机械毕业设计（论文）-CA1040P90L2轻型货车驱动桥设计

毕 业 设 计（论 文） 设计(论文)题目： 学生姓名： 指导教师： 二级学院： 专业： 班级： 学号： 提交日期： 年 月 日 答辩日期： 年 月 金陵科技学院学士学位论文 目 录目 录摘 要2Abstract3第1章 绪论4第2章 驱动桥的结构型式与布置62.1 驱动桥的结构型式选择62.2非断开式驱动桥72.3断开式驱动桥82.4多桥驱动的布置8第3章 主减速器93.1 主减速器的结构型式93.1.1主减速器结构方案分析93.1.2主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法103.1.3主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法103.2 主减速器的基本参数选择与设计计算113.2.1主减速比的确定123.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定133.2.3主减速器齿轮参数的选择163.2.4主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算与强度计算203.2.5主减速器齿轮的材料及热处理243.2.6主减速器轴承的计算253.2.7主减速器的润滑30第4章 差速器304.1差速器的结构型式选择314.2对称式圆锥行星齿轮差速器314.2.1差速器齿轮的基本参数选择324.2.2差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算35第5章 驱动车轮的传动装置381金陵科技学院学士学位论文 目录5.1半轴的型式385.2半轴的设计与制造395.2.1全浮式半轴的设计计算405.2.2半轴的结构设计及材料与热处理42第6章 驱动桥桥壳436.1桥壳的结构型式选择436.2桥壳的受力分析及强度计算446.2.1桥壳的静弯曲应力计算446.2.2在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算456.2.3汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算456.2.4汽车紧急制动时桥壳强度计算466.2.5汽车受最大侧向力时桥壳的强度计算47结束语50致 谢 辞51参考文献5257金陵科技学院学士学位论文 AbstractCA1040P90L2轻型货车驱动桥设计摘 要 我设计的题目是CA1040P90L2轻型载货汽车驱动桥设计。 我的驱动桥设计包括驱动桥的结构形式选择,主减速器设计,差速器设计，半轴形式选择设计,以及桥壳设计。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。在本次设计中,由于本设计车型为轻型货车,故驱动桥结构形式选择普通非断开式，主减速器齿轮采用准双曲面齿轮，差速器采用对称式圆锥行星齿轮差速器，半轴形式选用全浮式半轴，采用了新型的液压胀形桥壳。关键词：驱动桥 ；主减速器；准双曲面齿轮；差速器；半轴；桥壳 金陵科技学院学士学位论文 AbstractDESIGN OF THE DRIVING AXLES IN CA1040P90L2 LIGHT-VANAbstract The topic I design is driving axles of light-van of CA1040P90L2.My driving axle design including driving axle structural style choice, Main gear box design, differential device design, rear axle form choice and design, and design of housing. The driving axle basic function is increases by the drive shaft ordirectly the torque which transmits by the transmission gear box, assigns the torque for is left，right actuates the wheel, and left, right causes to actuate the wheel to have the difference fast function which the automobile travel kinematics requests; At the same time, the driving axle also must with stand the function hangs 金陵科技学院学士学位论文 第1章 绪论the strength, the longitudinal force and the transverse force between the road surface and the frame or the compartment lead. In the design, Because this design vehicle type is the light-van, Therefore ,the driving axle structural style choice ordinary non-separation type, the main gear box gear uses the hyperboloid gear, the differential device uses the symmetrical expression circular cone planet gear differential device, the rear axle form selected the floating axle, the bridge shell has used the new hydroforming pressure housing.Keywords: Driving axle; Main gear box; Hyperboloidal gear;Differential device; Rear axle; Rear axle housing 第1章 绪论 汽车问世百余年来，已为世界经济的大发展、为人类进入现代化生活，产生了无法估量的巨大影响，为人类社会的进步作出了不可磨灭的巨大贡献。