驱动器课程设计说明书

OS03卜誠報丿h车辆工程专业课程设计题目：清洁燃料城市客车驱动桥设计院机械工程学院专业车辆工程级车辆09级班级车辆0912名李旭学号2009715038指导老师赖祥生前言汽车驱动桥处于汽车传动系的末端，主要由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳组成。其基本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，实现降低转速、增大转矩；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作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向。驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；驱动车轮采用非独立悬架时，则应选用非断开式驱动桥。汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性和行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先因为绝大多数的发动机在汽车上是纵向安置的，为使其转矩能传给左右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左右驱动车轮间的转矩分配问题和差速问题。其次是因为变速器的主要任务仅在于通过选择适当的档位数及各档传动比,以使内燃机的转速一转矩特性能适应汽车在各种行驶阻力下对动力性与经济性的要求，而驱动桥主减速器的功用则在于当变速器处于最高档位时，使汽车有足够的牵引力、适当的最高车速和良好的燃油经济性。为此，则要将经过变速器、传动轴传来的动力，经过驱动桥的主减速器进行进一步增大转矩，降低转速的变化。因此，要想使汽车传动系设计的合理，首先必须恰当选择好汽车的总传动比，并恰当的将它分配给变速器和驱动桥。后者的减速比称为主减速比。当变速器处于最高档位时，汽车的动力性和燃油经济性主要取决于主减速比。在汽车的总体布置设计时应根据该车的工作条件及发动机、传动系、轮胎等有关参数，选择合适的主减速比来保证汽车具有良好的动力性和燃油经济性。采用优化设计方法可得到发动机与传动系数的最佳匹配。由于发动机功率的提高，汽车整车质量的减小和路面状况的改善，主减速比有往小发展的趋势。选择主减速比时要考虑到使汽车即能满足高速行驶的要求，又能在常用车速范围内降低发动机转速、减小嫌料消耗量，提高发动机寿命并改善振动及嗓声的特性等。目录TOC\o"1-5"\h\z第一章驱动桥结构方案分析 1第二章主减速器设计 22.1单级主减速器 22.2双级主减速器 22.3主减速器级数的选择 22.4主减速器的齿轮类型 32.5主减速器主、从动锥齿轮的支承形式 32.5.1主动锥齿轮的支承:分悬臂式支承和跨置式支承两种： 32.5.2从动锥齿轮的支承 42.6主减速器齿轮计算载荷的确定 42.6.1主减速器从动锥齿轮计算载荷的确定 42.6.2主动锥齿轮的计算转矩为 62.7主减速器基本参数的选择 62.7.1主、从动锥齿轮齿数Zi和Z2 6D m2.7.2从动锥齿轮大端分度圆直径2和端面模数t 7bb2.7.3主、从动锥齿轮齿面宽bi和2 72.7.4中点螺旋角 82.7.5螺旋方向 82.7.6法向压力角 82.7.8主减速器弧齿锥齿轮的尺寸计算 82.7.9主减速器弧齿锥齿轮的强度计算 102.8.0主减速器锥齿轮轴承的载荷计算 132.8.1主减速器锥齿轮轴承载荷的计算 15第三章差速器设计 173.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 173.2对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 183.3对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 183.3.1差速器齿轮的基本参数的选择 183.3.2差速器齿轮的几何计算 213.3.3差速器齿轮的强度计算 22第四章驱动半轴的设计 234.1全浮式半轴计算载荷的确定 244.2半轴的结构设计 24第五章驱动桥壳体的设计 265.2桥壳的受力分析与强度计算 27\o"CurrentDocument"总结 29\o"CurrentDocument"参考文献 31第一章驱动桥结构方案分析驱动桥的结构型式按其总体布置来说共有三种，即普通的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥和断开式驱动桥。按其工作特性，它们又归并为两大类，非别是非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当汽车采用独立悬架时，应选择断开式驱动桥；而采用非独立悬架时，搭配非断开式驱动桥。非断开式驱动桥也成为整体式驱动桥，其半轴套管、主减速器壳均与轴壳刚性地相连成一个整体粱，因而两侧的半轴和驱动轮相关地摆动，通过弹性元件与车架相连。非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，被广泛地用在载货汽车、客车和公共汽车上。断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接在左、右驱动车轮的刚性整体外壳或粱。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，其总是与独立悬架相匹配，故又称为独立悬架驱动桥。综上所述，本设计选用非断开式驱动桥。第二章主减速器设计主减速器的减速型式主要分为单级减速、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。减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关,有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比i0的大小及驱动桥的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。通过综合，此处只需比较单级主减速器与双级主减速器。2.1单级主减速器单级主减速器具有结构简单，质量小，尺寸紧凑，制造成本低等优点，因而广泛应用于主传动比iOV7的汽车上。单级主减速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动。单级主减速器的结构形式，尤其是其齿轮的支承形式和拆装方法，与桥壳的结构形式密切相关。2.2双级主减速器双级主减速器的主要结构特点是由两级齿轮减速组成的主减速器，单级主减速器相比，双级主减速器在保证离质量均较大，结构复杂，制造成本也显著曾加，因此主要应用在传动比较大的商用车上，一般为7〜12。2.3主减速器级数的选择根据汽车的最高车速、发动机参数、轮胎参数来确定，其值可按下式计算：rni0 0.377―—vihmaxgh式中，np 最大功率点时发动机转速，单位为r/min，已知为2500r/min；igh——最高档时的变速器传动比，此处取为1;v 最高车速，单位为km/h，已知为80km/h；maxr 车轮半径，单位为m，，已知为1085/2mm；所以，i0=6.39；因为i0〈7,所以本设计选用单级主减速器。2.4主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用螺旋锥齿轮传动中的弧齿锥齿轮。其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连接平稳地转向另一端。另外，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，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是，工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。2.5主减速器主、从动锥齿轮的支承形式2.5.1主动锥齿轮的支承:分悬臂式支承和跨置式支承两种:图2-1主动锥齿轮悬臂式支承形式 图2-2主动锥齿轮跨置式支撑形式悬臂式：支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。支承刚度除了与轴承开式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。结构简单，支承刚度较差，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。跨置式：跨置式支承的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，这样可大大提高支承刚度，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，使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内、外圈可以分离或根本不带内圈，它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。在需要传递较大转矩的情况下，最好采用跨置式支承。因此，经综合考虑后，本设计采用选悬臂式支承。2.5.2从动锥齿轮的支承图2-3从动锥齿轮支承方式齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。为了增加支承刚度，减小尺寸c+d；为了增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%；为了使载荷均匀分配，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸do2.6主减速器齿轮计算载荷的确定2.6.1主减速器从动锥齿轮计算载荷的确定1）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce。式中：Tce—计算转矩，Nm；9

