车辆工程毕业设计22汽车驱动桥

汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 1 页 前 言 . 2 设计要求 . 3 第一章 驱动桥结构方案拟定 . 4 图 1-2 中央主减速器整体式驱动桥 . 4 第二章 主减速器设计 . 5 2.1 主减速器的结构形式 . 5 2.1.1 主减速器的齿轮类型 . 7 2.1.2 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 . 7 2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 . 8 2.2.1 主减速器计算载荷的确定 . 8 2.2.2 主减速器基本参数的选择 . 10 2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 . 12 2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 . 14 2.齿轮弯曲强度 . 15 3.轮齿接触强度 . 16 2.2.5 主减速器轴承的载荷计算 . 17 第三章 差速器设计 . 22 3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 . 22 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 . 23 3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 . 25 3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 . 25 3.3.2 差速器齿轮的几何计算 . 27 3.3.3 差速器齿轮的强度计算 . 29 第四章 驱动半轴的设计 . 31 4.1 结构形式分析 . 31 4.1 全浮式半轴计算载荷的确定 . 33 4.2 全浮式半轴的杆部直径的初选 . 34 4.3 全浮式半轴的强度计算 . 34 4.4 半轴花键的强度计算 . 35 4.5 半轴的结构设计及材料与热处理 . 35 第 五章 驱动桥壳的设计 . 37 5.1 铸造整体式桥壳的结构 . 38 5.2 桥壳的受力分析与强度计算 . 39 参考文献 . 40 附 件 . 41 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 2 页 前 言 汽车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用是增扭、降速和改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。 设计驱动桥时应当满足如下基本要求： 1） 选择适当的主减速比，以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。 2） 外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 3） 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4） 在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。 5） 具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。 6） 与悬架导向机构运动协调。 7） 结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。 驱动桥 的 结 构型式 按工作特性分，可以 归 并 为 非 断开 式 驱动桥 和 断开 式 驱动桥 两大 类 。 当驱动车轮 采用非 独 立 悬 架 时 ， 应该选用 非 断开 式 驱动桥 ， 称为 非 独 立 悬 架 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 ， 称为独 立 悬 架 驱动桥 。独 立 悬 架 驱动桥结 构 较 复 杂， 但 大大提高 了 汽 车 在不平路面上的行 驶 平顺 性。汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 3 页 设计 要求 车型：载货汽车 设计基础数据： 1.车型：载货汽车 ； 2.空载质量： 4080kg 前： 1930kg 后： 2150kg； 3.满载质量： 9290kg 前： 2360kg 后： 6930kg； 4.轮距：前： 1810mm 后： 1800mm； 5.最高车速： 90km/h 最大爬坡度：大于 30%； 6.传动系最小传动比： 7.31 主减速器传动比： 6.33； 7.额定功率： 99kw（最高车速时 3000r/min 时） ； 8.最大转矩： 353Nm（ 1200 1400r/min 时） ； 9.轮胎规格： GB516-8219设计要求： ； 附件要求： 1.装配图一张； 2.轴图一张； 3.齿轮图一张。汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 4 页 第一章 驱动桥结构方案拟定 由于要求设计的是载货 汽车的后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式驱动桥以与非独立悬架相适应。该种 形式的驱动桥是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 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 1-1 驱动桥 图 1-2 中央主 减速器整体式驱动桥 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 5 页 第二章 主减速器设计 2.1 主减速器的结构形式 主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。 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。 按主减速器的类型分，驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下： 1)中央单级减速 器 。