毕业设计驱动桥设计计算说明书

1绪论1.1课题背景及目的随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。驱动桥和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织专业化目标前进。应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的驱动桥以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变形汽车上。本设计要求根据CS1028皮卡车在一定的程度上既有轿车的舒适性又有货车的载货性能，使车辆既可载人又可载货，行驶范围广的特点，要求驱动桥在保证日常使用基本要求的同时极力强调其对恶劣路况的适应力。驱动桥是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输和分配动力所设计的。通过本课题设计，使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的，系统的回顾和总结，提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。1.2研究现状和发展趋势随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向发展以及路面条件的改善，近年来主减速比有减小的趋势，以满足高速行驶的要求。[1]为减小驱动轮的外廓尺寸,目前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮。实践和理论分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下，主减速器的结构就比较紧凑。止匕外，它还具有运转平稳、噪声较小等优点。因而在汽车上曾获得广泛的使用。近年来，准双曲面齿轮在广泛使用到轿车的基础上，愈来愈多的在中型、重型货车上得到采用。⑶在现代汽车发展中，对主减速器的要求除了扭矩传输能力、机械效率和重量指标外，它的噪声性能已成为关键性的指标。噪声源主要来自主、被动齿轮。噪声的强弱基本上取决于齿轮的加工方法。区别于常规的加工方法，采用磨齿工艺，采用适当的磨削方法可以消除在热处理中产生的变形。因此，和常规加工方法相比，磨齿工艺可获得很高的精度和很好的重复性。[4]

汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的，它既可以得到大的主减速比又可得到所谓多档高速，以提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经济性。课题研究方法.到实验室了解驱动桥的构成。.通过上网，查阅书籍等途径来熟悉它的工作原理。.不懂的问题请教老师，和同组同学商量。论文构成及研究内容论文构成：摘要、正文、英文翻译、设计图纸研究内容：国内外CS1028皮卡车驱动桥的研究资料论述、驱动桥结构方案选择、主减速器设计计算、差速器设计计算、半轴设计计算、驱动桥壳的选择2驱动桥设计概述驱动桥是汽车传动系的主要组成部分。汽车的驱动桥处于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢的铅垂力、纵向力和横向力。它要保证当变速器处于最高挡时，在良好的路面上有足够的牵引力以克服行驶阻力和获得汽车最大的速度，这主要取决于驱动桥的传动比。虽然在汽车的整体设计时，从整车性能出发决定驱动桥的传动比，但是用什么形式的驱动桥、什么结构的主减速器和差速器等在驱动桥设计中要具体考虑。决大多数的发动机在汽车上是纵置的，为了使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩的方向，同时根据车辆的具体要求解决左右扭矩的分配。整体式驱动桥一方面需要承担汽车的载荷；另一方面车轮上的作用力以及传递扭矩所产生的作用力矩都要由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的强度和刚度，以保证机件的可靠工作。驱动桥还必须满足通过性和平顺性的要求。⑹。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和桥壳等组成。它们应具有足够的强度和寿命、良好的工艺、合适的材料和热处理等。对零件应进行良好的润滑并减少系统的振动和噪音等［1］。驱动桥的结构型式虽然可以各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的，其基本要求可以归纳为［1］：1）所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2）差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断（无脉动）地传递给左、右驱动车轮。3）当左右驱动车轮和地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力。4）能承受和传递路面和车架式车厢的铅垂力、纵向力和横向力以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。5）驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性。

6）轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布并和所要求的驱动桥离地间隙相适应。7）齿轮和其他传动机件工作平稳，无噪声。8）驱动桥总成及零部件的设计应能满足零件的标准化，部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。9）在各种载荷及转速工况下有高的传动效率。10）结构简单，维修方便，机件工艺性好，容易制造。表2-1汽车的主要技术参数总质量2305发动机的位置前置横列轴距2700车长/宽/高4820/1870/1835变速器型式手动五挡变速器轮胎尺寸235/75R15发动机额定功率/转速78/4600最大扭矩/转速190/3200最大爬坡度>30%最小离地间隙200接近角290离去角27.50传动轴开式，两节，中间支撑最高车速120轴荷分配满载前900后1405空载前845后780变速器速比一挡二挡三挡四档五挡倒挡3.92.771.971.413.9驱动桥的结构方案在选择驱动桥总成的结构型式时，应当从所设计汽车的类型及使用、生产条件出发，并和所设计汽车的其他部件，尤其是悬架的结构型式和特性相适应，以共同保证整个汽车预期使用性能的实现。驱动桥的总成的结构型式，按其总体布置来说有三种：普通的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥合和断开式驱动桥⑸。驱动桥的结构形式和驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式（或称为整体式），即驱动桥是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则和车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向传动机构。为了防止运

