中型货车驱动桥结构设计【汽车毕业设计含7张CAD图+说明书论文1.6万字42页，catia三维，任务书】
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设计说明书.doc[16000字，42页]
任务书.doc
十字轴A3.dwg
半轴A3.dwg
半轴齿轮A3.dwg
叉形凸缘A3.dwg
差速器前壳A2.dwg
调整螺母A3.dwg
驱动桥桥壳catia三维建模
驱动桥装配图A0.dwg
摘 要
中型货车驱动桥是汽车的各种总成中涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成，驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。本次设计通过对给定的汽车相关参数，确定驱动桥的结构方案，分别计算出主减速器,差速器,驱动半轴和驱动桥壳的主要参数并确定其结构尺寸，并进行强度计算。在传统的设计计算得出来的数据基础上，用AUTOCAD软件绘出驱动桥二维CAD图。
关键词: 主减速器；差速器；AUTOCAD
ABSTRACT
Truck drive axle is large assembly of mechanical parts, components, sub-assembly and so on that assembly in the car. driving axle plays an important role in the drive system.By the use of given parameters to determine the structure of the program drive axle, and to calculate the parameters of the final drive， differential, drive axle and drive axle housing .And then to identify the main parameters of the structure size, and strength calculation. Drawing AUTOCAD by the data that have been calculated.
Key words: drive axle；differential；AUTOCAD
目 录
摘 要I
ABSTRACTII
第1章 绪论1
第2章 总体方案论证3
2.1 非断开式驱动桥3
2.2 断开式驱动桥4
2.3 多桥驱动的布置5
第3章 主减速器设计7
3.1 主减速器结构方案分析7
3.1.1螺旋锥齿轮传动7
3.1.2结构形式8
3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案9
3.2.1主动锥齿轮的支承9
3.2.2从动锥齿轮的支承10
3.3 主减速器锥齿轮设计10
3.3.1主减速比的确定10
3.3.2主减速器锥齿轮的主要参数选择12
3.4 主减速器锥齿轮的材料14
3.5 主减速器锥齿轮的强度计算15
3.5.1单位齿长圆周力15
3.5.2齿轮弯曲强度15
3.5.3 轮齿接触强度16
3.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算17
3.6.1锥齿轮齿面上的作用力17
3.6.2 锥齿轮轴承的载荷18
3.7 主动锥齿轮轴花键强度20
第4章 差速器设计22
4.1 差速器结构形式选择22
4.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计23
4.3 差速器齿轮的材料26
4.4 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算26
第5 章 驱动车轮的传动装置设计28
5.1半轴的型式28
5.2 半轴的设计与计算29
5.3 半轴的结构设计及材料与热处理31
第6章 驱动桥壳设计33
6.1桥壳的结构型式33
6.2 桥壳的受力分析及强度计算34
结 论35
致 谢36
参考文献37
- 内容简介：
-
I 摘 要 中型货车 驱动桥是汽车的各种总成中涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成，驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。本次设计通过对给定的汽车相关参数，确定驱动桥的结构方案，分别计算出主减速器 ,差速器 ,驱动半轴和驱动桥壳的主要参数并确定其结构尺寸，并进行强度计算。在传统的设计计算得出来的数据基础上，用 AUTOCAD软件绘出驱动桥二维 CAD图 。 关键词 : 主减速器 ；差速器 ； AUTOCAD nts II ABSTRACT Truck drive axle is large assembly of mechanical parts, components, sub-assembly and so on that assembly in the car. driving axle plays an important role in the drive system.By the use of given parameters to determine the structure of the program drive axle, and to calculate the parameters of the final drive， differential, drive axle and drive axle housing .And then to identify the main parameters of the structure size, and strength calculation. Drawing AUTOCAD by the data that have been calculated. Key words: drive axle； differential； AUTOCAD nts III nts i 目 录 摘 要 . I ABSTRACT . II 第 1章 绪论 . 1 第 2章 总体方案论证 . 3 2.1 非断开式驱动桥 . 3 2.2 断开式驱动桥 . 4 2.3 多桥驱动的布置 . 5 第 3章 主减速器设计 . 7 3.1 主减速器结构方案分析 . 7 3.1.1螺旋锥齿轮传动 . 7 3.1.2结构形式 . 8 3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 . 9 3.2.1主动锥齿轮的支承 . 9 3.2.2从动锥齿轮的支承 . 10 3.3 主减速器锥齿轮设计 . 10 3.3.1主减速比的确定 . 10 3.3.2主减速器锥齿轮的主要参数选择 . 12 3.4 主减速器锥齿轮的材料 . 