轻型汽车驱动桥设计说明书

轻型 汽 车 驱动桥 设计 Design of Drive Axle For Light Truck 2009 年 6月 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 II 页 摘要 驱动桥位于传动系末端，其基本功用是增矩、降速，承受作用于路面和车架或车身之间的作用力。 它的性能好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须搭 配一个高效、可靠的驱动桥，所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已经成为未来载重汽车的发展方向。 驱动桥设计应主要保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。本设计根据给定的参数，按照传统设计方法并参考同类型车确定汽车总体参数，再确定主减速器、差速器、半轴和桥壳的结构类型，最后进行参数设计并对主减速器主、从动齿轮、半轴齿轮和行星齿轮进行强度以及寿命的校核。 驱动桥设计 过程中基本保证 结构合理，符合实际应用，总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，修理、保养方便，机 件工艺性好，制造容易。 关键字 ： 轻型货车；驱动桥；主减速器； 差速器 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 III 页 Abstract Drive axle is at the end of the powertrain, and its basic function is increasing the torque and reducing the speed,bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed， heavy-loaded， high efficiency， high benefit today heavy truck， must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck developing tendency. Drive axle should be designed to ensure the best dynamic and fuel economy on given condition. According to the design parameters given ,firstly determine the overall vehicle parametres in accordance with the traditional design methods and reference the same vehicle parameters, then identify the main reducer, differential, axle and axle housing structure type, finally design the parameters of the main gear,the driven gear of the final drive, axle gears and spiral bevel gear and check the strength and life of them. In design process of the drive axle,we should ensure a reasonable structure, practical applications, the design of assembly and parts as much as possible meeting requirements of the standardization of parts, components and products univertiality and the serialization and change , convenience of repair and maintenance, good mechanical technology, being easy to manufacture. Key words: light truck； drive axle； single reduction final drive 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 IV 页 目录 第一章 绪论 . 1 1.1 论文研究的意义和目的 . 1 1.2 国内外研究现状及发展趋势 . 2 1.3 本论文的主要研究内容 . 2 第二章 汽车总体参数的确定 . 3 2.1 给定设计参数 . 3 2.2 汽 车形式的确定 . 3 2.2.1 汽车轴数和驱动形式的选择 . 3 2.3 汽车主要参数的选择 . 4 2.3.1 汽车主要尺寸的确定 . 4 2.3.2 汽车质量参数的确定 . 7 2.3.3 汽车性能参数的确定 . 9 2.4 发动机的选择 . 12 2.4.1 发动机形式的选择 . 12 2.4.2 发动机主要性能指标的选择 . 12 2.5 轮胎的选择 . 14 第 三章 驱动桥的结构形式及选择 . 17 3.1 概述 . 17 3.2 驱动桥的结构形式 . 17 3.3 驱动桥构件的结构形式 . 19 3.3.1 主减速器的结构形式 . 20 3.3.2 差速器的结构形式 . 23 3.3.3 驱动车轮传动装置的结构形式 . 24 3.3.4 驱动桥桥壳的结构形式 . 25 第四章 驱动桥的设计计算 . 27 4.1 主减速器的设计与计算 . 27 4.1.1 主减速比的确定 . 27 4.1.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 . 28 4.1.3 锥齿轮主要参数的选择 . 30 4.1.4 主减速 器锥齿轮的材料 . 32 4.1.5 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 . 33 4.1.6 主减速器圆弧齿轮螺旋齿轮的强度计算 . 37 4.2 差速器的设计与计算 . 41 4.2.1 差速器齿轮主要参数选择 . 42 4.2.2 差速器齿轮的材料 . 44 4.2.3 差速器齿轮几何尺寸计算 . 44 4.2.4 差速器齿轮强度计算 . 47 4.3 全浮式半轴的设计 . 49 4.3.1 半轴基本参数计算及校核 . 49 4.3.2 半轴的结构设计及材料与热处理 . 50 4.4 驱动桥壳设计 . 51 4.4.1 桥壳的结构型式 . 51 4.4.2 桥壳的受力分析及强度计算 . 52 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 V 页 结论 . 54 致 谢 .错误 !未定义书签。 参 考 文 献 . 55 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 1 页 第一章 绪论 1.1 论文研究的意义和目的 驱动桥的设计，由驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构型式与设计计算方法。 汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、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，桥壳还承受着反作用力矩。汽车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能 如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。另外，汽车驱动桥在汽车的各种总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。例如，驱动桥包含主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴及轮边减速器）、桥壳和各种齿轮 。 由上述可见，汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。 驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式 密切相关。当驱动车轮采用非独立悬挂时，都是采用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。与非断开式驱动桥相比较，断开式驱动桥能显著减少汽车簧下质量，从而改善汽车行驶平顺性，提高了平均行驶速度；减小了其策划行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；增加了汽车的离地间隙；由于驱动车轮与路面的接触情况及对各种地形的适应性较好，增强了车轮的抗侧滑能力；若与之配合的独立悬架导向机构设计合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。但其结构复杂，成本较高。断开式驱动桥在乘用车 和部分越野汽车上应用广泛。非断开式驱动桥结构简单，成本低，工作可靠，但由于其簧下质量较大，对汽车的行驶平顺性和降低动载荷有不利的影响。 本论文的 的研究目的在于通过对汽车整体的匹配性设计完成驱动桥的主减 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 2 页 速器、差速器等部件型号的设计与计算，并完成校核的设计过程。 