汽车驱动桥设计-毕业设计(论文)

汽车驱动桥设计摘要保养方便，机件工艺性好，制造容易。关键字：轻型货车；驱动桥；主减速器；差速器AbstractDriveaxleisattheendofthepowertrain,anditsbasicfunctionisincreasingthetorqueandreducingthespeed,bearingtheforcebetweentheroadandtheframeorbody.Itsperformancewillhaveadirectimpactonautomobileperformance.Becauseusingthebigpowerenginewiththebigdrivingtorquesatisfiedtheneedofhighspeed，heavy-loaded，highefficiency，highbenefittoday’heavytruck，must exploitingthehighdrivenefficiencysinglereductionfinaldriveaxleisbecomingtheheavytruck’developingtendency.Driveaxleshouldbedesignedtoensurethebestdynamicandfueleconomyongivencondition.Accordingtothedesignparametersgiven,firstlydeterminetheoverallvehicleparametresinaccordancewiththetraditionaldesignmethodsandreferencethesamevehicleparameters,thenidentifythemainreducer,differential,axleandaxlehousingstructuretype,finallydesigntheparametersofthemaingear,thedrivengearofthe drive,axlegearsandspiralbevelgearandcheckthestrengthandlifeofthem.Indesignprocessofthedriveaxle,weshouldensureareasonablestructure,practicalapplications,thedesignofassemblyandpartsasmuchaspossiblemeetingrequirementsofthestandardizationofparts,componentsandproducts’univertialityandtheserializationandchange,convenienceofrepairandmaintenance,goodmechanicaltechnology,beingeasytomanufacture.Keywords:lighttruck;driveaxle;singlereductionfinaldrive目录第一章绪论 1论文研究的意义和目的 1国内外研究现状及发展趋势 1本论文的主要研究内容 2第二章汽车总体参数的确定 3给定设计参数 3汽车形式的确定 3汽车轴数和驱动形式的选择 3汽车主要参数的选择 4汽车主要尺寸的确定 4汽车质量参数的确定 7汽车性能参数的确定 9发动机的选择 12发动机形式的选择 12发动机主要性能指标的选择 12轮胎的选择 14第三章驱动桥的结构形式及选择 173.1概述 17驱动桥的结构形式 17驱动桥构件的结构形式 19主减速器的结构形式 20差速器的结构形式 23驱动车轮传动装置的结构形式 24驱动桥桥壳的结构形式 25第四章驱动桥的设计计算 27主减速器的设计与计算 27主减速比的确定 27主减速器齿轮计算载荷的确定 28锥齿轮主要参数的选择 30主减速器锥齿轮的材料 32主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 33主减速器圆弧齿轮螺旋齿轮的强度计算 37差速器的设计与计算 41差速器齿轮主要参数选择 42差速器齿轮的材料 44差速器齿轮几何尺寸计算 44差速器齿轮强度计算 47全浮式半轴的设计 49半轴基本参数计算及校核 49半轴的结构设计及材料与热处理 50驱动桥壳设计 51桥壳的结构型式 51桥壳的受力分析及强度计算 52结论 54致谢 55参考文献 56第一章绪论论文研究的意义和目的驱动桥的设计，由驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构型式与设计计算方法。、桥壳和各种齿轮。由上述可见，汽车驱动桥设计涉及的机械簧下质量较大，对汽车的行驶平顺性和降低动载荷有不利的影响。本论文的的研究目的在于通过对汽车整体的匹配性设计完成驱动桥的主减速器、差速器等部件型号的设计与计算，并完成校核的设计过程。国内外研究现状及发展趋势目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将本论文的主要研究内容完成汽车的总体布置和参数选择；汽车驱动桥方案的确定；主减速器及差速器等部件的设计计算及校核。第二章汽车总体参数的确定给定设计参数汽车最高时速115km/h装载质量2.5t最小转弯半径12.5m最大爬坡度0.3同步附着系数0.4汽车形式的确定汽车轴数和驱动形式的选择19t19~26t的公路运输车采用三轴形式，总质量更大的汽车宜采用四轴和四轴以上的形式。所以根据给定的汽车转载质量选择汽车的轴数为2轴。要因素。乘用车和总质量小些的商用车，多采用结构简单、制造成本低的驱动形式。4×2汽车布置形式的选择重要影响。货车可以根据驾驶室与发动机的相对位置不同，分为平头式、短头式、长头式和偏置式四种。货车又可以根据发动机的位置不同分为发动机前置、中置、和后置三种布置形式。V发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵汽车主要参数的选择汽车的主要参数包括尺寸参数，质量参数和汽车性能参数。汽车主要尺寸的确定汽车的主要尺寸参数包括外廓尺寸、轴距、前悬、后悬、货车车头长度和车厢尺寸等。外廓尺寸性有利。GB1589—1989汽车外廓尺寸限界规定如下：货车、整体式客车总长不应12m18m16.5m20m2.5m；空载、顶窗关闭状态下，4m250mm300mm。参考同类型货车的外廓尺寸，确定本设计中轻型货车的外廓尺寸为长×宽×高 5400×1950×2100mmLL表2-1部分汽车的轴距和轮距车型类别轴距L/mm轮距B/mm客车城市客车（单车）4500~50001740~2050长途客车（单车）5000~65004×2汽车总质量m/t货车≤1.81700~29001150~13501.8~6.06.0~14.02300~36003600~55001300~16501700~2000根据表2-1，本设计中选取轴距L=2800mmBB受总宽不得超过2.5m限制，轮距不宜过大。但在选定的前轮距范围内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。在确定后轮距时，应考虑车架两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及他们之间应留有必要的间隙。部分汽车的轮距可以参考表 2-1提供的数据进行初选。本设计中取为B=B1