14 3.5 主减速器锥齿轮的强度计算 . 14 3.5.1单位齿长圆周力 . 15 3.5.2齿轮弯曲强度 . 15 3.5.3 轮齿接触强度 . 16 3.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算 . 16 3.6.1锥齿轮齿面上的作用力 . 16 3.6.2 锥齿轮轴承的载荷 . 18 3.7 主动 锥齿轮轴花键强度 . 20 第 4章 差速器设计 . 21 4.1 差速器结构形式选择 . 22 4.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计 . 22 4.3 差速器齿轮的材料 . 25 4.4 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算 . 25 nts ii 第 5 章 驱动车轮的传动装置设计 . 27 5.1半轴的型式 . 27 5.2 半轴的设计与计算 . 28 5.3 半轴的结构设计及材料与热处理 . 31 第 6章 驱动桥壳设计 . 32 6.1桥壳的结构型式 . 32 6.2 桥壳的受力分析及强度计算 . 33 结 论 . 34 致 谢 . 35 参考文献 . 36 nts 1 第 1 章 绪论 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。 所设计的货车驱动桥应满足制造工艺性好、外形美观，工作更稳定、可靠。驱动桥结构符合 中型 货车的整体结构要求。设计的产品要达到结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易的要求 。 中型货车通常采用后轮驱动，这样 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。如果你的变速器出了故障，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。 所以本次设计采用后轮驱动。 本课题的设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案， JX1090TPR23属于中型货车，采用后桥驱动，所设计的驱动桥结构需要符合中型货车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸。 课题所设计的货车 最高车速 90km/h,发动机 标定功率 （ 2600r/min）115kW， 最大扭矩 （ 1300 1600r/min） 450 Nm。 nts 2 本章小结 本章对设计的大体结构方案进行选择。驱动桥的背景及立题的意义和所设计驱动桥的一些主要参数。 nts 3 第 2 章 总体方案论证 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叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。 2.1 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，nts 4 可该用双级结构。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。 2.2 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。 nts 5 2.3 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。 nts 6 其结构如图 2-1所示： 1 半轴 2圆锥滚子轴承 3支承螺栓 4主减速器从动锥齿轮 5油封 6主减速器主动锥齿轮 7弹簧座 8垫圈 9轮毂 10调整螺母 图 2-1 驱动桥 本章小结 本章主要对驱动 桥的总体方案进行论证通过比较结构的优缺点从而选择最适合方案。 nts 7 第 3 章 主减速器设计 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。 3.1 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。 3.1.1 螺旋锥齿轮传动 图 3-1 螺旋锥齿轮传动 nts 8 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，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。 1 2 3.1.2 结构形式 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nts 9 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。 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。 【 1】 3.2 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。 3.2.1 主动锥齿轮的支承 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 JX1090TPR23货车装载质量为 4.44t，所以选用 跨置式 。 nts 10 图 3-3从动锥齿轮支撑形式 3.2.2 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。 3.3 主减速器锥齿轮设计 主减速比0i、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就确定。 3.3.1 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。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nts 11 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maxaP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： 0m a x0 .3 7 7 rpa g hrnivi（ 3-1） 式中r 车轮的滚动半径， 0.415rrmghi 变速器量高档传动比。ghi 0.79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： 0m a x( 0 . 3 7 7 0 . 4 7 2 ) rpa g h F h L Brniv i i i（ 3-2） 式中 i 分动器或加力器的高档传动比 LBi 轮边减速器的传动比。 