人类社会及人们生活的“汽车化”，大大地扩大了人们日常活动的范围，扩大并加速了地区间、国际间的交往，成倍地提高了人们外出办事的效率，极大地加快了人们的活动效率，促进了世界经济的大发展与人类的快速进步，开创了现代“汽车社会”这样一个崭新的时代。 驱动桥作为汽车的重要的组成部分处于传动系的末端，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、右驱动车轮，并使左、石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、驱动桥包括主减速器(又称主传动器)、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。如下图所示.图1-1 一般汽车驱动桥的组成 驱动桥不仅是汽车的动力传递机构，也是行走机构，还起着支承汽车荷重的作用。车架或车厢以及它们所承受的载荷等汽车簧上质量(又称为汽车的悬挂质量)是通过悬挂总成的弹性元件传给由车轮支承的各个车桥的。驱动桥不仅承受着作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力(簧上质量的作用力和车轮的支承反力)，而且承受着它们之间的纵向力（驱动力与制动力）和横向力（汽车转弯及在横坡路面上行驶产生的横向力）。除铅垂力由悬挂的弹性元件来传递外，纵向力和横向力可由一端卷耳及卷耳销铰接或两端采用橡胶垫支承的纵置钢板弹簧传递。对于不能传递纵向力和横向力的悬挂弹性元件，则这些力可由悬挂的导向装置、封闭式传动轴的套管或特设的传力杆来传递。 驱动桥的重量主要决定于桥壳及主减速器壳的结构型式。汽车的簧下质量与簧上质量的比率与驱动桥的结构型式有密切关系。对于普通的非断开式驱动桥来说，整个驱动桥总成及一端与其相连接并支承其上的传动轴的部分质量，与左右驱动车轮一起均属于汽车的簧下质量。当汽车行驶时，由于轮胎与不平路面相撞击下使簧下质量产生的冲击载荷经悬挂的弹性元件减缓后传给车厢、车架。显然，这种冲击载荷除随车速的提高和路面不平度的增大而增大外，还随汽车簧下质量的增大而增大。冲击载荷的增大将降低汽车的可靠性、行驶平顺性和缩短汽车的使用寿命。 在汽车的行驶过程中，驱动桥的受力情况复杂。非断开式驱动桥的桥壳，相当于受力复杂的空心梁，它必须有足够的强度和刚度，同时还应尽量地减轻质量，在设计中应较好地解决这两种要求之间的矛盾。而对于断开式驱动桥来说，由于其主减速器壳装在车架或车厢上，则主减速器、差速器、全部传动轴的质量和半轴的部分质量都转化为簧上质量，大大地减小汽车的簧下质量，加之又配以独立悬挂，因此，显著提高了汽车的行驶平顺性。但断开式驱动桥的结构较复杂。金陵科技学院学士学位论文 第2章 驱动桥的结构型式与布置 驱动桥的结构型式虽然可以不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的。综合所述，对驱动桥的基本要求可以归纳为； (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料经济性； (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、右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分地利用汽车的牵引力； (4)能承受和传递路面和车架或车厢间的铅垂力、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置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应； (7)齿轮与其他传动机件工作平稳，无噪声； (8)驱动桥总成及零、部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化从汽车变型的要求； (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，制造容易。第2章 驱动桥的结构型式与布置2.1 驱动桥的结构型式选择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。2.2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，最广泛地在各种载荷汽车、客车和公共汽车上，在多数越野车和部分轿车上也采用这种结构。它们的具体结构、特别是桥壳的结构虽然各不相同，但有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左、右驱动车轮上的刚性空心梁，而齿轮及半轴等所有的传动机件都在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，使汽车的簧下质量较大，这是它的一个缺点。采用单级主减速器代替双级主减速器可大大减小驱动桥质量。采用钢板冲压焊接的整体式桥壳及钢板扩制的整体式桥壳，均可显著地减轻驱动桥的质量。图2-1非断开式驱动桥 驱动桥的轮廓尺寸主要决定于减速器的型式。在汽车的轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定主减速器比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，则可改用双级结构。后者仅推荐用于主减速比大于7.6且载货在6吨以上的大型汽车上。对于公共汽车，为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和和乘客上下车方便性可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方，当然也有将轮边减速器的主、从动圆柱齿轮轴线置于同一水平面上或置于与地面斜交的平面上的布置；最后一种也是最常见的布置方案是采用行星齿轮结构。