=1500mmLF

和后悬LR前悬尺寸对汽车通过性、碰撞安全性、驾驶员视野、前钢板弹簧长度、上车LF

=740mm。后悬尺寸对汽车通过性汽车追尾时的安全性、货箱货行李箱长度、汽车造型等有影响，并取决于轴距和轴荷分配的要求。后悬长，则汽车离去角减小，通过性降低总质量在1.8~14.0t的货车后悬一般在1200~2200mm之间特长货箱的汽车后悬可达到 2600mm，但不得超过轴距的 55%。本设计中，选取L=1300mm。R货车车头长度果，驾驶室居住性、汽车面积利用率和发动机的接近性等有影响。平头型货车一般在1400~1500mm之间。货车车厢尺寸450~650mm能的取短些，以利于减小整备质量。汽车质量参数的确定汽车的质量参数包括整车装备质量m0

，载客量、装载质量、质量系数 、m0汽车总质量ma

、轴荷分配等。整车整备质量m0整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎水，但没有装货和载人时的整车质量。备质量是从事汽车设计工作必须遵守的一项总要原则。选一恰当的质量系数 （定义为装载质量与整车质量之比再按给定的装载质m0量推算出整备质量。根据表2-2，初取m0

=1，可得m0

=m/e

=2t2-2货车的质量系数参数总质量m参数总质量m/t车型am0货车1.8~6.06.0~14.0>14.00.8~1.101.20~1.351.30~1.70n和装载质量me

（简称载质量）普通轻型货车的载客量：2~4，选定载客量为3座。汽车载重量me

是指在硬质良好的路面上行驶时所允许的额定载质量。本设me

=2t质量系数m0质量系数是指汽车载重量与整车整备质量的比值，即m0

=m/me

。该系数反应了汽车的设计水平和和工艺水平， 越大，说明该汽车的结构和制造工艺越m0先进。本设计中以选取 =1.0m0汽车的总质量ma汽车的总质量是指装备齐全，并按规定装满客、货时的整车质量。商用货车的总质量ma

由整备质量、载质量和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即m=ma

+m+n65kgen=3,故ma

=2t+2t+3×65kg=4.195t轴荷分配荷，也可以用站空载或满载总质量的百分比来表示.合理的选取轴荷分配。50%，50%。表2-3各类汽车的轴荷分配车型（商用货车）满载空载前轴后轴前轴后轴4×2后轮单胎32%~40%60%~68%50%~59%41%~50%4×2后轮双胎，长、短头式25%~27%73%~75%44%~49%51%~56%4×2后轮双胎，平头式30%~35%65%~70%48%~54%46%~52%6×4后轮双胎19%~25%75%~81%31%~37%63%~69%汽车性能参数的确定动力性参数最高车速vamax115km/h。t用去的时间，称为加速时间。对于最高车速v>100km/h的汽车，加速时间常amax100km/h0—60km/h20km/h2—2.5t0—60km/h17.5—30s。上坡能力用汽车满载时在良好路面上的最大坡度阻力系数imax

