2t汽车后桥总体设计

第1页,共64页随着我国农村和城乡经济的不断发展，交通运输已经不再仅限于畜力和人力，汽车几乎完全代替了畜力和人力。轻型货车凭借其运输灵活、快捷、性价比高的优势被广泛应用于运输事业，包括家用运输和工业运输。我国的汽车工业发展迅速，历经四十余年，汽车产量已居于世界前列，但是在产品技术开发上还依旧处于落后状况。通过结合我国实际，总结自己的经验，又广泛吸收国外先进技术以及具有前瞻性的技术工具书，对于提高我国汽车行业技术水平将具有格外重要的意义。作为一位机械设计制造及其自动化专业的毕业生，我们应该牢牢掌握机械设计与制造的基本知识及技能。本次毕业设计给我们提供了一个非常重要的实践机会。这本说明书记录了我这次毕业设计的主要内容和步骤，较详细地说明了汽车后桥的设计流程。1概述结构方案的确定11概述驱动桥是汽车传动系中的主要部件之一。它位于传动系统的末端，其基本功用是增大由传动轴传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，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；同时，驱动桥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。在一般的汽车结构中，驱动桥主要有主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和驱动桥壳等部件组成，保证当变速器置于最高档时，在良好的道路上有中够的牵引力以克服行驶阴力和获得汽车的最大车速，这主要取决于驱动桥主减速器的传动比。虽然在汽车总体设计时，从整车性能出发确定了驱动桥的传动比，然而用什么型式的驱动桥，什么结构的主减速器和差速器等在驱动桥设计时要具体考虑的；绝大多数第2页,共64页的发动机在汽车上是纵置的，为使扭矩传给车轮，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车轮的扭矩分配，如果是多桥驱动的汽车亦同时要考虑各桥间的扭矩分配问题。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反作用力矩皆由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的刚度和强度，以保证机件可靠的工作。驱动桥还必须满足通过性急平顺性的要求。采用断开式驱动桥，可以使桥壳离地间隙增加，非簧载质量减轻等均是从这方面考虑；前桥驱动或多桥驱动的转向驱动轴要既能驱动又能转向。所以，驱动桥的设计必须满足如下基本要求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）结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易，拆装、调整方便；3）在各种载荷及转速工况有高的传动效率；4）与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动相协调；5）驱动桥各零部件在保证其刚度、强度、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总体布置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应；7）齿轮与其它传动件工作平稳，噪声小。12结构方案分析及选择不同形式的汽车，主要体现在轴数、驱动形式以及布置形式上有区别汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量；汽车驱动形式有42、44、62、64、66、84、88等。而采用42驱动形式的汽车结构简单、制造成本低，多用于轿车和总质量小些的公路用车辆上。我们设计的汽车为轻型的货车，故只需采用42后桥驱动方式就能第3页,共64页满足要求。驱动桥的结构形式与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。即驱动桥壳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，两侧驱动车轮则与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节传动。为了防止运动干涉，应采用滑动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。图11整体式驱动桥1主减速器2套筒3差速器4、7半轴调整螺母调整垫片桥壳具有桥壳的非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，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分小轿车上。但整个驱动桥均属于簧下质量。对汽车平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥结构较复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙，减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速，减小了汽车在行驶时作第4页,共64页用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增强了车轮的抗侧滑能力与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。