。但是过紧，则传动效率低，且加速磨损。工程上用预紧力矩表示预紧度的大小。预紧力矩的合理值应该依据试验确定。对于主动锥齿轮轴承的预紧力矩一般为13Nm。主动锥齿轮圆锥滚子轴承的预紧度的调整，可利用调整垫片厚度的方法，调整时转动叉形凸缘，如发现预紧度过紧则增加垫片的总厚度；反之减小垫片的总厚度。支承差速器壳的圆锥滚子轴承的

20、预紧度的调整，可利用轴承外侧的调整螺母或主减速器壳与轴承盖之间的调整垫片来调整。2.6锥齿轮啮合的调整锥齿轮啮合的调整是在圆锥滚子轴承预紧度调整之后进行的。它包括齿面啮合印迹和齿侧间隙的调整。（1）齿面啮合印迹的调整，首先在主动锥齿轮轮齿上涂以红色颜料，然后用手使主动齿轮往复转动，于是在从动锥齿轮轮齿的两工作面上便出现红色印迹。若从动锥齿轮轮齿正转和逆转工作面上的印迹位于齿高的中间偏于小端，并占齿面宽度并占齿面宽度的60%以上，则为正确啮合。正确啮合的印迹位置可通过主减速壳与主动锥齿轮轴承座之间的调整垫片的总厚度而获得。（2）啮合间隙的调整方法是拧动支承差速器壳的圆锥滚子轴承外侧的调整螺母，以

21、改变从动锥齿轮的位置。轮齿啮合间隙应在0.150.40mm范围内。为保持已调好的差速器圆锥滚子轴承预紧度不变，一端调整螺母拧入的圈数应等于另一端调整螺母拧出的圈数。若间隙大于规定值，应使从动锥齿轮靠近主动锥齿轮，反之离开。2.7 润滑双曲面齿轮工作时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜易被破坏，为减少摩擦，提高效率，必须使用含有防刮伤添加剂的双曲面齿轮油。主减速器壳中所储齿轮油，靠从动锥齿轮转动时甩溅到各齿轮、轴和轴承上进行润滑。为保证主动齿轮轴前端的两个圆准滚子轴承得到可靠润滑，需在主减速器壳体中铸出进油道和回油道。当齿轮转动时，飞溅起的润滑油从进油道通过轴承座的孔进入两圆锥

22、滚子轴承大端的润滑油经回油道流回主减速器内。加油孔应设在加油方便之处，放油孔应设在桥壳最低处。 差速器壳应开孔使润滑油进入，保证差速器齿轮和滑动表面的润滑。在主减速壳体上必须装有通气塞，以防止壳体内温度过高使气压过大导致润滑油渗漏。2.8 双曲面锥齿轮的设计 2.8.1主减速比的确定 =0.377=0.377=5.72式中：车轮滚动半径；发动机最高转速； 最高车速；最高档传动比；2.8.2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挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速从动齿轮上的转矩（、）的较小者，作为汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大

23、应力的计算机载荷，即 式中： 猛接合离合器所产生的动载系数，对于性能系数=0的汽车=1；发动机最大转矩； k液力变矩器变矩系数；分动器传动比；传动系上述传动部分的传动效率；该汽车的驱动桥目数； 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷； 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数；轮胎对地面的附着系数；车轮的滚动半径； 主加速器从动齿轮到车轮之间的传动比； 主减速器主动锥齿轮到车轮之间的传动效率。T=380×6.3×5.7×0.9/1=12281.22NT=5200×9.8×1.2×0.85×0.4826/0.9=27872.4N2

24、.8.3主减速器齿轮基本参数的选择1. 选择主、从动齿轮齿数时应考虑以下因素：（1）首先应根据的大小选择主减速器主、从动齿轮的齿数、。（2）为了使磨合均匀，和之间应避免有公约数。（3）为了得到理想的齿面重叠系数，主、从动齿轮齿数之和对于货车应不少于40。（4）当较大时，则尽量使取得小，以得到满意的驱动桥离地间隙。（5）对于不同的主传动比，和应有适当的搭配。考虑以上因素后，选择主、从动齿轮齿数为：=15，=32。2.从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可根据该齿轮的计算转矩，按经验公式选出：=式中：从动锥齿轮的节圆直径； 直径系数，=1316； 计算转矩。=(

