HLJ-QZ05整体式驱动桥设计论文说明书

本科学生毕业设计 HLJ-ZQ5整体驱动桥设计 系部名称： 专业班级： 学生姓名： 指导教师： 职 称： 本科生毕业设计 摘 要 本次设计的题目是哈飞民意汽车驱动桥设计。驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴及桥壳四部分组成，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右车轮，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；此外，还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。 本设计首先论述了驱动桥的总体结构，在分析驱动桥各部分结构型式、发展过程及其以往形式的优缺点的基础上，确定了总体设计方案：采用整体式驱动桥，主减速器的减速型式采用单级减速器，主减速器齿轮采用螺旋锥齿轮，差速器采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器，半轴采用半浮式型式，桥壳采用钢板冲压焊接式整体式桥壳。 关键词： 驱动桥；主减速器；设计；计算；CAD ABSTRACT The object of the design is the design for driving axle of mini-car of SongHuajiang driving axle is consisted of final drive, differential mechanism, half shaft and axle housing. The basic function of driving axle is to increase the torque transmitted by drive shaft or directly transmitted by gearbox, then distributes it to left and right wheel, and make these two wheels have the differential function which is required in automobile driving kinematics; besides, the driving axle must also stand the lead hangs down strength, the longitudinal force and the transverse force acted on the road surface, the frame or the compartment lead. The configuration of the driving axle is introduced in the thesis at first. On the basis of the analysis of the structure ,the developing process and advantages and disadvantages of the former type of driving axle, the design adopted the Integral driving axle, single reduction gear for main decelerator’s deceleration form, spiral bevel gear for main decelerator’s gear, half floating for axle and stamp-welded steel sheet of integral axle housing for axle housing. In the design, we accomplished the design for single reduction gear, tapered planetary gear differential mechanism, half floating axle, the checking of axle housing and CAD drawing and so on. . Keywords: Driving Axle; Final Drive ; Design; Calculation; CAD 本科生毕业设计 目 录 摘 要 I ABSTRACT II 第1章 绪 论 1 1.1 驱动桥的结构和种类 1 1.1.1 汽车车桥的种类 1 1.1.2 驱动桥的种类 1 1.1.3 驱动桥结构组成 2 1.2设计内容 6 第2章 设计方案的确定 7 2.1 设计主要参数 7 2.2主减速器结构方案的确定 7 （1）主减速器齿轮的类型的选择 7 2.3差速器结构方案的确定 8 2.4 半轴型式的确定 8 2.5 桥壳型式的确定 9 2.6 本章小结 9 第3章 主减速器设计 10 3.1 主减速比的确定 10 3.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 10 3.3 主减速器齿轮参数的选择 11 3.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 12 3.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 12 3.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 13 3.5 主减速器齿轮的材料及热处理 16 3.6 主减速器轴承的计算 17 3.7 主减速器的润滑 21 3.8 本章小结 21 第4章 差速器设计 22 4.1 概述 22 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器 22 4.2.1 差速器齿轮的基本参数选择 23 4.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算 24 4.3 本章小结 27 第5章 半轴设计 28 5.1 概述 28 5.2 半轴的设计与计算 28 5.2.1半浮式半轴的设计计算 28 5.2.2 半轴的结构设计 31 5.3 本章小结 32 第6章 驱动桥桥壳的校核 33 6.1 概述 33 6.2 桥壳的受力分析及强度计算 33 6.2.1 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 33 6.2.2 汽车侧向力最大时的桥壳强度计算 33 6.2.3 汽车在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算 34 6.3 本章小结 34 参考文献 37 致 谢 38 本科生毕业设计 第1章 绪 论 1.1 驱动桥的结构和种类 1.1.1 汽车车桥的种类 根据悬架结构的不同，车桥分为整体式和断开式两种。当采用非独立悬架时，车桥中部是刚性的实心或空心梁，这种车桥即为整体式车桥；断开式车桥为活动关节式结构，与独立悬架配用。 根据车桥上车轮的作用，车桥又可分为转向桥、驱动桥、转向驱动桥和支持桥四种类型。其中，转向桥和支持桥都属于从动桥，一般货车多以前桥为转向桥，而后桥或中后两桥为驱动桥。 1.1.2 驱动桥的种类 驱动桥作为汽车的重要的组成部分，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、石驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。 在一般的汽车结构中、驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件如图1.1所示。 　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 对于各种不同类型和用途的汽车，正确地确定上述机件的结构型式并成功地将它们组合成一个整体——驱动桥，乃是设计者必须先解决的问题。 驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都是采用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。非独立悬架，整体式驱动桥。这种类型的车一般的设计多采用单级减速器，它可以保证足够大的离地间隙同时也可以增大主传动比。 1.1.3 驱动桥结构组成 1．主减速器 主减速器的结构形式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装 （1）主减速器齿轮的类型，在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。 