后者的优点是结构紧凑、刚度大、强度高，故广泛用于超重型汽车上。2.3断开式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的显著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互的运动，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梁或车厢底板上或与脊梁式车架相联。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此独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。所以断开式驱动桥也称为“带有摆动半轴的驱动桥”。图2-2 断开式驱动桥汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减震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，提高及其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要用于对平顺性要求较高的轿车及越野汽车上或多桥驱动的重型越野汽车。根据任务书的要求，在本设计中采用的是非断开式驱动桥。2.4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金陵科技学院学士学位论文 第3章 主减速器动，常采用的有44、66、88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88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。第3章 主减速器3.1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。3.1.1主减速器结构方案分析 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。a)螺旋锥齿轮传动b)双曲面齿轮传动c)圆柱齿轮传动d)蜗杆传动经方案论证，本设计主减速器采用单级主减速器。其传动比一般小于等于7。3.1.2主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 主动锥齿轮悬臂式支承 主动锥齿轮跨置式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。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130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1/51/7。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CA1040P90L2轻型货车装载质量为4t，所以选用跨置式。3.1.3主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法从动锥齿轮采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。图3-1从动锥齿轮的支承 辅助支承主要限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移。 图3-2主减速器从动锥齿轮的止推装置3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算主减速比,驱动桥的离地间隙和计算载荷是主减速器设计的原始数据,应在汽车总体设计时确定.由于设计过程中使用的参数和公式繁多,为提高计算效率和减少计算错误及重复性劳动,特将所需的参数和手册上的公式输入到CATIA中.可实时更新,使用十分方便.最重要的是可以多次使用.为以后的相似设计计算提供方便.下图即是CATIA界面下的特征树.其内容包括计算主减速比用的参数,主减速器齿轮计算载荷确定所用的参数,主减速器从动齿轮平均计算载荷用参数,主减速器强度计算用参数,差速器设计所用的参数,半轴设计所用的参数,桥壳受力分析及强度计算用参数.除了参数外,还有相关的判断函数,比如判断零件强度是否能达到设计要求,系统会根据所选择的参数计算并给出提示.这样方便了设计人员的设计和校核.图3-3 CATIA界面下的驱动桥设计相关参数3.2.1主减速比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。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。可利用在不同下的功率平衡田来研究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及其转速的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时值应按下式来确定： （3-1）式中:车轮的滚动半径,m;最大功率时的发动机转速,r/min;汽车的最高车速,km/h;变速器量高档传动比,通常为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，一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择： （3-2）式中分动器或加力器的高档传动比;轮边减速器的传动比。根据所选定的主减速比值，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=3000r/min , =120km/h, =0.375 ,=1代入（3-1）得出主减速比计算值=6图3-4 主减速比确定所用参数3.