1.2 国内外研究现状及发展趋势 目前我国正在大力发展汽车产业 ,采用后轮驱动 汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高 。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一 个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。如果变速器出了故障，对于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修，但是对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了，因为这两个部件是做在一起的。所以后轮驱动必然会使得乘车更加安全、舒适，从而带来可观的经济效益 。目前国内研究的重点在于：从桥壳的制造技术上寻求制造工艺先进、制造效率高、成本低的方法；从齿轮减速形式上将传统的中央单极减速器发展到现在的中央及轮边双级减速或双级主减速器结构；从齿轮的加工形式上车桥内部的的主从动齿轮、行星齿轮及圆柱齿轮逐渐采用精磨加 工，以满足汽车高速行驶要求及法规对于噪声的控制要求。 1.3 本论文的主要研究内容 (1) 完成汽车的总体布置和参数选择； (2) 汽车驱动桥方案的确定； (3) 主减速器及差速器等部件的设计计算及校核。 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 3 页 第二章 汽车总体参数的确定 2.1 给定设计参数 汽车最高时速 115km/h 装载质量 2.5t 最小转弯半径 12.5m 最大爬坡度 0.3 同步附着系数 0.4 2.2 汽车形式的确定 2.2.1 汽车轴数和驱动形式的选择 汽车可以有二轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响轴数的因素主要 有汽车的总质量、道路法规对于轴载的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。包括乘用车以及汽车总质量小于 19t 的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，如矿用自卸车等，均采用结构简单、制造成本低廉的两轴方案。总质量在 1926t 的公路运输车采用三轴形式，总质量更大的汽车宜采用四轴和四轴以上的形式。 所以根据给定的汽车转载质量选择汽车的轴数为 2 轴。 汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。乘用车和总质量小些的商用车，多采用结构简单、制造成本低的 4 2驱动形式。 所以选择汽车的驱动形式为 4 2式。 2.2.2 汽车布置形式的选择 汽车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身的相互关系和布置特点而言。汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数外，其布置形式对使用性能也有 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 4 页 重要影响。 货车可以根据驾驶室与发动机的相对位置不同，分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可以根据发动机的位置不同分为发动机前置、中置、和后置三种布置形式。 平头式货车总长和轴距尺寸短，最小转弯半径小，机动性能良好；不需要发动机罩和翼子板，加上总长缩短等因素的影响，汽车整备质量减小；驾驶员视野得 到明显改善；采用 翻转式驾驶室时能改善发动机及其附件的接近性；汽车货箱与整车的俯视面积之比称为面积利用率，平头货车的该项指标较高。故本设计采用的布置形式为平头式货车。 发动机前置后桥驱动货车的主要优点是：可以采用直列、 V 型或卧式发动机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度较低。并且大多货车均采用该形式的布置方式。 2.3 汽车主要参数的选择 汽车的主要参数包括尺寸参数，质量参数和汽车性能参数。 2.3.1 汽车主要尺寸的确定 汽车的主要 尺寸参数包括外廓尺寸、轴距、前悬、后悬、货车车头长度和车厢尺寸等。 (1) 外廓尺寸 汽车的长、宽、高称为汽车的外廓尺寸。 汽车长度尺寸小不仅可以减少行驶期间需要的道路长度，同时还可以增加车流密度，在停车时占用的停车场面积也小。除此之外，汽车的整备质量相应减少，这对提高比功率、比转矩和燃油经济性有利。 GB 1589 1989 汽车外廓尺寸限界规定如下：货车、整体式客车总长不应超过 12m，单铰接式客车不超过 18m，半挂汽车列车不超过 16.5m，全挂汽车列车不超过 20m；不包括后视镜，汽车宽不超过 2.5m；空载 、顶窗关闭状态下， 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 5 页 汽车高不超过 4m；后视镜等单侧外伸量不得超过最大宽度处 250mm； 顶窗、 换气装置开启时不得超出车高 300mm。 参考同类型货车的外廓尺寸，确定本设计中轻型货车的外廓尺寸为： 长 宽高 5400 1950 2100mm (2)轴距 L 轴距 L对 整备质量、汽车总长 、汽车最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径等有影响。当轴距短时，上述个指标减小。此外轴距还对轴荷分配、传动轴夹角有影响。轴距过短会使车厢长度不足或后悬过长，汽车上坡、制动或加速时轴荷转移过大，使汽车制动性 或操作稳定性 变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。 原则上对发动机排量大的乘用车、载重量或载客量多的货车或客车，轴距取得长。对机动性要求高的汽车，轴距宜取短些。 表 2-1 部分汽车的轴距和轮距 车型 类别 轴距 L/mm 轮距 B/mm 客车 城市客车（单车） 45005000 17402050 长途客车（单车） 50006500 4 2 货 车 汽车总质量 m/t 17002900 23003600 36005500 11501350 13001650 17002000 1.8 1.86.0 6.014.0 根据表 2-1，本设计中选取轴距 L=2800mm (3) 轮距 B 改变汽车轮距 B 会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等因素发生变化。增大轮距则车厢内宽随之增加，并有利于增加侧倾刚度，汽车横向稳定性变好；但是汽车的总宽和总质量及最小转弯半径等增加，并导致汽车的比功率、比转矩指标下降，机动性变坏。 受总宽不得超过 2.5m 限制，轮距不宜过大。但在选定的前轮距 范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有 足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距时，应考虑车架两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及他们之间应留有必要的间隙。 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 6 页 部分汽车的轮距可以参考表 2-1 提供的数据进行初选。本设计中取为1B=2B=1500mm (4) 前悬FL和后悬RL 前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视 野、前钢板弹簧长度、上车和下车的方便性以及汽车造型等均有影响。增加前悬尺寸， 减小 了汽车的接近角，使 通过性降低，并使驾驶员的视野变坏。因在前悬这段尺寸内要布置保险杠、散热器风扇、发动机、转向器等部件，故前悬不能缩短。长 些 的前悬尺寸有利于在撞车时对乘员起保护作用，也有利于采用长些的钢板弹簧。对于平头汽车，前悬还会影响前门上下车的方便性。初选的前悬尺寸，应当在保证能布置下上述个总成、部件的同时尽可能的短些。对于载客量少的平头车，考虑到正面碰撞能有足够多的结构件吸收碰撞能量，保护前排乘员的安全，这又要求前悬有一定的 尺寸。在本设计中，参考同类型车辆，选取FL=740mm。 后悬尺寸对汽车通过性、汽车追尾时的安全性、货箱货行李箱长度、汽车造型等有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。后悬长，则汽车离去角减小，使通过性降低，总质量在 1.814.0t 的货车后悬一般在 12002200mm 之间，特长货箱的汽车后悬可达到 2600mm，但不得超过轴距的 55%。本设计中，选取RL=1300mm。 (5) 货车车头长度 货车车头长度系指 从汽车的前保险杠到驾驶室后围的距离。车身形式，即长头型还是平头型对车头的长度有绝对影响。此外，车头长度尺寸对汽车的外观效果，驾驶室居住性、汽车面积利用率和发动机的接近性等有影响。 平头型货车一般在 14001500mm之间。 (6) 货车车厢尺寸 要求车厢尺寸在运送散装煤和袋装粮食时能装有足额定吨数。车厢边版高度对汽车质心高度和装卸货物的方便性有影响，一般应在 450650mm范围内选取。车厢内宽应在汽车外宽符合国家标准的前提下适当取宽些，以缩短边板高度和车箱长度。对于能达到较高车速的货车，使用过宽的车箱会 增加汽车的迎风面积，导致空气阻力增加。