第5页,共64页图12非断开式驱动桥本课题要求设计2吨轻型货车的驱动桥，根据结构、成本和工艺等特点，驱动桥我们采用整体式结构，这样成本低，制造加工简单，便于维修。第6页,共64页2主减速器设计21主减速器型式及选择驱动桥主减速器为适应使用要求发展多种结构型式如单级主减速器、双级主减速器、和单级主减速器加轮边减速等。1单级主减速器常由一对锥齿轮所组成。这对锥齿轮的传动比是根据整车动力性和燃油经济性的要求来选定的。它结构简单，质量轻，所以在可能条件下尽量采用单级主减速器的型式。然而单级主减速器的传动比一般在3567，太大的传动比将会使从动锥齿轮的尺寸过大，影响驱动桥壳下的离地间隙。离地间隙越小，汽车通过性就越差，这也就限制了从动锥齿轮的最大尺寸。2双级减速器是由第一级圆锥齿轮副和第二级圆柱齿轮副或第一级圆柱齿轮副和第二级圆锥齿轮副所组成。采用双级主减速器可达到两个目的一是可获得较大的传动比610，其二是采用双级减速器后第二级的传动比可以小一些，由此第二级的从动齿轮尺寸在差速器安装尺寸允许情况下可以相应减小，由此减小桥壳的外形尺寸，增加了离地间隙。然而双级主减速器的重量及制造成本都比单级主减速器要高很多。3双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的挡位。双速主减速器的高低挡减速比是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各挡速比的大小来选定的。大的主减速比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间挡位的变换次数；小的主减速比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车的燃料经济性和提高平均车速。但是，该减速器的成本也相当高的。4单级主减速器加轮边减速器，越野车、重型矿用自卸车和重型货车需要减速比更大的驱动桥，同时也要很大的离地间隙，因此发展了轮边减速器。于第7页,共64页是驱动桥分成两次减速具有两个减速比主减速传动比和轮边减速器传动比。相对这时的主减速器传动比要比没有轮边减速的主减速器传动比要大得多。其结果使驱动桥中央部分的外形尺寸减小很多，相对地增加了离地间隙。同时，在主减速器后和轮边减速器前的零件如差速器、半轴等载荷大大减少，其零件尺寸也相应地减小。它能缩短桥中心到连接传动轴凸缘的距离，能减少传动轴的夹角。当然这种减速器结构复杂，制造装配精度要求高，成本自然也是普通主减速器的几倍。根据以上信息，针对我们的普通的轻型货车，选择单级锥齿轮主减速器就满足要求。22主减速器齿轮的齿型汽车主减速器广泛采用的是螺旋圆锥齿轮，它包括圆弧齿锥齿轮、准双曲面齿轮、延摆线齿锥齿轮等多种形式。图13螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动A螺旋锥齿轮传动；B双曲面齿轮传动螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。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。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有第8页,共64页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。圆弧齿锥齿轮一般采用格里森制。双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。由于偏移距正的存在，使主动齿轮螺旋角1大于从动齿轮螺旋角2。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比F2/F1COS2/COS1式中，F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力；1、2分别为主、从动齿轮的螺旋角。双曲面齿轮传动比为12120COSRFIS式中，为双曲面齿轮传动比；R1、R2分别为主、从动齿轮平均分度圆半SI0径。对于圆弧锥齿轮，令KCOS2/COS1，则传动比为12RIDIIDOS12由于12，所以系数K1，一般为12515。这说明当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。当传动比一定，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，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮小，因而有较大的离地间隙。另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下特点1在工作过程中，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。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的第9页,共64页运转平稳性。2沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。3齿面间大的压力和摩擦力，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。因此，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。综上信息，考虑到生产条件、材料问题、以及经济性问题，我们选择采用格里森圆弧齿锥齿轮。