动干涉，应采用花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。非断开式驱动桥的桥壳是一跟支承在左右驱动车论上的刚性空心梁，而主减速器、差速器及半轴等传动机件都装在其中。这时，整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都是属于汽车的非悬挂质量，使汽车的非悬挂质量较大，这是普通非断开式驱动桥的一个缺点。整个驱动桥通过弹性悬架和车架连接。非断开式驱动桥的整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都是属于汽车的非悬挂质量。因此，在汽车的平顺性、操纵稳定性和通过性等方面不如断开式驱动桥。但是断开式驱动桥结构简单、制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易，因而广泛用在各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分轿车上。1—主减速器2—套筒3—差速器4、7—半轴5—调整螺母6一调整垫片8—桥壳图2.1非断开式驱动桥非断开式驱动桥结构简单，工作可靠，成本较低，但非悬挂质量大，广泛使用各种商用车和部分乘用车上，CS1028皮卡车是商用车，考虑经济性，在非断开式驱动桥能满足其性能的情况下，选择非断开式驱动桥。现代驱动桥主要由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。其结构图如2.1所示：主减速器设计

主减速器的结构形式的选择主减速器的减速形式单级主减速器：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i0<7.6的各种中、小型汽车上。根据CS1028皮卡车的载荷小，主传动比〈7.6的特点，采用单级主减速器优势突出。主减速器的齿轮类型在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。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，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。其增大的程度和偏移距的大小有关。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，双曲面齿轮和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i胫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。[1]CS1028皮卡车的传动比在4.5左右，且对离地间隙有较高的要求，鉴于上述双曲面齿轮具有的特点，选择双曲面齿轮的主减速器。这种主减速器由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，零件结构如图2.2所示.

1—螺母；2—后桥凸缘；3—油封；4—前轴承;5—主动锥齿轮调整垫片；6—隔套；7—垫片；8—位置调整垫片；9—后轴承;10—主动锥齿轮图2.2主动锥齿轮及调整装置零件图主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有悬臂式、骑马式两种。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，成本提高。轿车和装载质量小于2t的货车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。［5］在这里采用悬臂式结构合理。主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。主减速器的基本参数选择和设计计算主减速齿轮计算载荷的确定参考文献［1］，按以下三种工况进行从动齿轮的转矩计算（1）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（Tje、Tjh）的较小者，作为载货汽车和越野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，即：TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"T=Tiiikn/n=3034.395Nm （2-1）je emax1f.0d\o"CurrentDocument"G•m'Q-r / 、\o"CurrentDocument"T=一_上一=64612.5571N-m （2-2）jhn•imm式中:

Temax——发动机量大转矩，N-m；190N・mi1——变速器最低档传动比弓=3.9i0——主减速比如4.55n——上述传动部分的效率，取n=0.9Tm'——负荷转移系数1.32Kd一超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取Kd=1;n——该车的驱动桥数目；该车采用发动机后置后驱n为1G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量；13769N中——轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取①=0.85;对越野汽车取①=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取①=1.25；货车为一般公路用车取①=0.85；此车中取1rr 车轮的滚动半径，m；0.37mn，im——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速m比(例如轮边减速器等)。该车无轮边减速器，故n=97%,i=1;m m故Tc=3034.395N-m(2)上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm(N・m)为：T=8JG)r(f+f+f)[5] (2-3)jmi-n•nRHPLBLB=710.38N-m式中：Ga——汽车满载总重，N；22589NGt一所牵引的挂车满载总重，N,但仅用于牵引车；fR——道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR=0.010〜0.015；载货汽车取0.015〜0.020；越野汽车取0.020〜0.035；该车取0.010

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0.05〜0.09；长途公共汽车取0.06〜0.10,越野汽车取0.09〜0.30。该车取0.08;fp一汽车或汽车列车的性能系数：f=0.01-[16—0.195-(G+G)/T]=0.01[16—0.195x22589/195]=-6.6P aT emax由于fp计算为负，取0值。则fp=0注意：当计算主减速器主动齿轮时，应将各式分别除以该齿轮的减速比及传动效率。(3)主动锥齿轮的转矩计算[5]Tz=TC/i0nT=3034.395/0.95x4.55=702N-m (2-4)Tz5=Tjm/i0nT=710.74/0.95x4.55=164.43N・m (2-5)式中：TcTjm——计算转矩，N•m。按最低档传动比时Tc=3034.395N•m,按从动齿轮的平均计算转矩Tjm=710.74N-mi0——主减速比4.55；n——上述传动部分的效率，取n=95%；T T主减速器齿轮基本参数的选择(1)齿数的选择对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i0>6时，z1的最小值可取为5,但为了啮合平稳及提高疲劳强度，Z1最好大于5。当i0较小(如i0=3.5〜5)时，引可取为7〜12,但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。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，其齿数之和对于载货汽车应不少于40,对于轿车应不少于50。本车的主减速比为4.55,主减速比较小，参考文献[5]表3-10、3-13后选用Z1=10,Z2=44;实际主减速比为4.4;Z1+Z2=54>50符合要求。(2)节圆直径的选择可根据文献[1]推荐的从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出：d=K•3T=205.57mm (2-6)2 d2A'c式中:

d2——从动锥齿轮的节圆直径，mm；Kd2——直径系数，Kd2=13.0〜15.3;Tc——计算转矩，N-m;3034.395N.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189.65mm〜223.20mm.参考文献［5］中推荐当以I挡传递T 时，节圆直径d应大于或等于以下两式算得数值中emax较小值:d>0.346.T―FT=200mm2 vemaxg10d>0.346J0.85Gr=287mm2 1 2r即在本设计中需使d>200mm2当以直接传递T时，d则需满足以下条件emaxd>0.574Tf=169mm2 emax0最后根据上两式中所选得的d值中的较大者，即可取d=206mm2 2(3)齿轮端面模数的选择d2选定后，可按式m=d2/z2算出从动锥齿轮大端端面模数为4.68,并用下式校核:m=K-3,TC (2-7)m式中：Tc——计算转矩，N-m；3034.395N.mKm——模数系数，取Km=0.3-0.4。由(2-7)可得模数的取值范围为4.34〜5.79故模数取4.68合适。(4)齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽B(mm)推荐为［1。］：B=0.155d2 (2-8)=0.155x206=31.93mm式中：d2 从动齿轮节圆直径，206mm。并且B要小于10m即46.818mm。考虑到齿轮强度要求取34mm。

小锥齿轮的齿面宽一般要比大锥齿轮的大10%,故取38mm。(5)双曲面齿轮的偏移距E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%)。传动比愈大则正也应愈大，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d2的20%〜30%。但当E大干d2的20%时，应检查是否存在根切⑶。该车属轻负荷传动，故取E为41mm。(6)双曲面齿轮的偏移方向和螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的螺旋方向它是这样规定的，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。双曲面齿轮的偏移方向和其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时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。[1]该车取下偏移主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。(7)齿轮法向压力角的选择格里森制规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用14°30‘，或16°的法向压力角；载货汽车和重型汽车则应分别选用20°、22°30'的法向压力角。对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用22°30’的平均压力角，轿车选用19°的平均压力角。当zl>8时，其平均压力角均选用21°15‘。[1]该轿车取齿轮法向压力角为19°2.3.3双曲面齿轮的几何尺寸计算表2-2圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表[5] mm

序号名称计算说明结果1小齿轮齿数Z1102大齿轮齿数Z2443笫一项计算值，第项计算值Z1/Z20.2272727274大齿轮齿面宽B345小齿轮轴线偏移距E416大齿轮分度圆直径d22067刀盘名义半径rd79.3758小齿轮螺旋角的预选值P，153。9£'正切值2TgP；1.32704510初选大轮分锥交余切值Ctgr=1.2(3)2i0.27272611r的正弦值2isinr2i0.9620912大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径R=⑹-(4)(11)m2— 2.086.644513大、小轮螺旋角的正弦值. ，(5)(11)sins=—--i(12)0.45526141的余弦值icoss'i0.89035915初定小轮扩大系数(14)+(9)(13)1.494516小轮中点分度圆半径换算值(3)(12)19.6919317小齿轮在齿而宽中点处的分度圆半径R=(15)(16)m129.4296轮齿收缩系数tr；当Z1〈12时，Tr=0.02T=0.02(1)+1.06R或者T=1.30R

18(1)+1.06；当Z1>12时，Tr=1.301.2619近似计算公法线kk在大轮轴线上的投影色+(17)(10)347.1264120大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切Tgn=包(19)第一次计算值第二次计算值第三次计算值0.1181130.1299320.14920321n角余弦值JL0+(20)1.0069571.0084121.01017822n正弦值. (20)sinn=-一1(21)0.1173500.1288980.14775423大轮轴线在小轮回转平面内偏置角n6.7391657.4059578.49679924初算大轮回转平面内偏置角正弦sin「⑸一(17)(22)2 (12)0.4335550.4296290.42321925£角正切2吆£20.4811250.4757770.46711526初算小轮分锥角正切,V(22)tgy=—1(25)0.2456040.2709230.31631227Y角余弦1cosy10.9711390.9652040.9534428第一次校正螺旋角差值£'如的正弦2.,(24)sin£'=1一°2(27)0.446440.4451170.44388629£'角余弦2cos£’20.8948140.8954720.89608330第一次校正螺旋角正切(15)-(29)1 (28)1.3460261.3485491.35091231扩大系数的修正量(2816)-(29)-0.008474-0.009572-0.01059432大轮扩大系数的修正量的换算值(3)(31)-0.001926-0.002175-0.00240833校正后大轮偏置角的正弦值sin£=(24)-(22).)10.4337810.4299090.423575