车箱内长应在满足运送上述货物达到额定吨位的条件下尽可 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 7 页 能的取短些，以利于减小整备质量。 2.3.2 汽车质量参数的确定 汽车的质量参数包括整车装备质量0m，载客量、装载质量、质量系数0m、汽车总质量am、轴荷分配等。 (1) 整车整备质量0m 整车整备质量是指车上带有全部装备（包括 随车工具、备胎），加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。 整车整备质量对汽车的制造成本和燃油经济性有影响。目前，尽可能减少整车整备质量的目的是：通过减轻整备质量增加加载质量或载客量，抵消因满足安全标准、排气标准和噪声标准所带来的整备质量的增加、节约燃料。 减少整车整备质量是从事汽车设计工作必须遵守的一项总要原则。 整车整备质量在设计阶段需估算确定。在日常生活中，收集大量同类型汽车总成、部件和整车的有关质量数据，结合新车设计的结构特点、工艺水平等初步估算各总成、部件的质量，再累计构成整车整备质量。乘用车和 商用客车的整备质量也可按每人所占汽车整备质量的统计平均值估计。在没有样车参考时，先初选一恰当的质量系数0m（定义为装载质量与整车质量之比） ，再按给定的装载质量推算出整备质量。 根据表 2-2， 初取0m=1，可得0m=em/0m=2t 表 2-2 货车的质量系数0m 参数 车型 总质量am/t 0m 货车 1.86.0 0.81.10 6.014.0 1.201.35 14.0 1.301.70 (2) 汽车的载客量 n 和装载质量em（简称载质量） 普通轻型货车的载客量： 24，选定载客量为 3 座。 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 8 页 汽车载重量em是指在硬质良好的路面上行驶时所允许的额定载质量。 本设计中装载质量为给定参数，em=2t (3) 质量系数0m 质量系数是指汽车载重量与整车整备质量的比值，即0m=em/0m。该系数反应了汽车的设计水平和和工艺水平，0m越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。本设计中以选取0m=1.0 (4) 汽车的总质量am 汽车的总质量是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。 商用 货车的总质量am由整备质量、载质量和驾驶员以及随行人员质量三部分 组 成，即 am=0m+em+n65kg 本设计中 n=3,故am=2t+2t+3 65kg=4.195t (5) 轴荷分配 汽车的轴荷分配是指在空载或满载静止状态下，各车轴对支承平面的垂直负荷，也可以用站空载或满载总质量 的 百分比来表示 . 轴荷分配对轮胎寿命和汽车的许多性能有影响。从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的负荷应相差不大；为保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的负荷，而从动轴上的负荷可以适当减小，以利减小从动轮滚 动阻力和提高在 坏 路面上的通过性；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，又要求转向轴的负荷不应过小。因此，可以得出作为很重要的轴荷分配参数，各使用性能对其要求是相互矛盾的，这就要求 设计时 应根据对整车的性能要求、使用 条件等，合理的选取轴荷分配。 汽车的驱动形式与发动机位置、汽车结构特点、车头形式和使用条件等均对轴荷分配有显著影响。如发动机前置前轮乘用车和平头式商用货车前轴负荷较大，而长头式货车前轴负荷较小。常在坏路面上形式的越野汽车，前轴负荷应该小些。参考各类汽车的轴荷分配表，取 满载时前轴轴荷为 35%，后轴轴荷为 65%； 空载时前轴轴荷为 50%，后轴轴荷为 50%。 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 9 页 表 2-3 各类汽车的轴荷分配 车型（商用货车） 满载 空载 前轴 后轴 前轴 后轴 4 2后轮单胎 4 2后轮双胎，长、短头式 4 2后轮双胎，平头式 6 4后轮双胎 32%40% 25%27% 30%35% 19%25% 60%68% 73%75% 65%70% 75%81% 50%59% 44%49% 48%54% 31%37% 41%50% 51%56% 46%52% 63%69% 2.3.3 汽车性能参数的确 定 (1) 动力性参数 a) 最高车速maxav 随着道路条件的改善，特别是高速公路的修建，汽车尤其是发动机排量大些的乘用车最高车速 有逐渐提高的趋势。在本设计中，该参数给定为 115km/h。 b) 加速时间 t 汽车在平直的良好路面上，从原地起步开始以最大加速度加速到一定车速所用去的时间，称为加速时间。对于最高车速maxav100km/h 的汽车，加速时间常用加速到 100km/h 所需的时间来评价。 载货汽车常用 0 60km/h 的换挡加速时间或在直接档由 20km/h 加速到某一车速来评价。一般装载量 2 2.5t 的轻型货车的0 60km/h 的换挡加速时间在 17.5 30s。 c) 上坡能力 用汽车满载时在良好路面上的最大坡度阻力系数maxi来表示汽车的上坡能力。通常要求货车能克服 30%坡度，越野汽车能克服 60%坡度。 d) 比功率bP和比转矩bT 比功率bP是汽车所长发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比，它可以综合反映汽车的动力性，比功率大的汽车加速性能、速度性能要好于比功率小一些的汽车。我国 GB7258 1997机动车运行安全技术条件规定：农用运输车 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 10 页 与运输用拖拉机的 比功率bP 4.0kW/t，而其他机动车bP 4.8kW/t。 比转矩bT是汽车所装发动机的最大转矩与汽车总质量之比。他反 映汽车的牵引能力。不同车型的比功率和比转矩范围拣表 2-4 。 表 2 4 汽车动力性参数范围 汽车类别 最高车速 max 1avkm h 比功率 1bPkW t 比转矩 1bTN m t 货车 最大总质量 /amt am 1.8 80135 1628 3044 1.8am 6.0 1525 3844 1.8am 14.0 75120 1020 3347 am 14.0 620 2950 (2) 燃油经济性参数 汽车的燃油经济性用汽车在水平的水泥或沥青路面上，以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗量 (L/100km)来评价。货车有时用单位质量的百公里油耗量来评价 (表 2 5)。 表 2 5 货车单位质 量的百公里燃油消耗量 L(100t km) -1 总质量 汽油机 柴油机 总质量 汽油机 柴油机 4t 3.004.00 2.002.80 612t 2.682.82 1.551.86 46t 2.803.20 1.902.10 12t 2.502.60 1.431.53 (3) 汽车最小转弯 直径minD 转向盘转至 极限位置是，汽车前外转向轮轮辙中心在支撑平面上的轨迹圆的直径，称为汽车最小转弯直径minD。minD用来描述汽车转向机动性，是汽车转向能力和转向安全性能的一项重要指标。本设计中，给定minD=12.5m。 (4)通过性几何参数 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 11 页 总体设计要确定的通过性几何参数有：最小离地间隙minh，接近角1，离去角2，纵向通过半径1等。各类汽车的通过性参数视车型和用途而异，其范围见表 2 5。 表 2 5 汽车通过性的几何参数 车型 minh /mm 1 /（ ） 2 /（ ） 1 /m 42 乘用车 150 220 20 30 15 22 3.0 8.3 44 乘用车 210 45 50 35 40 1.7 3.6 42 货车 180 300 40 60 25 45 2.3 6.0 44 货车、 66 货车 260 350 45 60 35 45 1.9 3.6 确定 最小离地间隙minh=200mm，1接近角 =42，2离去角 =27， 纵向通过半径1=3m。 (6) 操纵稳定性参数 a)转向特性参数 为了保证有良好的操纵稳定性，汽车应具有一定的不足转向。通常用汽车以0.4g 的向心加速度沿顶圆转向时，前后轮侧偏角之差1-2作为评价参数。此参数在 1 3为宜。 b) 车身 侧倾角 汽车以 0.4g 的向心加速度沿定圆等速行驶时，车身侧倾角控制在 3 以内较好，最大不允许超过 7 . c) 制动前俯角 为了不影响乘坐舒适性，要求汽车以 0.4g 的减速度制动时，车身前俯角不大于 1.5。 (7) 制动性参数 目前常用制动距离 s、平均制动减速度 j和行车制动的踏板力及应急制动时的操纵力来评价制动效能。对于总质量小于 4.5t 的轻型货车，当av=30km/h 时，总制动距离应小于等于 18m，制动减速度应大于等于 2.6 2ms ，操纵力小于 700N。 (8) 舒适型参数 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 12 页 舒适性应包括平顺性、空气调节性能、车内噪声、乘坐环境及驾 驶员的操作性能。 其中汽车行驶平顺性常用垂直振动参数作评价，包括频率和振动加速度等，此外悬架动挠度也用来作为评价参数之一。 对于货车，静挠度cf=50110mm，动挠度df=6090mm，偏频 n=1.52.2Hz。 