货车车辆主减速器设计

1、 1摘摘要要在现代汽车驱动桥上，主减速器的功用是将输入的转距增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。单级主减速器通常由主动齿轮和从动齿轮组成。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。主减速器采用的最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在某些公共汽车和重型汽车上有时也选用蜗轮传动。本文中，首先要确定主减速器齿轮型式为双曲面面齿轮和发动机最大转矩，主减速器减速比，变速器一档传动比。然后，进行驱动桥各个部分主要参数进行计算。最后对主、从动锥齿轮，差速器圆锥齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴，驱动桥

2、壳强度进行校核。关键词: 主减速器； 双曲面锥齿轮；差速器；半轴 2ABSTRACTNowadays, the main reducer, which on modern car driving axle, is used to increase the imported torque and correspond to decrease its speed, at the mean while, it also can change the direction of torque when engine is longitudinal. Single-stage reducer is usu

3、ally composed of the main driving gear and driven gear. In main two-stage reducer, a spur gear or a group of planetary gear also included. In the wheel-side reducer, helical gears drive or planetary gear is adopted, which is laid of common parallel coaxial. spiral bevel gear gear and hypoid gears ar

4、e broadly adopted by main reducer. Worm transmission is used by some buses and trucks. In the paper,ensure that the gear style of the main reducer is hypoid gear and the maximum engine torque firstly .Then calculate the main parameters of every components of the drive axle.Finally,check the strength

5、 of the main， driven bevel gear, cone planetary differential gear, axle gear and the whole floating half-axle .Key word: Main reducer; Hypoid gears; Cone planetary differential gear;Half-axle 3 目录 摘要.1ABSTRACT.2第一章 概述.51.1 研究本课题的目的和意义.51.2 主减速器的定义种类功用.51.3 本次设计的主要内容.7第二章 主减速器的设计 .72.1 主减速器的结构型式的选择.7

6、2.1.1 主减速器的减速型式.7综上所述，本车采用单级主减速器。.92.1.2 主减速器齿轮的类型的选择.92.1.3 主减速器主动锥齿轮的支承形式.112.1.4 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法.122.2 主减速器的基本参数选择与设计计算.132.2.1 主减速器计算载荷的确定.132.2.2 主减速器基本参数的选择.152.2.3 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算.182.2.4 主减速器双曲面齿轮的强度计算.242.3 主减速器的材料及热处理.272.4 主减速器轴承的计算.282.4.1 计算转矩和齿轮圆周力的确定.282.4.2 双曲面齿轮所受的轴向力和径向力.293.1

7、 差速器结构形式的选择.343.2 普通锥齿轮差速器齿轮设计.343.2.1 差速器齿轮主要参数选择.343.3 差速器齿轮的几何尺寸计算和强度计算.363.3.1 差速器用直齿锥的几何步骤计算.363.3.2 差速器齿轮的强度计算与校核.38第四章 驱动半轴的设计 .394.1 半轴结构形式的选择.394.2 全浮式半轴尺寸计算和校核.414.2.1 半轴承受转矩计算.414.2.2 全浮式半轴的杆部直径的初选.414.2.3 全浮式半轴的强度计算与校核.414.2.4 半轴花键强度计算与校核.425.1 驱动桥壳应满足如下设计要求：.445.2 驱动桥壳强度的计算：.445.2.1 汽车以

8、最大牵引力行驶时桥壳的强度计算.445.2.2 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度.455.2.3 当侧向力最大时，桥壳内、外板簧座断面弯曲应力.46 4结 论.47参考文献.48致 谢.49 5第一章第一章 概概述述1.1 研究本课题的目的和意义研究本课题的目的和意义主减速器是驱动桥的重要组成部分，其性能的好坏直接影响到车辆的动力性、经济性。目前,国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为我国汽车行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应

9、用，主减速器将有更进一步的发展。对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。1.2 主减速器的定义种类功用主减速器的定义种类功用主减速器是传动系的一部分，与差速器，车轮传动装置和桥壳共同组成驱动桥。主减速器的功用是增扭，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，并将转矩传递给差速器。在现代汽车驱动桥上，主减速器种类很多，包括单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。其中应用得最广泛的是采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的单级主减速器。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮） ，或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行