根据所选定的主减速比0i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 2600 /nn r n, a m a xv 9 0 km h, rr 0.415m, ghi 0.79代入（ 3-1） 计算出0 5.72i 从动锥齿轮计算转矩 jeTm a x 0 0efje T k i iT n （ 3-3） 式中： jeT 主减速器从动齿轮最大应力 载荷， Nm； maxeT 发动机最大转矩；e m a xT 4 5 0 Nmfi 变速器传动比，fi 5.606； 0i 主减速器传动比，0i 5.72； 传动系上述传动部分的传动效率， 0.90 ； 代入式（ 3-3），有： jeT 1 2 9 8 6 .9 Nm主动锥齿轮计算转矩 2 5 2 2 .7T N m 当计算主减速齿轮时，应将以上各式分别除以该对齿轮的减速比及传动效率。 nts 12 3.3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择 a)主、从动锥齿轮齿数1z和2z 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素； 为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不大于 9。 查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为 5.72，初定主动齿轮齿数1 7z ，从动齿轮齿数2 40z 。 b）主、从动锥齿轮齿形参数计算 按 照文献 3 中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表 31 。 从动锥齿轮分度圆直径 32 1 6 1 2 9 8 6 . 9 3 7 6d m m取2 400d mm齿轮端面模数 22/ 4 0 0 / 4 0 1 0m d z 表 3-1 主减速器螺旋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 主动齿轮齿数 1z 7 2 从动齿轮齿数 2z 40 3 端面模数 m 10mm 4 齿面宽 20.155Fd 62F 5 齿工作高 1gh H m 15.6gh mm 6 全齿高 2h H m 17.33h mm 7 法向压力角 22 8 轴交角 90 9 节圆直径 d mz 1 70d mm 2 400d mm10 节锥角 112arctan zz 1 9.926 11 节锥距 10 12 sindA 0 2 0 3 .0 4 4A m m 12 周节 3.1416tm 3 1 .4 1 6t m m nts 13 13 齿顶高 12gh h h 2 ah k m 1 12.90h mm 14 齿根高 11h h h 22h h h 1 4.33h mm 15 径向间隙 gc h h 1.73c mm 16 齿根角 11 0a rc ta nfhA 22 0a rc ta nfhA 1 1.250f 2 =4.121f 17 面锥角 111a 221a 1 14.046a 2 81.324a 18 根锥角 1 1 1 2 2 2 1 8.676 2 75.953 19 齿顶圆直径 1 1 12 c o sd d h 2 1 2 22 c o sd d h 1 9 5 .4 1 3ad m m2 4 0 0 .9 3ad m mc）中点螺旋角 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为 35 40 。货车选用较小的 值以保证较大的F，使运转平稳，噪音低。取 35。 d）法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮， 一般选用 20 。 nts 14 e) 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。 3.4 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，防止其在余兴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。 3.5 主减速器锥齿轮的强度计算 nts 15 3.5.1 单位齿长圆周力 按发动机最大转矩计算时 e m a x g 312 T i 10PdF（ 3-4） 式中： gi 变速器传动比，常取一挡传动比， 5.606gi ； 1d 主动锥齿轮中点分度圆直径 mm；1 70d mm其它符号同前； 将各参数代入式（ 3-4），有： 1 1 6 2 /P N m m按照文 献 1, 1 4 2 9 /p p N m m ，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。 3.5.2 齿轮弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： 30 s m2v2 T k k k 10k F z m Jw（ 3-5） 式中： w 汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力， MPa； T 该齿轮的计算转矩， Nm；对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上 0k 过载系数，一般取 1； sk 尺寸系数， 0.792； mk 载荷分配系数，当两个齿轮均均用骑马式支承型时悬臂式结构，1 .0 0 1 .1 0mk ； 当一个齿轮用骑马式支承时， 1 .1 0 1 .2 5mk 。支承刚度大时取小值； vk 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 1； F 所计算的齿轮齿面宽； 47b mm m 断面模数， mm ； J 计算弯曲应力用的综合系数，取 0.195； nts 16 对于主动锥齿轮， 2 5 2 2 .7T N m ；从动锥齿轮， 1 2 9 8 6 .9T N m ； 将各参数代入式（ 3-5），有： 主动锥齿轮， 4 6 7 .9 2waMP； 从动锥齿轮， 4 7 2 .1 7 MP ； 主从动锥齿轮的 700w w aMP ，轮齿弯曲强度满足要求。 1 3.5.3 轮 齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： p 31 m a x 0 s m f1 v jc 2 T k k k k 10 k F Jj（ 3-6） 式中： j 锥齿轮轮齿的齿面接触应力，aMP； 1maxeT=主动齿轮最大转矩，mNF 齿面宽， mm ；取齿轮副中的较小值（一般为从动齿轮轮齿面宽）47b mm fk 齿面品质系数，取 1.0 ； pc 综合弹性系数，取 1/ 2232 /N mm ； sk 尺寸系数，取 1.0 ； jJ 齿面接触强度的综合系数，取 0.01 ； 1maxeT 主动锥齿轮计算转矩； 2 5 2 2 .6 .zT N m0k、mk、yk选择同式（ 3-5） 将各参数代入式 （ 3-6），有： 2 7 6 7 .9j M P a2800jj M P a ，轮齿接触强度满足要求。