2.4 发动机的选择 2.4.1 发动机形式的选择 选 为：直列水冷汽油发动机。 汽油机的优点：平稳、噪声小、转速高、体积小、易启动、转矩适应性好等。 直列式的优点：结构简单、维修方便、造价低廉 、工作可靠、宽度小、易布置，因而在中型及以下的货车上得到广泛应用。 水冷的优点： 冷却均匀可靠、散热好、噪声小；能提供车内供暖、较好适应发动机增压 和 散热的需要。 2.4.2 发动机主要性能指标的选择 (1) 发动机最大功率maxep和相应转速pn 根据所设计汽车应达到的最高车速maxav，用下式估算发动机最大功率 3m a x m a x m a x1 3 6 0 0 7 6 1 4 0a De a aTm g f CAp v v （ 2-1） 式中： maxep 发动机最大功率， Kw ； T 传动系的传动效率 ， 对单级主减速器驱动桥的 42 式汽车取 0.9 am 汽车总质量， kg ； g 重力加速度， 2/ms ； 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 13 页 f 滚动阻力系数，对载货汽车取 0.02 maxav 最高速度， /Km h ； DC 空气阻力系数，货车取 0.8 1.0； A 汽车正面投影面积， 2m ，无测量数据，可按前轮距1B、汽车总高 H 、汽车总宽 B 等尺寸近似计算： 对货车 1A BH 此处取 A =3.15 2m 根据式 (2-1) 计算得emaxp =62.92Kw 按上式估算的maxep为发动机装有全部附件时测定得到的最大有效功率，约比发动机外特性的最大功率低 12%20%。 因此 最大功率maxep=1.15 62.92=72.36Kw 总质量小些的货车的pn值在 40005000r/min 之间，总质量居中的货车pn更低些。本设计中选取pn=4500r/min。 (2) 发动机最大转矩maxeT及相应转速Tn 用下式确定maxeT m a xm a x 9540 eepPTn (2-2) 式中：maxeT为最大转矩（ N m） 1 . 1 1 . 3 1 . 2 为 转 矩 适 应 性 系 数 ， 一 般 在 之 间 选 取 ， 这 里 取 m a xeP 最 大 功 率 ； pn 最 大 功 率 转 速 。 故有maxeT=184.08N m 选 / 1 . 4 2 . 0 / 1 . 6 2 8 1 2 . 5 / m i nT p T p T Tn n n n n n r 时 希 望 在 之 间 ， 在 此 ， 取 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 14 页 在此，圆整为 2 8 0 0 / m inTnr。 2.5 轮胎的选择 总体设计开始阶段就要选好轮胎的型式和尺寸。因为它们是绘制总布置图 和进行性能计算的重要原始数据之一。 轮胎的型号主要根据车型，使用条件，轮胎的静负荷，轮胎的额定负荷及车速来选择。 所选轮胎在使用中承受的静负荷值应等于或接近轮胎的静负荷值，我国各种汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查轮胎的国 家标准。表 2-9提供了一些货车的轮胎规格和特征。表中各列数据中如无带括号的数据，表示该列数据对斜交轮胎和子午线轮胎通用，否则，不带括号的数据适用于斜交胎，而带括号的数据适用于子午线轮胎，货车上双胎并装时，负荷约比单胎使用时的负荷增加10% 15%。轿车轮胎标准见 GB2978-82. 轮胎多承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比称为轮胎负荷系数。为了避免超载，此系数取 0.9 1.0 之间。对于在良好路面上行驶，车 速不高的货车，此系数允许取 1.1。但不得大于 1.2。因为轮胎超载 20%， 其寿命将下降 30%左右。轿车及轻型货车的车速高，动负荷大，系数应取下限；重型货车，重型自卸车的车速低，此系数可略偏高。近年来，货车上普遍采用高强度尼龙帘布轮胎，使轮胎承受能力提高。因此，同样载重量的汽车所用的轮胎尺寸已减少。越野汽车长用胎面宽，直径大的超低压轮胎。山区使用的汽车，制动鼓与轮辋的间隙应大些，故采用轮辋较大的轮胎。轿车为降低质心和提高行驶平稳性，采用直径较小的宽轮辋低压轮胎。 按轮胎胎体中帘线的排列不同，常见的有三种型式可供 选择，即普通斜线胎，子午线胎和带束斜交胎等，普通斜线胎的胎体帘线层较多，胎侧厚，使用中不易划破，侧向刚性也大。其缺点是缓冲性较差；子午线的结构特点是帘线呈子午向排列，这样帘线的强度就能得到充分利用。此外，选用高强度材料组成多层缓冲层，加强了胎冠，使缓冲性能得到提高，与普通斜线胎相比较，子午线轮胎还有使用寿命长，滚动阻力小，附着性能好等优点。子午线胎的缺点是胎侧较薄，侧 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 15 页 向稳定性差，胎侧易发生裂口，制造技术要求高。由于子午线胎的优点较多，今年来在汽车上应用日益增多。 带束斜交胎的结构和性能介于普通斜交胎和子午线 胎之间，其耐磨性和寿命虽比普通斜交胎好，但不如子午线胎，仅侧向稳定性比子午线胎好，所以应用不广。在本设计中选用斜交轮胎。 由前述计算，应该根据满载时前轮静载荷计算。此时其最大负荷： 4 1 9 0 9 . 8 3 5 % 7 1 9 4 . 4 32FN 表 2-9 国产汽车轮胎规格及特征 轮胎规则 层数 主要尺寸 使用条件 断面宽 外直径 最大负荷 相应气压p 0.1 标准轮辋 允许使用轮辋 普通花纹 加深花纹 越野花纹 N MPa 轻型 货车，中，小客车及其挂车轮胎 6.50-14 6 8 180 705 - - 5850 6900 3.2 4.2 412J 5J 6.50-16 (6.50R16) 6 8 755 765 765 - 6350 7550 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 5.50E 5.50F 7.55-15 (7.00R15) 6 8 200 750 760 - 6800 8000 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 6.00G 7.00-16 (7.00R16) 8 10 200 780 790 - 8500 9650 4.2(4.6) 5.3(5.6) 5.50F 6.00G 7.50-15 (7.50R15) 8 10 220 785 790 - 9300 10600 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.00G 5.50F 6.50F 7.50-16 (7.50R16) 8 10 12 220 810 820 - 9700 11050 12400 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.3(6.7) 6.00G 5.00F 6.50H 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 16 页 8.25-16 (8.25R16) 12 240 860 870 - 13500 5.3(5.6) 6.50H 6.00G 9.00-16 (9.00R16) 8 10 225 890 900 - 12200 13550 3.5(3.9) 4.2(4.6) 6.50H 6.00G 根据最大负荷的要求，可以初步选择轮胎的规格为 7.00-16 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 17 页 第三章 驱动桥的结构形式及选择 3.1 概述 驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩 ,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。 驱动桥设计应当满足如下基本要求： a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。 b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 f)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协调。 g)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。 驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架 驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构 较 复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。 3.2 驱动桥的结构形式 (1) 非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 18 页 是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它 的一个缺点。 驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可 采 用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便 ，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。 