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太原理工大学现代科技学院毕业设计（论文）摘 要本次毕业设计的题目是中型货车驱动桥设计。驱动桥是汽车传动系统的重要组成部件,其位于传动系的末端，其功用是增大由传动轴或变速器传来的转矩，将其传给驱动轮并使其具有差速功能. 所以中型专用汽车驱动桥设计有着实际的意义。在本次设计中，根据当今驱动桥的发展情况确定了驱动桥各部件的设计方案。其中根据本次设计的车型为中型汽车，所以主减速器的形式采用双级主减速器；而差速器则采用目前被广泛应用的对称式锥齿轮差速器；其半轴为全浮式支撑。在本次设计中完成了对主减速器、差速器、半轴、桥壳及轴承的设计计算及校核。并通过以上计算满足了驱动桥的各项功能。此外本设计还应用了较为先进的设计手段，如用MATLAB进行计算编程和用CAXA软件绘图。本设计保持了驱动桥有足够的强度、刚度和足够的使用寿命，以及足够的其他性能。并且在本次设计中力求做到零件通用化和标准化。关键词：驱动桥，主减速器，差速器，半轴，桥壳ABSTRACTThe graduation project is the subject of a medium goods vehicle driver in the design of the bridge. Bridge drive vehicle drive system is an important component parts, its function is increasing drive shaft or transmission came from the torque, and its transmission to a driving wheel differential function. So medium-sized private car driver has a practical bridge design Significance. In the design of the bridge under the current drive the development of the driver identified the components of the bridge design. According to the design of this model for the medium-sized cars, so the main reducer in the form of a two-stage main reducer, and the current differential is being widely used symmetric bevel gear differential; its axle for the whole floating - Support. In the completion of the design of the main reducer, differential and axle, bearings and the bridge shell calculation and design verification. Through the above calculation and the drive to meet the various functions of the bridge. In addition the design of a more advanced design tools, such as MATLAB calculated using CAXA software programming and graphics.This design has maintained a drive axle have sufficient strength, stiffness and sufficient life, and enough other properties. And in this design-to-common and standardized components. KEY WORDS：Drive Bridge, the main reducer, differential and axle, Shell Bridge目录第1章 绪 论11.1 驱动桥简介11.2 驱动桥设计的基本要求2第2章 驱动桥主减速器设计32.1 主减速器简介32.2 主减速器形式的选择42.3主减速器锥齿轮的选择52.4 主减速器齿轮的支承72.5 主减速器轴承的预紧82.6 锥齿轮啮合的调整82.7 润 滑92.8 双曲面锥齿轮的设计92.8.1主减速比的确定92.8.2主减速器齿轮计算载荷的确定102.8.3主减速器齿轮基本参数的选择122.8.4有关双曲面锥齿轮设计计算方法及公式162.8.5主减速器双曲面齿轮的强度计算172.9主减速齿轮的材料及热处理20第3章 差速器的设计223.1 差速器的功用223.2 差速器结构形式的选择223.3 差速器齿轮的基本参数选择243.4 差速器强度计算273.5 差速器直齿圆锥齿轮参数27第4章 车轮传动装置的设计304.1 车轮传动装置的功用304.2 半轴支承型式304.3 全浮式半轴计算载荷的确定304.4 半轴的强度计算314.5 全浮式半轴杆部直径的初选324.6 半轴的结构设计及材料与热处理32第5章 驱动桥壳设计345.1 驱动桥壳的功用和设计要求345.2 驱动桥壳结构方案分析345.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算35第6章轴承的寿命计算376.1主减速器轴承的计算376.2轴承载荷的计算396.3主动齿轮轴承寿命计算39结论41参考文献42致谢43IV第1章 绪 论1.1 驱动桥简介驱动桥是汽车传动系的重要组成部分，它位于传动系的末端，一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成。