1 3.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算 3.6.1 锥齿轮齿面上的作用力 齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分nts 17 解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状 态，故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为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩 dT 进行计算。 313333332223111m a x 1001001001001001 TRgRiRTgiTgiTgied fiffiffiffifTT 式中： maxeT 发动机最大转矩，在此取 372Nm； 1if ， 2if iRf 变速器在各挡的使用率， 1gi ， 2gi gRi 变速器各挡的传动比； 1Tf ， 2Tf TRf 变速器在各挡时的发动机的利用率 ； 经计算 dT 为 463.7Nm 。 (a)齿宽中点处的圆周力 p m22TdP (3-7) 式中： T 作用在从动齿轮上的转矩； 2mD 从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式（ 3-8）确定，即 2 2 2s i nmd d F (3-8) 式中： 2d 从动齿轮大端分度圆直径；2 400d mmF 从动齿轮齿面宽； 62F mm 2 从动齿轮节锥角；2 80.074 将各参数代入式 (3-8)，有： 2 3 3 8 .9 2 8md m m1 5 9 .3 1 2md m m将各参数代入式 (3-7)，有： 1 5 .6 4P KN nts 18 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。 (b)锥齿轮的轴向力azF和径向力rzF（主动锥齿轮） 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力azF和径向力分别为 P t a n s i n + P t a n c o s c o s azP (3-9) P t a n c o s - P t a n s i n c o s rzP (3-10) 将各参数分别代入式 (3-9) 与式 (3-10)中，有： 1 2 1 5 0 .6azPN ， 5 9 0 2 .4rzpN 3.6.2 锥齿轮轴承的载荷 当锥齿轮齿面上所受的圆周力、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，即可求出轴承所受的载荷。图 3-4 为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图 : 图 3-4单级主减速器轴承布置尺寸 图 3 4中各参数尺寸： 146a mm ， 92b mm ， 54c mm ， 2 3 3 8 .9 2 8md m m 。 由主动锥齿轮齿面受力简图 （图 3-5 所示） ，得出各轴承所受的径向力与nts 19 轴向力。 图 3-5主动锥齿轮齿面受力简图 轴承 A， B 的径向载荷分别为 221 0 . 5R Z a Z mAR P b P b P da （ 3-11） 22 5.01 maZRZB dPcPcPaR （ 3-12） 根据上式已知 1 2 1 5 0 .6azPN， 5 9 0 2 .4rzpN， 146a mm ， 92b mm ，54c mm 所以轴承 A 的径向力： AR = 22 5 9 .3 1 26.1 2 1 5 05.0924.5902921 5 6 4 0146 1 =3497.137N 其轴向力为 0。 轴承 B 的径向力 ： BR= 22 312.596.1 2 1 5 05.0544.5902541 5 6 4 0146 1 =8171.64N (1) 对于轴承 A，只承受径向载荷所以采用圆柱滚子轴承 NU207E(内径35， 外径 72)，此轴承的额定动载荷 Cr 为 46.5KN，所承受的当量动载荷nts 20 1 3 4 9 7 . 1 3 3 4 9 7 . 1 3AQ X R N 。 (2) 对于轴承 B，在此并不是一个轴承，而是一对轴承，对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数 X和轴向动载荷系数 Y值按双列轴承选用， e 值与单列轴承相同。在此选用 30212 型轴承 。 (3) 对于从动齿轮的轴承 C， D 的径向力由计算公式较核，轴承 C， D 均采用 30216(内径 80，外径 140)，其额定动载荷 Cr 为 150.8KN。 3.7 主动锥齿轮轴 花键强度 主动锥齿轮轴材料属性 材料 为 20CrMnTi； 许用扭转剪应力 115M pa ； 许用弯曲应力 110M pa ； 按扭转强度初选轴颈 转矩 0cTi(3-13) 式中 ： cT 计算载荷， 1 2 9 8 6 . 9 m = 1 3 2 5 . 1 9 4 k g mcTN ; 0i 主减速器传动比0 5.72i ； 计得 2 3 1 .6 7 7aMP . 扭转剪应力： 316Td 将各参数代入上式得轴 径取 60d mm ; 经验算得轴的强度合格。 主动锥齿轮花键强度计算 按 GB3478.2-83 主动锥齿轮轴花键选取 30 ，平根齿渐开线花键。 1、花键的剪切应力 34 1 0 ( ) B A pTD d Z L b (3-14) 式中： T 齿轮轴传递的转矩 2 3 1 . 6 7 7T M P a m 花键模数 1.5m mm ; Z 花键齿数 33Z ; BD 花键外径 1 1 . 5 3 3 1 5 1BD m z m m ; Ad 相配合花键孔内径 1 . 5 1 . 5 3 3 1 5 1 . 7 5Ad m Z m m ; nts 21 pL 花键工作长度pL; b 花键齿宽 0 . 5 2 . 3 5 6b m m m ; 载荷分布不均匀系数 0.75 ； 许用剪应力 73MPa 各参数代入上式得： 53pL mm,取 66pL mm。 2、 花键的挤压应力 310( ) ( )44pB A B ApTD d D d ZL (3-15) 代入各参数计算得： 1 9 0 2 0 0ppM P a M p a 所以花键强度合格。 本章小结 本章对主减速器中的齿轮型式，主减速器的主从动锥齿轮的支承方案，齿轮的材料以及强度的计算等进行设计确定主减速器的设计方案。 第 4 章 差速器设计 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
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