在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。 (2) 断开式驱动桥 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左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。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，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。 汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其 平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 19 页 时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。 (3) 多桥驱动的布置 为了提高装载量和通过性，有些 重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有 4 4、 6 6、 8 8 等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对 8 8汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。 为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式 驱动桥的布置型式。 在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于汽车的设计 (如汽车的变型 )、制造和维修，都带来方便。 由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，参照国内相关货车的设计 ,最后本课题 选用非断开式驱动桥。 3.3 驱动桥构件的结构形式 主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 20 页 器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。 驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求： a）所选择的主减速 比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。 b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。 c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。 d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。 e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。 3.3.1 主减速器的结构形式 (1) 主减速器结构方案分析 主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、 圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。 在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。 为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有 运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。 近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E 型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时， 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 21 页 齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面 油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。 经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图 3-1 示）。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捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。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。 图 3-1 螺旋锥齿轮传动 (2) 主减速器的减速形式 为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、 使用简单等优点。经方案论证，本设计主减速器采用单级主减速器。其传动比 i0一般小于等于 7。 (3) 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 主减速器中心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，除了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。 a) 主动锥齿轮的 支承 形式 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 22 页 图 3-2 主动锥齿轮跨置式 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。查阅资料、文献，经方案论证 ，采用跨置式支承结构（如图 3-2 示）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的 1 30 以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至 1/5 1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。 装载质量为 2t 以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所设计的 轻型 货车装载质量为 2t，所以选用跨置式。 图 3-3 从动锥齿轮支撑形式 b) 从动锥齿 轮的支承 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 3-3 示）。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 c+d。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+d 应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的 70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是 c等于或大于 d。 (4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮的圆锥 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。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 23 页 特性及使用转速有关。 3.3.2 差 速器的结构形式 汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，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，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，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。 差速器是个差速传动机构，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，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可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。 普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车 上应用较广。 经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。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 个行星齿轮的差速 器采用十字轴结构 )，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。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，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 24 页 其锁紧 系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置 差速锁等。 