10、轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。 单级螺旋锥齿轮减速器其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90 交角的布置。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，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。 单级双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用 90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，

11、称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或 6法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以

12、相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至 175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比大于 4.5 的传动有其优越性。当传动比小于 2 时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。 由于双曲

13、面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。例如，在乘用车上当主减速器采用下偏置(这时主动齿轮为左旋)的双曲面齿轮时，可降低传动轴的高度，从而降低了车厢地板高度或减小了因设置传动轴通道而引起的地板凸起高度，进而可使车辆的外形高度减小。 单级圆柱齿轮主减速器只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动有利于唐合，促使

14、齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达 96。其传动效率与倔移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达 99。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。两种

15、齿轮都在同样的机床上加工，加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。单级蜗杆-蜗轮主减速器在汽车驱动桥上也 7得到了一定应用。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比(通常 814)时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是耍用

16、昂贵的有色金属的合金(青铜)制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广。1.3 本次设计的主要内容本次设计的主要内容本设计的目标是设计一种满载质量为 4.1t 的轻型载货汽车的主减速器，本设计主要研究的内容有：主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计、全浮式半轴计算载荷的确定、全浮式半轴的直径的选择、全浮式半轴的强度计算、半轴花键的强度计算。 8 第二章第

17、二章 主减速器的设计主减速器的设计2.1 主减速器的结构型式的选择主减速器的结构型式的选择减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。2.1.12.1.1主减速器的减速型式主减速器的减速型式主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。(1)单级主减速器如图2.1所示为单级主减速器。由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比i7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。 图 2.1 单极主减速器 图 2.2

18、双级主减速器(2)双级减速器 9如图 2.2 所示为双级主减速器。由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.60 时可取=2.0；pf0k aaemaxemaxaemax1m gm g16-0.195 0.19516Tpf当当汽车满载时的总质量在此取 4033 ，此数据此参考金杯 amkg SY1041 轻型载货汽车；所以由式（2.3）得： 4113 9.80.195=40.916192所以取=0 所以=1.0pf0k该汽车的驱动桥数目在此取 1；n 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（N） ，取为 2G 24184.44；N 传动系上传动

19、部分的传动效率，在此取 0.9；T 轮胎对路面的附着系数，取0.85; 车轮滚动半径，取rr0.368 ;rrm 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传 ,TBLBi 动效率和传动比，在此取取 0.9，取 1.LBLBi 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cfT对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： 16 ()4113 9.8 0.368=(0.018+0.07+0)=1450.3 N1.0 0.9 1aTrcfRHPLBLBGG rTfffmin式中： 汽车满载时的总重量，在此取 54550N;aG所牵引的挂车满载

20、时总重量，在此取=0N；TGTG道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取 Rf 0.018； 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 0.050.09Hf在此取 0.07；汽车的性能系数在此取 0；pf2.2.22.2.2主减速器基本参数的选择主减速器基本参数的选择（1）主、从动锥齿轮齿数和1z2z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；1z2z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，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于 6；1z主传动比较大时，尽量取得小一些，以便

21、得到满意的离地间隙；0i1z对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。1z2z（2）从动锥齿轮大端分度圆直径2D对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响2D2D跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即2D 17 233(1316) 5912.6=235.07289.32)edjdkTmm（直径系数，一般取 13.016.0；dk从动锥齿轮的计算转矩；jT选取。2260edmm（3）主，从动齿轮齿面宽的选择。F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

22、，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。另外,由于双曲面齿轮的几何特性,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。初取大齿轮齿面宽=0.155=0.155 260=40.3mm，小齿轮齿面宽2b2ed=1.1=1.1 40.3=44.33mm。1b2b（4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择载货汽车主减速器的 E 值，不应超过从从动齿轮节锥距的 20%（或取 E 值为 d 的10%12%，且一般不超过 12

