货车主减速器的设计毕业论文.doc

2012届毕业设计说明书货车主减速器的设计毕业论文目录第一章 主减速器的设计11.1主减速器的结构形式11.2主减速器减速型式的选择11.3主减速器齿轮型式的选择11.3.1螺旋锥齿轮与双曲面齿轮比较21.3.2双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点21.4主减速器主动齿轮的支承型式选择31.4.1主减速器主动齿轮的支承型式31.5主减速器从动齿轮支承的选择41.6主减速器齿轮计算荷载的确定51.7主减速器齿轮基本参数的选择71.7.1齿数的选择71.7.2节圆直径的选择81.7.3齿轮端面模数的选择81.7.4齿面宽的选择91.7.5双曲面齿轮的偏移距E与偏移方向的选择91.7.6双曲面齿轮螺旋方向的选择101.7.7螺旋角的选择111.7.8齿轮法向压力角的选择131.8双曲面齿轮的强度计算151.8.1单位齿长上的圆周力151.8.2齿轮的弯曲强度计算161.8.3齿轮的接触强度计算181.9主减速器齿轮的材料及热处理191.10主减速器轴承的计算20第二章 差速器262.1差速器的结构与选择262.2差速器齿轮基本参数选择272.2.1行星齿轮数目的选择272.2.2行星齿轮球半径RB的确定272.2.3行星齿轮与半轴齿轮齿轮数的选择282.2.4差速器锥形齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初选282.2.5压力角282.2.6行星齿轮的安装直径及其深度L的确定292.3差速器齿轮的弯曲应力29第三章 驱动桥车轮的传动装置313.1半轴的型式313.1.1半浮式半轴313.1.2 3/4浮式半轴313.1.3全浮式半轴313.2 半轴的设计与计算343.2.1载荷工况343.2.2全浮式半轴的设计计算343.2.3主动锥齿轮花键的校核363.2.4半轴结构设计及材料37第四章 驱动桥桥壳384.1 桥壳结构的形式与选择384.1.1可分式桥壳384.1.2整体式桥壳384.1.3组合式桥壳404.2桥壳的强度计算404.2.1桥壳的静弯曲应力计算414.2.2在不平的路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算424.2.3汽车以最大牵引力行驶时桥壳的强度计算434.2.4汽车紧急制动时桥壳的强度计算45总结47致谢48参考文献49附录5050第一章 主减速器的设计主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应的减低转速，以及当发动机纵置事还具有改变转矩旋转方向的作用。1.1主减速器的结构形式为了满足不同的需求，主减速器的结构形似也是不同的。按参加减速的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器。在双级式主减速器中，若第二级减速齿轮有两副，并置于两车车轮附近，实际上成为独立的部件，则称为轮边主减速器。按主减速器主传动比挡数分，有单速式和双速式。前者的传动比是固定的，后者有两个传动比供驾驶员选择，以适应不同的行驶条件的需求。按齿轮副的形式分，有圆柱齿轮、锥齿轮、双曲面齿轮、蜗杆齿轮6。1.2主减速器减速型式的选择主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、单级贯通、主减速器及轮边减速等。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，由于本次设计参考的车辆驱动形式为4X2，所以不用考虑单级贯通主减速器。但主要取决于动力性、经济性等整车性能所要求的主减速器比io的大小及驱动桥的离地间隙、驱动动桥的数目与布置型式等。单级主减速器具有结构简单。质量小、尺寸紧凑及制造成本低等特点，因此它广泛地运用主减速比io7.6的各种中小型汽车上。大多数中型货车都采用这种型式。多数采用单级主减速的载货汽车的传动比则选择在57.双级主减速器结构复杂、质量大、制造成本高，因此仅用在主减速比在7.6io12且在采用单级减速器不能满足既定的减速比与离地间隙要求的重型汽车上。也就说双级主减速器在相同的主减速比的情况下，可以大大缩小驱动桥的尺寸从而增大了最小离地间隙。轮边主减速器也属于双级主减速器的一种，它不仅具有减小驱动桥尺寸的优点还具有减小半轴所受的转矩。但是它的缺点也是明显的。根据驱动桥设计的基本要求在单级减速器满足的情况下，不考虑双级主减速器。又因本次设计参考的车型为中型货车。无论从生产成本与售后维修成本来说首选单级主减速器1。1.3主减速器齿轮型式的选择现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。蜗杆蜗轮传动虽然在汽车驱动桥上也得到了一定的应用，但主要是在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要有大的主减速比（814）时，采用一级蜗杆传动比较合适，因此本次设计也无需考虑蜗杆传动。在货车驱动桥设计中通常在双级主减速器才会出现圆柱齿轮，因此也不需要考虑。螺旋锥齿轮如图1-3（a）所示。其主、从动齿轮轴线线相较于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速器齿轮副都采用900交角的布置。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上齿轮同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受较大的负荷。