1、目 录第 1 章 绪论 11.1 课题研究的目的和意义 11.2 课题研究现状 21.2.1 主减速器型式及其现状 21.2.差速器形式发展现状 .41.2.半轴形式发展现状 5 1.2.桥壳形式发展现状. .51.3 设计主要内容 6第 2 章 设计方案的确定 72.1 基本参数的选择 72.2 主减速比的计算 72.3 主减速器结构方案的确定 82.4 差速器的选择 82.5 半轴型式的确定 92.6 桥壳型式的确定 92.7 本章小结 .9第 3 章 主减速器的基本参数选择与设计计算 103.1 主减速齿轮计算载荷的计算 103.2 主减速器齿轮参数的选择 113.3 主减速器螺旋锥齿轮
2、的几何尺寸计算与强度计算 123.3.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 .123.3.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 .133.4 主减速器齿轮的材料及热处理 163.5 第二级斜齿圆柱齿轮基本参数的选择 163.6 第二级斜齿圆柱齿轮校核 183.7 主减速器轴承的计算 193.8 主减速器的润滑 223.9 本章小结 23第 4 章 差速器设计 244.1 差速器的作用 244.2 对称式圆锥行星齿轮差速器 24摘要 .14.2.1 差速器齿轮的基本参数选择 .254.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算 .274.4 本章小结 29第 5 章 半轴设计 .305.1 半轴的设
3、计与计算 305.1.1 全浮式半轴的设计计算 .305.1.2 半轴的结构设计及材料与热处理 .325.2 本章小结 33第 6 章 驱动桥桥壳设计 .346.1 桥壳的受力分析及强度计算 346.1.1 桥壳的静弯曲应力计算 .346.1.2 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算 .356.1.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算 .356.1.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 .376.1.5 汽车受最大侧向力时桥壳的强度计算 .386.2 本章小结 40结论 41参考文献 42致谢 433摘 要本次设计的题目是中型货车驱动桥设计。驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴及桥壳四部分组
4、成，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、右车轮，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；此外，还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。本文首先论述了驱动桥的总体结构，在分析驱动桥各部分结构型式、发展过程，及其以往形式的优缺点的基础上，确定了总体设计方案：采用整体式驱动桥，主减速器的减速型式采用双级减速器，主减速器齿轮采用螺旋锥齿轮，差速器采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器，半轴型式采用全浮式，桥壳采用铸造整体式桥壳。在本次设计中， 主要完成了双级减速器、圆锥行星齿轮差速器、全浮式半轴、桥壳的设计工作。全套图纸，加关键词： 驱动桥；主
5、减速器；全浮式半轴；桥壳；差速器第 1 章 绪 论1.1 课题研究的目的和意义汽车驱动桥是汽车传动系统的重要组成，承载着汽车的满载荷重及地面经车轮、车架给予的垂直力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩。汽车驱动桥的结构型式和设计参数对汽车动力性、经济性、平顺性、通过性有直接影响。驱动桥的结构型式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计和性能极其重要 1。对一些载重较大的载重汽车，要求较大的减速比，用单级主减速器传动，则从动齿轮的直径就必须增大，会影响驱动桥的离地间隙，所以采用两次减速。通常称为双级减速器。双级减速器有两组减速齿轮，实现两次减速增扭。为提高
6、锥形齿轮副的啮合平稳性和强度，第一级减速齿轮副是螺旋锥齿轮。二级齿轮副是斜齿圆柱齿轮。主动圆锥齿轮旋转，带动从动圆锥齿轮旋转，从而完成一级减速。第二级减速的主动圆柱齿轮与从动圆锥齿轮同轴而一起旋转，并带动从动圆柱齿轮旋转，进行第二级减速。因从动圆柱齿轮安装于差速器外壳上，所以，当从动圆柱齿轮转动时，通过差速器和半轴即驱动车轮转动 2。 随着中国公路建设水平的不断提高，公路运输车辆正向大吨位、多轴化、大马力方向发展，使得重型车桥总成也向传动效率高的单级减速方向发展。但目前我国卡车中，双级减速桥的应用比例还在 60%左右。如我国重卡大量使用的斯太尔驱动桥属于典型的双级减速桥，其一级减速的结构，主减
7、速器总成相对较小，桥包尺寸减小，因此离地间隙加大，通过性好，承载能力也较大，是广泛用于公路运输，以及石油、工矿、林业、野外作业和部队等多种领域的车辆 3。本次的设计题目为汽车驱动桥的设计，通过本次的设计能让我们更好的认识驱动桥，了解驱动桥的结构与工作原理，更锻炼了我们的动手能力，同时也更好的掌握了查阅资料的方法，把我们大学所学的知识贯穿到了一起，是我们能够更好的运用自己所学的理论知识，让理论与实践相结合，更好的让自己掌握其中的精髓。设计与专业关系紧密，可综合利用所学的专业课有汽车构造、汽车设计、机械设计、工程材料和CAD 绘图等知识。更为我们以后工作打下了良好的基础。51.2 课题研究现状1.