Tema—发动机最大转矩；Jmax=650N-m；n—计算驱动桥数，n=l；‘1—变速器一档传动比，儿=5.65；if 分动器传动比，此处取if=1；‘0—主减速器传动比，i0=6.39；n—变速器传动效率，取n=0.81；k—液力变矩器变矩系数，K=1；Kd—由于猛接离合器而产生的动载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取Kd=1.0，当性能系数fP>016-0.195巴1'IT丿emax/16-0.195巴1'IT丿emax/当0.195巴色<16

Temax >当0.195mag>16T Jemax本设计中ma=14675kg，所以fP=0,所以Kd=1。所以Tce=19008.49N-m。2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs2E~~ ;式中 G2—满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N）,后桥承载G2=13000X9.8X2/3=84933.3N；申一轮胎对地面的附着系数，本设计取0.85；rr—车轮的滚动半径，rr=r=0.5425m；m'2一汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取1.2；im—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取4.5；“m—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取1。代入已知参数，得Tcs=10443.9648N-m由上面两式计算的最大计算转矩，应该取它们之中较小的数值作为从动锥齿轮最大计算转矩。设TC为从锥齿轮最大计算转矩，则Tc=min[Tce，Tcs]=10443.9648N-m2.6.2主动锥齿轮的计算转矩为T=Tc

zing式中，Tc——从动锥齿轮最大计算转矩，Tc=10443.9648N-m；io——为主减速器传动比，‘0=6.39；ng——为主、从动锥齿轮间的传动效率，本设计采用弧齿锥齿轮，所以ng=95%。所以Tz=1720.4456N-m。2.7主减速器基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数Z1和Z2，从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽b1和匕、中点螺旋角0、法向压力角a等。2.7.1主、从动锥齿轮齿数z1和z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1） 为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数。2） 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。3） 为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车Z1一般不小于6。4） 主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。5） 对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。

