黄河JN4171双速主减速器设计.doc

课程设计说明书 题目名称： 黄河JN4171双速主减速器设计院系名称： 机械工程及自动化学院 班 级： 车辆2班 学 号： 020900727 学生姓名： 郭泳翔 指导教师： 赵云 2012 年 1月目 录1 摘要22 整体方案设计33 主减速器设计63.1 主减速器的减速形式63.2 主减速器的齿轮形式63.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法73.4 主减速器一级减速齿轮计算载荷与基本参数选择的确定73.4.1 计算载荷的确定73.4.2 锥齿轮主要参数的选择93.4.3主要计算结果：103.4.4 主减速器锥齿轮的强度计算124 第一对二级斜齿圆柱齿轮设计154.1主要参数的选择154.1.1 精度等级、材料及齿数、齿型154.1.2 按齿面接触强度设计154.1.3按齿根弯曲强度设计174.1.4几何尺寸计算184.2主要计算结果195 第二对二级斜齿圆柱齿轮设计205.1主要参数的选择205.1.1 精度等级、材料及齿型205.1.2 主要尺寸计算205.1.3 按齿面接触强度校核205.1.4 按齿面弯曲强度校核215.2主要计算结果226 差速器设计236.1差速器齿轮基本参数选择246.2 差速器齿轮的几何尺寸计算266.3差速器齿轮的强度计算287 主减速器齿轮轴承的载荷计算287.1 主动锥齿轮轴承的载荷计算297.1.1 计算齿面上的作用力297.1.2 主动锥齿轮轴承的载荷307.1.3 主动锥齿轮轴承寿命的计算317.2 从动锥齿轮轴承的载荷计算327.2.1 从动锥齿轮轴受力分析327.2.2 载荷计算335.半轴及花键设计校核345.1半轴设计345.2花键设计359 主减速器齿轮的材料及热处理35参考文献371 摘要汽车主减速器及差速器是汽车传动中的最重要的部件之一。它能够将万向传动装置产来的发动机转矩传给驱动车轮，以实现降速增扭。本次设计的是有关重型载货汽车的主减速器和差速器总成。并要使其具有通过性。本次设计的内容包括有：方案选择，结构的优化与改进。齿轮与齿轮轴的设计与校核，以及轴承的选用与校核。方案确定主要依据原始设计参数，对比同类型的减速器及差速器，确定此轮的传动比，并对其中重要的齿轮进行齿面接触和齿轮弯曲疲劳强度的校核。而对轴的设计过程中着重齿轮的布置。轴承的选用力求结构简单且满足要求。主减速器及差速器的设计对提高汽车行驶平稳性和其通过性有着独特的作用，是汽车设计的重点之一。关键词：主减速器，差速器，锥齿轮，行星齿轮，半轴齿轮。2 整体方案设计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。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。螺旋锥齿轮传动(图2-1a)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2-1 主减速器齿轮传动形式a)螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆传动双曲面齿轮传动(图2-1b)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E的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角(图2-2)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比 (2-1) 图2-2双曲面齿轮副受力情况式中,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。螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图54)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。双曲面齿轮传动比为 (2-2) 式中，为双曲面齿轮传动比；、分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。螺旋锥齿轮传动比为 (2-3)令，则。由于，所以系数K1，一般为1.251.50。这说明：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。另外，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大于从动齿轮的，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。但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99。2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。4)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，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。圆柱齿轮传动(图2-1c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥(图2-3)和双速主减速器贯通式驱动桥。图2-3 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥蜗杆(图2-1d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比(可大于7)。