3.3.3 驱动车轮传动装置 的结构形式 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节传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴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。 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。 a) 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、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。 b) 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。 c) 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 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 25 页 浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为 5 70MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。 3.3.4 驱动桥桥壳的结构形式 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。因此桥壳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。 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。 桥壳的结构型式大致分为 ： a）可分式桥壳 可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分，每一部分均由一个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。在装配主减速器及差速器后左右两半桥壳是通过在中央接合面处的一圈螺栓联成一个整体。其特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。但对主减速器的装配、调整及维修都很不方便，桥壳的强度和刚度也比较低。过去这 种所谓两段可分式桥壳见于轻型汽车，由于上述缺点现已很少采用。 b）整体式桥壳 整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心粱，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，调整好以后再由桥壳中部前面装入 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 26 页 桥壳内，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。 整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。 c) 组合式桥壳将主减速器壳作为桥壳中间部分，而在 其两端压入无缝钢管，再用销钉或塞焊予以固定而成。组合式桥壳同样具有可分式桥壳所具有的轴承座刚度好的优点，同时由于其后端有可拆装的后盖，主减速器及差速器均由后盖孔处装入，因此使拆装、调整主减速器及差速器比可分式桥壳方便。与整体式桥壳相比，组合式桥壳较小，故桥壳质量 小，另外组合式桥壳对加工精度要求较高，整个桥壳的刚度比整体式差。 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 27 页 第四章 驱动桥的设计计算 驱动桥的设计计算主要包括主减速器、差速器、半轴和桥壳个部分的设计，计算和校核。 4.1 主减速器的设计与计算 4.1.1 主减 速比0i的确定 主减速比对主减速器的结构型式、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。0i的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比 i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同0i下的功率平衡田来研究0i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0i值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率maxep及其转速pn的情况下，所选择的0i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速maxav。这时0i值应按下式来确定： rp0a m a x g hrni = 0 .3 7 7vi （ 4-1） 式中r 车轮的滚动半径，r=0.39m igh 变速器量高档传动比， igh =1 对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，0i一般选择比上 式求得的大 10 25，即按下式选择： rp0a m a x g h F h L Brni = ( 0 . 3 7 7 0 . 4 7 2 )v i i i （ 4-2） 式中 i 分动器或加力器的高档传动比 iLB 轮边减速器的传动比。 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 28 页 根据所选定的主减速比 i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。 把pn=4500r/min , maxav=85km/h , r=0.5m , igh=1代入 式 （ 4-2） 计算出 0i=5.77.2 暂定0i=6.0，根据主减速比的取值范围，确定主减速器的减速形式为单级主减速器。 4.1.2 主减速器 齿轮 计算载荷的确定 汽车主减速器锥齿轮有格里森和奥利康两种切齿方法，本设计中按照格里森齿制锥齿轮计算载荷。 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩ceT： ceT= d e m a x 1 f 0k T k i i i n （ 4-3） 式中： ceT 计算转矩， N m； maxeT 发动机最大转矩； Temax =184.08 N m n 计算驱动桥数， 1； fi 分动器 传动比，fi=1； 0i 主减速器传动比， i0=6.0； 变速器传动效率， =0.9； k 液力变矩器变矩系数， k=1； dK 由于猛接离合器而产生的动载系数，dK =1； 1i 变速器最低挡传动比，1i =3.0； 代入式（ 4-3），有： ceT=2982.1 N m 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 29 页 按驱动车轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT： 22rcs mmG m rTi （ 4 4） 式中 ，csT 计算转矩， N m； 2G 汽车满载时一个驱动桥给地面的最大载荷， N；对后桥来说还应考虑汽车加速时的负荷增大量； 2m 汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车： 1.11.2，取为 1.1； 轮胎与路面间的 附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路上， 可取 0.85； r 车轮滚动半径； mi 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比 ，mi=1； m 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，m=1； 代入式（ 4-4），有： csT=9732.61N m 由式 (4-3)和式 (4-4)求的的计算转矩，是作用在从动锥齿轮上的最大转矩，不同于日常形式平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩cT应取前面两种的较小值，即cT=mincsT,ceT， 故主减速器齿轮的计算载荷：cT=2982.1N m。 主动锥齿轮的计算转矩为 zT=0cGTi (4-5) 式中，zT 主动锥齿轮计算转矩， N m； 0i 主减速比； G 主从动锥齿轮之间的传动效率，对于弧齿锥齿轮副，G取 95%； 计算得 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 30 页 zT=523.16 N m 4.1.3 锥齿轮主要参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参 数有主、从锥齿轮齿数1 z和2z、从动锥齿轮大端分度圆直径2D和端面模数sm、主、从动锥齿轮齿面宽1b和2b、中点螺旋角 、法向压力角 等。 (1) 主、从动锥齿轮齿数1 z和2z 选择主、从锥齿轮齿数时应考虑如下因素： a) 为了磨合均匀，1 z、2z之间应避免有公约数； b) 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮和应不少于40； c) 为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，1 z一般不小于 9；对于商用车1 z一般不小于 6； d) 主传动比较大时，1 z尽量取的小些，以得到满意的离地间隙； e) 对于不同的主传动比，1 z和2z应有适宜的搭配。 根据上述条件：取1 z=7；2z=41 故可以重新确定汽车的主减速比：0i=2z/1 z=41/7=5.86 根据新的主减速比重新确定汽车主减速器计算载荷： ceT= d e m a x 1 f 0k T k i i i n=2912.51 N m (2) 从动 锥齿轮大端分度圆直径2D和端面模数sm 对于单级主减速器，增加尺寸2D会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小2D又会影响跨置式 主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。 2D壳根据经验公式初选，即 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 31 页 2D=2 3DcKT (4-6) 式中，2D 从动齿轮大端分度圆直径 (mm)； 2DK 直径系数，一般为 13.015.3，取之为 15； cT 从动锥齿轮的计算转矩（ N m），c T= mincsT,ceT，cT=2912.51 N m。 故计算可得 2D=214.2mm sm由下式计算 sm= 2D/2z （ 4-7） 可得sm=5.22；同时sm还应满足 3s m cm K T，式中mK为模数系数，取0.30.4。经计算得， 3( 0 . 3 0 . 4 ) 2 9 1 2 . 5 1 4 . 2 8 5 . 7 1sm ，根据国家标准模数（ GB 1357-87）选择模数sm=5，故2D=sm 2z=5 41=205mm 。 (3) 主、从动锥齿轮出面宽1b和2b 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齿轮下端齿沟变窄引起的切削刀 头顶面宽过窄及刀尖圆角过下。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，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齿轮小端，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。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽2b，推荐不大于其节锥距2A的 0.3 倍，即2b0.32A，并且一般推荐2b=0.1552D。对于弧齿锥齿轮，1b一般比2b大 10%。 故吃面宽选择为2b=0.155 205=31.775mm (4) 中点螺旋角 螺旋角沿尺宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，齿轮小端的螺旋角最小。弧齿制齿轮副的中点的螺旋角是相等的。选择 时，应考虑他对齿面重合度f、轮齿强度和轴向力大小的影响。 越大，则f也越大，同时啮合的齿数越多， 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 32 页 传动就越平稳，噪声就越低，而且轮齿的强度越高。一般f不小于 1.25，在 1.52.0时效果最好。但是 过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为 35 40 。 乘用车选用较大的 值以保证较大的齿面重合度，是运转平稳，噪声低；商用车选用较小的 以防止轴向力过大，通常取 35。 (5) 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螺旋方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进档时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿因卡死而损伤。 在本设计中选取主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋方向。 (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少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小的压 力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，商用车的 为 20或 22.5，乘用车的 一般选用 14.5或 16。 本设计中选取法向压力角为 20。 4.1.4 主减速器锥齿轮的材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求： a） 具有高的弯曲疲劳强度和表面 接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。 b） 齿轮芯部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。 c） 锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 33 页 规律易控制。 d） 选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。 汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、 20MnVB、 20MnTiB、 22CrNiMo 和 16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为 0.8% 1.2%），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。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，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较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。 为改善新齿轮的磨合，防止其在 运行 初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为 0.005 0.020mm 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。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。 4.1.5 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 根据圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算步骤，并根据主减速器齿轮的基本参数选择，已经确定的项目如下： 主动齿轮齿数 1 7z ； 从动齿轮齿数 2 41z ； 端面模数 5sm； 齿面宽 12 2 7 . 1 2 5b b m m； 法向压力角 20 轴交角 90 节圆直径 1 1 2 25 7 3 5 ； 5 4 1 2 0 5SsD m z m m D m z m m 。 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 34 页 需要确定的项目如下： (1) 齿全高与齿工作高 齿全高2h H m 齿工作高1gh H m (4-8) 表 4-1 圆弧齿螺旋齿轮的1 2 aH H K、 、 主动齿轮齿数 （ 5） 6 7 8 9 10 11 12 从动齿轮最小齿数2minz 34 33 32 31 30 29 26 法向压角力 20 螺旋角 35 40 35 齿工作高系数1H （ 1.430） 1.500 1.560 1.61 1.65 1.68 1.695 1.700 齿全高系数2H （ 1.588） 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齿轮齿 高系数aK （ 0.160） 0.215 0.270 0.325 0.380 0.435 0.49 2210 .3 90 .4 6 zz 根据表 4-1 选齿工作高系数121 . 5 6 0 , 1 . 7 3 3HH齿 全 高 系 数。 故计算得齿工作高g1h 1 . 5 6 5 7 . 8 0sH m m m ； 齿全高2sh m 1 . 7 3 3 5 8 . 6 7H m m 。 (2) 螺旋锥齿轮节锥角 1127a r c t a n a r c t a n 0 . 1 6 9 9 . 6 941z r a dz (4-9) 219 0 - 8 0 .3 (3) 螺旋锥齿轮节锥距 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 35 页 202205 1 0 4 . 0 0 m m2 s i n 2 s i n 8 0 . 3DA (4-10) (4) 螺旋锥齿轮的周节 t=3.1416ms=3.1416 5=15.71 (4-11) (5) 齿顶高 2 0 . 2 7 5 1 . 