348正切1tg810.4814340.4761580.46759335校正后小轮偏置角的正弦值tgY=(22)/(34)10.2437510.2707060.31598836小齿轮节锥角Y113.69876915.1472917.53593637Y角的余弦1cosY10.9715540.9652570.95352838第二次校正螺旋角差值8'的正弦1sin8'=(33)/(37)10.4464820.4453830.444219398'18'126.51817126,44784226.373364408'的余弦1cos8'10.8947930.8953430.89591841第二次校正螺旋角差值P的正弦1to=(15)+(31)-(40)g1" (38)1.3269671.3265481.32642242小齿轮中点螺旋角P，应和（8）项的预1选值非常接近o152.99839152.98968852.98707843P的余弦1cosP10.6018370.6019690.60199544确定大轮螺旋角P=(42)-(39)226,4802226.54184626.61371445P的余弦2cosP20.8950880.8946010.89404746P的正切2tgP20.4981510.4994940.50106247大轮分锥角的余切CtgY=(22)/(33)20.2705280.2998290.34882648大齿轮节锥角Y274,86223273.30974570.769949Y的正弦2sinY20.9653010.9578710.94420350Y的余弦2cosY20.2611410.287980.32936351(17)+(12)(32)(37)30.12768730.32512630.654369

52(12)(50)331.617785301.530651262.92874453两背锥之和(51)+(52)361.745472331.855778293.5831354大轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影(12)(45)(49)80.30005780.81889981.99886755小轮锥距在螺旋线中点切线方向上投影(43)(51)/(35)74.3872167.42427358.40024656极限齿形角正切负值_ta=(41)(55)-(46)(54)go1 (53)0.162290.1477840.12390657极限齿形角负值-ao19.2181868.4065527.06331858a的余弦o1cosao10.9870850.9892560.99241159(41)(56)(51)0.0071480.0064650.00536160(46)(56)(52)0.0002440.000240.00023661(54)(55)5973.2972035453.2009664788.75400562(54)-(55)(61)0.000990.0024670.00492863(59)+(60)+(62)0.0083820.0091770.01052564(41)-(46)(63)98.88045890.1224878.41900265齿线曲率半径，(64)r= d(58)100.17420891.10127279.01867566比较值(7)/(65)0.792370.8712831.00450967(3)(50);1.0-(3)0.074855；0.77272868(35))-(17)(35)；(35)78.380933；0.301303

69(37)+(40)(67)左1.02059270R圆心至轴线交叉点的距离Z=(49)(51)m28.94394771大齿轮节锥顶点至小齿轮轴线的距离；“+”表示节锥顶点越过了小齿轮的轴线，“-”边式节锥顶点在大齿轮轮体和小齿轮轴线之间Z=(12)(47)-(70)1.26403672在节平面内大齿轮面宽中点锥距A="m(49)91.71650673大齿轮节锥距A=0.5(6)o(49)109.08671174(73)-(72)17.37020575h:大齿轮在齿面宽gm度中点处的工作齿高；k：齿高系数，k(12)(45)h= gm (2)7.03850776(12)(46)(7)0.50666477段-(76)(45)0.54943678轮齿两侧压力角的总和，此值为平均压力角的两倍ai38o79sinai0.615661

80平均压力角a_(78)—i-2 2.019o81acos一20.94551982atg号0.34432883(77)(82)1.59567684双重收缩齿齿根角总和（’）£b_10560(83)d (2)382.9622485大齿轮齿顶高系数Ka0.17086K=1.150-(85)B0.9887大齿轮齿面宽中点处的齿顶高h'=(75)(85)m21.1965488大齿轮齿面宽中点处的齿根高h"=(75)(85)+0.5m26.94773789大齿轮齿顶角e21.08506，90sine20.01893791大齿轮齿根角52317.85865992sin520.0923393大齿轮的齿顶高hh=(87)+(74)(90)21.52548994大齿轮的齿根高hh=(88)+(74)(92)28.55152895C：径向间隙C=0.150(75)+0.051.10577696大齿轮齿全高H=(93)+(94)10.07701497大齿轮齿工作高h=(96)-(95)g8.97123898大齿轮的圆锥角Y=(48)+(91)o271.85496o99sinYo20.950271