8、2.1 主减速器型式及其现状 主减速器的结构形式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装(1)主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮如图 1.2(a)所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用 90 度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的 4。双曲面齿轮如图 1.2(b)所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有：尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥
9、齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。图 1.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。工作过程中，双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。双曲面齿轮传动有如下缺点：长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油 5。(2)主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 现在汽车
10、主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：悬臂式 悬臂式支承结构如图 1.3 所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度 a 和增加两端的距离 b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转钜较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。图 1.3 锥齿轮悬臂式支承骑马式 骑马式支承结构如图 1.4 所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，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，在需要传递较大转矩情况下，最好采用骑马式支承。图 1.4 主动锥齿轮骑马式支承(3)从动锥齿轮的支
11、承方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上 6。(4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的 1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主
12、减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力7的 30。主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用套筒与垫片，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。(5)主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速(如图2.5)、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂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 io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比 io7.6 的各种中小型汽车上。1.2.2 差速器型式发展现状 根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、
13、道路以及它们之间的相互联系表明：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，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。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(a) 单级主减速器 (b) 双级主减速器图 1.5 主减速器车轮行程不等。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，则会由于左右车轮的转速虽然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。这不仅会是轮胎过早磨、
14、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，由于车轮与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下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面
15、的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的 7。1.2.3 半轴型式发展现状驱动车轮的传动装置置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中驱动车轮的传动装置包括半轴和万向接传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开
16、式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半铀齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。半浮式半轴具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。主要用于质量较小，使用条件好，承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。3/4 浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。全浮式半轴广泛应用于轻型以上的各类汽车上,本设计采用此种半轴 8。1.2.4 桥壳型式发展现状驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向
17、力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥完既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)的外壳 9。在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选9择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等 10。结构形式分类：可分式、整体式、组合式。按制造工艺不同分类：铸造式强度、刚度较大，但质量
