重型载货汽车驱动桥的设计

1摘要驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴和整体式桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。本文不是采用传统的双曲面锥齿轮作为载重汽车的主减速器而是采用弧齿锥齿轮，希望这能作为一个课题继续研究下去。关键字：载重汽车 驱动桥 单级减速桥 弧齿锥齿轮2目 录摘要 .IABSTRACT.II前言 .2第一章 驱动桥结构方案分析 .4第二章 主减速器设计 .72.1 主减速器的结构形式 .72.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 .9第三章 差速器设计 .303.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 .303.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 .323.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 .32第四章 驱动半轴的设计 .394.1 全浮式半轴计算载荷的确定 .404.2 全浮式半轴的杆部直径的初选 .414.3 全浮式半轴的强度计算 .414.4 半轴花键的强度计算 .42第五章 驱动桥壳的设计 .435.1 铸造整体式桥壳的结构 .435.2 桥壳的受力分析与强度计算 .45结论 .543致谢 .55参考文献 .564前 言汽车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用首先是增扭，降速，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。对于重型载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在 140KW 以上，最大转矩也在 700Nm 以上，百公里油耗是一般都在 34 升左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机传动轴驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥则是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。目前国内重型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。5这些企业几乎占到国内重卡车桥 90%以上的市场。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）齿轮及其他传动件工作平稳，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。6第一章 驱动桥结构方案分析由于要求设计的是 13 吨级的后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应，该种形式的驱动桥的桥壳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。驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：1)中央单级减速驱动桥。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。一般在主传动比小于 6 的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承， 有差速锁装置供选用。2)中央双级驱动桥。在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有 2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制“三化” （即系列化，通用化，标准化）程度高， 桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用， 锥齿轮有 2 个规格。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，作为系列产品而派生出来的一种型号，它们很难变型为前驱动桥，使用受到一定限制；因此，综合来说，双级减速桥一般均不作7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、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为 2 类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。圆锥行星齿轮式轮边减速桥。由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器，轮边减速比为固定值 2，它一般均与中央单级桥组成为一系列。在该系列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使牵引力增大或速比增大时，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速器即可变成双级桥。这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边减速器上 ，其 “三化”程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值 2，因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。圆柱行星齿轮式轮边减速桥。单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在 3 至 4.2 之间。由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速比一般均小于 3，这样大锥齿轮就可取较小的直径，以保证重型汽车对离地问隙的要求。这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮穀内具有齿轮传动，长时间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热；因此，作为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。综上所述，由于设计的驱动桥的传动比为 4.444，小于 6。