23主减速器齿轮设计和计算齿轮型式选定后可进行载荷计算、参数初步计算、齿轮几何尺寸计算和强度计算等等，并根据计算结果拟定齿轮工作图。231载荷计算影响汽车驱动桥锥齿轮副合理设计的重要因素之一是要合适地选择齿轮副上所受的扭矩。过去计算扭矩是根据发动机的最大输出扭矩来推算出从动锥齿轮上的扭矩，或者根据轮胎不打滑时的最大附着力矩来计算，而这两种情况都比较极端，它不能反映齿轮副在日常工作时所受的实际载荷。一种新的分析驱动桥计算扭矩的方法是从日常工作载荷和整车性能出发来考虑的，这种计算扭扭矩称为性能扭矩或日常行驶扭矩。除那些具有高性能的运动汽车外，用这一计算扭矩来确定一般驱动桥齿轮副的尺寸是比较合适的。在计算载荷之前必须知道发动机的最大转矩MEMAX和确定主传动比。0I由汽车总体设计得轮胎型号为7002010PR121/117G,轮胎滚动半径043M；R发动机型号新柴495B发动机最大转矩N/M,R/MIN,2180MAXT30PN最大功率KW，最高车速KM/H。52MAXPV第10页,共64页可按下式计算确定MAXTNM31720/521954/954AAXPN式中，取11；31主减速比的确定0I19641903247304723MAX0IVNRIGHP取。650I下面分别介绍三种确定计算扭矩的方法）按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮载荷0718995043682372MRCSIGT式中，G2汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N682379306加速时重量转移系数，1112,取11；2M2M轮胎的滚动半径，M；R主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动比，取；I主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率，取095；M轮胎对路面的附着系数，安装一般轮胎的公路用汽车取085。第11页,共64页）按最大使用扭矩确定从动锥齿轮载荷976841150286571MAX010NTIKTFDCE式中，变速器一档传动比，取675；1I主减速器传动比，5625；0分动器传动比，此处不采用分动器，故取；FI超载系数，取；0K考虑由于接合离合器发生冲击的超载系数，取；D液力变矩器变矩比，这里不采用液力变矩器，故取；驱动桥数目；N发动机到主减速器的传动效率，取为095。T）按日常行驶扭矩确定从动锥齿轮载荷0715340189501433PHRMRACFFIGT式中，汽车满载时的总重力，N；A道路滚动阻力系数，货车取00150020，取0018；RF汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常货车取005009，取007HF汽车的性能系数，PF，故取。021893506195016MAXTGFPF对于最大计算转矩，应取发动机最大扭矩和驱动轮打滑扭矩两者的最小值；第12页,共64页当按最大扭矩计算齿轮强度时，所得应力不超过齿轮材料应力允许值。当按日常行驶扭矩计算齿轮强度时，所得应力不应超过齿轮材料的疲劳极限；232主、从动齿轮主要参数的选择（1）从动齿轮齿数的选择选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑Z1、Z2之间应避免有公约数,以便在齿轮在使用过程中各齿之间都能互相啮合,起到自动磨合作用并均匀磨合的效果。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。根据经验及齿轮传动设计手册，初步拟定我们设计的主、从动齿轮齿数Z18、Z245。（2）从动齿轮大端分度圆直径和端面模数的确定对于单级主减速器，对驱动桥壳尺寸有影响，大将影响桥壳的离地间2D2D隙；小则影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。2D可根据经验公式初选，MM32CDTKD式中，从动锥齿轮大端分度圆直径（MM）；2D直径系数，一般为13016,取15；DK从动锥齿轮的计算转矩NM）（CT,MINCSECT代入数据MM76284961532D从动锥齿轮分度圆直径选好后可按求得M633,标准化为65。2/ZD第13页,共64页（3）其它参数的确定表21名称代号计算公式和说明计算结果MM轴交角按需要确定,一般10170,最常用9090中点螺旋角通常3540,最常用3535压力角N标准20N20N大端分度圆直径DMZD59,21D分锥角90,/ARCTN2211Z7,0821外锥距RSI/DER14854齿宽系数315/ERB28950R齿宽BEB43中点模数M501RM56M中点法向模数NMNCOS4N中点分度圆直径MD501REMD2150,821MD第14页,共64页中点锥距MRBREM5004127MR切向变位系数TX,按查表得到21TTX,21TX径向变位系数X,按查表得到21X380,21X顶隙CEMCC1222齿顶高AHEAXH053,9721AH齿根高FEAFMXC9,8421F工作齿高KHEAKH205KH全齿高FA281齿根角FEFFRH/ARCTN,221153,621FF齿顶角A121,FAFA61,2A顶锥角AAA578,321A根锥角FFF36,421FF第15页,共64页齿顶圆直径ADCOS2AAHD57293,461AD冠顶距A当时,90SIN2AEKHD41,02KA当量齿数VZMVZ3CO/8731,92VZ（参考齿轮传动设计手册）对计算数据的几点说明1）Z1的确定原则为了磨合均匀,Z1、Z2之间应避免有公约数。