18、大，加工面多，制造工艺复杂，用于中重型货车，本设计采用铸造桥壳。钢板焊接冲压式质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，轿车和中小型货车，部分重型货车 11。1.3 设计主要内容(1) 完成驱动桥的主减速器、差速器、半轴、驱动桥桥壳的结构形式选择(2) 完成主减速器的基本参数选择与设计计算(3) 完成差速器的设计与计算(4) 完成半轴的设计与计算(5) 完成驱动桥桥壳的受力分析及强度计算(6) 绘制装配图及零件图第 2 章 设计方案的确定2.1 基本参数的选择技术参数：发动机最大功率 Pemax kW/np (r/min) 99/3000发动机最大转矩 Temax Nm/nr (r/mi
19、n) 373/1300最大装载质量 kg 5000汽车总质量 kg 9250最高车速 km/h 90后轮轮距 mm 1740最小离地间隙 mm 265轮胎(轮辋宽度-轮辋直径) 英寸 9.00202.2 主减速比的计算主减速比对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 的选择应在汽车总体设计时和传动0i系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。0i为了得到足够的功率而使最高车速稍有下
20、降，一般选得比最小值大 10%25%，即按下式选择：=0.377 =0.3770.4933000/(901)=6.25 (2.1)0ighaprivnmx式中： 车轮的滚动半径r=0.0254 +(1- )b=0.493(m) 轮辋直径 d=20 英寸轮辋宽度 b=9 英寸，r2d=0.05；变速器最高档传动比 1.0(为直接档)。 ghi112.3 主减速器结构方案的确定(1)主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。本次设计采用螺旋锥齿轮 4。(2)主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择本次设计选用： 主动锥齿轮：悬臂式支撑(
21、圆锥滚子轴承)从动锥齿轮：骑马式支撑(圆锥滚子轴承)(3)从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上 5。(4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的 1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮
22、合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的 30。主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。(5)主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂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的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。本次设计采用双级减速，主要从传动比及它是载重量超过 6t 的重型货车和保证离地间隙上考
23、虑。2.4 差速器的选择差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式
24、和自由轮式的以及变传动比式的。但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。2.5 半轴型式的确定3/4 浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。全浮式半轴广泛应用于轻型以上的各类汽车上。本次设计选择全浮式半轴。2.6 桥壳型式的确定整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一个整体的空心梁，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好后再由桥壳中部前面装入桥壳
25、内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。其主要缺点是桥壳不能做成复杂而理想的断面，壁厚一定，故难于调整应力分布。铸造式桥壳强度、刚度较大多用于重型货车。本次设计驱动桥壳就选用铸造式整体式桥壳。2.7 本章小结本章首先确定了主减速比，以方便确定其它参数。对主减速器型式确定中主要从主减速器齿轮的类型、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择、主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整及主减速器的减速形式上得以确定从而逐步给出驱动桥各个总成的基本结构，分析了驱动桥各总成结构组成。13第 3 章 主减速器的基本参数选择与设计
26、计算3.1 主减速齿轮计算载荷的计算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( )的较小者，作为载货汽车计算中用以jeT,验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即/n=5335 ( ) (3.1)TTLej Ki0max mN=9925( ) (3.2)BrjiG2式中： 发动机最大转矩 373 ；maxeT由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；Li= =27.64=15.28TLi01maxax0(cosin)rtgTGf根据同类型车型的变速器传动比选取 =7.641i上述传动部分的效率，取 =0.9；T
27、T超载系数，取 =1.0；0K0Kn驱动桥数目 1；汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N ；但后桥来说还应考虑到2G汽车加速时负荷增大量，可初取：= 9.860%=68208N；2满G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LBi,速比,分别取 0.96 和 3.125;由式(3.1)，式 (3.2)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依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为= =1009( ) (3.3)jmT)()(PHRLBrTaffniGmN式中：
28、汽车满载总重 94509.8 N；aG所牵引的挂车满载总重,N, 仅用于牵引车取 =0；T TG道路滚动阻力系数，货车通常取 0.0150.020，可初取 =0.015；Rf Rf汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取 0.050.09，可初H取 =0.05；f汽车性能系数Pf(3.4)(195.06maxeTPGf 当 =46.8616 时，取 =0max)(195.0eTGPf3.2 主减速器齿轮参数的选择(1)齿数的选择 对于普通双级主减速器，由于第一级的减速比 i01 比第二级的 i02小些(通常 i01/ i021.42.0)，这时，第一级主动锥齿轮的齿数 z1 可选的较大，约
29、在915 范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和，可选在 6810 的范围内。(2)节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩(见式 3.2，式 3.3 并取两者中较小的一个为计算依据)按经验公式选出：(3.5)322jdTK式中： 直径系数，取 =1316；2dK计算转矩， ，取 ， 较小的。jTmNjje计算得， =227.15279.57mm ，初取 =230mm。2 2d(3)齿轮端面模数的选择 选定后，可按式 算出从动齿轮大端模数，2 2/zdm并用下式校核=8.39.6 =8.84 m 取 93tmjKT 2/zd(4)齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F=0.155