况且由于随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，重型汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势，主要是单级驱动桥还有以下几点优点：(l) 单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，8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) 重型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，重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。因此，重型汽车不必像过去一样，采用复杂的结构提高通过性；(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。单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看， 重型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。所以此设计采用单级驱动桥再配以铸造整体式桥壳。图 1-1Meritor 单后驱动桥为中国重汽引进的美国 ROCKWELL 公司 13 吨级单级减速桥的外形图。图 1-1 Meritor（美驰）单后驱动桥9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。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%。102.1.2 主减速器的减速形式由于 i=4.8756，一般采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势：单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在重型汽车上占有重要地位；目前重型汽车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，重型汽车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；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，可靠性增加。2.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式作为一个 11.3 吨级的驱动桥，传动的转矩较大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承。装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。导向轴承都采用圆柱滚子式，并且内外圈可以分离（有时不带内圈） ，以利于拆装。 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ce（2-1）nikTKfeDce /01maxmN式中 11发动机的输出的最大转矩，在此取 911.5 ；maxeT mN传动系上传动部分的传动效率，在此取 0.9；该汽车的驱动桥数目在此取 2；n猛接和动载系数，取 1DK分动器传动比，取 1fi变速器 I 挡传动比，经计算得 12.961 16Tgm0.95 0. Tgm.195-6eaxeaeax当当pf（2-2） 汽车满载时的总质量在此取 28000 ；a K所以 0.195 =59.916 5.9182=-0.4390 即 =1.0pf oK由以上各参数可求 Tce= =25914.8565Tce2875.49016.591 mN2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT（2-mrimGcs/2 3）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥2所承载 112000N 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12胎的高级轿车，计算时可取 1.25;车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 12.00R20，滚动半径r为 0.5291m；汽车最大加速度时后轴负荷转移系数取 1.22m， 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的mi传动效率和传动比， 取 0.9，由于没有轮边减速器m取 1.0m所以= =67160.43mriGTcs/2 0.1929158201mN3. 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：（2-4）mNnirfTmtcf式中： 汽车满载时的总重量，参考斯太尔 1291.260/N65 车型在此aG取 280000N；所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；T道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此Rf取 0.018汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取Hf0.050.09 在此取 0.07汽车的性能系数在此取 0；pf， ，n见式（2-1） ， （2-3 ）下的说明。LBi13所以 )(GaPHRTf ft mrTcniT= =16131.6708.01.1905282mN式（2-1 ）式（2-4 ）参考汽车车桥设计 1式（3-10）式（3-12） 。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 和 ，从动锥齿1z2轮大端分度圆直径 、端面模数 、主从动锥齿轮齿面宽 和 、中点2Dtm1b2螺旋角 、法向压力角 等。主动锥齿轮的计算转矩为： GT0cziTz:住动锥齿轮的计算转矩 N.mTc:minTce,Tcs:io 为 4.875 小于 6，故选为 90%N.m78.2190.12548iT0cz G主、从动锥齿轮齿数 和1z2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， ， 之间应避免有公约数。122）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14有高的疲劳强度对于商用车 一般不小于 6。1z4）主传动比 较大时， 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间0i隙。5）对于不同的主传动比， 和 应有适宜的搭配。1z2根据以上要求参考汽车车桥设计 1中表 3-12 表 3-13 取 =9 1z=402z+ =494011. 