其功用是：将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降低转速、增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速的作用，保证内、外车轮以不同的转速转向；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，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥分为断开式和非断开式两类。断开式驱动桥-为了提高汽车行驶平顺性和通过性，有些轿车和越野车全部或部分驱动轮采用独立悬架，即将两侧的驱动轮分别用弹性悬架与车架相联系，两轮可彼此独立地相对于车架上下跳动，于此相应，主减速壳固定在车架上。驱动桥壳应制成分段并通过铰链连接，这种驱动桥称为断开式驱动桥。非断开式驱动桥-整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接，由于半轴套管与主减速器壳是刚性连成一体的，因而两侧的半轴和驱动轮不可能在横向平面内做相对运动。故称这种驱动桥为非断开式驱动桥，亦称为整体式驱动桥。本次设计为中型货车驱动桥设计。由于非断开式驱动桥与断开式驱动桥相比，其结构简单、成本低、工作可靠，维修和调整方面也很简单，驱动车轮又采用非独立式悬架，所以本次设计采用非断开式驱动桥。1.2 驱动桥设计的基本要求驱动桥设计的是否合理直接关系到汽车使用性能的好坏。因此，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，具有较高的传动效率。5） 保证足够的强度和刚度条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，以减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的行驶平顺性。6） 结构应尽量简单，维护方便机件工艺性好制造容易。 第2章 驱动桥主减速器设计2.1 主减速器简介主减速器是在传动系中起降低转速，增大转矩作用的主要部件，当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。它是依靠齿数少的齿轮带齿数多的齿轮来实现减速的，采用圆锥齿轮传动则可以改变转矩旋转方向。将主减速器布置在动力向驱动轮分流之前的位置，有利于减小其前面的传动部件（如离合器、变速器、传动轴等）所传递的转矩，从而减小这些部件的尺寸和质量。主减速器的存在有两个作用，第一是改变动力传输的方向，第二是作为变速器的延伸为各个档位提供一个共同的传动比。 变速器的输出是一个绕纵轴转动的力矩，而车轮必须绕车辆的横轴转动，这就需要有一个装置来改变动力的传输方向。之所以叫主减速器，就是因为不管变速器在什么档位上，这个装置的传动比都是总传动比的一个因子。有了这个传动比，可以有效的降低对变速器的减速能力的要求，这样设计的好处是可以有效减小变速器的尺寸，使车辆的总布置更加合理。汽车主减速器最主要的作用，就是减速增扭。我们知道发动机的输出功率是一定的，根据功率的计算公式W=M*v（功率=扭矩*速度），当通过主减速器将传动速度降下来以后，能获得比较高的输出扭矩，从而得到较大的驱动力。此外，汽车主减速器还有改变动力输出方向、实现左右车轮差速或中后桥的差速功能。2.2 主减速器形式的选择为了满足不同的使用要求，主减速器的形式也不同。按参加减速传动的齿轮副数目可分为单级主减速器和双级主减速器。单级主减速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动，广泛应用于主传动比7的汽车上。乘用车、质量较小的商用车都采用单级主减速器，它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点；双级主减速器是由两级齿轮减速组成的主减速器，第一级是锥齿轮、第二级是圆柱齿轮传动，与单级主减速器相比，保证有足够的离地间隙同时可得较大的传动比，一般为712。 双级主减速器的布置方案：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（a）；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮(b)；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(c)。图2.1 主减速器齿轮的支撑形式2.3主减速器锥齿轮的选择如图2-1所示，为双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直但不相交。主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一定距离，这个距离称为偏移距。由于的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比/=/式中的、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的切线与该点和节锥顶点连线之间的夹角）。 图2.2 主减速器齿轮传动形式双曲面齿轮的传动比为=/=/（为双曲面齿轮传动比；、分别为主、从动轮平均分度圆半径；、为主从动齿轮圆周力）。螺旋齿轮的传动比= / ，令=/,则=。由于大于，所以系数大于1，一般为1.251.50。这说明：1）当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。2）当传动比一定时，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，较高的齿轮强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。 