25、1316)×=(299.9369.1)mm,取=300mm从动锥齿轮节圆直径选定后，可按m=/计算锥齿轮的大端端面模数。m =/=30032=9.375mm 算出端面模数后可用下式校核：m=式中：m齿轮大端端面模数；模数系数，取=0.30.4,=0.4；从动齿轮计算转矩。m=0.4×=9.22mm, 符合要求。模数标准化取m=10mm3. 双曲面齿轮齿宽的选择通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽为其节锥距的0.30倍，即=0.30,且10。对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用:=0.155式中：从动齿轮节圆直径。 F =0.155×300=46.5

26、齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽大于上述规定，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。因为齿面宽的加大只能从延长小端着手，轮齿延长的结果使小端齿沟变窄，结果使切削刀头的顶面宽或刀盘刀顶距过窄及刀尖的圆角过小，这样不但减小了齿根圆角半径从而加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。如果在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时负荷集中于轮齿小端，则易引起小端的过早损坏和疲劳。另外，齿面宽过大也会引起装配空间的减小。4.双曲面小齿轮偏移距及偏移方向的选择选择值时应考虑到：值过大，将导致齿面纵向滑动增大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；值过小，则不能发挥双曲

27、面齿轮传动的特点。一般对于中、大型货车（0.100.12）。另外，主传动比越大，则E也越大，但要保证齿轮不发生根切。 (0.100.12) =（0.100.12）×300=(3036)mm；取=32mm。双曲面齿轮的偏移方向定义为：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿动在从动齿轮中心线上方，则为上偏移，在从动齿轮中心线下方则为下偏移。在双曲面锥齿轮传动中，小齿轮偏移距的大小及偏移方向是双曲面锥齿轮传动的重要参数。为了增加离地间隙，本设计方案中小齿轮采用上偏移。5.螺旋角的选择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

28、角称为齿轮的中点螺旋角，也是该齿轮的名义螺旋角。由于偏移距的存在，使主、从动齿轮的名义螺旋角不相等，且主动齿轮大于从动齿轮的。它们之差称为偏移角。选择齿轮螺旋角时，应该考虑它对重合度、齿轮强度和轴向力的大小的影响。螺旋角应足够大以使不小于1.25。因越大，传动就越平稳，噪音就越低。当2.0可得到很好的效果。但螺旋角过大会引起轴向力也过大，因此应有一个适当的范围。双曲面齿轮大小中点螺旋角的平均值多在=35°40°范围内。“格里森”制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值：=25°+5°×+90°式中：主动锥齿轮的名义螺旋角的预选值

29、；，主、从动齿轮齿数；从动齿轮的节圆直径； 双曲面齿轮的偏移距。 =25°+5°×+90°×=42°确定从动齿轮的名义螺旋角：=-sin/(/2+/2)式中：双曲面齿轮传动偏移角的近似值；双曲面齿轮的偏移距；双曲面从动齿轮的节圆直径；双曲面从动齿轮的齿面宽。sin=0.184,=11°=42°-11°=31°双曲面齿轮传动的平均螺旋角为 =（+）/2=（42°+31°）/2=37°。6螺旋方向的选择双曲面的齿轮的螺旋方向指的是轮齿节锥线的曲线弯曲方向，分为“左旋”和

30、“右旋”两种。判断左右旋向时应从锥齿轮的锥顶对着齿面看去，如果轮齿从小端至大端的走向为顺时针方向则称为右旋，反时针则称为左旋。主、从动齿轮的螺旋方向是相反的。与上偏移相对应，主动齿轮的螺旋方向为右旋，从动齿轮为左旋。7.法向压力角的选择加大法向压力角可以提高轮齿的强度、减少齿轮不发生根切的最少齿数。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，并使齿轮端面重叠系数下降。所以对于轻负荷齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳、噪声低。对于双曲面齿轮来说，虽然大齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但小齿轮两侧的压力角是不相等，因此，其压力角按平均压力角考虑。在车辆驱动 桥主减速器的“格里森”制

31、双曲面齿轮传动中，货车选用20°的平均压力角。2.8.4有关双曲面锥齿轮设计计算方法及公式表2-1中的第（65）项求得的齿线曲率半径与第（7）项选定的刀盘半径之差不应超过值的1。否则需要重新试算。表2-1 圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表 序 号计 算 公 式数 值注 释（1）15小齿轮齿数（2）32大齿轮齿数（3）/0.46875（4）F47大齿轮齿面宽（5）E32偏心距（6）320大齿轮分度圆直径（7）152.4刀盘名义直径（8）42小齿轮螺旋角的预选值（9）tan0.9004（10）ctg=1.2×(3)0.5625（11）sin0.8716（12）=(6)-(4)