来表示汽车的上坡能力。通常要求货车能克服30%坡度，越野汽车能克服60%坡度。Pb

和比转矩TbPb

是汽车所长发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比，它可以GB7258—1997Pb

≥4.0kW/t，Pb

≥4.8kW/t。比转矩Tb

是汽车所装发动机的最大转矩与汽车总质量之比。他反映汽车的牵2-4。最高车速汽车类别vkm最高车速汽车类别vkmh1amaxPkWt1b比转矩TNmt1bm≤1.8a16~2830~4480~135货车1.8﹤m≤6.0a15~2538~44量m /ta1.8﹤ma10~2033~47m﹥14.0a75~1206~2029~50燃油经济性参数满载行驶百公里的燃油消耗量(L/100km)来评价。货车有时用单位质量的百公里油耗量来评价(2—5)。2—5货车单位质量的百公里燃油消耗量[L(100tkm)总质量总质量汽油机柴油机总质量汽油机柴油机﹤4t3.00~4.002.00~2.806~12t2.68~2.821.55~1.864~6t2.80~3.201.90~2.10﹥12t2.50~2.601.43~1.53汽车最小转弯直径

min转向盘转至极限位置是，汽车前外转向轮轮辙中心在支撑平面上的轨迹圆的直径，称为汽车最小转弯直径D

min

。Dmin

用来描述汽车转向机动性，是汽车转向能力和转向安全性能的一项重要指标。本设计中，给定D通过性几何参数

min

=12.5m。

min

，接近角1

，离去角2

等。各类汽车的通过性参数视车型和用途而异，其范围见表2—5。车型hmin/mm/车型hmin/mm/（°）1/（°）2/m14×2乘用车150～22020～3015～223.0～8.34×4乘用车21045～5035～401.7～3.64×2货车180～30040～6025～452.3～6.04×4货车、6×6货车260～35045～6035～451.9～3.6确定最小离地间隙hmin

=200mm，1

接近角=42°，2

离去角=27°，纵向通过半径=3m。1操纵稳定性参数转向特性参数0.4g的向心加速度沿顶圆转向时，前后轮侧偏角之差作为评价参数。此参1 2数在1°—3°为宜。车身侧倾角0.4g3°7°.制动前俯角0.4g1.5°。制动性参数目前常用制动距离s、平均制动减速度j和行车制动的踏板力及应急制动时4.5tv=30km/h时，a18m2.6ms2700。舒适型参数此外悬架动挠度也用来作为评价参数之一。对于货车，静挠度fc

=50~110mm，动挠度fd

=60~90mm，偏频n=1.5~2.2Hz。发动机的选择发动机形式的选择选为：直列水冷汽油发动机。直列式的优点：结构简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置，因而在中型及以下的货车上得到广泛应用。水冷的优点：冷却均匀可靠、散热好、噪声小；能提供车内供暖、较好适应发动机增压和散热的需要。发动机主要性能指标的选择发动机最大功率p 和相应转速nemax p根据所设计汽车应达到的最高车速v ，用下式估算发动机最大功率amax1mgf C A p a v D v3 emax

T

a

76140

amax （2-1）e式中：p ——发动机最大功率，Kw e ——传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的4×20.9Tm——汽车总质量，kg；ag ——重力加速度，m/s2 ；f——滚动阻力系数，对载货汽车取0.02av Km/haCD——空气阻力系数，货车取0.8—1.0；Am2B1

、汽车总HB等尺寸近似计算：对货车 ABH1此处取 A=3.15m2根据式(2-1)计算得p =62.92Kwemax按上式估算的p 为发动机装有全部附件时测定得到的最大有效功率，约emax比发动机外特性的最大功率低12%~20%。因此最大功率p =1.15×62.92=72.36Kwemax总质量小些的货车的np