23、%） 。传动比愈大则 E 值也应愈大，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的 2030。但当 E 大干的 20时，应2d2d检查是否存在根切。 选取 E=32mm2(0.120.2)=5Ed（0. 1202）260 （31. 22）m m 18a b c d图 2.7 双曲面齿轮的偏移方式双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图 2.7 所示：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。其中 a、b 是下偏移，c、d 是上偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时

24、主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。本减速器采用下偏移。（5）螺旋角和从动齿轮分锥角、从动齿轮中点节圆半径的预选计算双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺0旋角最小，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处的螺im旋角是相等的。二对于双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主动齿轮和从动齿轮中点处的螺旋角不相等。且主动齿轮的螺旋角大，从动齿轮的螺旋角小。 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为 3540。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选: 2112E47322559025

25、59048.1961238260zzd-主动轮中点处的螺旋角；1，主、从动轮齿数；分别取 8，47；1z2z 19双曲面齿轮偏置距；E从动轮大端节圆直径；2ed 从动齿轮分锥角初选 1122cot (1.2)78.455826zz 从动齿轮齿面宽中点节圆半径 2222sin110.25762.0edFrmm（6）螺旋方向的选择 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的，螺旋方向与双曲面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。所以选择主动锥齿轮为左旋，从动锥齿轮为右旋，使主、从动齿轮有分离趋势

26、。2.2.32.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 准双曲面齿轮副节锥参数基本方程组为 1221121212222111( coscos)sin/sincoscoscoscos sinsincoscosErrzrzr 式中： 偏置距；E 偏移角； 20 轴交角； ，小齿轮齿数、大齿轮齿数； 。1z2z 、小齿轮中点节圆半径、大齿轮中点节圆半径；1r2r 小齿轮节锥角、大齿轮节锥角；12、 偏置距小齿轮中点螺旋角、大齿轮中点螺旋角。12、根据之前初选计算，选定 E=32mm、 、 。因为 ，所以 轴。由于轴交角 ，所以可以简化准双曲面齿轮副节锥参数基本方程组为

27、 21tan90arctancos 21 122121r coscoszrz 以 为中间变量，在 范围内变化，用二分法使得 趋近于 0，使最后求得的 满足一定精度。计算过程如下表 （） 1（） 2( )1()r mm()E mm0124818.893617-32488.094779028.23606854.0299082410.9889452425.79493214.5012931211.7451343622.843459-8.4175361811.4285133024.4531523.1918641511.602383.3323.680759-2.58381016.511.51931731.

28、524.0752060.31234912847zz、2=111mmr2=78=90120480,481221( coscos)sinErrE211r、178E 21计算小轮大端分度圆直径大轮、大端分度圆直径、大轮齿面宽和小轮齿面宽1ed2ed2b1b 11112sin56.9262edrbmm 2222259.31561 0.155sinerdmm 220.15540.1939ebdmm 121.144.2133bbmm用标准收缩齿公式来计算大轮齿顶角及大轮齿根角2a2f 3.7k 222cos3.7 111 cos31.6625977.437647gmkrhmm 0.150a 21.1156

29、4aagmhhmm 15.7511.56182032.2523.880028-1.13379016.12511.54081131.87523.978131-0.41022316.312511.53012431.687524.026797-0.04881516.4062511.52473631.5937524.0510330.13179416.35937511.52743431.64062524.0389230.04149816.33593811.52878031.66406224.032862-0.00365616.34765711.52810731.65234324.0358930.0189

30、2316.34179811.52844331.65820224.0343780.00763516.33886811.52861231.66113224.0336200.00199016.33740311.52869631.66259724.033241-0.000833 22 222111113.4798sinsin78rRmm 2223438=34.5547aahR 21.1500.057.4876gmfahkhmm 2223438226.8453ffhR式中： 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径；2r 在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距 mm；2R 大齿轮齿面宽中点处的齿工作高；gmh 大齿轮

