轿车主减速器差速器设计

轿车主减速器差速器设计摘 要汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或者直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左右车轮，并获得差速要求。在驱动桥中，实现这一系列功用的主要部件有主减速器、差速器、半轴，还包括其他传动装置和桥壳。本设计主要就驱动桥的原理进行了仔细的了解与陈述，对桑塔纳2000的驱动桥中的主减速器、差速器、半轴等重要部件等进行了详细的设计。在设计过程中，根据汽车设计的原则与步骤，进行了详细的计算。在设计过程中，还分析了有关部件需要采用的方法、可行性方案讨论等，并对可能出现的故障进行了思考，最后就重要的部件与装配用工程图纸的方式展示。关键词：驱动桥 主减速器 差速器 半轴 The Design of the main reducer and DifferentialAbstract Vehicle drive axle at the end of the transmission system, the basic skills to use is to increase the transmission came directly from the drive shaft or torque, the torque distribution to the left and right wheels, and get differential requirements. In the drive axle, the realization of the usefulness of the main parts of this series are the main reducer, differential, axle, but also other transmission devices and axle. The main design principle of the drive axle was carefully understanding and statement, Santana 2000, the main reducer drive axle, differential, axle and other important components such as a detailed design. In the design process, according to the principles of automotive design and procedures, carried out a detailed calculation. In the design process, but also analysis of the components need to adopt the method, the feasibility of the program discussions, and possible faults of thinking, the last on the important parts and the assembly showing the way with engineering drawings.Keywords：Drive axle Main reducer Differential Axle目 录摘 要iAbstractii目 录iii第一章 绪论11.1 选题的背景与意义11.2 研究的基本内容11.2.1主减速器的作用11.2.2主减速器的工作原理11.2.3国内主减速器的状况11.2.4国内与国外差距21.3 课题研究内容2第二章 驱动桥结构方案分析4第三章 主减速器的设计63.1 主减速器概述63.2 主减速器方案的选择63.3 主减速器主从动齿轮的支承形式63.3.1主动双曲面齿轮63.3.2从动齿轮63.4 主减速器的基本参数选择与设计计算73.4.1主减速器计算载荷的确定73.4.2主减速器基本参数的选择93.4.3主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算（由EXCEL生成）113.4.4主减速器准双曲面圆锥齿轮的强度计算163.4.5主减速器齿轮的材料及热处理193.4.6主减速器轴承的计算20第四章 差速器设计254.1 差速器的结构形式选择254.2 差速器齿轮的基本参数选择254.2.1行星齿轮数目的选择254.2.2行星齿轮球面半径的确定254.2.3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择264.2.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定274.2.5压力角274.3 差速器齿轮的集合计算284.4 差速器齿轮的强度计算30第五章 驱动半轴的设计315.1 半浮式半轴计算载荷的确定315.1.1半浮式半轴在上述第一种载荷工况下载荷315.1.2半浮式半轴在上述第二种载荷工况下载荷335.1.3半浮式半轴在上述第三种载荷工况下载荷345.2 半轴花键的强度计算345.3 半轴的结构设计、材料与热处理方式35第六章 结论36参考文献37致 谢38 iii第一章 绪论1.1选题的背景与意义 桑塔纳型汽车是日常生活中常见的轿车，通过学校的实习我也对此车的构造及各总成的原理有了一定的了解，同时结合以前课堂学习的理论知识，对于进行汽车一些总成的设计有了一定的理论基础，现选择课题内容为对该汽车的使用性能的驱动桥（主减速器及差速器与壳体）进行设计。通过本课题可以进一步加深汽车构造、汽车设计及汽车各总成的工作原理、特别是本课题的驱动桥中主减速器及差速器与半轴的认识和了解；同时经过设计过程，了解学习一些现代汽车工业的新设计方法及新技术；对于即将从事汽车行业工作的我也是一种锻炼，为即将的工作做铺垫。1.2 研究的基本内容1.2.1主减速器的作用 汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。而主减速器是在汽车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。汽车正常行驶时，发动机的转速通常在200至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需要很大，齿轮的半径也相应加大，也就是说变速箱的尺寸会加大。另外，转速下降，扭矩必然增加，也加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，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，可以使主减速器前面的传动部件，如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，同时也减小了变速箱的尺寸和质量，而且操控灵敏省力。1.2.2主减速器的工作原理 从变速器或分动器经万向传动装置输入驱动桥的转矩首先传到主减速器，主减速器的一对齿轮增大转矩并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩的旋转方向。1.2.3 国内主减速器的状况 现在国家大力发展高速公路网，环保、舒适、快捷成为汽车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为汽车主减速器技术的发展趋势。 在产品上，国内汽车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如陕西汉德引进德国撇N公司技术的485单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的13吨级系列车桥为代表的主减速器技术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求开发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。