3）当传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮较小，因而有较大的离地间隙4）在工作工程中，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。纵向滑动可以改变论齿的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。5）由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角，这样同时啮合的齿数多，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%。6）双曲面齿轮传动的主动齿轮直径和螺旋角都很大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮大，其结果使齿面的接触强度提高。7）双曲面齿轮主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最小齿数可减少，所以选用较少的齿数，有利于增加传动比。8）双曲面齿轮的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大。因而切削刃寿命较长。9）双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮的中心上方，便于多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。但是，双曲面齿轮也存在以下的缺点；1）沿齿长方向纵向滑动也会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96%，螺旋锥齿轮的传动效率约为99%。2）齿面间的压力和摩擦功可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力降低。3）双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承的负荷较大。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。双曲面齿轮有一系列的优点，所以本次设计采用双曲面齿轮传动。2.4 主减速器齿轮的支承现代汽车中主减速器主动锥齿轮支承有两种形式：悬臂式和跨置式支承。如图2-2所示。跨置式支撑的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，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，并可以减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式的支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂。跨置式支撑拆装困难，导向轴承是个易损坏的一个轴承。悬臂式支承的结构特点是在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。两轴承的圆锥滚子的大端应朝外，这样可以减小悬臂长度和增加两支承间的距离，以改善支撑刚度。为了尽可能的地增加支承刚度，支承距离应大于2.5倍的悬臂长度。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些。悬臂式支承结构简单，支承刚度差，用于传动转矩较小的减速器上。本次设计采用的是悬臂式，因为其结构简单，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承，为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子轴承大端应向内，以减小尺寸+；且距离+应不小于从动齿轮大端分度圆直径的65%。为了使载荷均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸。本次设计采用的是悬臂式，因为其结构简单，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。图2.3 主减速器锥齿轮的支承形式（1） 悬臂式 （2）跨置式2.5 主减速器轴承的预紧为了减小在锥齿轮传动过程中产生的轴向力所引的齿轮轴的轴向位移，以提高齿轮轴的支承刚度，保证锥齿轮的正常啮合，在装配主减速器时，圆锥滚子轴承应该要有一定的装配预紧度。但是过紧，会使传动效率低，且加速磨损。工程上用预紧力矩表示预紧度的大小。预紧力矩的合理值应该依据试验确定。对于主动锥齿轮轴承的预紧力矩一般为13Nm。主动锥齿轮圆锥滚子轴承的预紧度的调整，可利用调整垫片厚度的方法，调整时转动叉形凸缘，如发现预紧度过紧则增加垫片的总厚度；反之减小垫片的总厚度。支承差速器壳的圆锥滚子轴承的预紧度的调整，可利用轴承外侧的调整螺母或主减速器壳与轴承盖之间的调整垫片来调整。2.6 锥齿轮啮合的调整锥齿轮啮合的调整是在圆锥滚子轴承预紧度调整之后进行的。它包括齿面啮合印迹和齿侧间隙的调整。（1）齿面啮合印迹的调整，首先在主动锥齿轮轮齿上涂以红色颜料，然后用手使主动齿轮往复转动，于是从动锥齿轮轮齿的两工作面上便出现红色印迹。若从动锥齿轮轮齿正转和逆转工作面上的印迹位于齿高的中间偏于小端，并占齿面宽度并占齿面宽度的60%以上，则为正确啮合。正确啮合的印迹位置可通过主减速壳与主动锥齿轮轴承座之间的调整垫片的总厚度而获得。（2）啮合间隙的调整方法是拧动支承差速器壳的圆锥滚子轴承外侧的调整螺母，以改变从动锥齿轮的位置。轮齿啮合间隙应在0.150.40mm范围内。为保持已调好的差速器圆锥滚子轴承预紧度不变，一端调整螺母拧入的圈数应等于另一端调整螺母拧出的圈数。若间隙大于规定值，应使从动锥齿轮靠近主动锥齿轮，反之离开。2.7 润 滑双曲面齿轮工作时，齿面间有较大的相对滑动；且齿面间压力很大，齿面油膜易被破坏，为减少摩擦，提高效率，必须使用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油。