31、齿顶高系数取 0.150；aK 大齿轮齿宽中点处的齿顶高；2ah 大齿轮齿宽中点处的齿跟高；2fh 大齿轮的节锥角；2 齿深系数取 3.7。K计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和：22261.4Saf。 10.021.061.22RTZ 22222sintan10560()cos301.4224tan22 30dDrrZ 0.070DRRSTT 刀盘名义半径,按表选取为 114.30mmdr 因为 小于零，所以采用双重收缩齿，故按双重收缩齿重新计算大论齿顶 RT 23角 和齿根角 计算大轮面锥角和根锥角2a2f22278.7536aa22273.7299ff计算径向顶隙0.150.05=1.165

32、64mmgmCh 计算大轮、小轮的节锥点到交错点的距离 、 和大轮节锥点到顶锥点交错点的距离 及大轮根锥点到交错点的距离 2sincossin0.05851sincossin=0.2756 22220.2640sincostanrEGmm 11110.2674sincostanrEGmm 2222222sincos0.6493sinaaaaaRhGGmm 2222222sincos0.7408sinfffffRhGGmm式中： 小轮轴截面与小轮轴水平面的夹角计算小轮顶锥角 及顶锥点到交错点的距离 2f2a1a1aG1122211(coscossinsin)2.6879sinaaffffaGEG

33、Cmm245.2134aaDk22256.209fDa 2aG2fG1G2G22222cos582.0791cosaaaQRGmm2sinsin/cos0.2815aaa2tan0.0550aaEQ21tan90arctan15.6441cosfaf 24 式中： 将小轮顶锥和大轮根锥当成一对节锥时，小轮轴截面与小轮轴水平面的 夹角 ； 将小轮顶锥和大轮根锥当成一对节锥时的偏移角； 大轮根锥点到大轮轴上的一点（这一点和大轮齿面宽中点的节点的2fQ连线与节锥线垂直）的距离。 计算小轮根锥角 及根锥点到交错点的距离 式中：将小轮根锥和大轮顶锥当成一对节锥时，小轮轴截面与小轮轴水平面f的 夹角； 将

34、小轮根锥和大轮顶锥当成一对节锥时的偏移角； 大轮顶锥点到大轮轴上的一点（这一点和大轮齿面宽中点的节点的连线2aQ 与节锥线垂直）的距离。 2.2.42.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算主减速器双曲面齿轮的强度计算确定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。格里森制双曲面齿轮的强度计算，通常有以下几种：（1）单位齿长上的圆周力：22222cos404.1882cosfffQRGmmf1122211(coscossinsin)6.2242sinffaaaafGEGCmm1f1fGa2tan0.0792ffEQ21tan90arcta

35、n10.8025cosafa2sinsin/cos0.2817ffff 25 p=P/F式中：P作用在齿轮上的圆周力（按发动机最大转矩 T 和最大附着力矩 G两种载荷工况计算） ，N；F从动轮的齿面宽，；按最大转矩 Temax（N）计算时： max112.1000192 5.866 1000984.46/ .b / 256.9262 40.1939/ 2egeTipN mmpd式中： i变速器传动比，常取一档，取 i=7.31； d主动齿轮节圆直径，； p=1945N/mm；（2）轮齿的弯曲强度校核： 主减速器大齿轮的弯曲强度校核 =minjjejTTT、3022222 10614.03jsm

36、wwvT k k kMPak b z m J式中：大齿轮计算转矩，Nm；jT 超载系数 ，=1；0k0k 尺寸系数，当端面模数 m1.6时 sk 445.530.6825.425.4smk km载荷分配系数，取 Km=1.15； 26 Kv质量系数，对驱动桥齿轮可取 Kv=1； 、m、分别为计算从动齿轮的齿面宽（） ，模数和齿数；2b2z J计算弯曲应力的综合系数，图 3-107汽车车桥设计 ，取 J= 0.26。 =700Mpaw 主减速器小齿轮的弯曲强度校核 05912.591013.645.833jjTTN mi 30121 12 10562.22jsmwwvTk k kMPak b z