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，对于货车，Z1一般不少于6，对于轿车Z1一般不少于9，当主传动比较大时，尽量使Z1取得小些，以便得到满0I意的离地间隙。对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适宜的搭配，可参阅一些优先值。2）螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。当变速器在倒档时，轴向力方向改变，但此力因倒档偶尔应用故影响较小。如将主齿轮可靠定位，虽用倒档可避免齿轮卡住。根据上述原因及发动机为顺时针旋转，所以一般汽车主减速器所用的主动齿轮为左旋，而从动轮为右旋。3）主、动锥齿轮的齿面宽和一般推荐齿面宽的数值，对于螺旋锥1B2齿轮B在1/41/3节锥距之间。主动齿比从动齿大10左右，故主齿轮宽度为43，从动齿宽为48。主、从动锥齿轮齿面宽和锥齿轮齿面过宽并不能增大12B第16页,共64页齿轮的强度和寿命，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宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，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的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。233主减速器螺旋锥齿轮强度校核锥齿轮要安全可靠地工作，必须有足够的强度和寿命。设计时应根据其所受载荷、尺寸大小验算其强度。齿轮的损坏形式有很多，常见的主要有齿轮折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。齿轮的使用寿命除与设计的正确与否有直接关系外，在实际生产中也往往是由于材料、加工精度、热处理、装配调试以及使用条件不当造成损坏的。正确的设计只是减少或避免上述损坏的产生，强度计算是检验设计可靠性办法之一。目前强度计算多是近似的,在汽车行业中确定齿轮强度的主要依据是台架及道路试验，以及齿轮在实际使用中对情况的判断，而计算可作设计参考。随着计算机技术在汽车设计中的应用、试验设备与技术的发展，为有限寿命和有限元计算方法创造了条件，使计算更符合实际使用情况。下面是格里森齿轮验算性的强度计算方法（）单位齿长上的圆周力在汽车工业的实践中，主减速器齿轮的表面耐磨性常常用齿轮上单位齿长的圆周力来估算。（N/MM）BP式中，P作用在齿轮上的圆周力,NB从动齿轮的齿面宽，MM第17页,共64页按发动机最大转矩（NMM）计算时为MAXET（N/MM）BDIPGE2103AX式中，变速器传动比，常取一档或直接档的；GI主动齿轮节圆直径，MM；1D直接档250186432508PP一档14299710843257180PP故，齿轮单位齿长上的圆周力符合安全要求，通过验证。（）齿轮弯曲强度计算螺旋锥齿轮的弯曲应力强度计算公式为（N/MM）102203PVMSCPJZBKKT式中，计算转矩，（，对主动齿轮需将上述计算转CT,INCSECT矩按NM转换；371280956840GCI超载系数，取；K尺寸系数，当端面模数MM，取；S61M71042564MKS第18页,共64页载荷分配系数，取102MK质量系数，对驱动桥齿轮可取；VVKJ计算弯曲应力的综合系数，查图4932得，2501J；1890许用弯曲应力，按和较小都计算时取700N/。PCETSP2M主动齿轮703850205684311720PP从动齿轮6192PP故，齿轮弯曲强度符合安全要求，通过验证。（）齿轮接触强度计算圆弧锥齿轮的接触强度计算公式为102301JVFMSCPJJBKTDC式中，材料的弹性系数，钢制齿轮副取2326PMN/21主动齿轮计算转矩，NMCCIT超载系数，取；0K质量系数，对驱动桥齿轮可取；VVK载荷分配系数，取102；M第19页,共64页表面质量系数，取1；FK计算接触应力综合系数，查图4936得0133JJ许用接触应力，按和较小都计算时取2800N/。JCETSJ2M代入数据得280025130471285633JJ故，齿轮接触强度符合安全要求，通过验证。234主减速器齿轮材料的选择及表面热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当繁重的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击力等特点。它是传动系的薄弱环节。锥齿轮材料应满足以下要求（1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性；（2）轮齿芯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）锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制；（4）选择合金材料时，尽量少用镍、铬元素的材料，而先用锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢；根据以上要求，我们选用20CRMNTI的渗碳合金钢作为驱动桥锥齿轮的材料。它的优点是表面能得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0812）,具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性，故材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力较好。