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定除了主减速比及其驱动桥离地间隙外,另一项原始参数便是主减速器齿轮的计算载荷.由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性,因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的.通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动轮上的转矩的较小值,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轮最大应力的计算载荷,即 (3-3) (3-4)式中:发动机最大转矩,N*m;(157N*m)由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比;(5.568)传动系上述传动部分的传动效率,取=0.9;由于”猛结合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数,对于一般载货汽车,取=1;该汽车的驱动桥数(=1);汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷(对于后驱动桥来说,应考虑到汽车最大加速时的负荷增大量),N;(40000)轮胎对地面的附着系数,对于安装一般轮胎的公路用汽车,取=0.85;车轮的滚动半径,m;(0.375)分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比(例如轮边减速器等).(分别取0.95,1)主传动比计算值(6)带入数据 图3-5主减速器齿轮计算载荷的计算结果由式(3-3)和(3-4)求得的计算载荷为最大转矩,而不是正常持续转矩,不能用它作为疲劳损坏的依据.汽车的类型很多,行驶工况又非常复杂,轿车一般在高速轻载条件下工作,而矿用汽车和越野汽车则常在高负荷低车速条件下工作,没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用转矩.但对于公路车辆来说,使用条件较非公路测量稳定,其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定,即主减速器从动齿轮的平均计算转矩为 N*m (3-5)式中: 汽车满载总重,N;(40000N)所牵引的挂车的满载总重,N,但仅用于牵引车的计算;(0)车轮的滚动半径,m;(0.375)道路滚动阻力系数,计算时对于轿车可取=0.010-0.015;对于载货汽车可取0.015-0.020;对于越野汽车可取0.020-0.035;(0.02)正常使用时的平均爬坡能力系数,通常对轿车取0.08;对载货汽车和城市公共汽车取0.05-0.09;对长途公共汽车取0.06-0.10;对越野汽车取0.09-0.30;(0.08)汽车或汽车列车的性能系数:当时,取=0.带入数据,取=0.所以图3-6主减速器从动齿轮的平均计算转矩3.2.3主减速器齿轮参数的选择1.齿数的选择对于单级主减速器，当6时，的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，最好大于5。当较小时，可取为712，但这时常常会因主、从齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求桥下离地间隙为了磨合均匀，主、从动齿轮齿数，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。取6，由66.1737.02，取37。 2.节圆直径的选择根据从动锥齿轮的计算转矩（3-3）（3-4）两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：239mm （3-6）取240mm 式中 从动锥齿轮的节圆直径，mm;直径系数，取14； 计算转矩，取5035.3。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，并用下式校核：5.1366.85 (3-7)式中 5035.3 模数系数，取0.30.4。 （230/356.49 取6.5） 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： F0.15537.19 mm 取F38式中 从动齿轮节圆直径； 5.双曲面齿轮的偏移距E在双曲面齿轮传动中,小齿轮中心线对大齿轮中心线的偏移距E的大小及偏移方向是该传动的重要参数.选择E值时应考虑到:对于轿车,轻型载货汽车的主减速器来说,E值不应超过从动齿轮节锥距的40%(接近于从动齿轮节圆直径的20%);传动比愈大则偏移距E应愈大. (3-9)带入数据取整E=35双曲面齿轮偏移,方向的规定如下图所示,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下方,则为上偏移,在从动齿轮中心线的下方则为下偏移.双曲面齿轮的偏移方向与其齿轮的螺旋方向之间有一定的关系:下偏移时主动齿轮的螺旋方向总是左旋,从动齿轮为右旋;上偏移时主动齿轮的螺旋方向为右旋,从动轮为左旋. 则本课题中的齿轮的偏移为下偏移,主动齿轮为左旋,从动齿轮为右旋图37双曲面齿轮的偏移距和偏移方向(a),(b)主动齿轮左旋，从动齿轮右旋下偏移(c),(d)主动齿轮右旋，从动齿轮左旋上偏移 6.螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向 对着齿面看去，如果齿轮的弯曲方向从其小端至大端为顺时针走向时，则称为右旋齿，反时针时则称为左旋齿。主、从动齿轮螺旋方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮的背面看去。所以主动齿轮螺旋方向是左旋，旋转方向是顺时针。（见图32）图3-8螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向及轴向力7.