2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。4)能传递大的载荷，使用寿命长。5)结构简单，拆装方便，调整容易。但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。所选题目要求选用双速主减速器，根据双速主减速器第二级减速形式的不同，又分为锥齿轮-圆柱齿轮式、锥齿轮-行星齿轮式和圆柱齿轮-锥齿轮式等三种形式，前两种形式用于非贯通式驱动桥；后一种用于贯通式驱动桥。双速主减速器的总减速比（即主减速比i0）可选为7.6i012。当主减速比i0在上述范围时，采用双速主减速器不仅可使锥齿轮副的传动比减小，使主减速从动锥齿轮的半径尺寸减小而使驱动桥的径向尺寸减小，使离地间隙增大，使轴承的轴向负荷较小，还可以使大型汽车在不设置副变速的情况下，增加传动系的传动比，从而提高其牵引性，以适应汽车在坏路面上和坡路上满载行驶的需要。普通的非贯通式驱动桥的锥齿轮-圆柱齿轮式双击逐渐器，采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮作为第一级减速齿轮；采用斜齿圆柱齿轮作为第二级减速齿轮。综上所述，由于设计的主减速器的传动比为7.48，考虑到结构及离地间隙。 所以本次设计采用锥齿轮-圆柱齿轮式双速主减速器驱动桥再配以铸造整体式桥壳。3 主减速器设计3.1 主减速器的减速形式题目所给为载重量为大型载重汽车，i0=6.347，并且题目已经要求减速形式为双速主减速器，采用锥齿轮-圆柱齿轮式双速主减速器并采用结构简单的纵向-水平布置，能最大限度的增加离地间隙，保证汽车通过性。3.2 主减速器的齿轮形式主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。根据引言中各种齿轮的介绍并结合题目是所给的传动比，双速主减速器的第一级减速齿轮选用螺旋锥齿轮，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。双速主减速器的第二级减速齿轮选用斜齿圆柱齿轮。3.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法一般双速主减速器中，主动锥齿轮与轴制成一体，采用悬臂式支撑。即主动齿轮轴支撑在齿轮同一侧的两个较远的圆锥滚子轴承上，而主动锥齿轮悬伸在轴承之外。这种支撑形式的结构比较简单，但支撑刚度不如跨置式。一般采用这种支撑形式的原因有两点：一是第一级齿轮传动比小，相应的从动锥齿轮直径较小，因而在主动锥齿轮外端要再加一个支撑，布置上很困难；二是因传动比小，主动锥齿轮及轴颈尺寸有可能做得较大，同时尽可能将两轴承间的距离加大，同样可以得到足够的支撑刚度。安装时圆锥滚子轴承的小端朝内相向，大端朝外，这样既利于增强支撑刚度有便于结构的布置，轴承预紧度的调整及轴承的润滑。从动锥齿轮两端也多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端朝内相向，小端朝外相背。为了防止从锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，安装轴承时最好也采用预紧措施。 3.4 主减速器一级减速齿轮计算载荷与基本参数选择的确定3.4.1 计算载荷的确定此双速主减速的i0=6.347，即。查汽车车桥设计 双速主减速器总的主减速比i0在两级之间的分配通常为：。初步选定=4.9，=1.3，。按以下三种工况进行从动齿轮的转矩计算（1）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，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷，即：= （3-1） = （3-2）式中：Temax发动机量大转矩， 850Nm；i1变速器最低档传动比i1=7.034；i0 主减速比=4.9；分动器传动比，在此无；上述传动部分的效率，取=0.9；负荷转移系数取1.1；超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取=1；k 液力变矩器变矩系数，在此无；n该车的驱动桥数目；该车采用发动机后置后驱为1；G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量117600N；轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；对越野汽车取=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；货车为一般公路用车取=0.85；rr车轮的滚动半径，0.5166m(轮胎型号：11.00-R20)；，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(例如轮边减速器等)。该车无轮边减速器，且第二级主减速器为圆柱齿轮，故=94%，=1.3；则：= =26366.94Nm = =46483.78Nm故：=11461.55 Nm（2）上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。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的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩(Nm)为： = （3-3） 式中：汽车满载总重，N；163170 N所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车道路滚动阻力系数，计算时轿车取0.0100.015；载货汽车取0.0150.020；越野汽车取0.0200.035；该车取0.020；汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；长途公共汽车取0.060.10，越野汽车取0.090.30。