主减速器壳中所储齿轮油，靠从动锥齿轮转动时甩溅到各齿轮、轴和轴承上进行润滑。为保证主动齿轮轴前端的两个圆准滚子轴承得到可靠润滑，需在主减速器壳体中铸出进油道和回油道。当齿轮转动时，飞溅起的润滑油从进油道通过轴承座的孔进入两圆锥滚子轴承大端的润滑油经回油道流回主减速器内。加油孔应设在加油方便之处，放油孔应设在桥壳最低处。 差速器壳应开孔使润滑油进入，保证差速器齿轮和滑动表面的润滑。在主减速壳体上必须装有通气塞，以防止壳体内温度过高使气压过大导致润滑油渗漏。2.8 双曲面锥齿轮的设计 2.8.1主减速比的确定 =0.377=0.377=7.2（2-1）式中：车轮滚动半径，=0.54m；发动机最高转速，=3200r；最高车速=90km/h；最高档传动比=1。2.8.2主减速器齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速从动齿轮上的转矩（、）的较小者，作为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机载荷，即 =/ （22） =/ （23）式中：发动机最大转矩，Nm，T=390Nm；由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比，=7.27.2=51.84；传动系上述传动部分的传动效率，取=0.92；由于“猛接合”离合器而产生冲时的超载系数，对于性能系数=0的汽车=1； 该汽车的驱动桥目数，=1；汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，=160009.8=156800N；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85； 车轮的滚动半径,=0.54m； 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比（例如轮边减速等），=0.96，=1。T=39051.8410.92/1=18600N T=1568000.850.54/0.96=74970N即主减速器从动齿轮的平均计算转矩为 =（+）（+）/ Nm （2-4）式中：汽车满载总重，=160009.8=156800N；所牵引的挂车的满载总重量，但仅用于牵引车的计算=0；车轮滚动半径，=0.54m；道路滚动阻力系数，对于货车可取0.0050.015，=0.012；汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，货车取0.060.10，=0.08；汽车的性能系数：=16-0.195(+)/T/100当0.195(+)/T16时取=0。0.195(+)/T=0.195(90160+0)/390=45.0816，所以取=0。、T、 等见式（22）、式（23）下的说明。T=（156800+0）0.54/0.961=88200N2.8.3主减速器齿轮基本参数的选择1. 选择主、从动齿轮齿数时应考虑以下因素：（1） 首先应根据的大小选择主减速器主、从动齿轮的齿数、；（2）为了使磨合均匀，和之间应避免有公约数；（3）为了得到理想的齿面重叠系数，主、从动齿轮齿数之和对于货车应不少于40；（4）当较大时，则尽量使取得小，以得到满意的驱动桥离地间隙；（5）对于不同的主传动比，和应有适当的搭配。考虑以上因素后，选择主、从动齿轮齿数为：=13，=25。2.从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可根据该齿轮的计算转矩（见式（2-2）、式（2-3），并取两式计算结果中的较小者作为计算依据），按经验公式选出：=（）式中：从动锥齿轮的节圆直径，mm； 直径系数，=1316； 计算转矩，Nm；按式（2-2）、式（2-3）求得，并取其中的较小值，=18600Nm。=(1316)18600=(311.7383.6)mm,取=245mm从动锥齿轮节圆直径选定后，可按m=/计算锥齿轮的大端端面模数m，单位为mm。m =/=24525=10mm 算出端面模数后可用下式校核：m=（）式中：m齿轮大端端面模数,mm；模数系数，取=0.30.4,=0.4；从动齿轮计算转矩，Nm，按式（2-1）、式（2-2）求得，并取其中较小值,=18600Nm。m=0.418600=10mm, 符合要求3. 双曲面齿轮齿宽的选择 通常推荐圆锥齿轮与双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽为其节锥距的0.30倍，即=0.30,且10。对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用:=0.155式中：从动齿轮节圆直径，=245mm。=0.155245=38mm齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽大于上述规定，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。因为齿面宽的加大只能从延长小端着手，轮齿延长的结果使小端齿沟变窄，结果使切削刀头的顶面宽或刀盘刀顶距过窄及刀尖的圆角过小，这样不但减小了齿根圆角半径从而加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。如果在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时负荷集中于轮齿小端，则易引起小端的过早损坏和疲劳。另外，齿面宽过大也会引起装配空间的减小。4.双曲面小齿轮偏移距及偏移方向的选择选择值时应考虑到：值过大，将导致齿面纵向滑动增大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于中、大型货车（0.100.12）。另外，主传动比越大，则E也越大，但要保证齿轮不发生根切。 (0.100.12) =（0.100.12）245=(2529.4)mm；取=27mm。双曲面齿轮的偏移方向定义为：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿动在从动齿轮中心线上方，则为上偏移，在从动齿轮中心线下方则为下偏移。在双曲面锥齿轮传动中，小齿轮偏移距的大小及偏移方向是双曲面锥齿轮传动的重要参数。为了增加离地间隙，本设计方案中小齿轮采用上偏移。5.螺旋角的选择螺旋角是沿节锥齿线变化的，大端的螺旋角较大，小端的螺旋角较小，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角，也是该齿轮的名义螺旋角。由于偏移距的存在，使主、从动齿轮的名义螺旋角不相等，且主动齿轮大于从动齿轮的。它们之差称为偏移角。选择齿轮螺旋角时，应该考虑它对重合度、齿轮强度和轴向力的大小的影响。螺旋角应足够大以使不小于1.25。因越大，传动就越平稳，噪音就越低。当2.0时可得到很好的效果。但螺旋角过大会引起轴向力也过大，因此应有一个适当的范围。双曲面齿轮大小中点螺旋角的平均值多在=3540范围内。“格里森”制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值：=25+5（/）+90/式中：主动齿轮的名义螺旋角的预选值；，主、从动齿轮齿数；从动齿轮的节圆直径，mm；双曲面齿轮的偏移距，mm。=25+5（25/13）+9027/245=42确定从动齿轮的名义螺旋角：=-式中：双曲面齿轮传动偏移角的近似值，sin/(/2+/2)双曲面齿轮的偏移距，mm；双曲面从动齿轮的节圆直径，mm；双曲面从动齿轮的齿面宽，mm。sin27/（245/2+38/2）=0.19,=11=42-11=31双曲面齿轮传动的平均螺旋角为 =（+）/2=（42+31）/2=36.56螺旋方向的选择双曲面齿轮的螺旋方向指的是轮齿节锥线的曲线弯曲方向，分为“左旋”和“右旋”两种。判断左右旋向时应从锥齿轮的锥顶对着齿面看去，如果轮齿从小端至大端的走向为顺时针方向则称为右旋，反时针则称为左旋。主、从动齿轮的螺旋方向是相反的。与上偏移相对应，主动齿轮的螺旋方向为右旋，从动齿轮为左旋。7.法向压力角的选择加大法向压力角可以提高轮齿的强度、减少齿轮不发生根切的最少齿数。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，并使齿轮端面重叠系数下降。所以对于轻负荷齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳、噪声低。对于双曲面齿轮来说，虽然大齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但小齿轮两侧的压力角是不相等，因此，其压力角按平均压力角考虑。在车辆驱动 桥主减速器的“格里森”制双曲面齿轮传动中，货车选用20的平均压力角。2.8.4有关双曲面锥齿轮设计计算方法及公式主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把实用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表3.1。 表2.8.4 主减速器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132从动齿轮齿数253模数104齿面宽=405工作齿高176全齿高=18.887法向压力角=208轴交角=909节圆直径=130=24510节锥角arctan=90-=27.47=62.5311节锥距A=A=140.9112周节t=3.1416 t=31.41613齿顶高=11.347mm=5.66mm14齿根高=7.533mm=13.22mm15径向间隙c=c=1.8816齿根角=3.06=5.3617面锥角；=32.83=65.5918根锥角=24.41=57.1719齿顶圆直径=150.14=255.2220节锥顶点止齿轮外缘距离=119.766=59.97821理论弧齿厚=27.38mm=10.32mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.356mm23螺旋角=352.8.5主减速器双曲面齿轮的强度计算1.单位齿长上的圆周力 主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其轮齿上单位齿长上的圆周力来估算，即=/N/mm式中：作用在齿轮上的圆周力，N；从动齿轮齿面宽，mm。按发动机最大转矩计算时：=210/（）式中：变速器一挡传动比；发动机最大转矩，Nm；变速器传动比；主动齿轮节圆直径，mm；从动齿轮齿面宽，mm。= 23906.510/13038=780N/mm轮齿的弯曲强度计算2.汽车主减速器双曲齿轮轮齿的计算弯曲应力为 =210/() N/mm 式中：该齿轮的计算转矩，Nm；对于从动齿轮，按、（见式（2-2）（2-3）两者中之较小者和（见式（2-3）计算；对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；超载系数，见式（2-2）下的说明；尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸、热处理等有关，当端面模数1.6mm时，=/25.4；=10/25.4=0.79；载荷分配系数,当两个齿轮均用跨置式支承形式时， = 1.001.10，取=1.05；计算齿轮的齿面宽，mm；计算齿轮的齿数；端面模数，mm；计算弯曲应力用的综合系数，=0.252。=2101860010.791.05/15013100.252=535 N/mm=700N/mm=2102004010.791.05/5013100.252=203 N/mm=210.9N/mm=2101860010.791.05/6.515013100.252=236.1539 N/mm=700N/mm=2102004010.791.05/6.55013100.252=190.3242N/mm =210.9N/mm上述主、从动齿轮弯曲应力中的计算转矩按、两者中较小者和两种方法计算，均符合要求。