加之齿轮不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而的转向另一端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动动是很小的。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。图1-3 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动（a） 螺旋锥齿轮传动 （b）双曲面齿轮齿轮传动双曲面齿轮如图1-3（b）所示。其主、从动动齿轮轴线不相交而呈现空间交叉，其空间交叉角也是900。但其具有偏移距离。当偏移距离大到一定的程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁边通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的支承。这对增强支承刚度。保证齿轮正确啮合从而提高齿轮寿命都有好处。1.3.1螺旋锥齿轮与双曲面齿轮比较1.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。 2.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。 3.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为小，因而有较大的离地间隙。 1.3.2双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点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，使其具有更高的运转平稳性。 2.由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30。 3.双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。 4.双曲面主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。 5.双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6.双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度 ，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。当传动比io4.5时，双曲面齿轮更具优势。当传动比4.5io2时，两种齿轮都很适合。当传动比2io时，螺旋锥齿轮更为合适。本次设计的车桥的传动比为6.33，因此选双曲面齿轮更为合理。1.4主减速器主动齿轮的支承型式选择主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的 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8。1.4.1主减速器主动齿轮的支承型式1.悬臂式悬臂式支承结构(图 1-4a)的特点是在主动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凸 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。应注意，对于圆锥滚子轴承来说，由于润滑油只能从圆锥滚子轴承的小端在离心力的作用下流向大端，因此在壳体上应有通入两轴承的进油道级使润滑油返回的回油道。图1-4 支承型式2.跨置式跨置式支承结构(图 1-4b)的特点是在主动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，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。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。本次设计所参考的车型为中型货车。所以选择跨置式。1.5主减速器从动齿轮支承的选择从动齿轮的支承(图1-5)，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而定的。1.增强支承刚度，c+d应尽量小，但应使从动齿轮背面有足够的空间设置加强筋。2.增强支承的稳定性，c+d不应小于从动齿轮节圆直径的70%。3.为了使载荷尽量均匀分布在两轴承上，应使cd1。图1-5 从动齿轮支承型式对于从动齿轮辐条的设置：轿车和轻型载货汽车采用无辐条式结构并且用细牙螺钉紧配合在差速器壳上。中型或重型多采用有辐条式结构，用螺栓或铆钉与差速器壳固定。所以选择有辐条式结构。止推装置对从动齿轮外缘背面加以支承，使其在大的负荷下不产生较大的变形。对于主减速器采用双曲面齿轮副来说尤为重要。因为双曲面齿轮具有对安装误差敏感的特点。止推装置有三种：不可调的，可调整的和滚轮式的止推装置。主减速器主、从动齿轮在载荷下作用下的偏移容许极限值见图1-6图1-6 偏移容许极限值1.6主减速器齿轮计算荷载的确定一般将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时与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（Tje、 Tj）的较小者，作为载货汽车在强度计算用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。