这些产品基本代表了国内车用减速器发展的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了457、460、480、500等众多成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上，CAD、CAE等计算机应用技术，以及AUT优AD、UG16、CATIA、proE等设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用;齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化。新一代减速器设计开发的突出特点是:不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。1.2.4 国内与国外差距 我国的车用减速器开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后(国外己实现计算机编程化、电算化)。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。这需要我们加快技术创新、技术进步的步伐，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用减速器总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。目前，上汽集团、东风、一汽、北汽等各大汽车集团也正在开展合作项目，希望早日实与世界先进技术的接轨，争取设计开发的新突破。1.3 课题研究内容 车用减速器发展趋势和特点是向着六高、二低、二化方向发展，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率，低噪声、低成本，标准化、多样化，计算机技术、信息技术、自动化技术广泛应用。从发动机的大马力、低转速的发展趋势以及商用车的最高车速的提升来看，公路用车桥减速器应该向小速比方向发展:在最大输出扭矩相同时齿轮的使用寿命要求更高(齿轮疲劳寿命平均可达50万次以上);在额定轴荷相同时，车桥的超载能力更强;主减速器齿轮使用寿命更长、噪音更低、强度更大，润滑密封性能更好;整体刚性好，速比范围宽。汽车主减速器的汽车驱动桥中的一个重要部件，汽车驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由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立、纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳组成。设计主减速器时应满足如下基本要求：1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定条件下具有最佳的动力性和燃油经济性；2）在各种足够的强度和刚度，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；3）驱动桥各零部件在强度高、刚性好、工作可靠及使用寿命长的条件下，应力求做到质量小，特别是非悬挂质量应尽量小，以减少不平路面给驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；4）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；5）齿轮及其他传动件工作平稳，无噪声或低噪声；6）驱动桥总成及零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求；7）在各种载荷和转速工况下有高的传动效率；8）结构简单，维修、保养方便；机件工艺性好，制造容易。本次设计主要先了解驱动桥的原理，对桑塔纳2000驱动桥中的主减速器、差速器、半轴等重要部件等进行了详细的设计。在设计过程中，根据汽车设计的原则与步骤，进行了详细的计算。在设计过程中，还分析了有关部件需要采用的方法、可行性方案讨论等，并对可能出现的故障进行了思考，最后对重要的部件与装配关系用工程图和部分三维模型表示出来。在本设计中还采用了AutoCAD和UG绘图软件分别进行了工程图的绘制和实体造型，通过对AutoCAD的编辑工具与命令的运用，掌握了从AutoCAD基础基础零件的绘制各类零件图的创建与绘制的方法，并且理解了机械图绘制的工作流程。另外还运用UG绘图软件，运用初步的操作绘制出了主减速器的主、从动锥齿轮，差速器的行星齿轮、半轴齿轮等的实体造型，为今后更好的学习和掌握各种应用软件和技能打下坚实的基础。 第二章 驱动桥结构方案分析由于要求设计的是家用型轿车，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，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，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) 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，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。因此，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， 本设计主减速比小于6下，应尽量选用单级减速驱动桥。第三章 主减速器的设计3.1 主减速器概述 桑塔纳2000泛采用单级主传动，该主传动结构简单，质量小，成本低，使用简单，但主传动比不能太大，一般，而轿车一般为，因为进一步提高将增大从动轮直径，从而减少离地间隙和使从动轮热处理复杂。 单级主减速器有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮等两种形式。 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。3.2 主减速器方案的选择 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。所以一般情况下，当要求传动比大于45而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。3.3 主减速器主从动齿轮的支承形式3.3.1主动双曲面齿轮 对于在轿车和装载质量在2T一下的载货汽车上，由于载荷较小，主减速器主动齿轮的轴线偏转角的绝对值不大，所以主动锥齿轮最好采用结构简单，布置方便及成本较低的悬臂式支承，3.3.2 从动齿轮 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离和d之比例而定。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相向，小端朝外相背。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%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。 