30、=35.65mm，可初取 F =36mm。2d2(5)螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。(6)螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使 1.25。因 愈大传动就愈平稳噪声FmF就愈低。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用 35。153.3 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算3.3.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把实用上最大的刀顶
31、距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表 3.1。表 3.1 主减速器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 主动齿轮齿数 1z132 从动齿轮齿数 2 263 模数 m94 齿面宽 b36b5 工作齿高 Hhg115.3gh6 全齿高 2 =207 法向压力角 =22.58 轴交角 =909 节圆直径 =dmz1171d= 234210 节锥角arctan121z=90-2 =26.571=63.43211 节锥距 A = 1sind=02iA =119.4012 周节 t=
32、3.1416 mt=28.2713 齿顶高21agahk2 =11.97mm1ah=3.33mm214 齿根高 =fa=5.022mm1f=13.662mm215 径向间隙 c= ghc=1.16序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果16 齿根角 0arctnAhff=2.21f=5.96217 面锥角 ；21fa12fa=32.53a=65.63218 根锥角=ff=22=24.37f=57.47219 齿顶圆直径11cosaahd=22=1381ad=241220 节锥顶点止齿轮外缘距离11inakA2dk2sh=119.7661kA=59.978221 理论弧齿厚 1tsmSk2
33、=53.15mm1s=164.02mm222 齿侧间隙 B=0.3050.406 0.300mm23 螺旋角 =353.3.2 主减速器螺旋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。螺旋锥齿轮的强度计算：(1)主减速器螺旋锥齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力(3.6)FPp式中： 单位齿长上的圆周力，N/mm;pP作用在齿轮上的圆周力， N，按发动机最大转矩 和最大附着力矩两maxeT种载荷工况进行计算；按发动机最大转矩计算时：=1353.141429N/mm (3
34、.7)FdiTpge2103max17按最大附着力矩计算时:=4754.25 (3.8)FdrGp2103/Nm虽然附着力矩产生的 p 很大，但由于发动机最大转矩的限制 p 最大只有 1353.13 N/mm可知，校核成功。轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为)/(2mNw(3.9)JmzFKTvSjw20312式中： 超载系数 1.0；0K尺寸系数 = =0.772；s s4.25载荷分配系数 1.11.25；m质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精vK度高时，取 1；J计算弯曲应力用的综合系数，见图 3.1， 210.3,.5J图 3.1 弯
35、曲计算用综合系数 J作用下： 从动齿轮上的应力 =310.34MPa700MPa；jeT2w作用下： 从动齿轮上的应力 =120.17MPa210.9MPa；jm 当计算主动齿轮时， /Z 与从动相当，而 ，故 , jT12J1w21w2综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩 有关， 只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计jmjmje或算依据。(2)轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力 (MPa)为：j(3.10)JFKTdCvfmsjpj 301102注： =1, =1, =1.11,
36、=10Ksmv材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6 ；pC mN/21表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取 1；fJ 计算应力的综合系数， =0.12，见图 3.2 所示；2J=211.2MPa =2800MPa jmjm=1313.68MPa =1750MPa，故符合要求、校核合理。jeje图 3.2 接触强度计算综合系数 J193.4 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，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、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：(1
37、)具有高的弯曲疲劳强度和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、切削与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与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号 ， ，及 ，在本设计中采用了CrMnorTi2,0MnVBrNio20, TiBn20。n2用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、
38、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC5864， ，而芯部硬度较低，当 m 8 时为 HRC3245。对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数 m 5 时，为 0.91.3mm。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，圆锥齿轮与双曲面齿轮副草热处理及精加工后均予以厚度为0.0050.0100.020mm 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，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，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