有： （1.61） （1.62）式中 发动机最大转矩，本次设计为730Nm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，本次设计取6.339.258.236.超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野车以及液力传动的各类汽车取1.当性能系数fp0.可以取2. ma=12000kg . fp0.所以=1.N该车的驱动桥数目；本次设计取1.汽车满载时后驱动桥给水平地面的最大负荷；平头货车且4X2型后双胎，后桥应达到总质量的65%.2 =120009.80.65=76440N.m2最大加速度时后轴负荷增大量，一般乘用车取1.21.4,。货车取1.11.2.本次设计取1.2.轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路汽车，=0.85，越野车，=1.对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，=1.25。本次设计取=0.85.车轮的滚动半径，本次设计取0.502m.汽车传动比，在此取0.9 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速比。本次设计取0.98，取1.因为不是轮边主减速器。最后代入数字得：=38261.05N. =39939.12N对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定，主减速器从动齿轮轮的平均计算转矩。 （1.63）式中 汽车满载总重，在此取120009.8=117600N道路滚动阻力系数，轿车取0.0100.015；载货汽车取0.0150.020；越野车取0.0200.035；在此取0.018.汽车正常使用时的爬坡能力系数。一般轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；长途汽车取0.060.10；越野车取0.090.30.在此取0.07。汽车性能系数代入数字可得=0；最后1.7主减速器齿轮基本参数的选择1.7.1齿数的选择齿数选择的要求1.对于单级主减速器，io较大时；主动齿轮齿数z1取得小些，以得到满意的驱动桥离地间距3。2. io6时，z1最小可以去到5，但为了啮合平稳与提高疲劳强度，z1最好大于5；3.为了磨合均匀，主、从动齿轮齿数之间应避免公约数；4.为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于轿车不应小于40；对于轿车不应小于50；因此根据齿数选择的要求及下表1-7-1，可以选z1为7，则z2=76.33=44.3144。表1-7-1 齿数推荐1.7.2节圆直径的选择可根据从动齿轮的计算转矩（见式1.61、1.62并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： （1.71）式中 从动齿轮的节圆直径；直径系数，取1316，在此取14;计算转矩取式子2.61、2.62中较小者。最后代入数字有：=mm.最后初选d2=475mm.1.7.3齿轮端面模数的选择选定后，可有式子 m=d2/z2 算出从动齿轮大端端面模数，代入数字有；m=455/4410.80.用以下式子进行校核： （1.72）式中 计算转矩；模数系数，取0.30.4;代入数字有：10.11m13.48,因此符合要求，又根据下表1-7-3选择合适的模数；表1-7-3 锥齿轮模数（mm）最后选取m=11mm,反算有d2=4411=484mm;1.7.4齿面宽的选择双曲面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。因此从动齿轮齿宽 F=0.155d2 （1.73）最后得：F=0.155484=75.02mm；最后取整：F=80mm;主动齿轮齿宽F1应比F大10%，因此F1=1.180=88mm;最后取整F1=88mm1.7.5双曲面齿轮的偏移距E与偏移方向的选择1轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的值，不应超过从动齿轮节锥距的40%（接近于从动齿轮大端分度圆直径的20%）；而载货汽车、越野汽车和公交车等重负荷传动，则不应超过从动齿轮节锥距的20%（或取为的10%12%，一般不超过12%）。传动比越大则也应越大，大传动比的双曲面齿轮传动，可达到的20%30%，但此时需要检查是否存在根切。因此有：=0.10d2=0.10484=48.80mm,取整有E=48mm;双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种如图1-7。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反.图1-7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，从动齿轮左旋下偏移1.7.6双曲面齿轮螺旋方向的选择无论怎么选择。都应该遵循的原则是；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，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。