此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式， 在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比较小的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。 图 2-1 单级主减速器 图 2-2 双级主减速器 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 6 页 2)中央双级主减速器 。 由于上述 中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。 3)中央单级、轮边减速 器 。 综上所述， 中央单级主减速器 。 它 还有以下几点优点： (l)结构最简单，制造工艺简单，成本较低， 是驱动桥的基本类型，在重型汽车上占有重要地位； (2) 载重汽车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展； (3) 随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。 (4) 与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。 单级驱动桥产品的优势为单级驱动桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看， 载重车产品在主减速比小于 6的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。 所以此设计采用中央单级减速驱动桥 ， 再配以铸造整体式桥壳。 图 2-3 中央主减速器 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 7 页 2.1.1 主减速器的齿轮类型 主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。 在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。 由于轮齿端面重迭的影响，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。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。 2.1.2 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 图 2-3 主动锥齿轮悬臂式支承 图 2-4 主动锥齿轮跨置式 图 2-5 从动锥齿轮支撑形式 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 悬臂式支承 结构（如图 2-3 示）。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 以下而主动锥汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 8 页 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 。 但 结构较复杂 ， 所以选用跨置式。 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 2-5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。 2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 2.2.1 主减速器计算载荷的确定 1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 Tce 从动锥齿轮计算转矩 Tce Tce= d e m a x 1 f 0k T k i i i n（ 2-1） 式中： Tce 计算转矩， mN ； Temax 发动机最大转矩； Temax =353 mN n 计算驱动桥数， 1； if 变速器传动比， if=7.31； i0 主减速器传动比， i0=6.33； 变速器传动效率，取 =0.9； k 液力变矩器变矩系数， K=1； Kd 由于猛接离合器而产生的动载系数， Kd=1； i1 变 速器最低挡传动比， i1=1； 代入式（ 2-1），有： Tce=14700.7 mN 主动锥齿轮计算转矩 T=2322.39 Nm 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 9 页 mmr irGT cs /2mN （ 2-2） 式中 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，后桥所承载 69300N 的负荷 ; 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取 =0.85；对于越野汽车取 1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取 1.25; r 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 GB516-82 9.0 20， 则车论的 滚动半径为 0.456m； m，mi 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比， LB 取 0.9，由于没有轮边减速器 LBi 取 1.0 所以 LBLBrcs irGT /2 =0.19.0 456.085.069300 =29845.2 mN 3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cfT 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： mN )( PHRmmrTacf fffnirGGT（ 2-3） 式中： aG 汽车满载时的总重量， 92900N； TG 所牵引的挂车满载时总重量， N，但仅用于牵引车的计算； Rf 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取 0.018 Hf 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 0.050.09 在此取 0.07； pf 汽车的性能系数在此取 0； m 主减速器主动齿轮到车轮之间的效率； mi 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； n 驱动桥数 。 