螺旋锥齿轮如图1.2（a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。 双曲面齿轮如图1.2（b）所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有： ①尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。 ②传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。 图1.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮 ③当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。 ④工作过程中，双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。 双曲面齿轮传动有如下缺点： ①长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。 ②齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。 ③双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。 ④双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油[1]。 （2）主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择： ①悬臂式 悬臂式支承结构如图1.3所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两端的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转钜较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 图1.3 锥齿轮悬臂式支承 ②骑马式 骑马式支承结构如图1.4所示，其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，在需要传递较大转矩情况下，最好采用骑马式支承。 图1.4 主动锥齿轮骑马式支承 （3）从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择，从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端朝内，而小端朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上[2]。 （4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整，支承主减速器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。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用套筒与垫片，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。 （5）主减速器的减速形式的选择，主减速器的减速形式分为单级减速（如图1.5）、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。按主减速比的变化可分为单速主减速器和双速主减速器两种[3]。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比io≤7.6的各种中小型汽车上。 2.差速器 根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互联系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的[4]。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求 　　　　　　 　（a） 单级主减速器 　　　 （b） 双级主减速器 图1.5 主减速器 车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右车轮的转速虽然相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会是轮胎过早磨、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。 差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。 差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。 3.半轴 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与轮毂连接起来。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。 半浮式半轴具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。主要用于质量较小，使用条件好，承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。 3/4浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。 全浮式半轴广泛应用于各类重型汽车上。 4.桥壳 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。因此桥完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。 在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。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、材料供应等。 结构形式分类：可分式、整体式、组合式。 按制造工艺不同分类： 铸造式——强度、刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，用于中重型货车。 钢板焊接冲压式——质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，轿车和中小型货车，部分重型货车。 1.2设计内容 （1） 完成驱动桥的主减速器、差速器、半轴、驱动桥桥壳的结构形式选择； （2） 完成主减速器的基本参数选择与设计计算； （3） 完成差速器的设计与计算； （4） 完成半轴的设计与计算； （5） 完成驱动桥桥壳的受力分析及强度计算； （6） 绘制装配图及零件图。 32 第2章 设计方案的确定 2.1 设计主要参数 本次设计的任务是哈飞民意车驱动桥的设计。 技术参数： 发动机最大功率 Pemax kW/np （r/min） 35.5/5000 发动机最大转矩 Temax N·m/nr （r/min） 74/3500 整车整备质量 kg 870 汽车总质量 kg 1460 最大车速 km/h 120 最小离地间隙 mm >180 轮胎（轮辋直径） 英寸 12 2.2主减速器结构方案的确定 （1）主减速器齿轮的类型的选择 本次设计选用：螺旋锥齿轮因为它能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。所以采用螺旋锥齿轮。 （2）主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 本次设计选用：悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），由于结构简单拆装、维修方便一般用于主传动比较小的主减速器上，为了减小悬臂长度和增加两支撑之间的距离以便为了改善支撑刚度，应使两轴承圆锥滚子大端朝外，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。 （3）从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 本次设计选用：从动锥齿轮：跨置式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端朝内，而小端朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上[5]。 （4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器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。