如图1-8，可知为了使车辆前进挡向前行驶，则从动齿轮应该是逆时针旋转（从齿轮背后看去）。而主动齿轮从大端看向小端应为顺时针旋转。所以根据图可知，主动齿轮的螺旋方向选左旋，从动齿轮的螺旋方向是右旋。只有这样才能使汽车挂前进挡时主动齿轮轴向力离开锥顶方向。图1-8双曲面齿轮的螺旋方向及轴向力1.7.7螺旋角的选择螺旋锥齿轮和双曲面齿轮螺旋角沿齿宽是变化的，因此，常用齿面宽中点处的螺旋角来表示，称为中点螺旋角或名义螺旋角（图1-9）。螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，而双曲面齿轮副由于存在偏移距，而使其中点螺旋角不相等，且主动齿轮螺旋角要比从动齿轮螺旋角大,两者之差称为偏移角。图1-9 螺旋角选择时，应考虑它对齿面重叠系数、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般应不小于1.25，对于轿车应在1.51.8内选取。但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大3。 “格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值： （1.77）式中：主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值；、主、从动齿轮齿数；从动齿轮的分度圆直径；双曲面齿轮副的偏移距。代入数字有：最后根据下表1-7-7b选取450。表1-7-7b 螺旋角选择参考表所得的螺旋角应按表1-7-7c来检验的大小，使其不小于1.25.该图的纵坐标F/m是齿面宽与模数之比。偏移角： 按双曲面齿轮几何计算用表，则有：16.280 =-=450-16.280=28.720表1-7-7c 齿面重叠系数 1.7.8齿轮法向压力角的选择格里森制齿轮规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用1430或16的法向压力角，载货汽车和重型汽车选用20或2230的法向压力角；对于双曲面齿轮轿车选用19的平均压力角，载货汽车选用2230的平均压力角。当8时，其平均压力角均选用2115。因此本次设计选取2230.双曲面几何尺寸序号名称结果17244311480588622.50748896948410203.20114501228.7213100（大约）14790（大约）15800（大约）16740（大约）1716.2801840190.1302043（单位为分）21279（单位为分）22螺旋方向主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。23旋转方向主动齿轮顺时针，从动齿轮逆时针。1.8双曲面齿轮的强度计算1.8.1单位齿长上的圆周力单位齿长上的圆周力： （1.81）式中 单位齿长的圆角力；作用在齿轮上的圆周力；从动齿轮的齿面宽度；按发动机最大转矩计算时： （1.82）式中：发动机最大转矩；变速器传动比，通常取档及直接档进行计算；主动齿轮分度圆直径；对于双曲面齿轮分度圆直径有：按最大附着力矩计算时有： （1.83）式中：满载下驱动桥上的静载荷；轮胎与地面的附着系数；轮胎的滚动半径；主减速器从动齿轮分度圆半径;常作为估算主减速器齿轮表面耐磨性。许用单位齿长上的圆周力见表表1-8-1。现代汽车材质及加工工艺等制造质量的提高，计算所得的值有可能高出该图数据达20%25%；表1-8-1 许用单位齿长上的圆周力 N/mm 代入相应的数字有：=表中的载货汽车圆周力数据都扩大25%。有;1786.25N/mm.以上所得数据都小于1786.25 N/mm.所以都符合。1.8.2齿轮的弯曲强度计算汽车主减速器双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力（N/mm2） （1.84）式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力；所计算齿轮的计算转矩(N.m)；从动齿轮按中较小和计算（一般由于从动齿轮受力较主动齿轮大，常只校核从动齿轮）；超载载系数；尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当1.6mm时，=(25.4)。计算得：0.811. 载荷分配系数，当两个齿轮均采用跨置式结构：=1.01.1，当一个齿轮采用跨置式结构：=1.101.25；质量系数，对于汽车驱动桥，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，=1.0；所计算的齿轮齿面宽(mm)；所讨论齿轮的齿数；端面模数 所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，从表1-8-2选取;中较小计算时，汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为700MPa;按计算时，许用弯曲应力为210.9MPa,破坏循环次数为6106。从动齿轮受力一般都比主动齿轮大。所以本次计算所采用的数据为从动齿轮的。从表1-8-2可知0.286.代入数字有：计算结果小于700MPa,所以符合要求，合格。将换成计算时，有，小于210.9MPa，符合要求。汽车主减速器齿轮的损坏形式主要是疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩有关中的最小者只能用来检验最大应力。