32、*(11)/2140大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径（13）sin=(5)*(11)/(12)0.1992（14）cos0.9799（15）(14)+(9)*(13)1.1593（16）(3)*(12)65.625（17）=（15）*（16）76小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径（18）=0.02*（1）+1.061.36齿轮收缩系数（19）(17)+(12)/(10)324.8889（20）tan=(5)/(19)0.0985（21）(1.0+(20)1.0048（22）sin=(20)/(21)0.0980（23）5.6255（24）=（(5)-(17)*(22)）/(12)0.1754（2

33、5）tg0.1781（26）tg=(22)/(25)0.5490（27）cos0.8766（28）sin=(24)/(27)0.2001（29）cos0.9798（30）tg=(15)-(29)/(28)0.8971（31）(28)*(9)-(30)0.0007（32）(3)*(31)0.0003（33）sin=(24)-(22)*(32)0.1754（34）tan0.1781（35）tan=(22)/(34)0.5503（36）2882°小齿轮节锥角（37）cos0.8761（38）sin=(33)/(37)0.2002（39）11.55°（40）cos0.9798（41

34、）tg=(15)+(31)-(40)/(38)0.9001（42）41.99°小齿轮中点螺旋角（43）cos0.7433（44）=（42）-（39）30.44°大齿轮中点螺旋角（45）cos0.8622（46）tg0.5876（47）ctg=0.5587（48）60.81°大齿轮节锥角（49）sin0.8729（50）cos0.4877（51）(17)+(12)*(32)/(37)86.7960（52）(12)/(50)287.0617（53）(51)+(52)373.8577（54）(12)*(45)/(49)138.2839（55）(43)*(51)/(35)

35、117.2369（56）-tg=(41)(55)-(46)(54)/(53)0.0649（57）- 3.71°（58）cos0.9979（59）(41)*(56)/(51)0.0007（60）(46)*(56)/(52)0.0001（61）(54)*(55)16211.9758（62）(54)-(55)/(61)0.0013（63）(59)+(60)+(62)0.0021（64）(41)-(46)/(63)148.8095（65）=(64)/(58)149.1227（66）(7)/(65)1.0219（67）(3)*(50)上0.2286上栏用上边公式，下栏用下边公式1.0-(3)下

36、0.5313（68）(5)/(34)-(17)*(35); (35)*(37)上137.8515上栏用上边公式，下栏用下边公式下0.4821（69）（37）+（40）*（67）1.1001（70）=（49）*（51）75.7642（71）Z=(12)*(47)-(70)2.4538大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离。（72）A=（12）/（49）160.3849（73）A=0.5（6）/（49）183.2971大齿轮节锥距（74）（73）-（72）22.9122（75）h=k*(12)(45)/(2)15.0885大齿轮在齿面宽中点处的齿工作高。（76）（12）*（46）/（7）0.5398（7

37、7）（49）/（45）-（76）0.4726（78）=45°齿轮两侧压力角的总和。一般采用45°（79）sin0.7071（80）/2=(78)/2225°（81）cos(80)0.9239（82）tg(80)0.4142（83）(77)/(82)1.1409（84）=10560*(83)/(2)376.5282双重收缩齿根角的总和（85）01700大齿轮齿顶高系数（86） =1.150-（85）0.9800（87）=(75)*(85)2.5650大齿轮在齿面宽中点处齿顶高（88）=(75)*(86)+0.0514.8367大齿轮在齿面宽中点处齿根高（89）=34

38、38*（87）/（72）54.98 大齿轮齿顶角（单位为分）（90）sin0.0159（91）=（84）*（85）64.01大齿轮齿根角（单位为分）（92）sin0.0186（93）=(87)+(74)*(90)21.3278大齿轮的齿顶高（94）=（88）+（74）*（92）35.4325大齿轮的齿根高（95）C=0.15*(75)+(0.05)2.3133径向间隙为大齿轮在齿面宽中点处的（96）h=(93)+(94)56.6528大齿轮的齿全高（97）h=(96)-(95)54.3395大齿轮的齿工作高（98）=（48）+（89）115.79°大齿轮的面锥角（99）sin0.90