所以取zi=7,z2=45o2.7.2从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mt对于单级主减速器，增加尺寸D2会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小D2又影响跨置式主动齿轮的前支撑座得安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即式中，D2 从动齿轮大端分度圆直径(mm)；kd——直径系数，一般取13.0〜15.3；Tc从动锥齿轮的计算转矩,TTc从动锥齿轮的计算转矩,T=minT,T]c cecso故，D2=(13.0〜15.3)310443.9648=(284.16〜334.44)mm。初选D2=300mm， 则mt=D2/z2=300/45=6.7。参考《机械设计手册》选取mt=7,则D2=315mm。根据mt=Km’来校核ms=7选取的是否合适，其中Km=(0.3〜0.4)。得，mt=(0.3〜0.4)V10443-9648=(6.56〜8.74),因此满足校核。2.7.3主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2锥齿轮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，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。对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于节锥A2的0.3倍，即b2J°.3A2，而且b2应满足b2<10ms，对于汽车主减速器弧齿锥齿轮推荐采用：b2=0.1550=0.155X315=48.83mm，在此取b2=49mm。一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取b1=53mm.2.7.4中点螺旋角0汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°〜40°,而商用车选用较小的卩值以防止轴向力过大，通常取卩=35°。2.7.5螺旋方向主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥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。所以本设计主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。2.7.6法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减小齿轮不发生根切的最小齿数。对于双曲面锥齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为19°或20°，货车为20°或22°30'；对于弧齿锥齿轮，乘用车的a—般选用14°30'或16°，商用车的a为20°或22.5°，这里取a=20°。2.7.8主减速器弧齿锥齿轮的尺寸计算表2-1主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算用表项目计算公式计算结果主动齿轮齿数z17从动齿轮齿数Z245端面模数mt7齿面宽bb=53mm，b=49mm12工作齿高h=2h*mg athg=14mm齿全高h=9h*+c*尿tah=15.75mm法向压力角aa=20°轴交角工=90°工=90°节圆直径d二mtzd1二49mmd2=315mm节锥角Y1节锥角Y1=arctanY1=8.84°Y2Y2=90°-Y1Y2=81.16。节锥距A02siny节锥距A02siny12siny2取A°=159.40mm周节t=3.1416mtt=21.99mma a t齿根高hf=n*+c*f ahf=8.75mm径向间隙c=c*mc=1.75mm齿根角hU=arctanff aA0Uf=3.14°面锥角Y=Y+Ua1 1 f2Ya1=11.98°齿顶高h=h*mha=7mmYa2二Y2+5Ya2=84.30°根锥角齿顶圆直径

理论弧齿厚

齿侧间隙螺旋角Yf1=Y1_°f1Yf2=Y2 2da1=d1+2ha1COSY1da2=d2+2ha2COSY2查表取低精度Yf1=5.7°Yf2=78.02°da1=82.83mmda2=319.30mms=15.887mm1s=6.103mm20.203mm取B=35°2.7.9主减速器弧齿锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。1）齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：（1） 轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。（2） 齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。（3） 齿面胶合在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4） 齿面磨损这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9N/mm2。实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩Tec和最大附着转矩Tcs并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。2）主减速器弧齿锥齿轮的强度计算（1）单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即FP-~b2 N/mm式中：P—轮齿上的单位齿长圆周力（N/mm）；F—作用在齿轮上的圆周力，b2—从动齿轮的齿面宽，b2=49mm。①按发动机最大转矩计算时：2kTkiinP二demaxgf%103nDb12 N/mm式中：Temax—发动机输出的最大转矩，在此取650N-叫ig—变速器的传动比，在此处取6.39；kd—猛接离合器所产生的动载系数，本设计中kd=1；k—液力变矩器变矩系数，k在此取1；if—分动器传动比，在此取if=1；“一发动机到万向传动轴之间的传动效率，在此取0.85；n—该汽车的驱动桥数目在此取1;D一主动锥齿轮节圆直径，此处D1=49mm；