37、 m J 小齿轮计算转矩，Nm； jT1b 主减速器减速比。0i 、m、分别为计算小齿轮的齿面宽（） ，模数和齿 1b1z 数； J计算弯曲应力的综合系数，图 3-107汽车车桥设计 ，取 J= 0.26。 =700Mpaw (3)轮齿的齿面接触强度计算： .主减速器大齿轮的弯曲强度校核 30222101441.34smfpjjjveT K K K KCMPadK b J 式中： 大齿轮的计算转矩。Nm；jT 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6/mm;pC21N 27 ，见上面的说明;0KvKmK 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sK情况下，可取 1.0;

38、表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等） ，fK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J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，选取=0.13。J 2800jMPa 主减速小齿轮的弯曲强度校核 30112 101898.38smfpjjjveTK K K KCMPadK b J 式中： 小齿轮的计算转矩，Nm；jT ，见上面说明pC0KvKmKsKfKJ 2800jMPa2.3 主减速器的材料及热处理主减速器

39、的材料及热处理 汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，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根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落） 、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：7.1.具有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，故齿面应有高的硬度；7.2.轮齿芯部应有适当的韧性以适合冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿折断；7.3.钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变型小或变型规律性容易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率； 287.4.选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如，为了节约镍、硌等我国

40、发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均采用渗碳合金钢制造。常用的钢号有 20CrMnTi，22CrNiMo，20MnVB 和 20Mn2TiB。用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度可高达 HRC58-HRC64，而芯部硬度较低，当端面模数 m8 时为 HRC29-HRC45，当端面模数 m8 时为 HRC32-HRC45。对于渗碳层深度有如下规定：当端面模数 m5 时，为 0.9-1.3mm；m5-8时，为 1.0-1.4mm；m8 时，为 1.2-1.6mm。对于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬

41、死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副（或仅大齿轮）在热处理及精加工（如磨齿或配对研磨）后均予厚度为 0.005-0.010-0.020mm 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%。对于润滑速度高的齿轮，为了提高其耐磨性可进行渗硫处理。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，也会防止胶合、咬死或擦伤等现象产生。2.4 主减速器轴承的计算主减速器轴承的计算2.4.12.4.1计算转矩和齿轮圆周力的确定计算转矩和齿轮圆周力的确定锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面

42、上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算:dT 29 133333123max1122331100100100100100TTTTReigigigiRgRdsffffTTfifififi式中：发动机最大转矩，在此取 300Nm；maxeT，变速器在各挡的

43、使用率，可参考汽车车桥设计表 3-41 1 if2ifiRf 选取；，变速器各挡的传动比；1gi2gigRi ，变速器在各挡时的发动机的利用率。1Tf2TfTRf经计算=144.64dsT齿宽中点处的圆周力： 2211cos7.66cosPPKN 式中： 、 分别为主动齿轮中点处的圆周力和从动锥齿轮处中点的圆周 1P2P 力； 分别为主动齿轮中点处和从动锥齿轮处中点处的螺旋角；12、 、分别为主动锥齿轮的当量转矩和中点处的节圆半径。dsT1r2.4.22.4.2双曲面齿轮所受的轴向力和径向力双曲面齿轮所受的轴向力和径向力11144.646.0224.0332dsTPKNr 30 主减速器轴承的

44、布置尺寸 （1）主动锥齿轮轴承载荷计算和选用 主动锥齿轮所受轴向力为：111111(tansinsincos)cos6.02(tan20sin11.53sin48cos11.53 )7.21cos48PAKN 主动锥齿轮所受径向力为： 111111(tancossinsin)1.87cosPRKN 主动锥齿轮轴承的选择 计算轴承 A 和 B 的径向力 初选 ， 65amm50bmm 22111110.652AP abR abAdRKNaaa 221111=4.63KN2BPbRbAdRaaa 计算轴承 A 和 B 的轴向力 17.210ABAAKNA 对于轴承 A，承受轴向载荷和径向载荷，所以

