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某载重汽车单级后驱动桥结构设计摘 要 载重汽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；再用CATIA软件绘制驱动桥各零件三维图，利用各零件图进行分总成差速器装配和驱动桥总装配，使得设计结果更加直观，明确。然后运用CATIA有限元分析模块对桥壳进行受力分析，再对分析结果进行评价，使得设计的桥壳更加安全可靠。由于某些原因，没有上传完整的毕业设计（完整的应包括毕业设计说明书、相关图纸CAD/PROE、中英文文献及翻译等），此文档也稍微删除了一部分内容（目录及某些关键内容）如需要的朋友，请联系我的叩扣:2215891151，数万篇现成设计及另有的高端团队绝对可满足您的需要.关键词 驱动桥；差速器；CATIAAbstractTruck 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. Use CATIA software, the drive axle parts drawing three-dimensional maps. Moreover, assemble the differential and drive axle, thus making the design more intuitive and more clear. And then use finite element analysis module for stress analysis on the axle housing, and to evaluate the results of the analysis, making the design of the bridge safer and more secure shell.Key words：drive axle；differential； CATIA目 录引言11 总体结构方案拟定21.1 设计参数21.2 驱动桥的设计要求21.3 驱动桥的分类31.3.1 非断开式驱动桥31.3.2 断开式驱动桥41.4 驱动桥结构方案的确定52 主减速器设计62.1 主减速器结构的选择62.1.1 按齿轮类型分62.1.2 按减速器形式的不同92.1.3 结构方案的确定122.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案122.2.1 主动锥齿轮的支承132.2.2 从动锥齿轮的支承142.3 主减速器计算载荷的确定142.3.1 主减速器齿轮的设计载荷的确定142.3.2 主减速器齿轮基本参数的选择162.3.3 主减速器锥齿轮强度计算202.3.4 主减速器轴承的载荷计算212.3.5 主减速器齿轮材料的选择与热处理252.4 主动锥齿轮轴花键强度262.4.1 主动锥齿轮轴材料属性262.4.2 按扭转强度初选轴径262.4.3 主动锥齿轮花键强度计算263 差速器设计283.1 差速器概述283.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的运动学分析293.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构设计303.3.1 行星齿轮数目的选择303.3.2 行星齿轮球面半径的确定303.3.3 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择303.3.4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定313.3.5 压力角313.3.6 行星齿轮的轴孔长度和孔径313.4差速器壳体材料及形式的选择334 半轴及驱动桥壳设计344.1 半轴设计344.1.1 半轴的结构型式344.1.2 半轴的尺寸设计及校核354.1.3 半轴花键的选择和强度计算354.1.4 半轴材料的选择364.2 驱动桥壳的设计364.2.1 驱动桥壳结构方案分析364.2.3 桥壳的受力分析与强度计算385 驱动桥三维实体建模415.1 差速器建模415.1.1行星齿轮建模415.1.2 半轴齿轮建模445.1.3 差速器装配455.2 主减速器建模475.2.1 主减速器主动锥齿轮建模475.2.2 主减速器从动齿轮建模505.2.3 主减速器其它零件的建模505.3 驱动桥总装配516 基于CATIA驱动桥壳的受力分析526.1 桥壳受力分析模型的建立526.2 桥壳结构受力分析536.3.1 受力分析方案536.3.2 结构静力学分析53结论56致谢57参考文献58附录A59附录B74引言本次课题为载重汽车单级后驱动桥结构设计。对于载重汽车而言，最为重要的是驱动桥，它的性能的好坏直接影响整车性能。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展方向。 汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要求承受作用于路面和车架或承载车身之间的铅垂力、纵向力和横向力及其转矩。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳等组成。对于载重汽车，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。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。计算机技术的飞速发展，应用于工业的各大领域。在汽车设计中，三维软件CATIA的应用不仅缩短了产品的开发周期，减少了繁琐的数据管理以及数据交换引发的错误，而且提高了企业生产率，加快了产品创新。在建造物理样机之前建立电子样机并进行测试能节省大量的开发成本和开发时间。汽车工业正在向电子模型装配的方向发展。CATIA给汽车设计带来的技术创新和竞争优势。CATIA为汽车设计师和工程师提供了丰富的功能，包括3D实体造型、曲面造型和线架造型。系统提供的创新技术可以自动进行3D设计的参数化。系统还具有灵活的混合建模、虚拟产品开发、以流程驱动设计和在设计阶段进行有限元分析等能力。本次课题，在传统的设计计算得出来的数据基础上，绘出二维CAD图，再绘出驱动桥CATIA三维图，使得设计更为直观。1 总体结构方案拟定1.1 设计参数(1) 后轮距：1740mm；(2) 双后胎规格：9.02.0；(3) 发动机最大扭矩：372N.m12001400 rmin；(4) 后轴荷：7000kg；(5) 变速器一挡传动比：ig1=7.64；(6) 主传动比：i06.143；(7) 后悬架板簧托板中心距：1160mm。1.2 驱动桥的设计要求驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大有传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配给左、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、纵向力和横向力。驱动桥一般由转减速器、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的基本要求： (1) 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。 (2) 外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 (3) 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 (4) 在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 (5) 在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是弹簧下质量应尽力小，以改善汽车平顺性。 (6) 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相协调。 (7) 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。1.3 驱动桥的分类驱动桥分为非断开式与断开式两大类。1.3.1 非断开式驱动桥非断开式驱动桥也称为整体式驱动桥，其半轴套管与主减速器壳均与轴壳刚性的相连一个整体梁，因而两侧的半轴和驱动轮相关的摆动，通过弹性元件与车架相连。它由驱动桥壳、主减速器、差速器和半轴组成。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，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。 图1.1 非断开式驱动桥1.3.2 断开式驱动桥驱动桥采用独立悬架，即主减速器壳固定在车架上，两侧的半轴和驱动轮能在横向平面相对与车体有相对运动的则称为断开式驱动桥。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。 图1.2 断开式驱动桥1.4 驱动桥结构方案的确定作为载重汽车，首先应该考虑的是结构简单、造价低廉、工作可靠。普通非断开式驱动桥就符合这个要求，这种桥广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上。根据本次设计的特点和前人的经验，最后本课题选用非断开式驱动桥。其结构如图2.3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1.3 非断开式驱动桥2 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：(1) 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。(2) 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。(3) 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。(4) 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。(5) 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。2.1 主减速器结构的选择主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速器形式不同而不同。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。2.1.1 按齿轮类型分1、 螺旋锥齿轮传动螺旋锥齿轮传动(图3.1a)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。a)螺线锥齿轮传动 b) 双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆传动图2.1 主减速器齿轮传动形式2、 双曲面齿轮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。由于偏移距正的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角。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）式中、分别为主、从动齿轮的圆周力；、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。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125150。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) 双曲绵主动齿轮的变大，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。 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。3、 圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动(图2.3c)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和双级主减速器贯通式驱动桥。4、 蜗杆传动蜗杆(图2.3d)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。2.1.2 按减速器形式的不同主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。1、 单级主减速器单级主减速器(图2.2)可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比扎不能太大，一般7，进一步提高将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。图2.2 单级主减速器2、 双级主减速器双级主减速器(图2.3)与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，一般为712。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮。对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平、斜向和垂向三种布置方案。纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂向布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿轮副传动比的比值一般为1420，而且锥齿轮副传动比一般为1733，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。图2.3 双级主减速器3、 双速主减速器双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的挡位。双速主减速器可以由圆柱齿轮组或行星齿轮组构成。圆柱齿轮式双速主减速器结构尺寸和质量较大，可获得的主减速比较大。只要更换圆柱齿轮轴、去掉一对圆柱齿轮，即可变型为普通的双级主减速器。行星齿轮式双速主减速器结构紧凑，质量较小，具有较高的刚度和强度，桥壳与主减速器壳都可与非双速通用，但需加强行星轮系和差速器的润滑。双速主减速器主要在一些单桥驱动的重型汽车上采用。4、 贯通式主减速器贯通式主减速器根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。根据减速齿轮形式不同，单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯通式主减速器是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特点，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速比。