39、04（100）cos-0.4351（101）=(48)-(91)59.74°大齿轮的根锥角（102）sin0.8637(103)cos0.5039(104)cot0.5834(105)=(93)*(50)/0.5+(6)340.8031大齿轮外圆直径（106）（70）+（74）*（50）86.9385（107）X=(106)-(93)*(49)68.3215大齿轮外缘到小齿轮轴线的距离（108）（72）*（90）-（87）/（99）143.0189（109）（72）*（92）-（88）/（102）149.7433（110）Z=(71)-(108)140.5651大齿轮面锥顶点到小齿轮

40、轴线的距离。（111）Z=(71)+(109)152.1971大齿轮根锥顶点到小齿轮轴线的距离。（112）（12）+（70）*（104）184.2008（113）sin=(5)/(12)0.2286（114）cos0.9735（115）tg0.2348（116）sin=(103)*(114)0.6145（117）29.38°小齿轮面锥角（118）cos0.8714（119）tg0.5629（120）(102)*(111)+(95)/(103)265.4613（121）G=(5)*(113)-(120)/(114)265.1732小齿轮面锥顶点到大齿轮轴线的距离。（122）tg=(38

41、)*(67)/(69)0.0416（123）; cos2.38°0.9991（124）=（39）-（123）；cos9.17°0.9872（125）=（117）-（36）；cos0.56°0.9999（126）±(113)*(67)-(68)0.38240.6036（127）(123)/(124)1.0121（128）(68)+(87)*(68)139.0881（129）(118)/(125)0.8715（130）(74)*(127)23.1894（131）B=(128)+(130)*(129)+(75)*(126)153.5279小齿轮外缘到大齿轮轴线

42、的距离（132）（4）*（127）-（130）24.3793（133）B=（128）-（132）*（129）+（75）*（126）108.734大齿轮外缘到小齿轮轴线的距离（134）（121）+（131）111.645（135）=（119）*（134）/0.5125.690小齿轮外圆直径（136）（70）*（100）/（99）+（12）103.388（137）sin=(5)/(136)0.3095（138）18.03°（139）cos0.9509（140）(99)*(110)+(95)/(100)242.4377（141）G=(5)*(137)-(140)/(139)244.5406

43、（142）sin=(100)*(139)0.4137（143）24.44°小齿轮根锥角（144）cos0.9104 （145）tg0.4545（146）B0.2800最小齿侧间隙允许值（147）B0.2860最大齿侧间隙允许值（148）(90)+(92)1.7178（149）(96)-(4)*(148)24.0838（150）A=(73)-(4)136.29712.8.5主减速器双曲面齿轮的强度计算1.单位齿长上的圆周力 主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其轮齿上单位齿长上的圆周力来估算，即=/式中：作用在齿轮上的圆周力； 从动齿轮齿面宽。 按发动机最大转矩计算：=2×10

44、/（）式中：变速器一挡传动比；发动机最大转矩；主动齿轮节圆直径； 从动齿轮齿面宽。 = 2×380×6.3×0.9×10/150×47=611.23N/mm1429N/mm，符合要求。2.汽车主减速器双曲齿轮轮齿的计算弯曲应力为 =2×10/() N/mm 式中：该齿轮的计算转矩；超载系数；尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸、热处理等有关，当端面模数1.6mm时，=0.79；载荷分配系数,当两个齿轮均用跨置式支承形式时， = 1.001.10，取=1.05；计算齿轮的齿面宽； 计算齿轮的齿数；端面模数；计算弯曲应力用的综合系

45、数。 =2×10×12281.22×1×0.79/10×70×150×0.27=686.28 N/mm=700N/mm=2×10×12281.22×0.79/1×47×320×0.252=646.8 N/mm=700N/mm上述主、从动齿轮弯曲应力中的计算转矩按、两者中较小者方法计算，均符合要求。3.轮齿的齿面接触强度计算双曲面齿轮的齿面接触强度为： =C/2×10/（） N/mm式中：C材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm； 小齿轮分度圆直