该车取0.08；汽车的性能系数： =37.4316，故取=0；则：=6898.01Nm 3.4.2 锥齿轮主要参数的选择(1)齿数的选择对于普通的双速主减速器来说，第一级主动锥齿轮的齿数可选的较大，约在915范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和，可选在6810范围内。根据汽车车桥设计表3-12选取=8，=,39 =4.875 (2) 从动锥齿轮大端分度圆直径d2和端面模数ms的选择d2对驱动桥壳尺寸有影响，d2大将影响桥壳的离地间隙；d2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。d2可根据经验公式初选 (3-4)式中，d2为从动锥齿轮大端分度圆直径；为直径系数，一般为13.015.3，该处取13.0；Tc为从动锥齿轮的计算转矩。代入数值得d2=386.93mm。由下式计算 （3-5）圆整为标准模数10。校核=(0.30.4)=(8.9311.91)mm;所以所选模数合格，即m=10。则： mm; mm;（3）主从动锥齿轮齿面宽和从动锥齿轮齿面宽b2推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b2=0.3A0，而且b2应满足b2=10 m，一般也推荐b2=0.155d2。对于螺旋锥齿轮，b1一般比b2大10%。=0.155d2=60.45mm；圆整=85mm，=1.1=94mm；（4）中点螺旋角载货汽车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取350。（5）螺旋方向 一般情况下主动齿轮左旋，从动齿轮右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的作用。（6）法向压力角 重型载货汽车取=22.50。3.4.3主要计算结果：表3-1 圆锥齿轮计算结果序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果1主动齿轮齿数82从动齿轮齿数393大端面模数10mm4齿面宽=94mm=85mm5齿工作高16.1mm6齿全高17.88mm7法向压力角=22.508轴交角=909节圆直径=80mm=390mm10节锥角arctan=90-=11.6=78.411节锥距=A=199mm12周节t=3.1416m31.42mm13齿顶高3.25mm12.85mm14齿根高5.03mm14.63mm15径向间隙c=c=1.78mm16齿根角=1.45=4.2017面锥角=15.8=79.8518根锥角=10.15=74.219外圆直径=105.2mm=391.3mm20节锥顶点至齿轮外缘距离=192.42=36.8221齿侧间隙B0.3mm22螺旋角=3523螺旋方向主动齿轮：左旋从动齿轮：右旋24旋转方向主动齿轮：顺时针从动齿轮：逆时针3.4.4 主减速器锥齿轮的强度计算(1)单位齿长圆周力 按发动机最大扭矩计算时 （3-6）第一挡： =1758.5N/mm许用单位齿长上的圆周力p如下表3-2表3-2 许用单位齿长上的圆周力参数汽车类型按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数档档直接档轿 车8935363218930.85载货汽车142925014290.85公共汽车9822140.85 在现代汽车设计中，由于材质工艺等制造质量的提高，可以高出p的20%25% =1758.5N/mm(1+25%)p=1786.25 N/mm 直接挡： =236.1N/mm =250N/mm(1+25%)p=312.5N/mm所以单位齿长圆周力校核合格。 (2)齿轮弯曲强度汽车主减速器螺旋锥齿轮的计算弯曲应力 (Nmm2)为： （3-5）式中：齿轮的计算转矩，Nm，此处按=26366.94Nmm 对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；K0 超载系数，取1；Ks尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m1.6mm时，Ks=0.792；Km齿面载荷分配系数，跨置式结构：Km1.001.10；悬臂式结构：Km1.001.25，Km取1.0；Kv质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv1；F计算齿轮的齿面宽，mm；z计算齿轮的齿数；ms端面模数，mm；J所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，查汽车车桥设计 主动齿轮：0.224，从动齿轮：0.207。上述按min，计算的最大接触应力不应超过700MPa；按计算的疲劳弯曲应力不应超过210 MPa。主动齿轮的计算转矩：主动齿轮的最大弯曲应力校核：=535.36MPa主动齿轮的疲劳弯曲应力校核：=140.06MPa从动齿轮的最大弯曲应力校核：=608.64MPa从动齿轮的疲劳弯曲应力校核：=159.22MPa故：主从动齿轮的弯曲强度校核均合格。（3）轮齿接触强度圆锥齿轮与双曲面齿轮齿面的计算接触应力 (MPa)为： （3-7） 式中:主动锥齿轮的计算转矩=1489.45Nm；Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2mm；主动齿轮节圆直径，80mm；齿面品量系数，对于制造精确的齿轮可取=1；b齿面宽，取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽)50mm；J一一计算接触应力的综合系数，查汽车车桥设计 取0.123；主、从动齿轮的接触应力是相同的。