45、采用圆锥滚子轴承 32307 GB/T 297-946，额定动载荷计算系数99.0,rCKN0.31,X0.4,1.9eY。 由于/ R0.68eA 当量动载荷 计算轴承 A 的额定寿命 L: 68102.016 10trPf CLrf Q17.96QXRYAKN 31 式中: 为温度系数，在此取 1.0；tf 为载荷系数，在此取 1.2；pf 寿命指数，取 =。103 轴承的计算转速 n式中： 2.33221 / minamrVnrr 轮胎滚动半径；=0.368m;rrrr 汽车平均行驶速度，km/h；对于载荷汽车取为 35km/h。amV 在实际计算中，常以工作小时数表示轴承的额定寿命：

46、15203.660hLLhn 对于轴承 B，采用 30210 圆锥滚子轴承6 ，额定动载荷计算系数86.5,rCKN0.42,X0.4,1.5eY。 由于/ R0eA 当量动载荷 计算轴承 A 的额定寿命 L: 610101.242 10trPf CLrf Q式中: 、 、 见上文说明。tfpf 在实际计算中，常以工作小时数表示轴承的额定寿命： 59.3 1060hLLhn 式中：4.63QRKN 32 轴承的计算转速式中：n （2）从动锥齿轮轴承的计算和选用 从动锥齿轮所受轴向力为： 222222(tansinsincos)2.31cosPAKN 从动锥齿轮所受径向力为： 222222(ta

47、ncossinsin)9.19cosPRKN 计算轴承 A 和 B 的径向力 初选 ， 103cmm105dmm 2222224.992()cPdR dA dRKNcdcdcd 222222=4.93KN2()DPcR cA dRcdcdcd 计算轴承 C 和 D 的轴向力 22.310CDAAKNA 轴承 C 采用圆锥滚子轴承 30210 圆锥滚子轴承6，额定动载荷计 算73.2,rCKN系数0.42,X0.4,1.4eY。 由于/ R0.46eA 当量动载荷计算轴承 A 的额定寿命 L: 69103.238 10trPf CLrf Q5.23QXRYAKN 33 式中: 、 、 见上文说明

48、。tfpf在实际计算中，常以工作小时数表示轴承的额定寿命： 52.4 1060hLLhn轴承 D 采用圆锥滚子轴承 30210 圆锥滚子轴承6，额定动载荷计 算73.2,rCKN系数0.42,X0.4,1.4eY。 由于/ R0eA 当量动载荷 计算轴承 A 的额定寿命 L: 69107.123 10trPf CLrf Q 式中: 、 、 见上文说明。tfpf 在实际计算中，常以工作小时数表示轴承的额定寿命： 55.3 1060hLLhn4.93QRKN 34第三章第三章 差速器的设计差速器的设计 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

49、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

50、两输出轴有可能以不同的角速度转动。3.1 差速器结构形式的选择差速器结构形式的选择 汽车差速器结构形式主要分为以下几种： 1.对称锥齿轮式差速器； 2.滑块凸轮式差速器； 3.蜗轮式差速器； 4.牙嵌式自由轮差速器。 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，它具有结构简单、质量小等优点，故应用广泛。它又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。由于普通锥齿轮结构简单、工作平稳可靠，一直广泛用于一般使用条件下的汽车驱动桥。本次设计采用普通锥齿轮式差速器。3.2 普通锥齿轮差速器齿轮设计普通锥齿轮差速器齿轮设计3.2.13.2.1差速器齿轮主要参数选择差速器齿轮主要参数选择 （

51、1）行星齿轮数 n 行星齿轮数需根据载荷情况来选择，在承载不大的情况下 n 可取两个，反之应取 35n=4。本次设计取 n=4。 （2）行星齿轮球面半径bR 行星齿轮球面半径 反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定 347.01BBjRKTmm式中： 行星齿轮球面半径系数， 对于四个行星齿轮商用车 取较小值，取 ； 计算转矩， 。 。 。 行星齿轮节锥距 为 0(0.980.99)(46.069846.5399)BARmm 初选 （3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了是轮齿有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是要求行星齿轮的 应取少些，但 一般不少于 10