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 10 页 所以 )(PHRmmrTacf fffni rGGT = 08.00 1 8.019.00.1 4 5 6.09 2 9 0 0 =38502.7 mN 2.2.2 主减速器基本参数的选择 主减 速器 锥齿轮 的主要 参数 有主、 从动齿轮 的 齿数 1z 和 2z 、 从动锥齿轮 大端分度圆 直 径 2D 、端面模 数tm、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 1z 和 2z 选择 主、 从动锥齿轮齿数时应 考 虑 如下因素： 1） 为 了磨合均 匀 ， 1z ， 2z 之间应 避免有 公约数 。 2） 为 了得到理想的 齿面 重合度和高的 轮齿弯 曲 强 度，主、 从动齿轮齿数 和 应 不小于 40。 3） 为 了 啮 合平 稳 ，噪 声 小和具有高的疲 劳强 度 对 于商用 车 1z 一般不小于 6。 4） 主传动 比0i较 大 时 ， 1z 尽 量取得小一些，以便得到 满意 的离地 间 隙。 5） 对 于不同的 主传动 比， 1z 和 2z 应有适 宜的搭配。 根据以上要求 ，这里 取 1z =6 2z =38，能够满足条件： 1z +2z =44 40 2. 从动锥齿轮 大端分度 圆 直 径 2D 和端面模 数tm对 于 单级主减 速器，增大尺寸 2D 会 影 响驱动桥壳的 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 可根据 经验 公式初 选 ，即 32 2 cD TKD （ 2-4） 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 11 页 2DK 直 径 系 数 ，一般取 13.0 15.3； Tc 从动锥齿轮 的 计 算 转矩 ， mN ， 为 Tce和 Tcs中的 较 小者 。 所以 2D =（ 13.0 15.3） 3 14700.7 =（ 318.5 374.8） mm 初 选 2D =340mm 则tm= 2D /2z =350/38=8.95mm 参考 机械 设计 手 册 选 取 tm9mm ， 则 2D =342mm 根据tm= 3 cm TK 来 校核 sm =10mm 选 取的是否合适，其中 mK =（ 0.3 0.4） 此 处 ，tm=（ 0.3 0.4） 3 7.14700 =（ 7.35 9.80），因此 满 足校核 条件 。 3. 主， 从动锥齿轮齿面宽 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 因锥齿轮轮齿 小端 齿沟变 窄引起的切削刀 头顶面过 窄及刀尖 圆 角 过 小， 这样 不但 会减 小了 齿 根 圆 角半 径 ，加大了集中 应 力 ，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 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 间减 小。 但 齿面过 窄， 轮齿 表面的耐磨性和轮齿 的 强 度 会 降低。 对 于 从动锥齿轮齿面宽 2b ，推荐不大于 节锥 2A 的 0.3倍，即 22 3.0 Ab ，而且 2b 应满 足tmb 102 ， 对 于汽 车主减 速器 圆 弧 齿轮 推荐采用： 22 155.0 Db =0.155 342=53.01mm 在此取 54mm 一般 习惯 使 锥齿轮 的小 齿轮齿面宽比 大 齿轮 稍大，使其在大 齿轮齿面两 端都超出一些，通常 使 小 齿轮 的 齿面 比大齿轮 大 10%，在此取 1b =60mm 4.中 点 螺旋角 螺旋角沿 齿宽 是 变 化的， 轮齿 大端的螺旋角最大， 轮齿 小端螺 旋角最小 。 弧 齿锥齿轮 副的中 点 螺旋角是相等的， 选 时应 考 虑它 对齿面 重合度 ， 轮齿强 度和 轴 向力大小的影 响 ， 越汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 12 页 大， 则 也越大，同 时啮 合的 齿越多 ， 传动 越平 稳 ，噪 声越 低，而且 轮齿 的 强 度越高， 应 不小于 1.25，在 1.5 2.0时 效果最好，但 过 大， 会导 致 轴 向力增大。 汽 车主减 速器弧 齿锥齿轮 的平均螺旋 角为 35 40，而商用 车选用较 小的 值以防止 轴 向力 过 大，通常取 35。 5. 螺旋方向 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 其所受的 轴 向力的方向。 当变 速器挂前 进挡时 ， 应 使主 动锥齿轮 的 轴 向力离 开锥顶 方向 。 这样 可使主、 从动齿轮 有分离的 趋势 ， 防止轮齿 因卡死而 损 坏。 所以主 动锥齿轮选择为 左旋， 从锥顶 看 为 逆 时针运动 ， 这样从动锥齿轮为 右旋，从锥顶 看 为顺时针 ， 驱动汽车 前 进。 6. 法向 压力 角 法向 压力 角 大一些 可以提高 齿轮 的 强 度， 减 少 齿轮 不 产 生根切的最小 齿数 ，但 对于尺寸小的 齿轮 ，大 压力 角易使 齿顶变 尖及刀尖 宽度过 小，并使 齿轮 的端面重合度下降。对于弧齿锥齿轮，乘用车的一般选用 14 30或 16 ,商用车 的为 20或 22 30 。 这里取 20 30 。 2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 表 2-1 主减 速器 圆 弧 锥齿轮 的几何尺 寸计 算用表 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 主 动齿轮齿数 1z 6 从动齿轮齿数 2z 38 端面模 数 m 9 齿面宽 b 1b =54 2b =60 工作 齿 高 mhh ag *2 gh 18 全 齿 高 mchha *2 h =20.25 法向 压力 角 =20 轴 交角 =90 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 13 页 节圆 直 径 d =m z 1d54 2d =228 续 表 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 节锥 角 1 arctan21zz 2 =90 -1 