39、会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。3.5 第二级斜齿圆柱齿轮基本参数的选择双级主减速器的圆柱齿轮副中心距 A 及齿宽 b 可按如下经验公式预选：=183.65208.28 mm 初取 200mm392.15.0jzTA= 5335 jzTmN=7682mmAb41.038.螺旋角 取 20压力角取 20取（3.504.50） ，取 4 mmnM由 得 =23 =72cos2)(4304ZmAin34Z对 A 进行修正得 202mm表 3.2 主减速器第二级斜齿轮的几何尺寸计算用表序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果1 主动齿轮齿数 1z 232 从动齿轮齿数 2 723 法向模数
40、nm 44 齿宽 b28b5 螺旋角 206 标准中心距 0A=2020A7 法向压力角 =208 分度圆直径 d=98mm1d=306mm29 齿顶高 =ahmn 41ah= 4210 齿根高 f=5mm1f=5mm2fh11 全齿高 h h=912 齿顶圆直径 ad=106mm1ad=314mm213 齿根圆直径 f=88mm1f=297mm2fd213.6 第二级斜齿圆柱齿轮校核（1）齿轮弯曲强度校核 btyKFw式中：圆周力（N） ， ；1 dTFg21计算载荷（Nmm） ；gT节圆直径（mm） ， ， 为法向模数（mm） ；dcoszmnn斜齿轮螺旋角 ；)(应力集中系数， =1.5
41、0；KK齿面宽（mm） ；b齿形系数，可按当量齿数 在齿形系数图 3.2 中查得；y 3coszn重合度影响系数， =2.0。KK图 3.3 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3.15） ，整理得到KyzmTcngw3os2=190.97MPacngw33=222.74MPayzTcngw3os24对于货车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过 100250MPa，所以均合适。（2）齿轮接触应力校核（3.11）)1(418.0bzjFE式中：轮齿接触应力（MPa） ；j齿面上的法向力（N） ， ；Fcos1F圆周力（N） ， ；1 dTFg21计算载荷（Nmm） ； 为节圆直径
42、（mm） ；gT节点处压力角， 为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量 （MPa） ；E510.2齿轮接触的实际宽度（mm） ；b， 主从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ，直齿轮 ，z sinzr斜齿轮 ， ；sinbr2cosinzr2cosinbr、 主从动齿轮节圆半径（mm） 。z=0418 =227.6MPa)1(418.0bzjFE )36.591.8(3016.7符合要求。3.7 主减速器轴承的计算设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之23前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆
43、周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。(1)作用在主减速器主动齿轮上的力齿面宽中点的圆周力 P 为(3.12)mdT2式中：T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩 ；dT1该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。md注：汽车在行驶过程中，由于变速器档位的改变，且发动机也不尽处于最大转矩状态，因此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是疲劳损伤，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 可按下式求得：dT1(3.13)3543223113max )10)10()0( TgTgTge fiffiffif （式中： 变速器， ,档使用率为 1，3
44、，5，16，421,ggff 75；变速器的传动比为 7.64，4.27，2.61，1.59，1.00； ， ggii, 变速器处于， ,档时的发动机转矩利用率421,TTff 50，60，70，70，60。对于螺旋锥齿轮=202(mm) (3.14)22sinFdm=101(mm) (3.15)11Z式中： 主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径；md21, 从动齿轮齿面宽F 从动齿轮的节锥角 63.43 ；2 计算得 = =52820N1P2螺旋锥齿轮的轴向力与径向力主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：=22600(N) (3.16)cosinsi(tancos 111 PA=37530
45、(N) (3.17)sincos(tancos111 PR从动齿轮的螺旋方向为右：=43610(N) (3.18)cosisi(tacs 222 A=4439(N) (3.19)incotno222 PR式中： 齿廓表面的法向压力角 22.5 ；主、从动齿轮的节锥角 26.57 ，63.43 。21, (2)主减速器轴承载荷的计算 轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力。而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸、支承型试和轴承位置已确定，并算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。悬臂式支承主动锥齿轮的轴
46、承径向载荷 如图 3.3(a) 所示轴承 A、B 的径向载荷为=12022(N) (3.20)212)5.0()1mAdAbRPaR=13368.21(N) (3.21).(Bc(a) (b) 25图 3.3 主减速器轴承的布置尺寸其尺寸为：悬臂式支撑的主动齿轮 a=65,b=30,c=95;式中： 齿面宽中点处的圆周力；P主动齿轮的轴向力；A主动齿轮的径向力；R主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。md1双级减速器的从动齿轮的轴承径向载荷轴承 C、D 的径向载荷分别为=5305.9(N) (3.22)222 Re)(5.0 fPefdAgRm=24561.4(N) (3.23)222 .1 kck
47、cD式中： 齿面宽中点处的圆周力；P 从动齿轮的轴向力；A 从动齿轮的径向力；R第二级减速斜齿圆柱齿轮的圆周力、轴向力和径向力；,第二级减速主动齿轮的节圆直径；d从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。m2(3.24)2dTP(3.25)tanA(3.26)cos/R式中： 计算转矩；T斜齿圆柱齿轮的螺旋角；法向压力角。3.8 主减速器的润滑主加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，因为其润滑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近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，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，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流进差速器，有的采用专