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母（利用轴承座实现），从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。 （5）主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。 本次设计采用单级减速，主要从主传动比总质量较小的汽车都采用单级主减速器。 2.3差速器结构方案的确定 差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。 差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。 本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。 2.4 半轴型式的确定 半轴根据其车轮端的支方承方式不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。由于半浮式半轴具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点，故被质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和微型客、货车所采用[6]，所以本次设计选择半浮式半轴。 2.5 桥壳型式的确定 整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一个整体的空心梁，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，调整好后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便等优点。按制造工艺不同，整体式桥壳可分为铸造式、钢板冲压焊接式和扩张成型三种。钢板冲压焊接式和扩张成型式桥壳质量小，材料利用率高，制造成本低，适用大量生产，广泛应用于乘用车和总质量较小的商用车。 本次设计驱动桥壳就选用钢板冲压焊接式整体式桥壳。 2.6 本章小结 本章首先给出主要的设计参数，确定主减速器的类型，主要从主减速器齿轮的类型、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择、主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整及主减速器的减速形式上得以确定，从而逐步确定驱动桥各个总成的基本结构，分析了驱动桥各总成结构组成及其作用。 第3章 主减速器设计 3.1 主减速比的确定 主减速比对主减速器的结构形式、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。为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大10%～25%，即按下式选择。即 =0.377=5.125 （3.1） 式中：nn——发动机最高转速5000r/n ； —— 汽车最高 行驶车速120km/h ； r——汽车滚动半径0.263m ； igh——变速器最高档传动比 0.806。 3.2 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档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 /n=964 （） （3.2） =1935（） （3.3） 式中： EMBED Equ!tion.3 ——发动机最大转矩74； ——由发动机到所计算的为加速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； <=5.125×3.505=17.963 根据同类型车型的变速器传动比选取=3.505； ——上述传动部分的效率，取=0.9； ——超载系数，取=1.0； n——驱动桥数目1； ——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到汽车加速时负荷增大量，可初取：=795×9.8=7791N ——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别取0.9和1。 由式（3.2），式（3.3）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为 ==368（） （3.4） 式中：——汽车满载总重1460×9.8=14308； ——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取=0； ——道路滚动阻力系数，货车通常取0.015～0.020，可初取 =0.018； ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.05～0.09，可初取=0.07； ——汽车性能系数 （3.5） 当 =37.7>16时，取=0。 3.3 主减速器齿轮参数的选择 （1）齿数的选择 对于普通单级主减速器，为了磨合均匀，z1z2之间应该避公数 为了得到理想的重合度和高的齿轮弯曲强度，主，从动齿轮和不应小于40。为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，Z1一般不少于9；对于商用车，Z1一般不少于6。主传动比i0较大时，Z1尽量取得少些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的主传动比，Z1和Z2应具有适宜的搭配。 （2）节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式3.2，式3.3并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： =128.4～151.5mm （3.6） 式中：——直径系数，取=13～15.3； ——计算转矩，，取，较小的。 计算得，=128.4～151.5mm，初取=143.5mm。 （3）齿轮端面模数的选择 选定后，可按式算出从动齿轮大端模数，并用下式校核 = 3.5 （4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐为： F=0.155=22.mm，可初取F=24.2mm。 （5）螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。 （6）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1.5～2.0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°。 3.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 3.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 表3.1 主减速器螺旋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 8 2 今动齿轮齿数 41 3 模数 3.5mm 4 齿面宽 =22.24mm 5 工作齿高 5.64mm 6 全齿高 =6.3mm 7 法向压力角 =22° 续表 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 8 轴交角 EMBED Aquation.3 =90° 9 节圆直径 = 28mm =143.5mm 10 节锥角 arctan =90°- =11.04° =78.96° 11 节锥距 A== A=73.2mm 12 周节 t=3.1416 t=10.99mm 13 齿顶高 =4.46mm =1.1375mm 14 齿根高 = =1.835mm =5.162mm 15 径向间隙 c= c=0.658㎜ 16 齿根角 =1.436° =4.034° 17 面锥角 ； =14.46° =82.38° 18 根锥角 = = =9.24° =75.53° 19 齿顶圆直径 = =36.764㎜ =143.94㎜ 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 =70.86㎜ =12.88㎜ 21 理论弧齿厚 =8.06mm =10.32mm 22 齿侧间隙 B=0.305～0.406 0.356mm 23 螺旋角 =35° 3.