螺旋角的选择 双曲面齿轮传动，由于有了偏移距而使主、从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，而从动齿轮的小。螺旋角应足够大以使1.25。因愈大传动就愈平稳噪声就愈低。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。 “格里森”制推荐用下式，近似的预选主动齿轮螺旋角的名义值： （3-10）式中 主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值 主、从动齿轮齿数6，37； 从动齿轮节圆直径240mm; E双曲面齿轮的偏移距35mm; 预选后尚需用刀号来加以校正。首先要求出近似刀号：近似刀号10.588 （3-11）式中 主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示。 按近似刀号选取与其最接近的标准刀号（计有：），然后按选定的标准刀号反算螺旋角：47.57 （3-12）式中 标准刀号为。 最后选用的与之差不得超过5。8.齿轮法向压力角的选择 格里森规定载货汽车和重型汽车则应分别选用20和2230的法向压力角，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230的平均压力角。9.铣刀盘名义直径的选择 刀盘的名义直径是通过被切齿轮间中点的假象同心圆的直径。为了减少刀盘规格，刀盘名义直径已标准化，并规定每一种名义直径的刀盘可加工一定尺寸范围的“格里森制”螺旋锥齿轮与双曲面齿轮。 可用下式来初步估算刀盘的 名义直径：152.4， (3-13) 所以76.2mm。 式中 K系数，为使2为标准值，K可在0.91.1范围内选择某值，取K1.0； 分别为从动齿轮的节锥距和中点锥距，105.08mm，87.51mm； 从动齿轮的螺旋角31.5。 取刀盘名义半径标准值76.200mm。图3-9主减速器齿轮基本参数选择使用的公式3.2.4主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算与强度计算 1.主减速器圆弧齿双曲面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。 圆弧齿双曲面齿轮的这一计算方法适用于轴交角为90的所有传动比，但应使。此计算方法限用于格里森刀盘切齿。对于大齿轮直径超过650mm或小齿轮轴线偏移距E大于100mm时，须另行考率。表3-1主、从动锥齿轮参数参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮分度圆直径d=mz64240齿顶高ha=1.56m-h2;h2=0.27m6.774.42齿根高hf=1.733m-ha4.336.68齿顶圆直径da=d+2hacos90376齿根圆直径df=d-2hfcos60270齿顶角a241321齿根角f=arctan321241分锥角=arctan1476顶锥角a15417821根锥角f11397419锥距R=132132分度圆齿厚S=3.14mz99齿宽B=0.155d24747 2.主减速器圆弧齿双曲面齿轮的强度计算 在完成主减速器齿轮(“格里森”制)的几何计算之后,应验算其强度,进行强度计算,以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠地工作.1)单位齿长圆周力在汽车工业中,主减速器齿轮的表面耐磨性,常常用在其轮齿上的假定单位压力即单位齿长的圆周力来估算,即 N/mm (3-12)式中:P作用在齿轮上的圆周力,按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算,N; F从动轮的齿面宽,mm.按发动机最大转矩计算时: N/mm (3-13)式中: -发动机最大转矩,N*m-变速器传动比; -主动轮节圆直径,mm.带入数据: 按最大附着力矩计算时: N/mm (3-14)式中: -汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,N;对后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增大量; -轮胎与地面的附着系数, -轮胎的滚动半径,m;-主减速器从动齿轮节圆直径,mm.带入数据 PP= 1429*1.25=1786.25 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。 图3-10 单位齿长圆周力计算结果2)轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力为 (3-15)式中: -该齿轮的计算转矩; -超载系数;-尺寸系数,反映材料性质的不均匀性,与齿轮尺寸与热处理等有关.当端面模数大于等于1.6mm时,;-载荷分配系数;-质量系数-计算齿轮的齿面宽,mm;-计算齿轮的齿数;-端面模数,mm;-计算弯曲应力用的综合系数.带入数据主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。图3-11 轮齿的弯曲强度计算 3)轮齿的齿面接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为 (3-16)式中: 主动齿轮最大转矩,N*m 主动齿轮工作转矩,N*m材料的弹性系数,对于钢制齿轮副取232.6;主动齿轮节圆直径,mm;见前面几式的说明;尺寸系数,它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响,在缺乏经验的情况下,可取1;表面质量系数,决定与齿面最后加工的性质(如铣齿,研齿,磨齿等),即表面粗糙度几表面覆盖层的性质(如镀铜,磷化处理等).一般情况下,对于制造精确的齿轮可取1;齿面宽,mm;取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽);计算接触应力的综合系数(或称几何系数).带入数据jj=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。