由于较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以第20页,共64页下的基层较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在运动初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为00020020MM的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25的齿轮寿命。在齿轮执处理时，考虑到从动齿轮轮齿的使用频率比主动齿轮轮齿要低，为均衡零件的使用寿命及经济性，我们可以使从动齿轮的硬度弱小于主动齿轮。主动齿轮齿面硬度在60HRC以上，配对的从动齿轮只需在5860HRC之间。235主减速器齿轮支承方案及轴承支承力计算（1）主减速器锥齿轮支承方案主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。1）主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度A和增加两支承间的距离B，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离B应大于25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。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、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。跨置式支承结构的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加第21页,共64页支承刚度，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，从而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。图21主齿轮支承示意图A悬臂式B跨越式在需要传递较大转矩情况下，悬臂式支承难以满足刚度要求，而壳体中的空间又允许安装轴承的支承时，最好采用跨置式支承。此处，我们设计轻型货车，故只需采用悬臂式支承方式。（2）从动锥齿轮的支承第22页,共64页图22从动齿轮跨越式支承示意图从动锥齿轮的支承，其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。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸CD。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，C十D应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸C等于或大于尺寸D。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。为提高主动齿轮的支承刚度，将小齿轮轴端锁紧螺母旋紧，给轴承一个预紧力。在实际情况中对轴承的预紧是为了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。然而过大的预紧力会降低传动效率，缩短轴承的寿命，还会导致轴承发热而损坏。通常预紧力的大小是用轴承的摩擦力矩来衡量，即在轴承预紧后测量轴承开始转动时的必要力矩，预紧后轴承摩擦力矩的合理值应根据实验来确定。主动锥齿轮轴承预紧度的调整，可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便，波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。（3）主减速器齿轮支承力1）锥齿轮上的力动力装置驱动圆弧螺旋锥齿轮的小齿轮，由小齿轮带动从动大齿轮。在工作齿面上有一法向力。它分解为三个方向的分力一个沿齿轮的切线方向称为第23页,共64页切向力或圆周力，一个沿齿轮轴线方向的力称为轴向力，另一个与齿轮轴垂直的力称为径向力。齿轮的法向力与作用在齿面宽中点处的圆周力有关。对于圆锥齿轮副来说，作用在主、从动齿轮上的圆周力大小是一样的，方向相反；主动齿轮径向力与从动齿轮轴向力大小相等，方向相反；同样，主动齿轮轴向力与从动齿轮径向力大小相等，方向相反。图23主、从动齿轮受力图齿面宽中点处的圆周力P为确定齿面中点处的圆周力，首先要计算从动齿轮齿面宽中点处的分度圆直径1625079SIN43529SIN22BDM421016078TP主动齿轮的轴向力和从动齿轮径向力PQGT第24页,共64页主动齿轮逆时针转动时（汽车前进）COSSINITANCOSPQ6315I631I20T354791SINICOSTANCOSPTG631I563120T3547896主动齿轮顺时针转动时（汽车后退）COSSINITANCOSPQ6315I631I20T35479SINICOSTANCOSPTG631I563120T354791计算结果如果轴向力是正值表明力的方向离开圆锥顶点；负值表明轴向力方向指向顶点。径向力是正值表明径向力使该齿轮离开相配齿轮，负值表明径向力使该使齿轮趋向相配齿轮。同时从动齿轮上的径向力和轴向力与主动齿轮第25页,共64页上的力大小相等、方向相反。