值在4000~5000r/min之间，总质量居中的货车n更p低些。本设计中选取np发动机最大转矩T

=4500r/min。及相应转速n用下式确定TemaxTemax

emax9540

TPemaxn

(2-2)式中：Temax

p为最大转矩（Nm）为转矩适应性系数，一般在1.1~1.3之间选取，这里取1.2Pemax

——最大功率；n——最大功率转速。p故有Temax

=184.08N·m选n时希望nT

/n2.0之间，在此，取n /nT p

1.6nT

2812.5r/min在此，圆整为nT

2800r/min。轮胎的选择总体设计开始阶段就要选好轮胎的型式和尺寸。因为它们是绘制总布置图和进行性能计算的重要原始数据之一。轮胎的型号主要根据车型，使用条件，轮胎的静负荷，轮胎的额定负荷及车速来选择。所选轮胎在使用中承受的静负荷值应等于或接近轮胎的静负荷值我国各汽车的轮胎和轮辋的规格及其额定负荷可查轮胎的国家标准表2-9提供了一货车的轮胎规格和特征表中各列数据中如无带括号的数据表示该列数据对交轮胎和子午线轮胎通用，否则不带括号的数据适用于斜交胎而带括号的据适用于子午线轮胎，货车上双胎并装时，负荷约比单胎使用时的负荷增加10% 15%。轿车轮胎标准见GB2978-82.轮胎多承受的最大静负荷与轮胎额定负荷之比称为轮胎负荷系数。为了避免超载，此系数取0.9 1.0之间。对于在良好路面上行驶，车速不高的货车，此系数允许取1.1。但不得大于1.2。因为轮胎超载20%，其寿命将下降30%左右。轿车及轻型货车的车速高，动负荷大，系数应取下限；重型货车，重型自卸车的车速低，此系数可略偏高。近年来，货车上普遍采用高强度尼龙帘布轮胎，使轮胎承受能力提高。因此同样载重量的汽车所用的轮胎尺寸已减少越野汽车长用胎面宽直径大的超低压轮胎ft区使用的汽车制动鼓与轮辋的间隙应大些故采用轮辋较大的轮胎轿车为降低质心和提高行驶平稳性采用直径较小的宽轮辋低压轮胎。向稳定性差，胎侧易发生裂口，制造技术要求高。由于子午线胎的优点较多，今年来在汽车上应用日益增多。广。在本设计中选用斜交轮胎。由前述计算，应该根据满载时前轮静载荷计算。此时其最大负荷：F41909.835%7194.43N2表2-9国产汽车轮胎规格及特征主要尺寸使用条件断面外直径最大相应气压标准允许宽负荷p0.1 轮辋使用轮胎规则 层数普通加深花纹花纹越野花纹NMPa轮辋6.50-1466.50-146180705--58503.24125J869004.26.50-166755765765-63503.2(3.5)5.50F5.50E(6.50R16)875504.2(4.6)5.50F7.55-156200750760-68003.2(3.5)5.50F6.00G(7.00R15)880004.2(4.6)7.00-168200780790-85004.2(4.6)5.50F6.00G(7.00R16)1096505.3(5.6)7.50-158220785790-93004.2(4.6)6.00G5.50F(7.50R15)10106005.3(5.6)6.50F7.50-16897004.2(4.6)6.00G5.00F(7.50R16)10220810820-110505.3(5.6)6.50H12124006.3(6.7)8.25-16(8.25R16)12240860870-135005.3(5.6)6.50H6.00G9.00-168225890900-122003.5(3.9)6.50H6.00G(9.00R16)10135504.2(4.6)根据最大负荷的要求，可以初步选择轮胎的规格为7.00-16第三章驱动桥的结构形式及选择概述转矩,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驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当满足如下基本要求：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)小，以改善汽车平顺性。g)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。驱动桥的结构形式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大，这是它的一个缺点。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。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的重型越野汽车。多桥驱动的布置4×46×68×88×8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。驱动桥构件的结构形式减小，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）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。主减速器的结构形式主减速器结构方案分析（星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。式传动。（使齿轮强度大大降低等优点，汽车上获得广泛应用。（车辆行业中简称双曲面传动）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（3-1。螺图3-1螺旋锥齿轮传动主减速器的减速形式i7。0主减速器主、从动锥齿轮的支承方案刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。主动锥齿轮的支承形式图3-2主动锥齿轮跨置式经方案论证，采用跨置式支承结构（3-2。齿轮前、后两端的轴颈均以1／301/5～1/710%左右。2t2t，所以选用跨置式。图3-3从动锥齿轮支撑形式从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（3-3。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70%cd(4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。差速器的结构形式嵌自由轮式等多种形式。汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小式差速器。较广。324其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差速锁等。驱动车轮传动装置的结构形式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。为半浮式、3/4半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而3/43/4这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为5～70MPa。具有全故广泛用于轻型以上的各类汽车上。驱动桥桥壳的结构形式驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮．作用在驱动车轮上的牵引力，制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)的外壳。条件、材料供应等。桥壳的结构型式大致分为：a）可分式桥壳b）整体式桥壳整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心粱，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好以后再由桥壳中部前面装入保养等都十分方便。管扩张成形式三种。c)个桥壳的刚度比整体式差。第四章驱动桥的设计计算驱动桥的设计计算主要包括主减速器、差速器、半轴和桥壳个部分的设计，计算和校核。主减速器的设计与计算主减速比i0