3.轮齿的齿面接触强度计算双曲面齿轮的齿面接触强度为： =C/210/（） N/mm式中：C材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm 小齿轮分度圆直径，=70mm；主动齿轮计算转矩，Nm； ，见式（2-2）下说明； 尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，可取=1； 表面质量系数，取=1.0； 从动齿轮齿面宽，=38mm； 齿面接触强度，=0.252。=232.6/702186000.791.05110/（1500.252） =2527=2800N/mm2.9主减速齿轮的材料及热处理对驱动桥主减速器齿的材料及热处理应满足如下要求：1） 具有较高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度,以及较好的齿面耐磨性；故轮齿表面应有高的硬度；2） 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；3） 钢材锻造、切削与热处理加工性能良好，热处理变形要小或变形规律易控制，以提高产品质量、缩短制造时间、减小生产成本并降低废品率；4） 选择齿轮材料合金元素时，为了节约镍、铬等元素，我国发展了以锰、钒、钛、钼、硅等元素的合金结构钢系统。汽车主减速器双曲面齿轮与差速器的直齿锥齿轮，基本上都用渗碳合金钢制造；其钢号主要有：20CrMnTi、22CrMnMo、20MnVB、20CrNiMo、20Mn2TiB等。用渗碳合金钢制造齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而芯部硬度较低，当端面模数8时为2945 HRC。当8时为3245 HRC。由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮的传动副在热处理及精加工后均予以厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25。对于滑动速度高的齿轮，为了滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。本设计中主减速器主、从动齿轮材料均采用20CrMnTi。第3章 差速器的设计3.1 差速器的功用当汽车转弯行使时，内外两侧车轮中心在同一时间内移过的曲线距离显然不同，即外侧车轮移过的距离大于内侧车轮，若两侧车轮都固定在同一刚性转轴上，两轮角速度相等，则此时外轮必然是边滚动边滑移，内轮必然是边滚动边滑转。同样，汽车在不平路面上直线行驶时，两侧车轮实际移过曲线距离也不相等。即使路面非常平直，但由于轮胎制造尺寸误差，磨损程度不同或充气压力不等，各个轮胎的滚动半径实际上不可能相等。因此，只要各车轮角速度相等，车轮对路面的滑动就必然存在。这样会加速轮胎磨损、增加汽车动力消耗、转向和制动性能的恶化。为了使两侧驱动轮以不同角速度旋转，保证其纯滚动状态，所以必需安装差速器装置。3.2 差速器结构形式的选择本设计中采用齿轮式差速器中的对称式锥齿轮差速器，由于其结构简单、工作平稳可靠，所以被广泛采用。如图3-1。1对称式锥齿轮差速器差速原理图3-1中，差速器壳3与行星齿轮5连成一体，形成行星架，因为它又与主减速器的从动齿轮6固定在一起，故为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度分别为和。、两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为，、三点到差速器旋转轴线的距离均为r。图3-1差速器差速原理图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、三点的圆周速度都相等，其值为。于是=，此时，差速器不起作用,而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时，啮合点的圆周速度为=+，啮合点的圆周速度为=-。于是，+=2 ，或表示为。这表明：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；当差速器壳体转速为零时，左右半轴将等速反向转动。2对称式锥齿轮差速器中的转矩分配如图3-2 。图3-2差速器转矩分配由主减速器传来的转矩，经差速器壳，行星齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿轮。行星齿轮相当于一个等臂杠杆，而两个半轴齿轮半径也是相等的。因此，当行星齿轮没有自转时，总是将转矩平均分配给左右两半轴齿轮，即=/2。当两半轴齿轮以不同转速朝相同方向转动时，设左半轴转速大于右半轴转速，则行星齿轮将按图实线箭头的方向绕行星齿轮轴轴颈5自转，此时行星齿轮孔与行星齿轮轴轴颈间以及齿轮背部与差速器壳之间都产生摩擦。行星齿轮所受的摩擦力矩方向与其转速方向相反，如图上虚线头所示。此摩擦力矩使行星齿轮分别对左右半轴齿轮附加作用了大小相等而方向相反的两个圆周力。使传到转得快的左半轴上的转矩减小而却使传到转得慢的右半轴上的转矩增加。因此，当左右驱动车轮存在转速差时，=（-）/2，=（+）/2。左右车轮上的转矩之差等于差速器的内摩擦力矩。为了衡量差速器内摩擦力矩的大小及转矩分配特性，常以锁紧系数K表征，即 =（-）/=/差速器内摩擦力矩和其输入转矩之比，定义为差速器锁紧系数。而快慢半轴的转矩之比/，定义为转矩比，以表示， =/= 1+/1-目前广泛使用的对称锥齿轮差速器的锁紧系数一般为0.050.15，转矩比为11.4。可以认为无论左右驱动转速是否相等，而转矩基本上总是平均分配的。3.3 差速器齿轮的基本参数选择1）行星齿轮数目的选择轿车常采用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。