1 =8.973 2 =81.027 节锥 距 A0 =11sin2 d =22sin2 d 取 A0 =150.0 周节 t=3.1416 m t=28.27 齿顶 高 mhh aa * ah =9 齿 根高 fh = mcha * fh =11.25 径向间 隙 c= mc* c=2.25 齿 根角 0arctan Ahff f =4.285 面 锥 角 211 fa 122 fa 1a =13.258 2a =85.312 根 锥 角 1f = 11 f 2f = 22 f 1f =4.688 2f =76.042 齿顶圆 直 径 1111 c o s2 aa hdd 2ad = 221 cos2 ahd 1ad =71.780 2ad =230.793 节锥顶点止齿轮 外 缘 距离 1121 sin2 ak hdA 212 dAk 22 sin ah1kA =112.596 2kA =18.110 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 14 页 理论 弧 齿厚 21 sts mSs k2 1s =27.38mm 2s =10.32mm 齿侧间 隙 B=0.305 0.406 0.4mm 螺旋角 =35 2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 在选好 主减 速器 齿轮 的 主要参数 后， 应 根据所选的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，对 其 强 度 进 行 计 算，以保 证 其有足 够 的 强 度和 寿命 。在 进 行 强 度 计 算之前 应 首先了解齿轮 的破坏形式及其影 响 因素。 1.单位齿长圆周力 在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 2bPpN mm (2-6) 式中： P 作用在 齿轮上 的 圆 周力，按 发动 机最大 转矩 Temax和最大附 着 力矩 rrG2 两 种 载 荷工 况进 行 计 算， N； 2b 从动齿轮 的 齿面宽， 在此取 60mm. 按 发动 机最大 转矩计 算 时： 213m ax210bdiTp ge N mm （ 2-7） 式中： maxeT 发动机输出的最大转矩，在此取 353 mN ； gi 变速器的传动比， 7.31； 1d 主动齿轮节圆直径，在此取 54mm. 按上式9.1592602541031.7353 3 p N mm 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 15 页 按最大附 着 力矩 计 算 时： 2232210bdrGp r N mm （ 2-8） 式中： 2G 汽 车满载时 一 个驱动桥给 水平地面的最大 负 荷， 对 于后 驱动桥还应 考 虑汽 车 最大加速 时 的 负 荷增加量，在此取 69300N； 轮 胎与地面的附 着 系 数 ，在此取 0.85： r 轮 胎的 滚动 半 径 ，在此取 0.456m 按上式2602 2 8 104 5 6.085.06 9 3 0 03 p=981.8 N mm 在 现 代汽 车 的 设计 中，由于材 质及 加 工工艺 等制造 质 量的提高， 单 位 齿 长 上的 圆周力有 时 提高 许 用 资 料的 20% 25%。 经验算 以上 两数 据都在 许 用范 围内 。其中上述 两种方法 计 算用的 许 用 单 位 齿长 上的 圆 周力 p都 为 1865N/mm2 ，故满足条件。 2.齿轮弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： w = 3500 102 wmsbDJmk kkkT （ 2-7） 式中： w 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力， MPa； T 齿轮的计算转矩， 对从动齿轮， 取 csce TT 和 中的较小值，为 14700.7 Nm； 对 主动齿轮取 为 2580.43 Nm； k0 过载系数，一般取 1； ks 尺寸系数， 0.682； km 齿面载荷分配系数，悬臂式结构， km=1.25； kv 质量系数，取 1； b 所计算的齿轮齿面宽； b=54mm GciTT0汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 16 页 D 所讨论齿轮大端分度圆直径； D=342mm Jw 齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取 0.03； 对于主动锥齿轮， T=2580.43Nm；从动锥齿轮， T=14700.7Nm； 将各参数代入式（ 2-7），有： 主动锥齿轮， w =466MPa； 从动锥齿轮， w =458MPa； 按照文献 1, 主从动锥齿轮的 w w =700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。 3.轮齿接触强度 锥齿轮轮齿 的齿面接触应力为： j= p 3z 0 s m f1 v jc 2 T k k k k 10D k b J（ 2-8） 式中： j 锥齿轮轮齿的齿面接触应力， MPa； D1 主动锥齿轮大端分度圆直径， mm； D1=64mm b 主、从动锥齿轮齿面宽较小值； b=54mm kf 齿面品质系数，取 1.0； cp 综合弹性系数，取 232N1/2/mm； ks 尺寸系数，取 1.0； Jj 齿面接触强度的综合系数，取 0.01； Tz 主动锥齿轮计算转矩； Tz=2322.39N.m k0、 km、 kv选择同式（ 2-7） 将各参数代入式 （ 2-8），有： j=813.5MPa 按照文献 汽车设计 ， j j=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。 汽 车驱动桥 的 齿轮 ，承受的是交 变负 荷，其主要 损 坏形式是疲 劳 。其表 现 是 齿 根疲 劳 折 断 和由表面 点蚀引 起的 剥落 。在要求 使用 寿汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 17 页 命为 20万千米或以 上时 ，其循 环 次 数 均以超 过 材料的耐久疲 劳 次 数 。因此， 驱动桥齿轮 的 许 用 弯 曲 应 力不超 过 210.9N mm2 .表 2-2 给 出了汽 车驱动桥齿轮 的 许 用 应 力 数值。 