46、径；主动齿轮计算转矩； ，见上说明； 尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，可取=1； 表面质量系数，取=1.0； 从动齿轮齿面宽； 齿面接触强度。 =232.6/150×2×2394×10/（1×47×0.125） =1399.8 N/mm=2800N/mm，符合要求。2.9主减速齿轮的材料及热处理对驱动桥主减速器齿的材料及热处理应满足如下要求：1） 具有较高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度,以及较好的齿面耐磨性；故轮齿表面应有高的硬度；2） 齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断；3） 钢材锻造、切削与热处理加

47、工性能良好，热处理变形要小或变形规律易控制，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） 选择齿轮材料合金元素时，为了节约镍、铬等元素，我国发展了以锰、钒、钛、钼、硅等元素的合金结构钢系统。汽车主减速器双曲面齿轮与差速器的直齿锥齿轮，基本上都用渗碳合金钢制造，其钢号主要有：20CrMnTi、22CrMnMo、20MnVB、20CrNiMo、20Mn2TiB等。用渗碳合金钢制造齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而芯部硬度较低，当端面模数>8时为2945 HRC。当<8时为3245 HRC。由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合

48、、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮的传动副在热处理及精加工后均予以厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，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。渗硫处理时的温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，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。本设计中主减速器主、从动齿轮材料均采用20CrMnTi。第3章 差速器的设计3.1差速器的功用当汽车转弯行使时，内外两侧车轮中心在同一时间内移过的曲线距离显然不同，

49、即外侧车轮移过的距离大于内侧车轮，若两侧车轮都固定在同一刚性转轴上，两轮角速度相等，则此时外轮必然是边滚动边滑移，内轮必然是边滚动边滑转。同样，汽车在不平路面上直线行驶时，两侧车轮实际移过曲线距离也不相等。即使路面非常平直，但由于轮胎制造尺寸误差，磨损程度不同或充气压力不等，各个轮胎的滚动半径实际上不可能相等。因此，只要各车轮角速度相等，车轮对路面的滑动就必然存在。这样会加速轮胎磨损、增加汽车动力消耗、转向和制动性能的恶化。为了使两侧驱动轮以不同角速度旋转，保证其纯滚动状态，所以必需安装差速器装置。3.2差速器结构形式的选择本设计中采用的是普通锥齿轮式差速器中的对称式锥齿轮差速器，由于其结构简

50、单、工作平稳可靠，所以被广泛采用。如图3.1。1）对称式锥齿轮差速器差速原理图3.1中，差速器壳3与行星齿轮5连成一体，形成行星架，因为它又与主减速器的从动齿轮6固定在一起，故为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度分别为和。、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，、三点到差速器旋转轴线的距离均为r。图3.1差速器差速原理图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、三点的圆周速度都相等，其值为。于是=，此时，差速器不起作用,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，啮合点的圆

51、周速度为=+，啮合点的圆周速度为=-。于是，+=2 ，或表示为。这表明：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；当差速器壳体转速为零时，左右半轴将等速反向转动。2）对称式锥齿轮差速器中的转矩分配如图3.2 。图3-2差速器转矩分配图3.2对称式锥齿轮差速器中的转矩分配如图3-2由主减速器传来的转矩，经差速器壳，行星齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿轮。行星齿轮相当于一个等臂杠杆，而两个半轴齿轮半径也是相等的。因此，当行星齿轮没有自转时，总是将转矩平均分配给左右两半轴齿轮，即=/2。当两半轴齿轮以不同转速朝相同方向转动时，设左半轴转速大于右半轴转速，当左右驱动车轮存在转

52、速差时，=（-）/2，=（+）/2。左右车轮上的转矩之差等于差速器的内摩擦力矩。为了衡量差速器内摩擦力矩的大小及转矩分配特性，常以锁紧系数K表征，即 =（-）/=/差速器内摩擦力矩和其输入转矩之比，定义为差速器锁紧系数。而快慢半轴的转矩之比/，定义为转矩比，以表示， =/= 1+/1-目前广泛使用的对称锥齿轮差速器的锁紧系数一般为0.050.15，转矩比为11.4。可以认为无论左右驱动转速是否相等，而转矩基本上总是平均分配的。3.3差速器齿轮的基本参数选择1）行星齿轮数目的选择轿车常采用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。据此，本方案采用4个行星齿轮，=4。2）行星齿轮球面半径的确定可根据经验公式 = 来确定式中：球面半径系数，=2.522.99之间； 计算转矩,取和两者较小值； 球面半径。=2.52=59.1mm行星齿轮预选节锥距 =（0.980.99）=（0.980.99）&