从动锥齿轮大端分度圆直径 和端面模数2Dtm对于单级主减速器，增大尺寸 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小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（2-5）322cDTK直径系数，一般取 13.015.32DK从动锥齿轮的计算转矩， ，为 Tce 和 Tcs 中的较小者Tc mN所以 =（13.015.3） =（384.7452.77）2325914.86m初选 =450 则 = / =440/40=11mtD2z有参考机械设计手册 2表 23.4-3 中 选取 11 则 =440t 2D根据 = 来校核 =11 选取的是否合适，其中 =（0.30.4）t3cmTKs mK此处， =（ 0.30.4） =（8.87811.837） ，因此满足校核。t 325914.86153. 主，从动锥齿轮齿面宽 和1b2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 ，推荐不大于节锥 的 0.3 倍，即 ，2b2A223.0Ab而且 应满足 ，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：2btm102=0.155 440=68.2 在此取 7025.Dmm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，通常小齿轮的齿面加大 10%较为合适，在此取 =781bm4.双齿面齿轮副偏移距 E对于总质量较大的商用车， ，E=（4452.8） 在，）12.0（ D此取 504.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 1.52.0 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 3540，而商用车选用较小的 值以防止轴向力过大，通常取 35。165. 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. 法向压力角加大压力角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，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重型载货汽车可选用 22.5的压力角。(产品名称或图号)准双曲面锥齿轮传动轮坯计算标准收缩齿(产品名称或图号)准双曲面锥齿轮传动轮坯计算标准收缩齿(产品名称或图号)准双曲面锥齿轮传动轮坯计算2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算(产品名称或图号)准双曲面锥齿轮传动轮坯计算标准收缩齿1 小轮齿数Z1：9.000000002 大轮齿数Z2：40.000000003 齿数比的倒数Z1/Z2：0.225000004 大轮齿面宽b2：70.000000005 偏置距E：50.000000006 大轮节圆直径de2：440.000000007 刀盘名义半径rb：203.200000008 初选小轮螺旋角鈓1c ：35.00000000179 鈓1c正切值 tan鈓1c ：0.7002075410 初选大轮节锥角之余切值cot?2c：0.2700000011 ?2c之正弦值sin?2c ：0.9654290812 初定大轮中点分圆半径rm2c：186.2099821113 大、小轮螺旋角差角正弦值sin拟c：0.2592312914 拟c之余弦值cos拟c：0.9658152715 初定小轮扩大系数Kc：1.1473309816 小轮中点分度圆半径换算值rm1H：41.8972459717 初定小轮中点分圆半径rm1c：48.0700080918 轮齿收缩系数H：1.2400000019 近似计算公法线K1K2在大轮轴线上的投影(截距)Q：737.7366085020 大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切tan纾?0.0670254021 偏置角余割sec纾?1.0022436922 偏置角正弦sin纾?0.0668753623 大轮轴线在小轮回转平面内偏置角纾?3.8345374424 初算大轮回转平面内偏置角正弦sin錭：0.2512502325 褰钦 衪an錭：0.2595769026 初算小轮节锥角正切tan?1c：0.2576321627 ?1c角余弦cos?1c ：0.9683785528 第一次校正螺旋角差值拟的正弦sin拟：0.2594545629 拟角余弦cos拟 ：0.9657553230 第一次校正小轮螺旋角正切tan?m1：0.6998360631 扩大系数的修正量腒：0.0000963832 大轮扩大系数修正量的换算值腒H：0.0000216933 校正后大轮偏置角的正弦值sin澹?0.2512487834 褰钦 衪an澹?0.2595753035 校正后小轮节锥角正切tan洌?0.2576337436 小轮节锥角?1：14.4471512637 ?1角的余弦cos?1：0.9683781838 第二次校正后的螺旋角差值的正弦sin拟：0.2594531639 拟值拟：15.0376173140 拟余弦cos拟：0.9657556941 第二次校正后小轮螺旋角的正切值tan鈓1：0.7002098642 小轮中点螺旋角鈓1：35.0000894143 鈓1余弦cos 鈓1 ：0.8191511544 大轮中点螺旋角鈓2：19.9624721045 鈓2余弦cos 鈓2 ：0.9399164446 鈓2正切tan 鈓2 ：0.363228661847 大轮节锥角余切cot?2：0.2667690648 大轮节锥角?2：75.0631055049 ?2正弦sin?2：0.9662103050 ?2余弦cos?2：0.2577550251 B1c：49.6438761352 B2c：722.4300926653 两背锥之和B12：772.0739688054 大轮锥距在螺旋线中点切线方向投影T2：181.1425756855 小轮锥距在螺旋线中点切线方向投影T1：157.8436031256 极限齿形角正切负值-tana0：0.0579315957 极限齿形角负值-a0：3.3155299358 腶0的余弦 cos腶0 ：0.9983261859 B59：0.0008171160 B60：0.0000291361 B61：28,592.1968232862 B62：0.0008148763 B63：0.0016611064 B64：202.8657813065 齿线中点曲率半径r0：203.2059119666 比较r0与rb比值V：0.9999709167 A67：0.0579948868 A68：180.2378798269 A69：1.0243870670 