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。i0

的选择应在汽车总体设计ii0

下的功率平衡田来研究i0

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i0

值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。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pemax

ip

值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax

。这时i0

值应按下式来确定：rni=0.377 r p0 v i

（4-1）式中rr

amaxghr=0.39mri——变速器量高档传动比，i =1gh gh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，i0

一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：rni=(0.377~0.472)0

r pv i i iamaxghFhLB

（4-2）式中i——分动器或加力器的高档传动比i——轮边减速器的传动比。LB根据所选定的主减速比i0

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n =4500r/min,vp a

=85km/h,rr

=0.5m,

=1代入式（4-2）gh计算出i0

=5.7~7.2暂定i0

=6.0，根据主减速比的取值范围，确定主减速器的减速形式为单级主减速器。主减速器齿轮计算载荷的确定齿制锥齿轮计算载荷。按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩T ：cekT = d

Temax

kiiiη1f0

（4-3）ce n式中：TceTe

——计算转矩，Nm；——发动机最大转矩；Temax

=184.08Nmn ——计算驱动桥数，1；i if

=1；i ——主减速器传动比，i=6.0；0 0η——变速器传动效率，η=0.9；k——液力变矩器变矩系数K Kd

=1；i i1

=3.0；代入式4-3，有：T =2982.1Nmce按驱动车轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T ：csGm'r2T 22cs i

r （4—4）Tcs

m m——计算转矩，Nm；G——汽车满载时一个驱动桥给地面的最大载荷，N；对后桥来说还应考2虑汽车加速时的负荷增大量；m'——汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车：1.1~1.2，取为1.1；2好的混凝土或沥青路上，0.85；r——车轮滚动半径；ri im

=1；——主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，m

=1；代入式4-4，有：

T =9732.61Nmcs由式(4-3)和式(4-4)求的的计算转矩，是作用在从动锥齿轮上的最大转矩，Tc

应取前面两种的较小值，即Tc

=min[Tcs

T ]Tce

=2982.1Nm。主动锥齿轮的计算转矩为TT= cz i

(4-5)0GTz

——主动锥齿轮计算转矩，Nm；i——主减速比；0——主从动锥齿轮之间的传动效率，对于弧齿锥齿轮副，

取95%；G G计算得T=523.16Nmz锥齿轮主要参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从锥齿轮齿数zz1 2

、从动锥齿轮大端分度圆直径D2

ms

、主、从动锥齿轮齿面宽b和b1 2

、中点螺旋角、法向压力角等。zz1 2选择主、从锥齿轮齿数时应考虑如下因素：zz1 2

之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮和应不少于40；z1

一般不小于9；对于商用车z1

一般不小于6；z1

尽量取的小些，以得到满意的离地间隙；zz1 2

应有适宜的搭配。根据上述条件：取z1

=7；z2

=41i0

=z/z2

=41/7=5.86根据新的主减速比重新确定汽车主减速器计算载荷：T =k

Td

kii1

iη0 =2912.51Nmce nD2

和端面模数ms对于单级主减速器，增加尺寸D2

会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减D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壳根据经验公式初选，即23TD3T2 c

(4-6)D2K

——从动齿轮大端分度圆直径(mm)；——直径系数，一般为13.0~15.3，取之为15；D2T（NmTc

=min[Tcs

,T ce

=2912.51Nm。故计算可得D=214.2mm2m由下式计算 m= D/zs s 2 2

（4-7）ms

=5.22；同时ms

还应满足m Ks m

，式中K33Tc

为模数系数，取0.3~0.4ms

(0.3~0.4)32912.514.28~5.71，根据国家标准模数（GB1357-87）选择模数ms

=5Dm2

z=5×41=205mm。2主、从动锥齿轮出面宽b和b1 2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齿轮下端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过下。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，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齿轮小端，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。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。对于从动锥齿轮齿面宽b2