表1-8-2 弯曲计算用综合系数，用于平均压力角为2230的双曲面齿轮1.8.3齿轮的接触强度计算双曲面齿轮齿面的计算接触应力为： （1.85）式中:锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；主动齿轮计算转矩（N.m）；有; 38261.056.330.966296.25。 主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；齿面宽，通常取从动齿轮的；尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当1.6mm时，=(25.4)。表面质量系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，取1.0；综合弹性系数，针对钢齿轮取232.6Nmm；齿面接触强度的综合系数；按表1-8-3选取，最后取0.182.分别代入数最大应力有：主动齿轮平均转距有：代入主动齿轮平均转矩有： 表1-8-3接触强度计算综合系数J，用于平均压力角为2230的双曲面齿轮 当按照计算时，许用接触应力为2800MPa;当按照计算时，许用接触应力1750MPa;由以上计算可知，符合要求，合格。1.9主减速器齿轮的材料及热处理汽车主减速器锥齿轮的工作条件相当繁重，与传动系其它齿轮相比较，具有载荷大、作用时间长、变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。它是传动系中的薄弱环节。因此对齿轮材料及热处理应满足如下要求：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；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）选择齿轮材料的合金元素要适应我国的情况。尽量少用我国矿藏量少的元素的合金钢（如镍、铬等），而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢；汽车主减速器双曲面齿轮目前常用渗碳合金钢制造，常用钢号有：20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo等，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数8时为2945HRC，当端面模数8时为3245HRC。对渗碳层有如下规定：当端面模数5时，厚度为0.91.3mm=58时，厚度为1.01.4mm 8时，厚度为1.21.6mm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，双曲面齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.0050.020mm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。1.10主减速器轴承的计算影响轴承的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4。 主减速器轴承的当量载荷有： （1.10）式中 发动机最大转矩；变速器，倒档使用率，如无统计数据。可参考表1-10；变速器，倒档的传动比；变变速器处于，倒档的发动机转矩利用率，考参表1-11表1-10变速器各档的使用率 %本次设计参考的车型的变速器有7档，其中最大档为直接档，通过对比我们得出，无论是轿车还是货车，当最高档为直接档时，该档位的使用率最高。同时对于货车来说最高当前的一档通常使用率最高。不难推出该档位的传动比应接近1.这样在保证有足够的转矩的情况下获得较高的速度。因此根据表个人认为选用货车6档为直接档与八档为超速档作为参考的数据进行参考。因此拟定各档的使用率依次为：0.5，1，3，5.5，10，15，70。倒档的使用率初定为0.15 。 表1-11 ft的参考值（ %）根据表拟定一档至七档的利用率一次为：50，60，70，70，70，70，70。倒档初定为50。最后代入数字有：955N.m齿面宽度中心处的圆周力P为： （1.11）对于双曲面齿轮有： （1.12）式中 作用齿轮上的转矩。主动齿轮当量转矩；主，从动齿轮齿面宽度中心的分度圆直径；从动齿轮节圆直径；从动齿轮的宽度；主，从动齿轮齿数；从动齿轮的跟锥角；双曲面主，从动齿轮的螺旋角。代入数字有：则可以知道 对于双曲面齿轮来说，由于主，从动齿轮的螺旋角不等，因此作用在双曲面主齿轮齿面宽中心的圆周力为： （1.13）代入数字有：式中的作用在主，从动齿轮齿面宽度中点的圆周力。作用在主减速器主齿轮上的力，。由于小齿轮为左旋且顺时针旋转，所以它的轴向力与径向力分别为：总的轴向力： （1.14）总的径向力： （1.15） 对于上式中，因为是双曲面齿轮，所以为压力角，而在计算主动齿轮轴向力时用面面锥角的数值代入；计算从动齿轮轴向力时用根锥角的数值代入。分别代入数字有：主动齿轮轴向力： 从动齿轮轴向力：主动齿轮径向力：从动齿轮径向力：跨置式支承的主动齿轮与从动齿轮轴承的轴向力就是齿轮副所受的轴向力。而它们的径向力为上述齿轮径向力、轴向力、圆周力引起轴承径向反支承力的向量和。按图1-10有：轴承A、B、C、D的径向力载荷分别为： （1.16）主、从动齿轮都有自己的P、A、R。取a=165mm，b=102mm，c=63mm;代入数字有：对于A轴承寿命进行计算;由于螺旋方向的原因，在c处的轴承只承受径向力。因此当量动载荷为。因此轴承的额定寿命L有： （1.17）式中 轴承的额定动载荷，本次设计初步采用N2306E的圆柱滚子轴承，查表有=70KN4；寿命指数，对于圆柱、圆锥滚子轴承取10/3，对于球轴承取314。