蜗轮蜗杆式单级贯通式主减速器在结构质量较小的情况下可得到较大的速比。它使用于各种吨位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯通式驱动桥中，可降低车厢地板高度。5、 单双级减速配轮边减速器在设计某些重型汽车、矿山自卸车、越野车和大型公共汽车的驱动桥时，由于传动系总传动出敷大，为了使变速器、分动器、传动轴等总成所受载荷尽量小，往往将驱动桥的速比分配得较大。当主减速比大于12时，一般的整体式双级主减速器难以达到要求，此时常采用轮边减速器。这样，不仅使驱动桥的中间尺寸减小，保证了足够的离地间隙，而且可得到较大的驱动桥总传动比。另外，半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件由于所受载荷大为减小，使它们的尺寸可以减小。但是由于每个驱动轮旁均设一轮边减速器，使结构复杂，成本提高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。2.1.3 结构方案的确定根据各种形式不同的特点，本次设计选用单级准双曲面齿轮传动2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案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。2.2.1 主动锥齿轮的支承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。a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮图2.4 主减速器锥齿轮的支撑形式悬臂式支承结构(3.4a)的特点是在锥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。跨置式支承结构(图2.4b)的特点是在锥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。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。本次设计需要传递较大转矩，选用跨置式支承。2.2.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承(图2.4c)，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有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。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。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图2.5)。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图2.5所示。 图2.5 从动齿轮辅助支撑 图2.5 主、从动锥齿轮的许用偏移量2.3 主减速器计算载荷的确定2.3.1 主减速器齿轮的设计载荷的确定1、 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮的计算转矩 = (2.4)文献1 式中 发动机最大转矩：=372Nm; n计算驱动桥数：n=1; 变速器一档传动比： =7.64; 分动器传动比：=1； 主减速器传动比：=6.143; 从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率：=0.9； K液力变矩器变矩系数：K=1; 动载系数：=1; 代入上式得：=15713.008 Nm2、 按驱动轮打滑扭矩确定从动轮计算转矩 = （2.5）文献1式中：后驱动桥在满载状态下的静载荷：=70000N; 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数：=1.1； 轮胎与路面之间的附着系数：=0.85; 车轮的滚动半径：GB/T 2977-2008 标准中 9.00-20 公路型轮胎外直径 1018mm，滚动半径=0.509m; 主减速器从动齿轮到车轮间的传动比：=1； 主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率：=0.95; 代入上式得：=34366.073Nm3、 按汽车日常行驶平均转矩确定从动齿轮计算转矩 = （2.6）文献1 式中：G汽车总质量：G=9100； 道路滚动阻力系数：=0.015； 公路坡度系数：=0.05； 汽车性能系数：=0 代入上式得：=3105.811Nm 在强度校核时取=min,即=15713.008Nm2.3.2 主减速器齿轮基本参数的选择1、 主动锥齿轮齿数，从动齿轮齿数选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：(1) 为了磨合均匀,z1、z2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，对于货车，z1一般不少于6。(4) 当主传动比io较大时，尽量使z1取得小些，以便得到满意的离地间隙。(5) 对于不同的主传动比， z1和z2应有适宜的搭配。本次设计选择=7，=43。2、 从动齿轮大端分度圆直径,端面模数m对于单级主减速器，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。 = (2.7) 文献1式中 直径系数=15.3； 计算载荷=15713.008Nm； 各参数代入上式得=383.217mm； m=8.912 取m=8.91mm 校核模数：m=式中为模数系数，为0.30.4，本次取0.3计得=10.09 所以合格.3、 主、从动锥齿轮齿面宽度、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。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=0.3A2，而且b2应满足b2=10 m，一般也推荐b2=o.155D2。对于螺旋锥齿轮，b1一般比b2大10%。 =0.155=59.398mm =1.1=65.34mm4、 双曲面齿轮副偏移距E 对于轻型载货汽车E0.2 取 E=0.1=38.3217mm(上偏移)5、 中点螺旋角选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则F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F应不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为3540。轿车选用较大的值以保证较大的f，使运转平稳，噪声低；货车选用较小声值以防止轴向力过大，通常取35。近似的预选主动齿轮螺旋角名义值 =，螺旋方向：主动左旋，从动右旋。6、 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。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻负荷工作的齿轮一般采川小压力角， 町使齿轮运转平稳，噪小低。对于弧齿锥齿轮，轿车:一般选用1430或16；货车:为20；重型货车:为2230。