，推荐不大于其节锥距A2

的0.3b≤20.3A2

，并且一般推荐b2

=0.155D2

b1

一般比b2

大10%。故吃面宽选择为b2

=0.155×205=31.775mm中点螺旋角螺旋角沿尺宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，齿轮小端的螺旋角最小。弧齿制齿轮副的中点的螺旋角是相等的。选择时，应考虑他对齿面重合度 、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，传动就越平稳噪声就越低而且轮齿的强度越高一般 不小于1.25在1.5~2.0f时效果最好。但是过大，会导致轴向力增大。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35°—40°商用车选用较小的35°。螺旋方向在本设计中选取主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋方向。法向压力角稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，商用车的20°22.5°，乘用车的一般14.5°16°。本设计中选取法向压力角为20°。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：的耐磨性。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）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、22CrNiMo16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（0.8%～1.2%，具有相当0.005～0.020mm25%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。主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算数选择，已经确定的项目如下：主动齿轮齿数 z1从动齿轮齿数 z2

7；41；端面模数 m 5；s齿面宽 bb1 2

27.125mm；法向压力角 20轴交角 90节圆直径 D1

mzS

5735mm;D2

mzs

541205mm。需要确定的项目如下：齿全高与齿工作高齿全高hH2

m 齿工作高h Hg 1

m (4-8)4-1H、H、K法向压角力20°法向压角力20°螺旋角354035齿工作高系1.700H1齿全高系数1.888H2大齿轮齿高0.460.39K z2z2 1a主动齿轮齿（5）6789101112数从动齿轮最34333231302926小齿数z2min（1.430）1.5001.5601.611.651.681.695（1.588）1.6661.7331.7881.8321.8651.882（0.160）0.2150.2700.3250.3800.4350.49根据表4-1选齿工作高系数H 1.560,齿全高系数H 1.733。1 2故计算得齿工作高h Hm 1.5657.80mm；g 1 s齿全高hHm1.73358.67mm。2 s螺旋锥齿轮节锥角1 arctanz11 z2

arctan70.169rad9.69 (4-9)41 90-2

80.3螺旋锥齿轮节锥距DA 2D0 2sin2

205 104.00mm (4-10)2sin80.3螺旋锥齿轮的周节t=3.1416ms齿顶高

=3.1416×5=15.71 (4-11)h'Km2 a

0.2751.35mm (4-12)h'h1

h'2

7.80-1.35=6.45mm齿根高h"hh';h"hh'

(4-13)1 1 2 2h"8.67-6.45=2.22mm;1h"=8.67-1.35=7.32mm2径向间隙chhgc=8.67-7.80=0.68mm齿根角

(4-14) arctan 1; "22

(4-15)1 A 2 A0 0 arctan 2.221 104.00 arctan 7.322 104.00

arctan0.0211.223arctan0.0714.03面锥角 01

;2

2 1

(4-16) 9.694.0312.7101 80.31.22381.5202外圆直径D D2h'cosD D2h'cos。

(4-17)01 1 1 1 02 2 2 2D 3526.45cos9.69 37.18mm01D 20521.35cos80.3 208.7mm02节锥顶点至齿轮外缘距离2 ' 1 x D hsin;x D2 ' 1

sin

(4-18)01 2 1 1 02 2 2 2x 2056.45sin9.6999.16mm01 2x 351.35sin80.3 02 2理论弧齿厚sts;s1 2

Sm (4-19)k根据表4-2选择S=0.818k故有s2

0.81854.09；s1

15.714.0911.62表4-2圆弧螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿厚Sk齿侧间隙4-3B(mm)B=0.350mm表4-3“格里森制”圆锥齿轮推荐采用的齿侧间隙B主减速器圆弧齿轮螺旋齿轮的强度计算强度和寿命。单位齿长圆周力主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即pF (4-20)b2式中，p——轮齿上单位齿长的圆周力（N/mm；——作用在轮齿上的圆周力（；b——从动齿轮的齿面宽（mm。2按发动机最大转矩计算时p