2）轴承上的支反力当主减器的齿轮尺寸及轴承位置确定后，即计算出螺旋锥齿轮上的作用力后，由此求出轴承上的支反力。轴承上的支反力见下表轴承代号力的名称公式计算结果径向力21ADQBTAPMPP8194077A轴向力PQ429502径向力21ADBTAMP741012B轴向力00径向力2DCDQTDCPMG3264589C轴向力00径向力2DCDQTDCPMG582416D轴向力00表中A48,B100,C105,D105。A,B,C,D各个尺寸位置如下图所示第26页,共64页图24轴承分布位置图3）主动齿轮轴和从动齿轮轴及轴承的确定主动齿轮轴的直径计算MM12645203/920/953311TPNPD结合主动齿轮分度圆直径及A、B轴承受力情况，齿轮轴取值尽量大，1D故前轴颈MM，后轴颈MM,在机械设计手册中选择圆锥滚子轴351D40承30307和30308。从动齿轮轴的直径计算MM63445209/9520/953322TPNPD取MM,选用圆锥滚子轴承30211。4224主减速器结构设计进行结构设计时，必须与制造和使用修理密切结合起来。结构设计时如对结构细节考虑不周，它会严重影响产品的性能与质量。第27页,共64页（）主减速器齿轮外形设计任何齿轮加工工质量的好坏，在很大程度上决定于齿轮外形设计，所以设计时必须考虑影响齿轮加工质量、经济效果等的重要因素。所设计的齿轮应当避免产生过大的应力集中和引起的严重变形。跨越式小齿轮设有前轴颈以便安装前轴承，如果齿数选得少则齿根圆直径也小，而轴颈却需要一定的尺寸，这时需要注意在小齿轮设计时必须避免刀具干涉而把轴颈切掉。因此，轴颈必须为刀具提供间隙。轴承座前端有一段螺纹，用来锁定轴承及凸缘，其固定方法是要使齿轮在作用力时，螺栓不承受拉伸力。为了防止螺栓螺母松动，应采取措施将其销售，如用锁紧垫片、用开口销螺母锁紧，而螺栓则由齿轮凸台球的边缘予以止动。齿轮装在凸缘上时，支承的凸缘应有足够的刚度。所以差速器壳前上一般有增强刚度而置的加强筋，其筋一般不少于6条。（）锥齿轮的调整为保证锥齿轮副能正常啮合，在齿轮装配后，对齿轮副需要检验调整，以保证齿轮副的啮合痕迹正常。为此，在设计时应考虑齿轮的调整装置，本设计中，主齿轮通过两处调整垫片和大螺母综合调整，调整好后，将螺母垫片打进轴颈槽（事先加工好的槽）锁死，从动齿轮的调整是要用其支承轴承外侧的垫片和调整螺母进行调整。调整完后，用垫片锁死。（）润滑主减速器齿轮、差速器和轴承都要进行润滑。为防止主减速器和轴壳内由于温度高使壳内部气压加大而引起漏油，常在主减速速器上装有通气塞，通气塞的位置应比较隐蔽而不易油溅四处。加油孔应设在加油方便的地方，油孔位置应是油面的高度位置。放油孔的位置应设在轴壳的最低点，以便在换油时能把油放尽。但是也不能把油塞突出轴壳点太多，这样在汽车通过障碍时，油塞极易碰落，从而齿轮、轴承和差速器等由于缺油而烧损。对于主动锥齿轮轮轴上的后轴承的润滑应特别注意，该轴承距齿轮较远是无法采用飞溅润滑的，为使后轴承润滑，需要设法引润滑油到达轴承处，于是第28页,共64页常从齿轮的前端近小齿轮处的主减速器壳体上设有油道，使油直通后轴承，靠齿轮飞溅出来的油，流入油杯的油口，使润滑油流到后轴承处，最后一个圆锥滚子轴承的锥顶朝外，它起着向外泵油的作用，所以在主动小齿轮的外轴承外面要有回油道，把油回到轴壳，以保护油封不被破坏。要有足够的润滑油能流进差速器以保证一切接触表面的润滑。提高从动齿轮支承刚度措施承受大负荷的主减速器中，有时从动齿轮的尺寸较大，为提高从动齿轮的刚度，有些是在齿轮背后设有支承推销。在齿轮没有负荷的时候，支承推销与齿轮背平面间的间隙一般为025MM,可根据实际情况调节。在本设计中，相对来说从动齿轮负荷不是很大，故无须采用支承推销装置。第29页,共64页3差速器及半轴设计图31普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图31差速器的功能原理差速器的作用是为了消除由于左、右驱动轮在运动学上的不协调而产生的弊病，保证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征，从而满足了汽车行驶运动学的要求。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是不相等的，如转弯时内侧车轮行程比外侧车轮短；左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行驶阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左、右车轮间都装有轮间差速器。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角速度转动。差速器有很多种类，包括对称锥齿轮式差速器、滑块凸轮式差速器、牙嵌式自由轮差速器、蜗轮式差速器等等。其中锥齿轮式差速器又包括普通锥齿轮第30页,共64页式差速器、摩擦片式差速器、强制锁止式差速器。目前汽车常采用的差速器有三种不同的结构形式普通的伞齿轮差速器，简称普通差速器，防滑自锁差速器，又称NOSPIN差速器，有限打滑差速器，又称PLSITORQ差速器或防滑差速器。这三种差速器的结构、原理、特性是不同的，适用范围也有差别，因此根据我们设计的驱动桥的工作要求及经济性，我们采用了普通差速器的结构形式。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。动力由从动齿轮输入，半轴齿轮输出，通过半轴传递到轮毂，带动车轮转动。差速器工作原理当时（即行星不自转），差速器作整体回转，车辆作直线运行，转速03N为，当车辆右转弯时，不等于是，即行星轮以转速自转。