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 在完成主减速器齿轮的几何尺寸计算之后，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。 螺旋锥齿轮的强度计算： （1）主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 ①单位齿长上的圆周力 （3.7） 式中：——单位齿长上的圆周力，N/mm； P——作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算； ——从动齿轮的齿面宽，在此取23mm。 按发动机最大转矩计算时： =805N/mm （3.8） 式中：——发动机输出的最大转矩，在此取74； ——变速器的传动比，3.505； ——主动齿轮节圆直径，在此取28mm。 按最大附着力矩计算时： =1103 （3.9） 式中：——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取7791N； ——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0.263m。 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/mm，故满足条件。 ②轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为 =412 MPa （3.10） 式中： ——锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa； ——齿轮的计算转矩，对从动齿轮，取中的较小值，为964（Nm）； k0——过载系数，一般取1； ks——尺寸系数，(ms/25.4)0.25=0.609； km——齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.00； kv——质量系数，取1； ms——从动齿轮端面模数取3.5； b——所计算的齿轮齿面宽；b=22.4mm； D—所讨论齿轮大端分度圆直径；D=143.5mm； Jw—齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.253。 对于主动锥齿轮， T=209Nm；从动锥齿轮，T=964Nm； 将各参数代入式（2-7），有： 主动锥齿轮， =395MPa； 从动锥齿轮， =412Mpa。 按照文献[1], 主从动锥齿轮的≤[]=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。 小齿轮齿数Z1 大齿轮齿数Z2 图3.1 弯曲计算用综合系数J （2）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（MPa）为： σj= =1669Mpa （3.11） 式中： σj—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=28mm b—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=22.4mm 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0.28； Tz—主动锥齿轮计算转矩；Tz=209（N.m）； k0、km、kv选择同式（3.9）。 按照文献[1]，σj≤[σj]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。 大齿轮齿数Z2 小齿轮齿数Z1 图3.2 接触强度计算综合系数J 3.5 主减速器齿轮的材料及热处理 汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求： （1）具有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度； （2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断； （3）钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率； （4）选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如:为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统[7]。 汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号，，及[8]，在本设计中采用了。 用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC58～64，而芯部硬度较低，当m≤8时为HRC32～45。 对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m≤5时，为0.9～1.3mm。 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副热处理及精加工后均予以厚度为0.005～0.010～0.020mm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，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，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。 3.6 主减速器轴承的计算 设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。 (1) 作用在主减速器主动齿轮上的力 齿面宽中点的圆周力P为 （3.12） 式中：T——作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩=55（N.m）； ——该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 注：汽车在行驶过程中，由于变速器档位的改变，且发动机也不尽处于最大转矩状态，因此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是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式求得： （3.13） 式中：——变速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ档使用率为1％，3％，5％，16％， 75％； ——变速器的传动比为3.505，2.043，1.383，1.00，0.806； ——变速器处于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ档时的发动机转矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。 对于螺旋锥齿轮 =121.91（mm） （3.14） =23.78（mm） （3.15） 式中：d1m——主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； d2m——从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； ——从动齿轮齿面宽； ——从动齿轮的节锥角78.96； 计算得：=902N 螺旋锥齿轮的轴向力与径向力 主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针： =-543（N） （3.16） =514（N） （3.17） 从动齿轮的螺旋方向为右： =514 （3.18） =-543 （3.19） 式中：——齿廓表面的法向压力角20； ——主、从动齿轮的节锥角11.04，78.96。 （2）主减速器轴承载荷的计算 轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力。而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、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、支承型试和轴承位置已确定，并算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。 ①悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷 如图3.3（a）所示轴承A、B的径向载荷为 =1483.37（N） （3.20） =460.76（N） （3.21） （a） （b） 图3.3 主减速器轴承的布置尺寸 其尺寸为：a=40，b=20，c=60; 式中：——齿面宽中点处的圆周力； ——主动齿轮的轴向力； ——主动齿轮的径向力； ——主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 ②单级减速器的从动齿轮的轴承径向载荷 轴承C、D的径向载荷分别为： =644（N） （3.22） RD=538（N） （3.23） 其尺寸为： a=100.5，b=40.5，c=60; 式中：——齿面宽中点处的圆周力； ——从动齿轮的轴向力； ——从动齿轮的径向力； ——从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 轴承A 计算当量动载荷P =0.366 （3.24） 锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36，故 >e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得载荷系数fp=1.2[9]。 =1820N （3.25） 式中： —— 当量动载荷=1516N； X—— 径向动载荷系数取，X =0.4； Y—— 轴向动载荷系数取，Y =1.7； —— 轴承A的径向力=1483N； ——轴承A的轴向力=543N。 轴承应有的基本额定动负荷 （3.26） 式中： FP——载荷系数，取FP =1.2； ft——温度系数，取 ft =1； ε——滚子轴承的寿命系数，取ε=10/3； n——轴承转速=5000r/min； ——轴承的预期寿命=5000h； ——为寿命指数，对于圆锥滚子轴承取，=10/3。 初选轴承型号 初步选择Cr =28200N的圆锥滚子轴承30204。 验算30204圆锥滚子轴承的寿命 （3.27） 式中：——温度系数取，=1； ——基本额定动载荷=26920N； —— 当量动载荷=1516N； n——轴承转速=5000r/min； ——为寿命指数，对于圆锥滚子轴承取，=10/3。 所选择30204[10]圆锥滚子轴承的寿命高于预期寿命，故选30204轴承,经检验能满足。轴承B、轴承C、轴承D、轴承E强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求。 3.7 主减速器的润滑 主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。 加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。 3.8 本章小结 本章根据设计要求确定了主减速器的参数，对主减速器齿轮进行了载荷的计算、选择齿轮参数的，螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算并对主减速器齿轮的材料及热处理，主减速器的轴承的选择。 第4章 差速器设计 4.1 概述 根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路的特征，为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的弊病[11]，汽车左右驱动轮间都有差速器，保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。差速器作用：分配两输出轴转矩，保证两输出轴有可能以不同角速度转动[12]。 本次设计选用的普通锥齿轮式差速器结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器 设计中采用的普通对称式圆锥行星齿轮差速器（如图4.1）由差速器左壳为整体式， 2个半轴齿轮，2个行星齿轮，2个行星齿轮轴，半轴齿轮以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，所以本设计采用该结构。 图4.1普通对称式圆锥行星齿轮差速器 由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故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从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。普通圆锥齿轮差速器的工作原理图，如图4.2所示。 图4.2 普通圆锥齿轮差速器的工作原理图 4.2.1 差速器齿轮的基本参数选择 （1）行星齿轮数目的选择 轻型货车以及微型汽车多用2个行星齿轮。 （2）行星齿轮球面半径（mm）的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，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锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定： =24.69～29.6（mm） （4.1） 圆整取=30mm 式中：——行星齿轮球面半径系数，2.52～3.0，对于有2个行星轮的乘用车取大值，取3.0； 确定后，即根据下式预选其节锥距： =（0.98～0.99）=29.008～29.304mm 取29mm （4.2） （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齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5～2范围内。取=10，=16。 在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足： = =13 （4.3） （4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角： ==32；=90°-=68 （4.4） 式中：——行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： =3.105 （4.5） 取标准模数3.25； 式中：在前面已初步确定。 算出模数后，节圆直径d即可由下式求得： （4.6） （5）压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角[13]，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且再小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。 （6）行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定 行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。 =35.97（mm） =14.6 mm （4.7） 式中：差速器传递的转矩964； n——行星齿轮数2； ——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm. ，是半轴齿轮齿面宽中点处的直径，l=20.8mm； []——支承面的许用挤压应力，取为69Mpa。 4.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算 表4.1为汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤，表中计算用的弧齿厚系数τ见图4.3。 表4.1 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 计 算 结 果 1 行星齿轮齿数 ≥10，应尽量取最小值 =10 2 半轴齿轮齿数 =14～25，且需满足式（3-4） =16 3 模数 =3.25mm 4 齿面宽 b=(0.25～0.30)A;b≤10m 7.25mm 5 工作齿高 =5.2mm 6 全齿高 5.862 7 压力角 22.5° 8 轴交角 =90° 9 节圆直径 ； d1=30.25mm d2=52mm 10 节锥角 ， =32° 11 节锥距 =28.5mm 12 周节 =3.1416 =10.22mm 13 齿顶高 ; =3.35mm =1.87mm 14 齿根高 =1.788-;=1.788- =2.46mm; =3.94mm 15 径向间隙 =-=0.188+0.051 =0.662mm 16 齿根角 =; =4.6° =7.33° 17 面锥角 ； =39.33° =62.6° 18 根锥角 ； =27.4° =50.67° 19 外圆直径 ； 38.177mm =53.97mm 续表 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 20 节锥顶点至齿轮外缘距离 mm mm 21 理论弧齿厚