100cosyo20.311424101大齿轮的根锥角y=(48)-(91)R65.472256102sinyR20.90976103cosyR20.415134104ctgyR20.456311105大齿轮外圆直径(93)(50d—cu+⑹o2 0.5207.004877106大轮大端分度圆中线至轴线交叉点的距离(70)+(74)(50)34.66505107大齿轮外缘至小齿轮轴线的距离X=(106)-(93)(99)o233,224682108大圆顶圆齿顶高和分度圆处齿高之差(72)(90)-(87)(99)0.568564109大端分度圆处和齿根处高度差(72)(90)-(88)(102)1.671263110大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离Z=(71)-(108)o0.695472111大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线的距离Z=(71)+(109)R2.935299112(12)+(70)(104)99.806441113修正后小轮轴线在大轮回转平面内偏置角正弦. (5)sine= (12)0.410795114cose0.911728115tge0.450568116siny:(103)(114)o10.378489117小齿轮的面锥角yo122,240137o

118cosYo10.925606119tgYo10.40891120(102)(111)+(95)(103)9.096325121小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离(5)(113)-(120)G= o (114)8.496251122(38)(67)tg儿二 左(69)0.032581123卜；cos入'1.8661；0.99947124A九'=(39)-(123)；左cos故25.507264；0.9099091250=14.704201；0.996631126()/()右 右±()右 右0.01613；-0.618736127()/()右 右1.098429128()+()()左 右78.741456129(118)/(125)右0.928735130(74)(127)19.079937131小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离々二(128)-(130)(129)+(75)(126)96.575192132(4)(127)-(130)18.266649133小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线距离々二(128)-(132)(129)+(75)(126)57.421602134(121)+(131)105.071443135小齿轮外圆直径7 (119)(134)d二 o1 0.585.929528

136(70)(100)(12)(99)96.084546137在大轮回转平面内偏置角正弦. (5)sm8= 0(136)0.426708138在大轮回转平面内偏置角8025.258793139cos800.90439140(99)(110)+(95)(100)5.672854141小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离(5)(137)-(140)G二 R (139)-0.528341142siny=(100)(139)R10.281649143小齿轮根锥角yR116.358632144cosyR10.959518145tgyR10.293532146最小齿侧间隙允许值Bmin0.12147最大齿侧间隙允许值Bmax0.18148(90)+(92)0.111267149(96)-(4)(148)150在节平面内大齿轮内锥距A=(73)-(4)173.039455说明：表2-2中的第65项求得的齿线曲率半径r'和第7项选顶的刀盘半径r之差不应超过r的1%,否则要重新d d d试算第20项至第65项。2.3.4主减速器双曲面齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力（2-9）

式中:p 单位齿长上的圆角力，N/mm；P——作用在齿轮上的圆周力，^按发动机最大转矩Teamx和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；F 从动齿轮的齿面宽，mm。按发动机最大转矩计算时：T・i•kiinx103p=^max-g g-f (2-10)n.(d/2)-F1第一挡：T・i•kiinx103p=emaxs_— =863.805MPa<893MPan.(d/2)-Fi直接档：T・i•kiinx103p=emaxg~匕 =221.4859MPa<321MPan.(d/2)-F1式中：Temax——发动机最大转矩，N・m；ig——变速器传动比，常取1档及直接档进行计算；1档为3.9；直接档为1d1 主动齿轮节圆直径，46.818mm。F——从动齿轮的齿面宽，34mmn——该车的驱动桥数目；该客车采用发动机后置后驱n为1i——分动器的转动比；f按驱动轮打滑的转矩计算：(2-11)2Gm4r,八2Tx103p=2~2——r-X103=ce (2-11)TOC\o"1-5"\h\zDbin Db22mm 22式中：T=3034.395;d=206;b=34ce 2 2贝UP=866.4749MPa〈893MPa许用单位齿长上的圆周力如下表2-2表2-3许用单位齿长上的圆周力[1]

按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档轿车8935363218930.85货车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.65目前，由于技术的进步，可在上述许用值的基础上增加10%—25%,从上可知设计的齿轮符合要求。2.3.4.2轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮和双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力。(N/mm2)为：w2•T•K•K•K ,…、O= c 0 s m-X103 (2-12)wK・F.M・D・Jv S按("、Tjh)较小值校核主动齿轮的弯曲强度：2•T•K•K•KO=——c__0__s__mX103=415.984MPa<b」=780MPawK•F•M•D•Jv S从动齿轮的弯曲强度校核：2•T•K•K•Ko= c 0 s mx103=441.095MPa<InJ=700MPawK•F•M•D•Jv S式中：Tj——齿轮的计算转矩，N・m,对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；K0——超载系数；取1Ks——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，和齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m>1.6mm时，Ks=4m/25.4=0.6552；Km一载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km=1.00〜1.10；当一个齿轮用骑马式支承时，Km=1.10~1.25。支承刚度大时取小值；Km取1.1Kv—质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv=1；