当按日常行驶转矩计算时，许用接触应力为1750MPa。=1551.98MPaMPa故：齿轮的接触强度校核合格。4 第一对二级斜齿圆柱齿轮设计4.1主要参数的选择4.1.1 精度等级、材料及齿数、齿型(1) 对于载重汽车，由机械设计210页表10-8，选用7级精度。(2) 材料选择：减速器的功率比较大，故大、小齿都选用硬齿面。选大小齿轮的材料均为40Cr，并调制后淬火，齿面硬度为48-55HRC；(3) 所设计的总传动比为6.347，第一级的齿轮传动的传动比确定为39/8，第二级的传动比为1.3，初选第二级齿轮小齿轮齿数Z3=29，大齿轮齿数Z4=38；(4) 选取螺旋角。为了不使轴承过大的轴向力，斜齿圆柱齿轮传动的螺旋角不宜选得过大，常在=820之间选择，取=17。4.1.2 按齿面接触强度设计16-按式机械设计(10-21)试算，即： （4-1） (1)确定公式内的各计算数值1.试选Kt=1.4；2.由机械设计图10-30，选取区域系数ZH= 2.405；3.由图10-26查1=0.765，2=0.78，=1.545；4.小齿轮传递的转矩等于从动锥齿轮的转矩，按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿的T1=6898.01Nm；5.由表10-7选取齿宽系数d= 0.8；6.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2；7.由图 10-21e 由取齿面硬度中间值 60HRC 查得主从齿轮的接触疲劳强度极限：MPa8. 由机械设计图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 KHN1= 0.98， KHN2=1.0；9.计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为 S=1，则： (2)计算1.试算小齿轮分度圆直径d3t，由计算公式得：2.计算圆周速度：3.计算齿宽b及模数m1t： 齿高h=2.25 m1t =2.25*5.58=12.56mm4.计算纵向重合度：5.计算载荷系数K：使用系数KA=1.25根据 v=0.54m/s,7级精度查机械设计图 10-8得动载系数Kv=1.03由机械设计表10-4得；故载荷系数：6.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径：7.计算模数：4.1.3按齿根弯曲强度设计 (4-2) (1)确定公式内的各计算数值1. 由机械设计图 10-20d 查得：大小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1= FE2= 620Mpa；2. 由机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数：KFN1= 0.91，KFN2= 0.94；3. 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为 S=1.4，则： 4.计算载荷系数：5. 查取齿形系数、应力校正系数：由机械设计表10-5查得YFa1 =2.91，YF2=2.31，YS1=1.53,YS2=1.71；6. 计算大小齿轮的，并比较：小齿轮数据大；7.根据纵向重合度=2.26 ,由机械设计图 10-28 查得螺旋角影响系数为0.858；(2)模数计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，按GB/T1357-1987圆整为标准模数m1=8mm，均可满足弯曲强度及疲劳强度。取Z3=28，Z4=37。4.1.4几何尺寸计算(1)中心距：圆整为272mm；(2)修正：因值改变不多，故参数等不必修正。(3)分度圆直径：(4)齿宽：圆整为b3=188mm，取b4=180mm。4.2主要计算结果表4-1 此齿轮传动的几何尺寸计算结果列于下表：名 称代 号计算公式结 果小齿轮大齿轮中心距aa272mm传动比=法面模数8mm端面模数8.37mm法面压力角标准值=20螺旋角162017. 1齿数z2837分度圆直径dmmmm齿顶圆直径=250.36mm=325.69mm齿根圆直径=213.36mm=288.69mm齿 宽b(0.380.41)a=188mm=180mm螺旋角方向左旋右旋5 第二对二级斜齿圆柱齿轮设计5.1主要参数的选择5.1.1 精度等级、材料及齿型(1)同第一对齿轮，选用7级精度。(2) 材料选择：大、小齿都选用硬齿面。选大小齿轮的材料均为40Cr，并调制后淬火，齿面硬度为48-55HRC；(3) 所设计的总传动比为1，初定Z5=Z6=32；(4) 初选螺旋角=20。5.1.2 主要尺寸计算(1)中心距：在第一对的圆柱斜齿轮计算中，已确定中心距，故中心距a=272mm；(2)分度圆：根据中心距及传动比可以知道两齿轮分度圆直径均为d=272mm；(3)模数：(4)修正：(5)圆周速度：(6)齿宽：圆整为b5=218mm，取b6=210mm。5.1.3 按齿面接触强度校核-按式机械设计(10-21)试算，即： (5-1)(1)确定公式内的各计算数值1. 使用系数KA=1.25，根据 v=0.87m/s,7级精度查机械设计图 10-8得动载系数Kv=1.05由机械设计表10-4得；故载荷系数：2.由机械设计图10-30，选取区域系数ZH= 2.375；3.由图10-26查1=2=0.74，=1.48；4.齿轮收到的圆周力为：5.