据此，本方案采用4个行星齿轮，=4。2）行星齿轮球面半径的确定可根据经验公式 = 来确定式中：球面半径系数，=2.522.99之间； 计算转矩,取和两者较小值，Nm； 球面半径，mm。所以：=2.6=69mm行星齿轮预选节锥距：=（0.980.99）=（0.980.99）64=(62.7263.36)mm,取=63mm。3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数从而使有较高的强度，应使行星齿轮的齿数应尽量小，但一般不小于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的范围内。本次设计的行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择：取行星齿轮齿数为11，半轴齿轮齿数为22，所以半轴齿轮与行星齿轮的齿数比为22/13=1.69，在1.52的范围内，并且要满足安装条件：=I=11式中：左边半轴齿轮齿数；右边半轴齿轮齿数；n行星齿轮数目；I任意整数。4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮的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、；=arctan(/)=arctan(11/22)=26.565 =arctan(/ ) =arctan(22/11)=63.43式中：，分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。大端端面模数：=2/sin=263/11sin26.565=6.0mm节圆直径为：=6.011=66mm=6.022=132mm5)压力角目前大多选用2230的压力角，齿高系数为0.8的齿型，在某些中型与中型以下货车上采用20的压力角。所以，本次设计中压力角选取为20，齿高系数为0.8。6）行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮安装孔的直径中与行星齿轮轴的名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取=1.1=1.1=10/ = mm （3-1）式中：差速器传递的转矩，Nm； 行星齿轮目数； 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm；0.5,为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而0.8； 支承面的许用挤压应力，取为69MPa。=0.50.8245=78.4=32.70mm=1.132,70=35.97mm3.4 差速器强度计算汽车差速器齿轮的弯曲应力为：=2/() MPa （3-2）式中：差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，Nm；其计算式为 =0.6/ N式中：计算转矩，按、(见式（2-1）式（2-2）)两者中的较小者计算差速器行星齿轮数，=4；半轴齿轮齿数，=22；，见式（2-3）下的说明；尺寸系数 =（m/25.4）=（5/25.4）=0.67；计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，=0.35。=186000.6/4=2790Nm =2279010.791.05/(1202250.35)=979.8 MPa980MPa符合要求。3.5 差速器直齿圆锥齿轮参数表3.5 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表序号项 目计 算 公 式 及 结 果1 行星齿轮齿数2半轴齿轮齿数3模数4齿面宽=22.2mm，取F=22m5齿工作高=1.6m=9.6mm6齿全高h=1.788m+0.051=10.779mm7压力角8轴交角9节圆直径10节锥角11节锥距A=73.79mm12周节t=3.1416m=18.85mm13齿顶高14齿根高15径向间隙16齿根角17面锥角18根锥角19外圆直径20节锥顶点至齿轮外缘距离21理论弧齿厚22齿侧间隙（高精度）第4章 车轮传动装置的设计4.1 车轮传动装置的功用驱动车轮的传动装置置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中驱动车轮的传动装置包括半轴和万向接传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半铀齿轮和轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。4.2 半轴支承型式半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式。现在汽车基本上采用全浮式和半浮式两种支承形式。全浮式半轴主要用于总质量较大的商用车上。本次设计为重型货车驱动桥设计，考虑到承载能力与结构、成本，所以采用全浮式半轴支承。4.3 全浮式半轴计算载荷的确定全浮式半轴只承受转矩，按发动机最大转矩、传动系最低挡传动比计算半轴转矩： = Nm （4-1）式中：差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器，可取=0.6； 变速器I挡传动比，=7.64； 主减速比，=6.5。 =0.63907.646.5=11620.44 Nm4.4 半轴的强度计算半轴扭转应力： =16/ （4-2）式中：半轴的扭转应力，MPa； 半轴计算转矩，Nm； 半轴杆部直径，mm； 半轴扭转的许用应力，可取为=490588MPa。