2kTd

kiigf

×103 (4-21)nDb12式中，i——变速器传动比，常取一档及直接档进行计算；gD——主动锥齿轮中点分度圆直径（mm；1其他符号同前。取一档时：i=3.0gp取直接档时：i=1gp

2184.043.00.93531.7752184.041.00.93531.775

103893.81N/mm103297.94N/mm按驱动轮打滑的转矩计算时

2Gm'rp 2 2 Dbi

103 (4-22)22m m式中，G——驱动桥对水平地面的负荷，N；20.85；r——轮胎的滚动半径，m；rD——主减速器从动齿轮节圆直径，mm;2m'——汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车：1.1~1.2，取2为1.1；i ——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；m ——主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；m其他符号同前。G 41959.80.6526722N22267221.10.850.39p 205

1032991N/mm许用的单位齿长圆周力[p]4-4.等制造质量的提高，[p]20%~50%齿长圆周力的情况可以通过改变材料的方法来满足其要求。表4-4许用单位齿长上的圆周力轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为

2Tkkkc 0 s

m×103 (4-23)kmbDJv s w式中，

——锥齿轮齿轮的齿根弯曲应力（Mp；wT（NmTc

=min[T ,T ],ce csTc

还要按式(3-5)换算；k0——过载系数，一般取1；ks——尺寸系数，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当ms≤1.6mm，k (ms s

/25.4)0.25ms

1.6mm时，ks

=0.5，本设计中k=0.67；sk ——齿面载荷分配系数，跨置式结构：km

=1.0~1.1，悬臂k =1.00~1.25；mk ——质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，vk=1.0；vb——所计算齿轮的吃面宽(mm)；D——所讨论齿轮的大端分度圆直径(mm)；J ——所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，从图 4-1中可查得wJ =0.238w4-1203590°的汽车用螺旋轮齿弯曲应力综合系数Jw对于从动锥齿轮： w对于主动锥齿轮：

22982.10.671.1 565.8Mpa531.7752050.2382982.1zT0.95z

535.67Nm 2535.670.671.1w 531.775350.238

103596.2Mpa上述按min[T ,Tce cs

]计算的最大弯曲应力不超过700Mpa，因此本设计中的锥齿轮是可以达到弯曲强度要求的。轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为cp2TkkkkD1cp2TkkkkD1z 0 s m fkbJv jj式中，jD

——锥齿轮的齿面接触应力（Mp；——为主动锥齿轮大端分度圆直径（mm；1b——取尺宽的较小值；km——尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；kf，对于制造精确的齿轮，kfcp——综合弹性系数，这里取为231.6N1/2/mm；Jj4-2其他符号同前。4-2接触强度计算用综合系数Jj（20）故计算得2535.670.6662535.670.6661.110331.7750.13j 35

2896.8Mpa上述按min[T ,Tce cs

]计算的最大接触应力不应超过2800Mpa，主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。差速器的设计与计算式差速器。普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差速器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上。差速器齿轮主要参数选择nnnn=44个行星齿轮。行星齿轮球面半径Rb行星齿轮球面半径Rb

反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定

3TdR 3Tdb b

(4-25)式中，Kb

——行星齿轮球面半径系数，Kb

=2.5~3.0，对于有四个行星齿轮的乘用车和商用车取小值，对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星齿轮的越野车和矿用车取最大值；T——差速器计算转矩（NmTd R ——球面半径（mm。32982.132982.1

=min[T ,T ]；ce cs故可计算得A0

R 2.5b为

35.98mm35.26mm

A=（0.98~0.99）R0 b

(4-26)Z和Z1 2z110z214～25选用。大多z数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比21.5～2.0的范围内，且半轴齿轮齿z1数和必须能被行星齿轮齿数整除。查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比

z2=2，半轴齿z2

=24z1

z1=12。行星齿轮和半轴齿轮节锥角 、1

及模数m2行星齿轮和半轴齿轮节锥角分别为 =arctan(z1

/z)arctan0.526.56 (4-27)2 =arctan(z2

/z)=63.43° (4-28)1锥齿轮大端的端面模数m为故计算得

A2m 2z1

sin1

A2 0sinz2z 22

(4-29)m235.26sin26.562.62612根据模数取m=3由D=mz可计算得节圆直径（5）压力角

D31236mm1D 32472mm222°30′0.825°的压力角，以提高齿轮强度。本设计中采用=22°30的压力角。T1031.1T1031.1 nrc dd (4-30)T0