图3-12 轮齿的接触强度计算结果3.2.5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.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。 用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC5864，而芯部硬度较低，当m8时为HRC3245。 对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m5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，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。 3.2.6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前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，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图3-13 主动锥齿轮齿面受力简图齿面宽中点的圆周力P为7466.67N （3-20）式中 T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩； （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：156.8（） （3-21） 式中 发动机最大转矩，157； 变速器，,档使用率为1，3，12，64，20； 变速器的传动比为6.09，4.39，2.69，1，0.764； 变速器处于，,档时的发动机转矩利用率50，60，70，70，60。） 该齿轮齿面宽中点的分度圆直径；对于双曲面齿轮195.35（mm） （3-22） 38.6（mm） （3-23）式中 主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 从动齿轮节圆直径230mm; F从动齿轮齿面宽36mm； 主、从动齿轮齿数6，35； 从动齿轮的节锥角76.9； 从动齿轮的根锥角74.26； 双曲面主、从动齿轮的螺旋角47.3，35.2。 对于双曲面齿轮传动来说，由于主、从动齿轮的螺旋角不等，因此它们的圆周力也不相等，作用在双曲面从动齿轮齿面宽中点的圆周力为：9764.6(N) (3-24)式中 作用在主、从动齿轮齿面宽中点的圆周力。 双曲面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。9247（N） （3-25） 2890（N） （3-26） 从动齿轮的螺旋方向为右；旋转方向为逆时针。 3258.5（N） （3-27）6986.9（N） （3-28）式中 齿廓表面的法向压力角； 主、从动齿轮齿面宽中点处的螺旋角； 主、从动齿轮的节锥角。 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。 图3-14 主减速器轴承的布置尺寸(a)悬臂支承的主动锥齿轮；(b)骑马式支承的主动锥齿轮1）悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷轴承A、B的径向载荷为25832.4（N） （3-29）30214.7（N） （3-30）式中 主动齿轮齿面宽中点处的圆周力； 主动齿轮的轴向力； 主动齿轮的径向力； 主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径；2）单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2264.3（N） （3-31）8310.5（N） （3-32）式中 从动齿轮齿面宽中点处的圆周力； 从动齿轮的轴向力； 从动齿轮的径向力； 从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径；3）主减速器轴承寿命按当量转矩求出轴承的径向载荷R和轴向载荷A以后，即可根据轴承手册或样本给出的该轴承型号轴承的有关公式计算出该轴承的当量动载荷P。在这里由于R与A是根据式（21）所示的当量转矩计算出来的，而后者已考虑了变速器的各档使用率及在各档的发动机转矩利用率，故根据R及A计算所得的P值是该轴承的总当量动载荷P，可直接用于求轴承的额定寿命L（10转）:L= （3-33）式中 C轴承的额定动载荷，可由手册中查到； 寿命指数，对于圆锥滚子轴承。 B处轴承初选32308E： =0.83e=0.35=19966(N) (3-34) L=251.3512(10转) D处轴承初选30213E：=0.56e=0.42=6868(N) (3-35) L=4157.258(10转) 在实际计算中，轴承的使用寿命可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程S来计算： （3-36） 以工作小时数表示轴承的额定寿命： （3-37） B处轴承32308E寿命： 862435（km） D处轴承30213E寿命： =8945627（km）式中 n轴承的计算转矩，r/min,可根据汽车的平均行驶速度计算，对于无轮边减速器的驱动桥来说，从动齿轮（差速器）轴承的计算转矩为： 309.7（r/min） （3-38） 主动齿轮轴承转矩： 1805.8（r/min） （3-39）式中 轮胎滚动半径0.343535m; 汽车的平均行驶速度，km/h,对于载货汽车可取40 km/h。 为方便设计和计算,建立了圆锥滚子选择轴承的全参数化3D模型,在3D布置时只需选择轴承的型号,其数模即可更新,这样可以很快的观察到自己所选择的轴承的效果.金陵科技学院学士学位论文 第3章 主减速器图3-15 全参数化设计的圆锥滚子轴承3.2.7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