52、。半轴齿轮 在 1425 之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮比 的范围内。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两个半轴齿轮之和必须能被行星齿轮数整除。所以选取 22LRzz、=10， =18。 （4）行星齿轮和半轴齿轮节锥角、 及模数 m12 行星齿轮和半轴齿轮节锥角、 分别为12 11210arctanarctan29.0520zz219060.95 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m 0112sin4.49Ammmz 选取 bRBK2.53.0,BK jTN m2.6BK 0A1z1z2z21/ z1.5 2.0z2z046.25Amm4.5mmm1145dmzmm2281dm

53、zmm 36 （5）压力角 汽车差速齿轮大都采用压力角为 、齿高系数为 0.8 的齿形。 （6）行星齿轮轴直径 d 及支承长度 L 行星齿轮轴直径 d（mm）为 301020.431.1eTdmmnl 行星齿轮在轴上的支承长度 L 为 L 取 22mm1.122.33Ldmm式中： 差速器传递转矩,；0jTT n行星齿轮数目； 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm； 。 支承面的许用挤压应力，取为 69MPa。3.3 差速器齿轮的几何尺寸计算和强度计算差速器齿轮的几何尺寸计算和强度计算3.3.13.3.1差速器用直齿锥的几何步骤计算差速器用直齿锥的几何步骤计算 表中计算用的切向修正系数 见汽车

54、车桥设计图 4-7。0.048 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10，应尽量取最小值1z=101z2半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（3-4）2z=182z3模数m=4.5m4齿面宽b=(0.250.30)A ;b10m013.90mm5工作齿高mhg6 . 1=6.66gh22.50Tl20.5ld c 376全齿高051. 0788. 1mh7.497压力角22.58轴交角=909节圆直径； 11mzd 22mzd 145.77d 283.21d 10节锥角，211arctanzz1290=28.81=61.191211节锥距22110sin2

55、sin2ddA=47.5mm0A12周节=3.1416tm=13.11mmt13齿顶高;21agahhhmzzha212237. 043. 0=4.21mm1ah=2.45mm2ah14齿根高=1.788-;=1.788-1fhm1ah2fhm2ah=3.836;1fh=5.5962fh15径向间隙=-=0.188+0.051chghm=0.897c16齿根角=01arctanAhf;022arctanAhf1=4.62; =6.721217面锥角；211o221o=33.43=67.911o2o18根锥角；111R222R=24.19=54.471R2R19外圆直径；1111cos2aohd

56、d22202cos2ahdd20节圆顶点至齿轮外缘距离20111sin2adh10222sin2adh0138.470220.3521理论弧齿厚 21sts=7.08 1s0283.36d0152.42d 38212tan2aatshhm=6.03 2s22齿侧间隙B=0.250B23弦齿厚3262iiiisBSsd=6.931S=5.902S24弦齿高2cos4iiiaiishhd=4.451h=2.502h3.3.23.3.2差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的强度计算与校核与校核 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

57、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。轮齿弯曲强度为w 302222 102 1000 886.89 1.0 0.63 1.10933.141.0 13.90 18 4.50.26smwvTK K KMPaK bz m J 980wwMPa 式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩,在此T Nm；0.6886.89jTTn 差速器的行星齿轮数；n 半轴齿轮齿数；2z 、见上文双曲面齿轮校核的明；0KvKsKmK 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由汽车车桥设计 J图 4-10 可知 =0.26.J 39

58、 第四章第四章 驱动半轴的设计驱动半轴的设计4.1 半轴结构形式的选择半轴结构形式的选择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。其具体结构如下：1.半浮式半轴图 4.1 半浮式半轴如图 4.1 所示，半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车

59、轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的乘用车。 2.3/4 浮式半轴 40图 4.2 3/4浮式半轴如图 4.2 所示，3/4 浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即 3/4 浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚

60、度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。 3.全浮式半轴 图 4.3 全浮式半轴如图 4.3 所示，全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在