——差速器壳传递的转矩(Nm);n——行星齿轮数；r——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离(mm),约为半轴齿轮齿宽中d点处平均直径的一半；98Mpa。cT iiT 5.863.0184.043235.4Nm0 10emaxr 0.4dd 2

0.47228.8mm3235.41031.1983235.41031.198428.8行星齿轮在轴上的支承长度L为L=1.1d故计算得 L=1.1×16.4=17.75mm差速器齿轮的材料20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo20CrMo等。差速器齿轮几何尺寸计算的计算如下：z1

12;半轴齿轮齿数z 24;2差速器直齿锥齿轮模数m3;直齿锥齿轮压力角2230'；差速器直齿锥齿轮轴交角 90；差速器直齿锥齿轮节圆直径d1

zm36mm;d1

zm72mm；2差速器直齿锥齿轮节锥角1

26.56;2

63.43；需要完成的的计算步骤如下：直齿锥齿轮的齿面宽b(0.25 0.30)A00.27，得b0.2735.26mm9.52mm齿工作高

(4-31)gh 1.6m (4-32)gm3;hg

1.634.8mm齿全高

h1.788m0.051 (4-33)h1.78830.0515.415mm直齿圆锥齿轮周节t3.1416m (4-34)t3.141639.4248mm

h'h

h';

0.430 0.370m

(4-35)1 g 2

z z2 1

2h'1

3.233mm;h'2

1.568mm齿根高

h"1.788mh';h"1.788mh'

(4-36)1 1 2 2径向间隙

h"1.78833.2331h"1.78831.5683.796mm2chhg

0.188m0.051

(4-37)齿根角

c0.18830.0510.615mmarctan1

h";1A 10

arctanh"2A20

(4-38)arctan2.1313.46;1 35.26 arctan3.7962 35.26

6.15直齿圆锥齿轮面锥角 01 1

;2

2 1

(4-39) 26.566.1532.71;01

63.443.4666.9直齿锥齿轮根锥角 ; (4-40)R1 1 1 R2 2 2 R1 1 1

26.563.4623.1; R2 2

63.446.5156.93直齿锥齿轮外圆直径d d01 1

2h'cos;1 1

(4-41)d d02

2h'2

cos。2d 3623.233cos26.5601d 7221.568cos63.44 75.47mm.02直齿锥齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离2' 1 d hsin; d hsin.2' 1 01 2 1 1 02 2 2 2

(4-42) 723.233sin26.5634.5mm;01 2 361.568sin63.4416.26mm.02 2直齿锥齿轮理论弧齿厚StS;1 2S thh' '

tanm

(4-43)2 2 1 2根据下图选取：4-3汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿厚系数z z 240.5 根据上图取0.0481 24-43S2

9.42481.568tan22.50.04834.174mm2StS1 2

9.42484.1745.2534mm直齿锥齿轮齿侧间隙根据表4-3选择差速器直齿锥齿轮齿侧间隙为B0.150mm差速器锥齿轮弦齿厚S3 B S3 BS Sx1 1

16d1

;S2 x

S 2

26d2

(4-44)2S 5.2535.2533x1 6362S 4.174x2 6

0.15020.1502

5.16mm;4.10mm差速器齿轮强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那器齿轮主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力w

（MPa）为2Tkk= s m ×103 (4-45)w式中，n——行星齿轮数；

kmbdJnv 2 2J4-5b2——半轴齿轮齿宽，mm；d2——半轴齿轮大端分度圆直径，mm；——半轴齿轮计算转矩（Nm，T=0.60；ks、km、kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取。4-422.5°汽车差速器用直齿锥齿轮的弯曲计算用综合系数J=0.22Tc

0.62982.11789.2Nms

0.586v

1.0；k 1.0；m=3；bm 2故计算可得

9.52mm;d2

72mm;n4. 21789.20.586w 39.527240.223

1031143.2Mpa当TminT,T0 ce

=980Mpa，因此，本设计中差速器齿轮的弯曲w强度。全浮式半轴的设计半轴基本参数计算及校核全浮式半轴直接安装于车轮，应视为保安件。全浮式半轴的杆部直径可按下式初步选取3Md3M式中，d——半轴杆部直径(mm)；M ——半轴计算转矩Nmm)；K0.205~0.218.1

(4-46)rMr

m'G22222

r (4-47)