表 2-2 汽 车驱动桥齿轮 的 许 用 应 力 N mm2 计 算 载 荷 主减 速器 齿轮的 许 用 弯 曲 应力 主减 速器 齿轮的 许 用接触 应力 差速器 齿轮的 许 用 弯 曲应 力 按式（ 2-1）、式（ 2-3）计算出的最大计算转矩 Tec， Tcs中的较小者 700 2800 980 按式（ 2-4）计算出的平均计算转矩 Tcf 210.9 1750 210.9 实践表 明， 主减 速器 齿轮 的疲 劳寿命 主要与最大持 续载 荷（即平均 计 算 转矩）有关，而 与汽 车预 期 寿命 期 间 出 现 的峰值 载 荷 关 系不大。汽 车驱动桥 的最大 输 出 转矩 Tec和最大附着转矩 Tcs 并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。 2.2.5 主减速器轴承的 载荷 计算 1.锥齿轮齿面上 的作用力 锥齿轮 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。 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。 经 估 算 ,这里取 dT =2000 N 对 于 圆锥齿轮 的 齿面 中 点 的分度 圆 直 径 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 18 页 222 sin bDD m 2121 zzdD mm 经计 算 1mD 45.11mm 2mD =285.67mm。 上 式 参考 汽 车设计 。 (1) 齿宽 中 点处 的 圆 周力 齿宽 中 点处 的 圆 周力 为 F 22mDT N (2-9) 式中： T 作用在 该齿轮上 的 转矩 ，作用在 主减 速器主 动锥齿轮上 的 当 量 转矩 ，dT =2000 N； 2mD 该齿轮 的 齿面宽 中 点处 的分度 圆 直 径 . 按上式 主减 速器 从 动锥齿轮齿宽 中 点处 的 圆 周力 F =67.28520002=14.00 KN 由 2121 c o s/c o s/ FF 可知，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 。 （ 2） 锥齿轮 的 轴 向力和 径向 力 图 2-5 主 动锥齿轮齿面 的受力 图 如 图 2-5，主 动锥齿轮螺 旋方向 为 左旋， 从锥顶 看旋 转方向为 逆 时针 ， FT 为 作 用在节锥 面上的 齿面宽 中 点 A 处 的法向力，在 A点处 的螺旋方向的法平面 内 ， FT 分解成 两个 相互垂直汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 19 页 的力 FN 和 fF ， FN 垂直于 OA且位于 OO A 所在的平面， fF 位于以 OA为 切 线 的 节锥切平面 内 。 fF 在此平面 内 又可分 为 沿切 线 方向的 圆 周力 F和沿 节圆 母 线 方 向的力 Fs 。F与 fF 之间 的 夹角为螺 旋角 ， FT 与 fF 之间 的 夹角为 法向 压力 角 ， 这样 就有： c o sc o sTFF （ 2-10） c o s/t a ns in FFF TN （ 2-11） ta ns inc o s FFF TS （ 2-12） 于是，作用在主 动锥齿轮齿面上 的 轴 向力azF和 径向 力 RzF 分 别为 c o ss i ns i nt a nc o sc o ss i n FFFF SNaz（ 2-13） s i ns i nc o st a nc o ss i nc o s FFFF SNRz（ 2-14） 有式（ 2-13）可 计 算 973.8c o s35s i n8 . 9 7 3s i n5.22t a n35c o s1000.14 3azF 10787.1N 有式（ 2-14）可 计 算 RzF 973.8s i n35s i n973.8c o s5.22t a n35c o s 1000.143 =5463.2N 式（ 2-10）式（ 2-14） 参考 汽 车设计 。 2.主减速器 锥齿轮 轴承载荷的计算 轴 承的 轴向载 荷就是上述的 齿轮 的 轴 向力。但如果采用 圆锥滚子轴 承作支承 时，还应 考 虑径向 力所 应 起的派生 轴 向力的影 响 。而 轴 承 的 径向载荷则是 上述 齿轮 的 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，支承形式和 轴 承位置已确定， 则可计 算出 轴 承的 径向载 荷。 对 于采用 骑马 式的主 动锥齿轮 和 从动锥齿轮 的 轴 承 径向载 荷，如 图 2-6所示 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 20 页 图 2-6 主减 速 器轴 承的布置尺寸 轴 承 A， B的 径向载 荷分 别为 RA = 22 5.01maZRZ dFbFbFa （ 2-18） 22 5.01 maZRZB dFcFcFaR （ 2-19） 根据上式已知 aZF =10787.1N， RZF =5463.2N， a=134mm ， b=84mm， c=50mm 汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 21 页 所以 轴 承 A的 径向 力 AR = 22 4 5 . 1 17.107875.0842.54638414000134 1 =8922.38N 其 轴 向力 为 0 轴 承 B的 径向 力 RB = 22 11.457.1 0 7 8 75.0502.5463501 4 0 0 0134 1 =3526.09N （ 1） 对 于 轴 承 A，只承受 径向载 荷所以采用 圆 柱 滚子轴 承 42608E(内径 40，外径 90)，此 轴 承的 额 定 动载 荷 Cr为 102.85KN，所承受的 当 量 动载 荷 Q=X RA =1 15976=15976N。 （ 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 7514E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 7315E(内径 75，外径 160)，其 额 定 动载 荷 Cr为 134097N。 此 节计算内 容 参考 了 汽 车设计 关于主减 速器的有 关计 算 和 机械设计 关于轴承 的选择。汽车构造设计及理论课程设计 陈方 （ 05116339） 第 22 页 第三章 差速器设计 汽 车 在行 驶过 程