按上式得，P=2940.84N/mm。②按驱动轮打滑转矩计算:2G2G2m>rX103D2b2im^mN/mm式中：G2—汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取84933.3N申一轮胎与地面的附着系数，在此取0.85：°—轮胎的滚动半径，在此取0.5425mmm'2—汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取1.2；im—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取4.5；“m—主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取1。按上式计算得，P=1353.3N/mmV[P]=1429N/mm。所以，齿轮表面耐磨性合格。齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：2Tkkk“MP c——0——s——X103kmbDJMPvt “式中Tc—齿轮的计算转矩，Tc2=10443.9648N-m，0=1720.4456N-mk0—过载系数，一般取1;ks—尺寸系数，ks=(mt/25.4)0.25=0.7245；km—齿面载荷分配系数，悬臂式结构，k取=1.0；kv—质量系数，取1；b—所计算的齿轮齿面宽；bj=53mmb2=49mmD—所讨论齿轮大端分度圆直径；D1=49mmD2=315mm

J®—齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，选取小齿轮的J1=0.27，大齿轮J2=0.25；计算得：％=507.90Mpa<700MPa,%2=560.26MPa<700MPa。所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：江：江：2Tzk0gx103式中：&j—锥齿轮轮齿的齿面接触应力，Mpa；D1一主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=49mmb—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=49mmkf—齿面品质系数，取1.0；c—综合弹性系数，取232.6Nl/2/mm；ks—尺寸系数，取1.0；Jj—齿面接触强度的综合系数，查表取0.229；T—主动锥齿轮计算转矩；Tz=1720.4456N-m，k0、km、kv选择同上式。计算得，&二2237.45MPW[q]=2800MP。J a J a所以，轮齿接触强度满足要求。2.8.0主减速器锥齿轮轴承的载荷计算锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上租用有一法向力。该法向力可以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。1)锥齿轮齿面上的作用力齿宽中点处的圆周力Fi为IT1=~D~m2式中：T——作用在主减速器从动锥齿轮上的转矩，T=10443.9648N-m； 从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径D=D—bsiny=266.58mm。m2 22 2按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力，Fi=7835.5N，因为本设计采用的是弧齿锥齿轮，所以从动锥齿轮齿宽中点的圆周力F2=Fi=7835.5N。2）锥齿轮的轴向力和径向力图2-4主动锥齿轮齿面的受力图如图2-4，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，Ft为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内,Ft分解成两个相互垂直的力Fn和Ff，Fn垂直于0A且位于ZOOZA所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角0，Ft与Ff之间的夹角为法向压力角a，这样就有：F=Ftco&co0Fn=Ftsi&=Fta&/coSF=Fco&si葷=Fta血S T于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为Faz=Faz=FNSini+FSC0S=F

co|S(taasitx+sin1FRz=FNC0乍厂FSSini=所以，Faz=5956.33N,FRz=2597.02N。2.8.1主减速器锥齿轮轴承载荷的计算图2-5图2-5单级主减速器轴承布置位置轴承A，B的径向载荷分别为-V,(F-b)2+(F^-b-0.5F-D\RZ aZmlRA=aRb=丄乙F(a+丽+[Frz(a+b)-0.5役・DJ式中，FaZ=-5956.33N，frz=2597.02N,a=67mm,b=41mm,c=63mm,d=125mm；轴承A的径向力R=- (7835.5x41》+(2597.02x41—0.5x5956.33x40.86》A67'=4800.23N其轴向力为5956.33N；轴承B的径向力，RB=吉｛[7835.5(67+41)]2+[2597.02(67+41)—0.5x5956.33x40.86]=12850.79N