F—-计算齿轮的齿面宽，mm；Z一计算齿轮的齿数；m 端面模数，mm；J—-计算弯曲应力用的综合系数2.3.4.3轮齿的接触强度计算圆锥齿轮和双曲面齿轮齿面的计算接触应力。（MPa）为:j（2-13）C2TKKKKX103（2-13）O=p।1max0smf-jd\ KFJTOC\o"1-5"\h\z1 V接"QTjh）较小值校核轮齿的接触强度：C：2TcKKKKx103C= p। 0smf -jd\KFJ1 V二2105.6256MPa<C]=2800MPa式中：Tz、Tc——分别为主动齿轮的工作转矩和最大转矩，N・m；Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2/mm；d1 主动齿轮节圆直径，46.818mm；Kf—表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取Kf=1；F一齿面宽，34mm,取齿轮副中的较小值（一般为从动齿轮齿面宽）；J一一计算接触应力的综合系数，见参考文献［3］图3——128,取0.2615主、从动齿轮的接触应力是相同的。当按日常行驶转矩计算时，许用接触应力为1750MPa；当按计算转矩计算时，许用接触应力为2800MPa。计算时应将上述计算转矩换算到主动齿轮上。2.3.5主减速器锥齿轮轴承的载荷计算锥齿轮齿面上的作用力2T齿宽中点处的圆周力：F=一 （2-14）dm式中：T一作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩见下式［5］：

T=TJ-f(iL)3+f(iL)3+f(iL)3+...+f(iL)3|卜dzemax［100］'，1g1100乙2'g2100，乙3'g3100，JIR^gR100，JJ其中：T -发动机最大转矩emaxf,f,f...f-变速器在各挡的使用率，参考文献［5］的表3-14选取i1i2i3 iRi,i,i...i-变速器各挡的传动比g1g2g3gRf,f,f...f-变速器在各挡时发动机转矩利用率，参考文献［5］的表3-41选取11 12 13tRT其中f=—，T为变速器处于第i档时的发动机转矩TiT eiemax所以主动锥齿轮的当量转矩方=T=171.03741dzd-该齿轮齿面宽中点的分度圆直径md=d一bsiny (2-15)m2 2 2 2=206-34xsin74.210=173.283mm主动齿轮有：d=d4cos£ （2-16）m1 m2zcosp2 1=173.8971x（10/14）x（cos26.610/cos52.990）=58.54F1=5897N对于从动齿轮有：F=勺*COsP2 （2-17）2cosp1=8766N式（2-15）—（2-17）中：b--从动齿轮齿面宽2y--从动齿轮节锥角2p,p--分别为主、从动齿轮的螺旋角2Z,Z--分别为主、从动齿轮的齿数1 2锥齿轮的轴向力和径向力（1）轴向力

主动齿轮：F=——1—(tanasiny+sin0cosy) (2-18)azcosP二8517NF .c ,一.从动齿轮：F=——2—(tanasiny-sin0cosy) (2-19)accosP二1248N(2)径向力F 「. 主动齿轮：F=——i--(tanacosy-sin0siny) (2-20)RZcosP=161.2926NF从动齿轮：F=——2--(tanacosy+sinPsiny) (2-21)Rccos0二5397N上述的4式中，a,为锥齿轮的法向压力角；0为螺旋角：y为节锥角当锥齿轮齿面所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。主动锥齿轮轴的材料选用40Cr钢，调质处理。［11］由文献［13］查表7-1得材料的强度极限o=700MPa；查表7-12得口］=65MPaB 1b可以推出轴所满足条件的最小直径：d>c3：屋 (2-22)minnn=25.69mm其中c由文献［13］的表7-11中取得c=100；P；n分别为发动机的额定功率和转速，T其值由表2-1中可得。即取d=30mmmin由装配关系可以得出最小直径的位置是安装导向轴承的所以确定导向轴承的型号为31306的圆锥滚子轴承。再根据小齿轮轴和差速器的设计，小齿轮轴的轴承选用的圆锥滚子轴承的型号为32007,差速器轴承选用的圆锥滚子轴承型号为32216［11］。锥齿轮轴承的载荷较远处轴承的载荷：