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为19或20，货车为20或2230。 本设计选取=。2.3.3 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7从动齿轮齿数43端面模数8.91齿面宽=65.34=59.398工作齿高18全齿高=20.25法向压力角=轴交角=90节圆直径=62.37=383.13节锥角arctan=90-=9.246=80.754节锥距A=取A=190.0 续表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 果周节t=3.1416 t=28.27齿顶高=9齿根高=11.25 径向间隙c=c=2.25齿根角=3.388 面锥角=12.63=84.14根锥角=5.86=77.36齿顶圆直径=80.76=389.89节锥顶点止齿轮外缘距离=192.054=22.617理论弧齿厚 =15.887mm=6.103mm齿侧间隙查表取低精度0.18mm螺旋角取=352.3.3 主减速器锥齿轮强度计算1、 单位齿长上圆周力 按发动机最大转矩计算：P= （2.8）文献1 式中 发动机最大转矩：=372Nm; 变速器传动比：=7.64； 主动锥齿轮分度圆直径：=m=77.13mm; 从动齿轮齿面宽：=50.469mm; 将上述各参数代入上式得：P=1402.578NmP=1429MPa故：齿轮表面耐磨性合格。2、 齿轮的弯曲强度计算 从动锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = （2.9）文献1 式中：齿面载荷分布系数：=1; 尺寸系数：=0.7696; 质量系数：=1; b齿轮齿面宽度：b=50.469mm; 综合系数：=0.27按发动机最大转矩计算：=580.56MPa=700MPa按计算：=152.94MPa=210MPa所以，齿轮弯曲强度合格。3、 齿轮接触强度计算锥齿轮轮齿的齿面接触应力为 = （2.10）文献1 式中 材料弹性系数：=mm; 主动齿轮计算转矩：； 按发动机最大转矩计算=3009.26Nm； 按计算：=594.81 Nm； 过载系数：=1； 尺寸系数：=1； 齿面载荷系数：=1； 质量系数：=1； 齿面接触应力的综合系数：=0.19； b齿宽b=min、； 按发动机最大转矩计算：=2383.18MPa=2800MPa; 按计算：=1059.54MPa=1750MPa; 主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的 经过上式校核，齿轮的接触强度合格。2.3.4 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。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进行计算。（2.11）文献2式中： 发动机最大转矩，在此取372Nm；，变速器在各挡的使用率，变速器各挡的传动比；，变速器在各挡时的发动机的利用率；经计算为463.7。 (2.12) 文献2 (2.13)文献2经计算52.84mm； =324.59mm。(1) 齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为： (2.14) 文献2式中：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，=463.7 N；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：=17.55 KN(2) 锥齿轮的轴向力和径向力图2.6 主动锥齿轮齿面的受力图如图2.6，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 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，F分解成两个相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于OOA所在的平面，位于以OA为切线的节锥切平面内。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。F与之间的夹角为螺旋角，F与之间的夹角为法向压力角，这样就有： （2.15）文献2 （2.16） 文献2 （2.17）文献2于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为： （2.18）文献2 （2.19） 文献2有式（2.18）可计算13564.7N有式（2.19）可计算=6784.6N2、 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2.7所示图2.7 主减速器轴承的布置尺寸轴承A，B的径向载荷分别为R= （2.20）文献2 （2.21）文献2 根据上式已知=13564.7N，=6784.6N，a=146mm ，b=92mm，c=54mm 所以轴承A的径向力= =3497.137N其轴向力为0。 轴承B的径向力R= =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Q=XR=13497.13=3497.13N。(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。此节计算内容参考了文献2关于主减速器的有关计算和文献8关于轴承的选择。2.3.5 主减速器齿轮材料的选择与热处理 大多数锥齿轮采用渗碳钢制造。汽车驱动桥主减速器工作繁重，与传动系其他齿轮相比，它具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点，是传动系中的薄弱环节。因此它要求具有较高的弯曲强度和表面接触强度，以及较好的齿面耐磨性，齿轮芯部应该有适当的韧性，以适应冲击载荷的需要，避免在冲击下发生齿根折断。材料锻造性能、可加工性能和热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制，选择材料适应我国国情，为较少镍、铬的消耗，主减速器齿轮材料选用渗碳合金钢20CrMnTi。 对齿轮材料的热处理方法主要是渗碳。其优点是表面可得到含碳量很高的硬化层，具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部软，具有良好的韧性，故该材料的抗弯性能较好。其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以下基层较软，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很多，便会引起表面硬化层的脱落。 热处理程序如下：渗碳淬火回火磷化处理喷丸经过渗碳、淬火、回火之后，齿轮轮齿表面硬度可高达HRC5864，而芯部硬度较低，为HRC3245。可以满足主减速器齿轮的要求。进行磷化处理是由于新齿轮润滑不良，为防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤和早期磨损，因此在热处理及精加工后予以厚度为0.0050.01mm的磷化处理。这种情况在镀层不应该用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑油。对齿面进行的喷丸处理有可能提高齿轮寿命系数达25，这样齿轮的轮齿表面的硬度将进一步得以提高。 22.4 主动锥齿轮轴花键强度 2.4.1 主动锥齿轮轴材料属性 材料为20CrMnTi； 许用扭转剪应力