其轴向力为0。2）轴承A、B的选择轴承A与B是成对存在的，因为轴承B的径向力大于轴承A的径向力，所以把轴承B所受径向力作为轴承选取的依据，本设计采用圆锥滚子轴承，初选型号30206,此轴承的额定动载荷Cr为43.2KN,所承受的当量动载荷Q二X°Ra，取X=1,贝UQ=1XRA=12850.97NfCL—（―t—》x160fQp式中，ft—温度系数，取1.0p载荷系数，取1.1L』L』1X43・2X10312850.97x106=4.14X108对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器从动齿轮轴承的计算转矩"2为2.6® 2.66x38 i"“r/minn—am= =186.32r/min2r0.5425r则，主动齿轮的计算转速为n—6.39x186.32—1190.58r/min1所以轴承能工作的额定轴承寿命为—5795.49h4.14x—5795.49hL—h60x1190.58若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即,10000038—即,10000038—2631.58hamLh>Lh'，故轴承符合使用要求2）对于从动齿轮的轴承C，D选用圆锥滚子轴承，选用30214，轴承的额定动载荷Cr为138KN，经过校核，符合要求。

第三章差速器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。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，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。3.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图3-1差速器差速原理图如图3-1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为叫；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为°1和。A、B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C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为r。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r上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图3-1）,其值为r。于是巴=①?=即差速器不起差速作用，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①4自转时（图），啮合点A的圆周速度为°1r=叫r+巴r，啮合点B的圆周速度为笃厂=叫r-巴r。

于是于是r+°2(叫r+巴r)+(叫r-®r+°21十 2=20若角速度以每分钟转数n表示，则n+n=2n1 2 03.2对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图3-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图3-2图3-2普通的对称式圆锥行星齿轮差速器图中1,12-轴承；2-螺母；3,14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳3.3对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。3.3.1差速器齿轮的基本参数的选择1）行星齿轮数目的选择根据承载情况来选择。通常情况下，轿车：n=2；货车或越野车：n=4。此处取n=4。2） 行星齿轮球面半径RB的确定圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径Rb，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。球面半径RB可按如下的经验公式确定：rb-kb3tmm式中：kb——行星齿轮球面半径系数，可取2.52〜2.99，此处取2.7；T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，N・m.根据上式得RB=2.7310443-9648=59.02mm,所以预选其节锥距Ao=58mm。3） 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择zi、z2为了使齿轮有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会曾大，于是又要求行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用14〜25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比zi/z2在1.5〜2.0的范围内。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所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：hL+3R二整数n式中：Z2L，Z2R—左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，z=z2L2Rn—行星齿轮数目；在此取z1=10，z2=18满足以上要求。