1. :————:—— 径向力：R= (F)2+(Fb—0.5Fd)2[5] (2-23)Aa 1B RZ aZ1m二4776N轴向力：Aa=F=8517Naz较近处轴承的载荷径向力：R=1J(Fc)2+(Fc+0.5Fd)2[5] (2-24)Ba' 1 RZ aZ1m二9503.52N轴向力：AB=0式(2-23)-(2-24)中：a=73mm;b=42mm;c=115mm则较远处轴承的当量载荷Q1=XR+以其中对于单列圆锥滚子轴承，当A〈e时，X=1；Y=0当A〉e时，X=0.4；Y值及判断参数e参考轴承手册或产品样本R此设计中A=8517〉e=1.5tana=0.83时，X=0.4；Y=0.54R4776所以Q=6509.58N此时对于31306型轴承，由文献[13]可查的它的额定动载荷c=52.5KN，则轴承的寿命L=处(fc)£=13172h (2-25)h60nfQp式中：f--温度系数，取值按文献[5]表3-42取出tf--载荷系数，对于车辆，可取f=1.2-1.8，此设计取1.5p p£--寿命指数，滚子轴承取10/3n一轴承的计算转速：n=26竺mrr=2.66x50/0.3581=359.46r/minr--轮胎的滚动半径rv--汽车的平均行驶速度，km/h；对于轿车取为50-55km/h；对于载货汽车和am公共汽车可取为30-35km/h

同理较近处轴承选用32007型，它的当量载荷Q2=RA=4776N,额定动载荷c=43.2KN此时此轴承的寿命£=19505hh由参考文献[5]可知轴承的额定寿命L=强 （2-26）hVam式中：s一汽车的大修里程，km.小排量乘用车及客、货车的大修里程一般万km以上，大修寿命较低；排量较大的乘用车，总质量较大的货车、客车大修里程一般在30万km以上，大修寿命较长；总质量大的货车在使用质量良好的柴油机时，大修寿命可达到（50-80）万km。根据车型此设计选用30万km[i]所以L=6000hh从上可知设计的齿轮符合要求。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，和传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、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板弯曲折断、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：[1]（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，故齿表面应有高的硬度；（2）轮齿芯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、切削和热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率；（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、铬等我国发展了以锰、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和双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，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HRC58〜64,而芯部硬度较低，当端面模数m>8时为HRC29〜45，当m<8时为HRC32〜45。对于渗碳层深度有如下的规定：当端面模数m<5时，为0.9〜1.3mm；m>5〜8时，

为1.0〜1.4mm；m>8时，为1.2〜1.6mm。所以此设计中的渗碳层深度为1.0mm由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮和双曲面齿轮副（或仅大齿轮）在热处理及精加工（如磨齿或配对研磨）后均予以厚度为0.005〜0.010〜0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不使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，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。主减速器的润滑主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润堵不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥浪子的小端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油能流进差速器，有的采用专门的导油匙。为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的谓油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。加油孔应设置在加油方便之处，抽孔位置也决定了油面位置低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。[1]2.4差速器设计和计算根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它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，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会使轮胎过早磨损、无益地消耗功率和

燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮和路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学要求。⑵差速器类型的选择1—轴承；2—调整螺母；3,7—差速器壳；4—半轴齿轮垫片；5—半轴齿轮；6一行星齿轮；8—轴架；9—长轴；10—行星齿轮止推片；11—短轴图2.3差速器零件图本设计采用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器。此种差速器由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上.有些越野汽车也采用了这种结构.普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮（少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮），行星齿轮轴（不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构），半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。如上图2.3所示。差速器齿轮的基本参数选择（1）行星齿轮数目的选择[1]轿车常用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。此设计采用2个行星齿轮.

(2)行星齿轮球面半径RB(mm)的确定[1]圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代替了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定：R=K3m (2-27)BB、d式中：KB——行星齿轮球面半径系数，KB=2.52〜2.99,对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以及越野汽车、矿用汽车取最大值；取KB=2.9md 计算转矩，N・m。按上式可以计算出行星齿轮球面半径RB为41.984mmRB确定后，即可根据下式预选其节锥距：A0=(0.98〜0.99)RB (2-28)此设计选用较大值41.56mm(3)行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择[1]为了得到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，但一般不应少于10。此设计行星齿轮的齿数选z1择10半轴齿轮的齿数采用14〜25。半轴齿轮和行星齿轮的齿数比多在1.5〜2范围内。考虑到在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数z2L、z2R之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装。半轴齿轮的齿数选z?用18(4)差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定[1]TOC\o"1-5"\h\z先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角Y、Y：1 2y=arctan(z/z)=arctan(10/18)=29.05。 (2-29)\o"CurrentDocument"1 12y=arctan(z/z)=arctan(18/10)=60.950 (2-30)\o"CurrentDocument"2 21式中：z1>z2——行星齿轮和半轴齿轮齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：