它将加快阗03N3N轴齿轮的转速。同时又使半轴齿轮转速减慢。此时半轴齿轮增高的转速为，半轴齿轮减低的转速为，即13ZN13Z1301N1302Z由于，故。故由上述可知，可实现左、右齿轮转速不相21Z021N等，其转速差为。从而实现左、右丙车轮差速，减少轮胎的磨损。23ZN假设左、右车轮由于转弯或者其它原因引起左右车轮切线方向产生一个附加阻力P，它们方向相反。以P表示行星轮轴上作用力，则左、右半轴的扭矩均为PR/2故直线秆驶时左、右驱动轮扭矩相等（R为半轴齿轮的半径）。第31页,共64页当机械转弯时，行星轮随着差速器内的行星轴公转外，同时还绕其自身轴自转。使他转动的力矩为2PRL，附加阻力P和P/2。而快侧P和P/2方向相反，故慢侧所受的扭矩大，快侧所受的扭矩小。即RPM2/1/2若以PRMF表示差速器内摩擦力矩，以PRM表示差速器传递的扭矩，则021MF12由上面的分析可知，如果不计摩擦力矩，即,则，故可以0FM21认为动锥齿轮的扭矩平均分给左右半轴，如果考虑到内摩擦，则快侧车轮力矩下，慢车轮力矩大，在普通差速器中，内摩擦较小，这就是普通差速器“差速不差扭”的传扭特性。605/212M普通差速器的“差速不差扭”的传扭特性，会给机械行驶带来不得的影响，如一车轮陷入泥泞时，由于附着力不够，就会发生打滑，这时另外一个车轮的力不但不会增加，反而会减少到与此车轮一样，致使整车的牵引力大大减少。如果牵引力不能克服行驶阻力，此时打滑的车轮以两倍于差速器壳的转速转动，而另外一侧不转动，此时整车停留不前。32差速器的基本参数的选择和设计计算321差速器的基本参数的选择（1）行星齿轮数目的选择依照汽车工程手册，轿车及一般乘用车多用2个行星齿轮，货车和越野汽车多用4个，少数汽车用3个行星齿轮，本设计是轻型货车，故采用4个齿第32页,共64页轮。（2）行星齿轮球面半径的确定BR差速器的尺寸通常决定于，它就是行星齿轮的安装尺寸，可根据公式来确定。3CBTKRMM98476815233CBT式中，差速器计算扭矩；CT行星齿轮球面半径系数，252299（有四个行星齿轮的轿BKBK车和公路用货车取小值，有个行星齿轮的轿车以及越野汽车、矿用车取大值），此处取258；（3）预选其节锥锥距MM25489850980BRA（4）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数从而使齿轮有较高强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应小于10。半轴齿轮的齿数采用1425,半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在152范围。为满足安装要求，左、右两半轴齿轮的齿数之和，必须能被行星齿轮的数目所整除，否则不能安装。根据这些要求初定半轴齿轮齿数Z2为20，差速器行星齿轮个数4个，齿数Z1为11。（5）行星齿轮节锥角、模数M和节圆直径D的初步确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、计算如下1280ARCTN1196T2（6）大端模数M及节圆直径D的计算第33页,共64页MM23481SIN1254SIN210ZAM圆整为M45MM。分度圆直径，MMZD54911MZMM022（7）压力角过去汽车差速器齿轮都选用22压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数为13。现在汽车差速器齿轮大都采用2230的压力角，齿高系数为08，最少齿数为10，并且在齿轮齿顶不变尖的条件下，还可以有切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。某些重型汽车也可选用25。此处选定压力角为2230。（8）行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定根据汽车工程手册MNLNLTCC85170133L69857式中，差速器传递的转矩，N/M；CTN行星齿轮数；行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离（，为半轴齿轮齿L,250DL,面宽中点处的直径，而），MM2280,D支承面的许用挤压应力，取为98。C2/MN第34页,共64页322差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表31名称代号数值MM行星齿轮齿数1Z11半轴齿轮齿数220模数M45变位系数X0齿顶高系数H08径向间隙系数C02齿面宽BB113,B218齿工作高GH7GH齿全高H8097压力角2230轴交角90节圆直径D，5491D02节锥角，8196节锥距0A5136周节T141372齿顶高AH，76241AH4382AH齿根高F，831F052F径向间隙C0897齿根角，6132顶锥角0，0435856第35页,共64页齿顶圆直径0D，85701D35920D节锥顶点至齿轮外缘距离X，42X61X分度圆弧齿厚S，1SS固定弦齿厚G,7G302G固定弦齿高XH，41XH1XH323差速器直齿锥齿轮的强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不考虑，这是由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故。