rm2圆心至轴线交叉点距离Am2：47.9664246271 大轮节锥顶点至小轮轴线的距离A02，正数表示节锥顶点越过了小齿轮的轴线，负值表示节锥顶点在大轮与轴线之间：1.7086381272 大轮节锥上中点锥距Rm2：192.7220000373 大轮节锥上外锥距(节锥距)R2：227.6937010974 大轮节锥上齿宽之半0.5bm：34.9717010675 大轮在平均锥距上工作齿高hm：17.0646277476 A76：0.3328582877 A77：0.6951164178 两侧压力角总和ac：22.5000000079 ac角正弦值sinac：0.3826834380 平均压力角a：11.2500000081 a角余弦cosa：0.9807852882 a角正弦tana：0.1989123783 A83：3.494586171984 齿顶角与齿根角总和栌：15.3761791685 大轮齿顶高系数ha*2：0.1700000086 大轮齿根高系数hf*2：0.9800000087 大轮中点齿顶高ham2：2.9009867288 大轮中点齿根高hfm2：16.7733351989 大轮齿顶角鑑2：0.8623911390 鑑2角正弦 sin鑑2 ：0.0150510091 大轮齿根角鑖2：4.9741373192 鑖2角正弦 sin鑖2 ：0.0867060693 大轮大端齿顶高hae2：3.4273456694 大轮大端齿根高hfe2：19.8055936895 径向间隙c：2.6096941696 大轮大端齿全高he2：23.2329393497 大轮大端工作齿高he2：20.6232451898 大轮顶锥角(面锥角)鋋2：75.9254966399 鋋2角正弦 sin鋋2 ：0.96998033100 鋋2角余弦 cos鋋2 ：0.24318339101 大轮根锥角鋐2：70.08896820102 鋐2角正弦 sin鋐2 ：0.94022257103 鋐2角余弦 cos鋐2 ：0.34056059104 鋐2角余切 cot鋐2 ：0.36221273105 大轮大端齿顶圆直径dae2：441.76683109106 大端节圆中心至轴线交叉点距离Akm2：56.98055608107 大轮轮冠至轴线交叉点距离Ake2：53.66901939108 大端顶圆齿顶与节圆处齿高之差膆am：-0.00033877109 大端节圆处与根圆处齿高之差膆mf：-0.06718561110 大轮面锥顶点到小轮轴线的距离Aoa2(参考71）：1.70897689111 大轮根锥顶点到小轮轴线的距离Aof2(参考71）：1.64145251112 A112：203.58403189113 修正后小轮轴线在大轮回转平面内的偏置角正弦sin澹?0.24559883114 偏置角余弦cos澹?0.96937156115 偏置角正切tan澹?0.25335882116 小轮顶锥角正弦sin鋋1：0.33012975117 小轮顶锥角(面锥角)鋋1：19.27665082118 顶锥角余弦cos鋋1：0.94393556119 顶锥角正切tan鋋1：0.34973759120 A120：12.19467258121 小轮顶锥顶点到轴线交叉点的距离Aoa1(参考71）：0.0879630820122 A122：0.01468874123 A123：0.84154227124 A124：14.19607504125 A125：4.82949956126 A126：-0.05914780127 A127：1.03138852128 A128：180.96163799129 A129：0.94729881130 A130：36.06941113131 小轮轮冠到轴线交叉点的距离Ake1：214.12081311132 ：36.12778554133 小轮前轮冠到轴线交叉点的距离Aki1：139.23236293134 ：214.20877619135 小轮大端齿顶圆直径dae1：149.83372142136 ：198.23562595137 在大轮回转平面内偏置角正弦sin澹?0.25222510138 偏置角澹?14.60922112139 偏置角余弦cos澹?0.96766859140 ：17.54794212141 小轮根锥顶点到轴线交叉点的距离Aof1(参考71）：-5.10163016142 ：0.23532093143 小轮根锥角鋐1：13.61054139144 cos鋐1： 0.97191772145 tan鋐1： 0.24212022146 允许的最小侧隙jnmin：0.30480000147 允许的最大侧隙jnmax：0.40640000148 ：0.10175706149 ：16.10994523150 大轮内锥距Ri：157.693701092.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计21算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。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） 齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：（1）轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。（2）齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮22的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的 70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4）齿面磨损这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范23围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。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 210.9Nmm .表 2-2 给出了汽车驱动桥齿轮2的许用应力数值。