(2-31)2A . 2A .(2-31)m=——osmy=——osinyz1z21 2=2x41.46xsin29.05。/10=4.04算出模数后，节圆直径d即可由下式求得：d=mz (2-32)行星齿轮节圆直径d=mz=10x4.03=40.4mm半轴齿轮节圆直径d=mz=18x4.03=72.72mm齿面宽的选择双曲面齿轮的轮齿面宽b2(mm)推荐为：[10]bz=(0.250〜0.300)A0=(0.250〜0.300)x4口6=10.39〜12.468mm式中：d一齿轮节圆直径，mm。并且F要小于10m即40mm。考虑到齿轮强度要求取12mm。(5)压力角过去汽车差速器齿轮都选用20°压力角，这时齿高系数为1,而最少齿数是13。目前汽车差速器齿轮大都选用22°30',的压力角，齿高系数为0.8,最少齿数可减至10,并且在小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮和半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20°的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。[1]此设计差速器齿轮大采用22°30'的压力角，齿高系数取0.8(6)行星齿轮安装孔直径。及其深度L的确定[1](2-33)..Tx103(2-33)9=. 0 ■[a卜n・rx1.1Ccd=22.0323mm式中：T0——差速器传递的转矩，3034.395N・m；n——行星齿轮数；2

rd——为行星齿轮支承面中点到锥顶的距高，mm；r氏0.4d；d d 29]——支承面的许用挤压应力，取为98MPa。c行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取L=1.吗=1.1x22.2857=24.2355mm2.4.3差速器齿轮的几何参数的计算表2-4差速器齿轮的几何参数的计算[5]序号项目计算公式结果1行星齿轮齿数z1>10,应尽量取小值102半轴齿轮齿数z2=14~25,且需满足式（4-14）183模数m4.0364齿面宽F二(0.25~0.30)A0;F<10m125齿工作高hg=1.6m6.45766齿全高h=1.788m+0.0517.25117压力角一般汽车:a=22。30'；某些重型汽车：a=25o22.58轴交角E=90o90o9节圆直径d1=mz1;d2=mz240.26；72.487210节锥角z 'z丫=arctan-；y=arctantz 2 z2; 1或y=90o-y129.0546。o；60.9454o11节锥距d dA 1——= 2—o=2siny2siny1 241.459512周节t=3.1416m12.650913齿顶高h=h一h;h=1 g 2 2.八0.3700.430+ ［曰2l_ 1z1VJm4.2516；2.1914

14齿根高h=1.788m—1;h=1.788m—h'1 1 2 22.9485；5.008715径向间隙c=h—h=0.188m+0.051g0.808116齿根角h h" h"o=arctan-;0=arctan。1 A 2 Ao o4.0679o；6.8885。17面锥角Y=Y+8；y=y+801 1 2 02 2 135.9434o；65.0133o18根锥角y=y-8;y=y-8R1 1 2 R2 2 224.98670；54.0569019外圆直径d=d+2h'cosy;01 1 1 1d=d+2h'cosy02 2 2 247.7021；74.612720节锥顶点至齿轮外缘距离〜d ~%=--?siny;01 2 1 1“ d%=—hh'siny02 22 234.1773；18.212721理论弧齿厚s=t-S;1 2S=——(h1—h')tana-tm2 2 1 22.6215；0.520122齿侧间隙B（见表3-19）采用高精度一栏的数值0.14323弦齿厚S3 B S3 BS=S----;S=S----%1 1 6d2 2 %2 2 6d2 21 22.5481；0.448624弦齿高, , S2cosy S2cosyh=h'+t 1;h=h'+t 2%1 1 4d %2 2 4d1 24.28892.19192.4.4差逮器齿轮和强度计算[1]汽车差速器齿轮的弯曲应力为:(2-34)2X103•T•K(2-34)CJ= s mwK•m•n•JbdV 22按计算转矩进行计算时:

2x103•2x103•T•K•K=951MPawK•m•n•Jbdv 22式中：T——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，N-m；T=0.6T/n=1820.637jn——差速器行星齿轮数目；2J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，见参考文献［3］图4-11查得为0.225按日常行驶平均转矩计算所得的汽车差速器齿轮的弯曲应力，应不大于210.9MPa；按计算转矩进行计算时，弯曲应力应不大于980MPa。从上可知设计的齿轮符合要求。2.5半轴的设计半轴是在差速器和驱动轮之间传递动力的实心轴。其内端和差速器的半轴齿轮(bevelsidegear)连接，外端则和驱动轮的轮毂相连。半轴和驱动轮的轮毂在驱动桥壳上的支称形式，决定了半轴的受力情况⑶。半轴的型式半轴的型式主要取决于半轴的支承型式。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。此设计选用全浮式。半轴的设计和计算半轴的主要尺寸是它的直径，在设计时可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同型式的半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度计算。［1］1.全浮式半轴计算载荷的确定：T=eTiiemaxg1o(2-35)Temax发动机的最大转矩e(2-35)Temax发动机的最大转矩变速器的一挡传动比io——