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2； 7. 由上一对圆柱斜齿轮计算的MPa。(2)计算接触应力：故按齿面接触强度校核通过。5.1.4 按齿面弯曲强度校核按式机械设计(10-21)试算，即： （5-2）(1)确定公式内的各计算数值1. 由机械设计表10-4得；故载荷系数：2. 计算接触疲劳强度许用应力： 3. 由机械设计表10-5查得YFa1 = YF2=2.49，YS1=YS2=1.635；故主动齿轮的数据大：4.计算齿轮纵向重合度：由机械设计图 10-28 查得螺旋角影响系数为0.83； (2)计算弯曲应力：故按齿面弯曲强度校核通过。5.2主要计算结果表5-1 此齿轮传动的几何尺寸计算结果列于下表：名 称代 号计算公式结 果小齿轮大齿轮中心距aa272mm传动比=1法面模数8mm端面模数8.5mm法面压力角标准值20螺旋角162019.7齿数z32分度圆直径d272mm齿顶圆直径288mm齿根圆直径252mm齿 宽b(0.380.41)a218mm螺旋角方向左旋右旋6 差速器设计差速器的作用是使同一驱动桥的左右车轮或两驱动桥之间以不同角速度旋转，并传递扭矩。本次设计的是轮间差速器，作用是当汽车转弯行驶或在不平路面上行驶时，使左右驱动车轮以不同的角速度滚动，即保证两侧驱动车轮作纯滚动运动。对称式圆锥齿轮差速器具有简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，广泛用在轿车、客车和各种公路用的载货汽车上。因此，本次设计也采用对称式圆锥齿轮差速器,其结构如图5-1所示。图6-1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳6.1差速器齿轮基本参数选择（1）行星齿轮数目的选择载货汽车选用4个行星齿轮。（2）行星齿轮球面半径的确定 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径可按如下的经验公式确定： mm (6-1) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值； T计算转矩，取和的较小值，Nm.=34343.68 Nm=58616.14 Nm则=34343.68Nm根据上式=81.91mm。所以预选其节锥距A0=（0.980.99）RB=81mm（3）行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52.0的范围内。 差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： (6-2) 式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，= 行星齿轮数目； 任意整数。在此取行星齿轮齿数=10，半轴齿数=18 满足以上要求。（4）.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， =29 =61 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m： = 7.85mm 取m=8mm 节圆直径: =80mm =144mm （5）压力角目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，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20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5的压力角。（6）行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： (6-3)式中：差速器传递的转矩，Nm；在此取16156Nm 行星齿轮的数目；在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， 0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d0.8； 支承面的许用挤压应力，在此取69MPa根据上式： 115.2mm =0.5115.2=57.6mm mm45mm L=1.1=1.145=49.5mm6.2 差速器齿轮的几何尺寸计算表5-1汽车差速器直齿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行星齿轮齿数10，应尽量取最小值102半轴齿轮齿数=1425，且需满足式183模数8mm4齿面宽b=(0.250.30)A0，b10m40mm5工作齿高12.8mm6全齿高14.355mm7压力角22308轴交角9节圆直径； d1=80mmd2=144mm10节锥角=29.0560.9511节锥距=82.38mm12周节=3.1416=25.13mm13齿顶高=8.45mm=4.35mm14齿根高15径向间隙16齿根角17面锥角 =35.94=65.0118根锥角19外圆直径；=94.8mm=148.2mm20节圆顶点至齿轮外缘距离=67.9mm=36.2mm21齿侧间隙=0.1520.203 mm0.18mm 6.3差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为= MPa (6-4)式中： 差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式为： Nm 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数； 、；b=0.155d2=22.32mm，取b=40mm； 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由汽车车桥设计图4-19可查得=0.225； 根据上式： =207.64MPa=210MP所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。