表 2-2 汽车驱动桥齿轮的许用应力 Nmm 2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） 主减速器齿轮的强度计算（1） 单位齿长上的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Nmm 321max0bDiTpge24(2-6)式中：T 最大转矩 911.5N.m 变速器传动比 15gi初定大轮中点分圆半径rm2c：186.209982111D从动锥齿轮齿面宽 752bNmm 1048.97186.259321max DiTpge按最大附着力矩计算时：Nmm 23bDrGp（2-8）式中： 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱2G动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取113000N；轮胎与地面的附着系数，在此取 0.85：轮胎的滚动半径，在此取 0.527mr按上式 =3300 Nmm7041952.820133p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数据的 20%25%。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 1989.33N/mm-1（2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为N/ JDbmKKTsvms0312225（29） 式中： 该齿轮的计算转矩， Nm;T超载系数；在此取 1.00K尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，s当 时， ，在此 0.8116.14.25mKs4.251sK载荷分配系数，当两个齿轮均用跨置式支承型式时，mK1.001.10 式式支承时取 1.101.25。支承刚m度大时取最小值。质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及v径向跳动精度高时，可取 1.0;计算齿轮的齿面宽，mm;b计算齿轮的齿数；z端面模数，mm;m计算弯曲应力的综合系数（或几何系数） ，它综合考虑了齿J形系数。载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按图 2-1 选取小齿轮的0.265 ，大齿轮 0.305.JJ按上式大齿轮：468.177MPa3076.9 h=hLQn16703105.6871720hL所以轴承符合使用要求。对于从动齿轮的轴承 C，D 的径向力计算公式见式（2-18）和式（2-19）已知 F=25450N， =9662N， =20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mmaZFRZ所以，轴承 C 的径向力：= =10401.3NcR22 8.40695.01616025410 轴承 D 的径向力：= =23100.5N22 .轴承 C，D 均采用 7315E，其额定动载荷 Cr 为 134097N（3）对于轴承 C，轴向力 A=9662N，径向力 R=10401.3N，并且 =0.93RAe，在此 e 值为 1.5tana 约为 0.402，由机械设计 6中表 18.7 可查得X=0.4，Y=0.4cota =1.6所以 Q= =1.2(0.496621.610401.3)=24608.256N YRXAfd35= = =2896 3 hhLQCrn1670310256.4897.16370hL所以轴承 C 满足使用要求。（4）对于轴承 D，轴向力 A=0N，径向力 R=23100.5N，并且 =.4187eRA由机械设计 6中表 18.7 可查得 X=0.4，Y=0.4cota=1.6所以 Q= =1.2(1.623100.5)=44352.96NYRXAfd= = =4064.8 h hLQCrn167031096.45278.16370L所以轴承 D 满足使用要求。此节计算内容参考了汽车车桥设计 1和汽车设计 3关于主减速器的有关设计计算。第三章 差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间分配36转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图 3-1 差速器差速原理如图 3-1 所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3 与行星齿轮轴 5 连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6 固连在一起，固为主动件，设其角速度为 ；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，0其角速度为 和 。A、B 两点分别为行星齿轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的啮12合点。行星齿轮的中心点为 C，A、B、C 三点到差速器旋转轴线的距离均为 。r当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径 上的 A、B、C 三点的圆周速度都相等（图 3-1） ，其值为 。于r 0r是 = = ，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳 3 的120角速度。当行星齿轮 4 除公转外，还绕本身的轴 5 以角速度 自转时（图） ，啮4合点 A 的圆周速度为 = + ，啮合点 B 的圆周速度为 = -1r04r2r037。于是4r+ =（ + ）+( - )1r20r40r4即 + =2 （3-1）120若角速度以每分钟转数 表示，则n（3-0212）式（3-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。有式（3-2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时） ，若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图 3-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。38图 3-2 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3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择载货汽车采用 4 个行星齿轮。2.行星齿轮球面半径 的确定BR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半径 ，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BR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：Bmm (3-3) 3TKRB式中： 行星齿轮球面半径系数，可取 2.522.99，对于有 4 个BK39行星齿轮的载货汽车取小值；T计算转矩，取 Tce 和 Tcs 的较小值，Nm.根据上式 =2.5 =73.98mm BR325914.86Ao=（0.980.99）Rb=（72