=11620.4416/3.14/52=421.1MPa=421满足=490588MPa 半轴花键的剪切应力为= MPa （4-3）半轴花键的挤压应力为 = MPa （4-4）式中：半轴承受的最大转矩, =11620.44Nm； 半轴花键外径，=57mm； 相配的花键孔内径，=49.5mm； 花键齿轮，=18； 花键工作长度，=70mm； 花键齿宽，=4.7mm； 载荷分布的不均匀系数，计算时可取为0.75。=101.7MPa157MPa=277.2280MPa4.5 全浮式半轴杆部直径的初选半轴杆部直径：=(2.052.18) （4-5）=2.155mm式中：d半轴杆部直径，mm； T半轴的计算转矩，Nm；静扭安全系数：= 满足在1.31.6范围内。4.6 半轴的结构设计及材料与热处理为了使花键的内径不致过多地小于半轴的杆部直径，常常将半轴加工花键的端部设计得粗一些，并且适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应增多，一般为1018齿。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏。因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径，这对减小应力集中很有效。关于半轴的材料，过去大都采用含铬的中碳合金钢，如40Cr、40CrMnMo、35CrMnTi、38CrMnSi、42CrMo等，后来推广我国制出的的新钢种如40MnB等作为半轴材料，效果很好。从节约较稀有的金属、降低制造成的目标出发，采用中碳钢（40钢、45钢）制造 半轴是发展趋势，国外已多有采用。本次设计半轴的材料选用40MnB。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为388444HB（凸缘部分的硬度允许降至248HB）。近些年来采用高频、中频等感应淬火的日益增多。这种处理方法能保证半轴表面有适当的硬化层。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，因此使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得更为显著。第5章 驱动桥壳设计5.1 驱动桥壳的功用和设计要求驱动桥壳的功用是支承并保护主减速器、差速器和半轴等，使左右驱动车轮的轴向相对位置固定；并和从动桥一起支承车架及汽车的各总成质量；汽车行驶时，承受由车轮传来的路面反作用力和力矩，并经悬架传给车架。驱动桥的设计应满足如下要求：1） 减小汽车的非簧载质量以利于降低动载荷和提高汽车的行驶平顺性；2） 保证足够的离地间隙；3）结构简单，制造方便，以利于降低成本；4) 保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。5）在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件和材料供应等。5.2 驱动桥壳结构方案分析驱动桥壳从结构上可分为整体式桥壳和分段桥壳两类。1. 整体式桥壳的结构特点是一个刚性整体外壳或空心梁。按制造工艺的不同又可分为多种形式，常见的为整体铸造、钢板冲压焊接式、中段铸造两端压入钢管和钢管扩张成形等形式。整体铸造式桥壳的强度和刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，主要用于中、重型货车上。但其簧下质量较大，对汽车的行驶平顺性有不利的影响。钢板冲压焊接式和扩张成形式桥壳质量小，材料利用率高，制造成本低，适用用于大量生产，结构简单，制造工艺性好，主减速器支承刚度好，拆装、调整、维修方便，广泛用于轿车和中、小型货车上。2.分段式桥壳一般分为两段，由螺栓连成一体。分段式桥壳比整体式易于铸造，加工简便，但维修不方便 。拆检主减速器时，必须把整个驱动桥从汽车上拆卸下来，目前已很少采用。 本次设计为中型货车驱动桥设计。考虑其要有足够的强度和刚度，具有一定的承载能力和离地间隙等方面，所以采用铸造整体式桥壳。5.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算作用在左右驱动车轮上的转矩所引起的地面对左、右驱动车轮的最大切向反作用力共为 = （5-1）式中：发动机最大转矩，Nm； 变速器一比； 驱动桥的主减速比； 传动系的传动效率； 驱动车轮的滚动半径，。=32996.3N驱动桥壳承受着水平方向的弯矩为= Nm （5-2）= 7424.17Nm桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩，这时在两钢板弹簧座间桥壳承受的转矩为 = Nm （5-3）式中：发动机最大转矩，Nm 传动系的最低挡传动比； 传动系的传动效率。=Nm危险断面处为圆管形则 从而危险断面处静弯曲应力为 通过以上计算说明本方案设计的桥壳满足强度要求。第6章轴承的寿命计算6.1主减速器轴承的计算1. 主动齿轮轴的强度计算对只承受转矩或主要承受转矩作用的传动轴，其强度条件为（6-1）式中：轴的扭剪应力，MPa；轴传递的转矩, Nmm；轴的抗扭载面模量，0.2mm；主动齿轮轴的初选值。0.2=0.250=25000mm轴传递的功率，132KW；轴的转速，1600r/min；轴材料的许用扭剪应力，轴选用45钢，3040MPa。=34MPa满足3040MPa2.作用在主减速器主、从动齿轮上的力轴向力： =(（6-2）=(径向力： ()（6-3）()式中：主动齿轮齿面宽中点处的圆周力N/mm； 从动齿轮齿面宽中点处的圆周力=N/mm； 式中：作用在主动齿轮上的转矩，=15159N；该齿轮齿面宽中点的分度圆直径，=320mm；N=94.7438N主动齿轮轮齿两侧法向压力角, =22.5；从动齿轮轮齿两侧平均压力角, =22.5；主动齿轮的中点螺旋角，=42.02；主动齿轮的中点螺旋角，=29.22主动齿轮的面锥角，=37.92；从动齿轮的根锥角，=123.08；主动齿轮的节锥角，=28.5；从动齿轮的节锥角，=60.03。=(
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