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）先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角丫1，丫2Z 1018Y=arctan=arctan=29.055°, 71=90°-72=60.945°18（2）按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m：m=——0sin7]= 0sin72=sin29.055°=4.94mmZ Zr 11由于强度的要求在此取m=5mm得d1=mz1=5x10=50mm,d2=mz2=5X18=90mm5） 压力角汽车差速器的齿轮大都采用22.5。的压力角，齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用25°压力角，以提高齿轮强度。在此选22.5。的压力角。6） 行星齿轮安装孔的直径e及其深度l行星齿轮的安装孔的直径e与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：L=1.1e式中：T0—差速器传递的转矩，Nm；在此取10443.9648N-m；n—行星齿轮的数目；在此为41—行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，1~0.5d2，d2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d2~0.8d2;匚丿一支承面的许用挤压应力，在此取98MPa。根据上式， d2=0.8x90=72mm1=0.5X72=36mm°冷I0443%48XI03l.lx98X4X36~21.41mmL-1-1X21・41a23.55mm3.3.2差速器齿轮的几何计算表3.1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表项目行星齿轮齿数半轴齿轮齿数模数齿面宽工作齿高全齿高压力角轴交角节圆直径计算公式z1^10，应尽量取最小值z2=14〜25b=(0.25〜O.3O)Aoh=1.6mgh=1.788m+0.051工=90°d1=mz1；d2=mz2计算结果z1=10z2=18m=515mmhg=8.0mm8.991mm22.5°工=90°d1=50mmd2=90mm节锥角节锥距周节齿顶高齿根高ha2=arctan三Y2=90。—丫Y=29.055。1Y=60.945。2A0a12sin丫2sin丫A=51.48mm0t=15.71mm=hg-ha20.43+0.37kz1丿ha1=5.28mmha2=2.72mmhf1=1.788m-ha1；hf2=1.788m- hf1=3・66mm；hf2=6.22mm径向间隙c=h-hg=0.188m+0.051c=0.991mm齿根角arctan1==arctanAo面锥角Yo产丫1+52;Vo2二丫2+51根锥角;YR2二丫2-5251 =4.07752=6.889°丫。1=39.954°o2=65.022°yr1=24.978°r2=54.056°外圆直径d02do1二d1+2ha1C0SY1二d2+2ha2C0SYd01=59.231mmd02=92.642mm节圆顶点至齿轮外缘距离理论弧齿厚齿侧间隙d, 7 .咒02=2 h2sinY2s1二t-s2s2=2_Ca1_ha2)tanB=0.102〜0.152mm咒01=33.95mm=18.094mms1=9.06mms2=3.51mm弦齿厚S3 B i——一—

6d2 2i1弦齿咼TTS2cosYh=h'+-i i兀i 4d.iB=0.250mmS1=4.86mmS2=2.9mmh1=1.92mmh2=1.78mm3.3.3差速器齿轮的强度计算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w为

式中：n差速器的行星齿轮数，n=4式中：n差速器的行星齿轮数，n=4；2xTKKcsmKmbdJnv2 2x103b2、d2分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径;J—计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，此处J=0.225；Tc—半轴齿轮计算转矩，Tc=°-6T0=0.6X10443.9648=6266.38N-m；Kv、Ks、Km按主减速器齿轮强度计算的有关参数选取。根据上式％=953.33MPa〈980MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi。由于差速器齿轮轮齿要求的精度低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。第四章驱动半轴的设计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，本次设计的是中大型城市客车，采用全浮式结构。设计半轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。4.1全浮式半轴计算载荷的确定全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩计算，即式中：申一轮胎与地面的附着系数取0.8；m2—负荷转移系数，在此取1.2；G2—驱动桥的最大静载荷，G2=84933.3N；rr—车轮驱动半径，在此取0.5425m；所以，M申=22116.63N-m。半轴的扭转切应力为吗103兀d3式中，d 半轴直径，在此初取58mm；T=16x22116.63=577.6MPa，扭转切应力宜为500〜700MPa。3.14x583

所以，强度条件满足。4.2半轴的结构设计1）全浮式半轴杆部直径可按下式初步选取d二K3%

式中，M申为半轴计算转矩（N-mm）,K为直径系数，取2.05〜2.18。所以，d=58mm。2）半轴花键的强度计算在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力Ts为Tx103zLJb^半轴花键的挤压应力CC为Tx103-B-B-B式中：T—半轴承受的最大转矩，N・m，在此取6266.39N-m；DB一半轴花键的外径，mm,在此取58mm；dA—相配花键孔内径，mm,在此取50mm；z—花键齿数；在此取22Lp—花键工作长度，mm,在此取60mm；b—花键齿宽，mm,在此取3.2mm；°—载荷分布的不均匀系数，计算时取0.75o根据上式可计算得6266.39x103吊声 =70.24 。 x22x60x3.2x0.75I4丿6266.39x1036266.39x103(58+52Y58-52\=75.35MP。x22x60x0.75根据要求，当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力［Ts］不应超过71.05MPa，挤压应力［c］不应超过196MPa，以上计算均满足要求。第五章驱动桥壳体的设计驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量，并承受有车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车身，它同时又是主减速器，差速器和半轴的装配体。驱动桥壳应满足如下设计要求：应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常，并不使半轴