3 5ash K m m m (4-12) 12gh h h 7.80-1.35=6.45mm (6) 齿根高 1 1 2 2；h h h h h h (4-13) 1h 8.67-6.45=2.22mm； 2h =8.67-1.35=7.32mm (7) 径向间隙 gc h h (4-14) c=8.67-7.80=0.68mm (8) 齿根角 121200a r c t a n ； a r c t a nhhAA (4-15) 1 2 . 2 2a r c t a n a r c t a n 0 . 0 2 1 1 . 2 2 31 0 4 . 0 0 2 7 . 3 2a r c t a n a r c t a n 0 . 0 7 1 4 . 0 31 0 4 . 0 0 (9) 面锥角 0 1 1 2 0 2 2 1； (4-16) 01 9 . 6 9 4 . 0 3 1 2 . 7 1 02 8 0 . 3 1 . 2 2 3 8 1 . 5 2 (10) 外圆直径 0 1 1 1 1 0 2 2 2 22 c o s ； 2 c o sD D h D D h 。 (4-17) 01 3 5 2 6 . 4 5 c o s 9 . 6 9 3 7 . 1 8D m m 02 2 0 5 2 1 . 3 5 c o s 8 0 . 3 2 0 8 . 7D m m 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 36 页 (11) 节锥顶点至齿轮外缘距离 210 1 1 1 0 2 2 2s i n ； s i n22DDx h x h (4-18) 01 205 6 . 4 5 s i n 9 . 6 9 9 9 . 1 62x m m 02 35 1 . 3 5 s i n 8 0 . 3 1 6 . 5 12x m m (12) 理论弧齿厚 1 2 2； ks t s s S m (4-19) 根据表 4-2 选择kS=0.818 故有2 0 . 8 1 8 5 4 . 0 9s ；1 1 5 . 7 1 4 . 0 9 1 1 . 6 2s 表 4-2 圆弧螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚kS (13) 齿侧间隙 根据表 4-3 选取齿侧间隙 B(mm)为 B=0.350mm 表 4-3 “格里森制”圆锥齿轮推荐采用的齿侧间隙 B 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 37 页 4.1.6 主减速器圆弧 齿轮螺旋齿轮的强度计算 在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，就可以根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度校核，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。 轮齿损坏的形式主要有弯曲疲劳折断，过载折断，齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。在实际设计中往往还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来检验。 (1) 单位齿长圆周力 主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即 2Fp b (4-20) 式中， p 轮齿上单位齿长的圆周力（ N/mm）； F 作用在轮齿上的圆周力（ N）； 2b 从动齿轮的齿面宽（ mm）。 按发动机最大转矩计算时 d e m a x g f 3122 k T k i i 10n D bp (4-21) 式中，gi 变速器 传动比 ，常取一档及直接档进行计算 ； 1D 主动锥齿轮中点分度圆直径（ mm）； 其他符号同前。 取一档时：gi=3.0 32 1 8 4 . 0 4 3 . 0 0 . 9 1 0 8 9 3 . 8 1 /3 5 3 1 . 7 7 5p N m m 取直接档时：gi=1 32 1 8 4 . 0 4 1 . 0 0 . 9 1 0 2 9 7 . 9 4 /3 5 3 1 . 7 7 5p N m m 按驱动轮打滑的转矩计算时 322222 10rmmG m rpD b i (4-22) 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 38 页 式中，2G 驱动桥对水平地面的负荷， N； 轮胎与地面的附着系数，取为 0.85； r 轮胎的滚动半径， m； 2D 主减速器从动齿轮节圆直径， mm； 2m 汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车： 1.11.2，取为 1.1； mi 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； m 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率； 其他符号同前。 2 4 1 9 5 9 . 8 0 . 6 5 2 6 7 2 2GN 32 2 6 7 2 2 1 . 1 0 . 8 5 0 . 3 9 1 0 2 9 9 1 /2 0 5 3 1 . 7 7 5p N m m 许用的单位齿长圆周力 p见表 4-4.在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高， p有时高出表中数值的 20%50%。对于不能满足许用单位齿长圆周力的情况可以通过改变材料的方法来满足其 要求。 表 4-4 许用单位齿长上的圆周力 (2) 轮齿弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 w =3c 0 s mv s w2 T k k k 10k m b D J (4-23) 式中，w 锥齿轮齿轮的齿根弯曲应力（ Mpa）； cT 所计算齿轮的计算转矩（ Nm），对于从动齿轮：cT=minceT,csT,对于主动齿轮， cT 还要按式 (3-5)换算； 0k 过载系数，一般取 1； sk 尺寸系数，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当 sm 1.6mm， 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 39 页 0 . 2 5ssk ( m / 2 5 .4 ) ，当 sm 1.6mm 时， sk =0.5，本设计中sk=0.67； mk 齿面载荷分配系数， 跨置式结构：mk=1.01.1 ，悬臂mk=1.001.25； vk 质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，vk=1.0； b 所计算齿轮的吃面宽 (mm)； D 所讨论齿轮的大端分度圆直径 (mm)； wJ 所计算齿轮 的轮齿弯曲应力综合系数，从图 4-1 中可查得wJ=0.238 图 4-1 用于压力角 20螺旋角 35轴交角为 90的 汽车用螺旋 轮齿弯曲应力综合系数 wJ 对于 从动锥齿轮： 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 40 页 2 2 9 8 2 . 1 0 . 6 7 1 . 1 5 6 5 . 85 3 1 . 7 7 5 2 0 5 0 . 2 3 8w M p a 对于主动 锥 齿轮： 2 9 8 2 . 1 5 3 5 . 6 70 . 9 5 5 . 8 6zT N m 32 5 3 5 . 6 7 0 . 6 7 1 . 1 1 0 5 9 6 . 25 3 1 . 7 7 5 3 5 0 . 2 3 8w M p a 上述按 minceT,csT计算的最大弯曲应力不超过 700Mpa，因此本设计中的锥齿轮是可以达到弯曲强度要求的。 (3) 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 j= p3z 0 s m f1 v jc 2 T k k k k 10D k b J (4-24) 式中，j 锥齿轮的齿面接触应力（ Mpa） ； 1D 为主动锥齿轮大端分度圆直径（ mm）； b 取尺宽的较小值； mk 尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取 1.0； fk 齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如都统、磷化处理等），对于制造精确的齿轮，fk取 1.0； pc 综合弹性系数，这里取为 231.6 1/ 2 /N mm ； jJ 齿面接触强度综合系数，根据 图 4-2 取之为 0.130； 其他符号同前。 西南交通大学本科 毕业设计 (论文 ) 第 41 页 图 4-2 接触强度计算用综合系数jJ（ 20压力角， 35螺旋角） 故计算得 32 3 2 . 6 2 5 3 5 . 6 7 0 . 6 6 6 1 . 1 1 0 2 8 9 6 . 83 5 3 1 . 7 7 5 0 . 1 3j M p a 上述按 minceT,csT计算的最大接触应力不应超过 2800Mpa，主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。 4.2 差速器的设计与计算 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式