7 主减速器齿轮轴承的载荷计算使轴承的计算主要是计算轴承的寿命。通常是先根据主减速器的结构尺寸初步选定轴承的型号，然后验算轴承的寿命。影响主减速器轴承使用寿命的主要外部因素是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承用寿命之前，首先应求出作用在齿轮上的轴向力，径向力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。7.1 主动锥齿轮轴承的载荷计算7.1.1 计算齿面上的作用力 （1）齿宽中点处得圆周力：齿宽中点处得圆周力F为： （7-1） 式中： T作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩见下式：其中： 发动机最大转矩，850Nm 变速器各挡的使用率，参考汽车车桥设计表3-41选取； 变速器各挡的传动比，7.034，=4.594，=2.638，=1.554，=1； 变速器在各挡时发动机转矩利用率，参考汽车车桥设计表3-41选取；所以主动锥齿轮的当量转矩为=930.46Nm 该齿轮齿面宽中点的分度圆直径；=390-50sin78.4=341.02mm=341.02=69.95mm对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的，故主、从动齿轮齿宽中点处的圆周力F为： =26603.57N(2)锥齿轮的轴向力和径向力根据表3-1锥齿轮尺寸计算结果，主动锥齿轮为左旋顺时针。则：主动齿轮所受轴向为： =20952.53N 主动齿轮所受径向力为: =9431.95N 从动齿轮所受轴向为： =9431.95N 从动齿轮所受径向力为 =20952.53N7.1.2 主动锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上的圆周力、轴向力、和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可轴承所受的载荷。图6-1是主减速器悬臂式支承的尺寸布置图。图7-1主减速器轴承布置尺寸根据所设计的结构尺寸得a=53.6mm,b=127.7mm。（1）轴承径向力和轴向力轴承A(型号32315)： 径向力=38192.4N 轴向力=20952.53N轴承B（型号32313）： 径向力=11307.3N 轴向力=0（2）轴承当量动载荷 当量动载荷Q=X+Y （7-2）轴承A型号32315 查GB/T297-94 e=0.45 Y=1.7=0.51e=0.45 则 X=0.4 Y=1.7所以轴承A的当量动载荷Q=X+Y=50896.3N轴承B型号32313 查GB/T297-94 e=0.45 Y=1.7=0e=0.45 则 X=1 Y=0所以轴承B的当量动载荷Q=X+Y=11307.3N7.1.3 主动锥齿轮轴承寿命的计算 轴承的额定寿命为： （7-3） 式中： C额定动载荷，N;其值查轴承手册； 温度系数，标准轴承的工作温度可达100，=1； 载荷系数，对于车辆，取=1.21.8，此处取=1.2； 寿命系数，对于滚子轴承= 轴承的计算转速，r/min,对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器从动轮轴承的计算转速n为： r/min (7-4) 汽车的平均行驶速度，km/h；对于载货汽车可取为3035km/min,此处取32km/h =164.77r/min =803.25r/min轴承A，查GB/T297-94 C=348KN =6855h轴承B，查GB/T297-94 C=218KN =390638h由汽车车桥设计得轴承的额定寿命： （7-5）式中：S汽车的大修里程：根据车型此设计选用10万km所以= =3125h 。从上可知选用的锥齿轮轴承符合要求。7.2 从动锥齿轮轴承的载荷计算7.2.1 从动锥齿轮轴受力分析(1)选择对象齿轮：由于圆锥圆柱双速主减速器有两级传动且有两对常啮合的圆柱斜齿轮，故该轴上有三个齿轮，受力情况较复杂。比较主减速器的两种工况，可以发现在低档工作时使用的圆柱斜齿轮副为传动比较大的一对，而且该齿轮副距离轴承近，对轴承施加的载荷较另一对圆柱齿轮工作时大。圆锥齿轮的工况时一定的，所以只要校核在低档工作时轴承的寿命即可。(2)受力分析：图7-2 中间轴受力分析7.2.2 载荷计算(1)受力计算：由前面计算已得到从动锥齿轮的受力情况：从动齿轮所受轴向力=9431.95N 从动齿轮所受径向力=20952.53N圆柱斜齿轮的受力计算为：受圆周力受轴向力受径轴向力在水平方向上：根据力矩和力平衡，算出F1=20973.7N；F2=65605.9N；在垂直方向上：同样更具力矩和力平衡，算得F1=92430.1N；F2=18662.6N故两个轴承收到的径向力分别是：得：(2)寿命计算：轴承1松2紧，所以FA2=27876.4+67089=94965.4N当量动载荷Q=XR+YA=轴承的额定寿命为： （6-3）从上可知选用的轴承符合要求。5.半轴及花键设计校核5.1半轴设计(1)选择形式全浮式半袖的安装结构特点是半袖外端的凸缘用螺栓与轮毂相连接，而轮毅又由两个圆锥滚子轴承支承在半轴套管上。理论上，此时半轴不承受由路面反力引起的径向力和轴向力，而仅承受转矩。但驱动桥壳的变形、轮毂与差速器半轴齿轮的不同心以及半轴法兰平面相对于其轴线不垂直等原因均可能引起半轴的弯曲变形，这类弯曲应力一般为570NM2。全浮式半袖广泛用在中、重型货车上。本次设计为货车，