代入数字有：从动齿轮轴承的转速n2有： （1.18）式中 汽车的平均行驶速度，对于轿车可以取5566km/h.对于载货汽车可以取3540km/h.在此取37.5km/h.代入数字有：而主动齿轮轴承的转速在实际计算中，以工作小时数表示轴承的额定寿命，因此有： 代入数字有：假设7万公里进行一次大修，以37.5km/h行驶，那么需要用时大约1867h。所以选择的轴承符合要求。对于B轴承寿命计算：B处的轴承不是一个轴承，而是一对轴承6。因此在计算当量动载荷按按双列轴承选用。初选的轴承型号为30313额定动载荷为185KN4。由于.所以当量载荷4，查表可以知道Y取1.24.最后有：则有：无需往下算就可以知道，初选的轴承完全符合要求。图1-10 主减速器轴承的布置尺寸对C、D两处轴承的寿命进行计算：初选圆锥滚子轴承，其型号为30316.额定载荷为278KN。取a=385mm，b=221mm，c=164mm;则轴承受到的径向力有：由计算结果可以知道，所以当量载荷14。查表可以知道Y取1.7.最后有：.无需往下算，根据以上的计算结果。可以知道C、D两处轴承的工作环境要由于A、B两处的7。而C、D两处轴承所选的轴承的力学性能由于前者。所以符合要求。在上图1-10（b）中可以知道c处的轴承只承受径向力。因此采用圆柱滚子轴承。第二章 差速器根据汽车行驶运动学的要求和实际车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：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：转弯、即使直线行驶，也有可能因为两侧车轮所滚过的路面垂向波形的不同，或车轮气压、轮胎负荷、车轮的磨损程度的不同及制造误差等因素引起滚动半径不同。如果采用一根整体的驱动轴将使车轮产生滑移与滑转。这会使轮胎过早磨损，消耗功率和燃料。增加驱动桥的载荷。，此外由于产生了滑转与滑移。易使汽车在转向稳定性变差。为了解决这些问题就需要差速器8。2.1差速器的结构与选择差速器的选择应根据所设计汽车的类型及使用条件出发。差速器的结构型式有多种，主要的结构见图2-1图2-1差速器主要结构类型对于在公路上和市区行驶的汽车来说，因路面的情况较好且驱动轮与地面的附着系数变化小，因此采用了结构简单、工作稳定、制造方面的普通对称式圆锥行星齿轮差速器。根据设计所参考的车型。选择对称式圆锥齿轮差速器。普通对称式圆锥行星齿轮差速器结构见图2-2图2-2差速器结构2.2差速器齿轮基本参数选择2.2.1行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。本次设计的参考车型为货车，因此选择4个行星齿轮1。2.2.2行星齿轮球半径RB的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定行星齿轮背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式确定： （2.22）式中 行星齿轮球面半径系数，=2.522.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的桥车以及越野车、矿用汽车取大值。因此在此取2.75.计算转矩。代入数字有：确定后，即可根据下式预选其节锥距： （2.23）代入数字有： 90.891.7 最后取整有91.2.2.3行星齿轮与半轴齿轮齿轮数的选择为了得到较大模数从而使齿数有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量小，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1.52范围内13。因此对于行星齿轮初选10.而对于半轴齿轮初选18.为了行星齿轮与半轴齿轮啮合8。应注意在任何圆锥行星齿轮差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数之和必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装。根据初选的数值有：1824=9.此因是符合要求的。2.2.4差速器锥形齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初选初步选出行星齿轮与半轴齿轮节锥角： 式中 z1与z2分别为行星齿轮与半轴齿轮的齿数。再根据下公式初步求出圆锥齿轮的大端模数：。最后为了使齿轮具有较大强度取整为10.因此节圆直径d即可由下式求得： d=zm (2.24)因此行星齿轮节圆直径d1=1010=100mm半轴齿轮节圆直径d2=1810=180mm2.2.5压力角过去的汽车差速器齿轮都选用200压力角，这时的齿高系数为1.而最少齿数为13.现在汽车的差速器齿轮大都选择用的压力角13，齿高系数为0.8，最小齿数为10.并且在行星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后，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为200的少1。故可用较大的模数以提高齿轮强度。2.2.6行星齿轮的安装直径及其深度L的确定行星齿轮安装孔与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮轴上的支承长度。