汽车差速器齿轮的弯曲应力为9807012654018321023203WVMSWJZBKT式中,T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩（NM）,NNTC31026497680计算转矩，684197NM；CCTN差速器行星齿轮数，N4；尺寸系数，反映材料性质的不均匀性,SKSK6504254M超载系数，一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车，均取1；00KKM载荷分配系数，取KM102；KV质量系数，取KV1；第36页,共64页计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数,由资料查得J0226。J许用弯曲应力为980。W2/MN故，齿轮接触强度符合安全要求，通过验证。33半轴的设计331半轴型式从差速器传出来的扭矩经过半轴，轮毂最后传给车轮，所以半轴是传动系中传递扭矩的一个重要零件。半轴由于受力情况不同，它有半浮式、3/4浮式和全浮式三种型式。半轴传递扭矩是它的首要任务。但由于轮毂的安装结构不同，非全浮式半轴除受扭矩以外，还要受到车轮上的作用力，诸如车轮上受到的垂直力、侧向力以及牵引力或制动力所形成的纵向力。1半浮式半轴半浮式半轴除传递扭矩外，还要承受垂直力,侧向力及纵向所作用的弯矩。由此可见，半浮式半轴所受得载荷较大，故它只用于轿车和轻型客、货两用汽车上。它得最大优点是结构简单。半浮式半轴可以用结构简单的圆锥面和键来固定轮毂。2）3/4浮式半轴半轴外端承装在后轴壳端上，车轮毂装在此轴承上。在此结构中，如车轮中心和轴承中心重合，即当B0时，纵向力与垂直力，由车轮传至轴壳，而侧向力产生的弯矩作用在半轴上。假如车轮与轴承中心间距离B不等于零，虽然纵向力及垂直力经轴承传给轴壳，但力与所形成的弯矩仍然由半轴承担，不过B值要比半浮式的小。由于3/4浮式半轴承受载荷情况与半浮式相似，一般也仅用在轿车和轻型车上。3）全浮式半轴第37页,共64页全浮式半轴除传递扭矩外，其他力和力矩均由轴壳承受。全浮式半轴要采用比较复杂的轮毂，在它上面安装两个锥顶相对的圆锥滚子轴承。全浮式半轴汽车半轴与轮毂结构，轴承由锁紧螺母予以锁紧，并有一定的预紧。重汽驾驶室半轴端锻成凸缘，用螺栓通过定位锥套固定在轮毂上。全浮式半轴的最大特点是，半轴端固定轮毂的凸缘是与半轴制成两体的，其间用花键连接。重汽驾驶室半轴的锻造工艺性好，因此许多重型货车的半轴大都采用这种结构。根据本次设计车型为轻型货车，确定半轴采用半浮式结构，具体结构采用以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接。半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。332半轴的计算进行半轴计算先得确定作用在半轴上的载荷。全浮式半轴的计算扭矩由发动机传动系统来的扭矩或车轮的附着力矩两者取其小的一个作为计算值。（1）半浮式半轴图32半浮式半轴及受力简图第38页,共64页半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况）纵向力最大，侧向力为0此时垂向力，纵向力最2ZXF2,GMFZ大值，计算时可取12，取08。2,2GMZX,2半轴弯曲应力，和扭转切应力为32216DFARZXX式中，D为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离。合成应力24H）侧向力最大，纵向力0，此时意味着发生侧滑外轮上的垂直反力2YF2XF和内轮上的垂直反力分别为OZ2IZOZIZGOFGBH22150式中，为汽车质心高度；为轮距；为侧滑附着系数，计算时可取10。GH1外轮上侧向力和内轮上侧向力分别为OZ2IZ212IZIOF内、外车轮上的总侧向力为。YG这样，外轮半轴的弯曲应力和内轮半轴的弯曲应力分别为OI第39页,共64页32DAFRIZIYIOZROYO第40页,共64页3）汽车通过不平路面，垂向力最大，纵向力，侧向力此2ZF02XF02YF时垂直力最大值为2Z21KG式中，是为动载系数，轿车，货车，越野车。7502K52K半轴弯曲应力，为323216DAKFZ半浮式半轴的许用合成应力为600750MPA。（2）3/4浮式半轴3/4浮式半轴计算与半浮式类似，只是半轴的危险断面不同，危险断面位于半轴与轮毂相配表面的内端。半轴和半轴齿轮一般采用渐开线花键连接，对花键应进行挤压应力和键齿切应力验算。挤压应力不大于200MPA，切应力不大于73MPA。（3）全浮式半轴图33全浮式半轴及受力简图全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩计算M第41页,共64页2RMGM式中，G2为驱动桥的最大静载荷；为车轮滚动半径；为负荷转移系数；R2M为附着系数，计算时取08。半轴的扭转切应力为316DM式中，为半轴扭转切应力；D为半轴直径。半轴的扭转角为PGILM180式中，为扭转角；为半轴长度；G为材料剪切弹性模量；为半轴断面极惯LPI性矩，。324DIP半轴的扭转切应力宜为500700MPA，转角宜为每米长度。615333半轴材料过去汽车半轴大部分用含铬的合金钢40CR、40CRMNMO、40CRMNSI、35CRMNSI、35CRMNTI等制造，近来我国采用新钢种40MNB制造半轴，热处理性能很好。40MNB经高频淬火，其静强度超过40CR，制造后经调质处理的半轴，其扭转屈服极限超过了800N/MM。在中小吨位的汽车上已有不少采用40或45碳钢制造的半轴。经中频淬火的中碳钢半轴的表面强度及疲劳强度与40CR等中碳合金钢经调质处理的半轴不相上下，就用中频淬火保证具有适当的硬化层，同时硬化层本身强度较高，并且在表面上形成大残余压应力，因此可大大提高半