通常取， （2.26）式中 差速器传递的转矩；行星齿轮数；如图2-3，为行星齿轮支承面中心点到锥顶的距离，是半轴齿轮齿面宽中心处的直径，0.8=144； 0.5144=72.支承面的许应力，取为69MP。带入数字有：那么=1.141.83=46.02mm,最后取整为46mm.图2-3差速器行星齿轮安装孔直径与其深度L。2.3差速器齿轮的弯曲应力差速器齿轮主要进行弯曲强度的计算，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，仅在左右驱动轮有转速差时行星齿轮与半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故9。汽车差速器齿轮弯曲应力为 (2.3)式中 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩计算转矩，按，两者中的较小者和；这样的结果为2739.16和1468.35。最后计算出的分别要求不大于980与210.9差速器行星齿轮数目；半轴齿轮数；超载载系数，由式子2.62推出取1；尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当1.6mm时，=(25.4)。计算得：0.811. 载荷分配系数，当两个齿轮均采用跨置式结构：=1.01.1，当一个齿轮采用跨置式结构：=1.101.25；质量系数，对于汽车驱动桥，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，=1.0；所计算的齿轮齿面宽(mm)；端面模数。分别代入数字有：最后计算出的结果分别小于980MPa与210.9MPa符合。第三章 驱动桥车轮的传动装置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动传给驱动车轮。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12。3.1半轴的型式普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式见图3-1。因受力的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式。3.1.1半浮式半轴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，半浮式半轴除了传递转矩外，还要承受车轮传来的垂直力Z2、纵向力X2及侧向力Y2所引起的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但其具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车9。3.1.2 3/4浮式半轴如图3-2，3/4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，因此这种半轴除了承受全部转矩外，X2，Y2，Z2，力所形成的弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式还得承受部分弯矩，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Y2引起的弯矩Y2rr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。3.1.3全浮式半轴如图3-3，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，且两轴的圆锥滚子轴承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轿车与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在工作承受一定的弯矩。具有全浮式的半轴的驱动桥的外端结构复杂，需要采用形状复杂且质量及尺寸都比较大的轮毂，制造成本较高，但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上10。图3-1 半轴型式及受力简图图3-2 3/4浮式半轴端部结构1-半轴；2-轴承；3-驱动桥壳的半轴套管；4-半轴突缘。图3-3 全浮式半轴端部结构1-半轴；2-半轴套管；3-轮毂；4-轴承；5-锁紧螺母。根据设计参考的车型为中型汽车，所以选择全浮式半轴。3.2 半轴的设计与计算3.2.1载荷工况半轴的计算应考虑到以下的三种可能的载荷工况：1.纵向力X2（驱动力或制动力）最大时(X=Z2),附着系数取0.8，没有侧向力的作用；2.侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2,侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算时取1.0，没有纵向力作用；3.垂向力最大时，这发生在汽车可能以高速通过不平路面，其值为，是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力X2、侧向力Y2值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有：由于纵向力最大时不会又侧向力作用，而侧向力值最大时也不会有纵向力作用。3.2.2全浮式半轴的设计计算驱动桥所受的纵向力有两种情况，一种是按最大附着力计算，另一种按发动机最大转矩及传动系最低传动比计算所得的纵向力。按最大附着力有： （3.22）式中 轮胎与地面的附着系数，取0.8；分别为