图3-1 从动锥齿轮支承形式3.4 主减速器的基本参数选择与设计计算 按实际需要，桑塔纳2000为前驱二轮驱动，根据汽车轮廓，查阅相关资料，初定主减速比为4.5，由于是较普通家用汽车，查阅桑塔纳2000具体的功率可知：表3-1 桑坦纳2000有关参数参数发动机最大功率/kw及转速/r/min发动机最大转矩/N.m转速/r/min主减速比i0轮胎型号变速器传动比ig最高档4.444195/60R1486H0.8根据公式，由于4.444符合标准，故取主减速比为4.444.3.4.1 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 (3-1)式中: 发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传 动比，在此取15.354，此数据此参考桑塔纳2000车型； 发动机的输出的最大转矩，此数据参考桑塔纳2000车型在此取150； 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1； 由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取=1.0，当性能系数0时可取=2.0。 (3-2)（汽车满载时的总质量在此取1640）因为 所以 即由以上各参数可求 (3-3) 2）、 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 (3-4)式中 : 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设前桥所承载的负荷； 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胎的高级轿车，计算时可取1.25；故取值0.85； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为195/60R14，滚动半径为0.287m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0。所以 3）、 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，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： (3-5)式中：汽车满载时的总重量，参考桑塔纳2000在此取； 所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算，故为0； 道路滚动阻力系数，对于轿车可取0.0100.015；在此取0.012 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于轿车可取0.08，故在此取0.08； 汽车的性能系数在此取0； ，见上式的说明。所以 以上公式参考1式（3-10）式（3-12）3.4.2 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，主从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。 1）、主、从动锥齿轮齿数和 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； 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50； 3、主传动比较小时，可取712，但还要考虑离地间隙； 4、对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。以上要求参考1中表3-12、表3-13,取=9、=40。 2）、从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数 可根据经验公式初选，即 （3-6）式中：直径系数，一般取13.016.0； 从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者。所以 初选 则 参考1，可取故初选，校核是否合适，其中故此处 ，因此满足校核。 3）、从动齿轮齿面宽F 双曲面齿轮的齿面宽一般取为： 4）、双曲面齿轮的偏移距E 对于轿车、轻型客车、货车、E值不应超过从动齿轮节锥距的40%，或接近于的20%。故偏移距E可取 故初取偏移距 5）、中点螺旋角的选择 双曲面齿轮传动由于有了偏移距E，使主、从动齿轮的中点螺旋角不等，且主动齿轮的大，从动齿轮的小。但是，在选择螺旋角的时，应考虑它对齿面重叠系数轮齿强度和轴向力的影响。螺旋角应足够大，以使。因愈大，传动就愈平稳、噪声就愈低。对于轿车，应使。当时可得到很好的效果，但螺旋角过大会使轴向力过大，因此兼顾考虑。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，在此初选用为40。 6）、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。 7）、法向压力角加大压力角可以提高轮齿的强度、减少齿轮不产生根切的最少齿数。对“格里森” 制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定轿车选用1430或16的法向压力角，为了避免非工作面压力角过大，现代轿车用的“格里森”制双曲面齿轮的平均压力角为19。3.4.3 主减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算（由EXCEL生成）表3-2 双曲面齿轮具体参数序号名称代号数值说明1小轮齿数Z192大轮齿数Z2403齿数比的倒数Z1/Z20.2254齿宽b2285偏置距E306大轮分度圆直径de21807刀盘名义直径rb63.58初选小轮螺旋角m1c50.59mic正切值tan m1c1.213096966910初选大轮分度锥角之余切值cot2c0.2774.890424878112c之正弦值sin2c0.9654290825612初定大轮中点分度圆半径rm2c76.48399284413大、小轮螺旋角差角正弦值sinc0.3786788764514c之余弦值cosc0.9255281241215初定小轮扩大系数Kc1.384902320616小轮小点分度圆半径换算值rm1H17.2088983917初定小轮中点分度圆半径rm1c23.83264331518轮齿收缩系数H1.2819近似计算公法线K1K2在大轮轴线上的投影Q307.1066908920大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切tan0.09768592118121角余弦cos1.004759941122角正弦sin0.0972231447423大轮轴线在小轮回转平面内偏置角5.579289075624初算大轮回转平面内偏置角正弦sinc0.3619439106125c角正切tanc0.3882685683726初算小轮分锥角正切tan1c0.25040179057271c角余弦cos1c0.9700507232128第一次校正螺旋角差值的正弦sin0.3731185410829角余弦cos0.9277836786230第一次校正小轮螺旋角正切tanm11.225129795631扩大系数的修正量K-0.004489671478432大轮扩大系数修正量的换算值KH-0.001010176082633校正后大轮偏置角的正弦值sin0.3620421231134角正切tan0.3883898140535校正后小轮分度锥角正切tan10.25032362133361角114.053693561371角的余弦cos10.9700685881238第二次校正后小轮螺旋角的正切值sin0.3732129125139值21.91390291140角余弦cos0.9277457205141第二次校正后小轮螺旋角的正切值tanm11.212891926942m1值m150.495245543m1余弦cosm10.6361422487944确定大轮螺旋角m228.58134258945m2余弦cosm20.8781388068646m2正切tanm20.5447953425947大轮分锥角余切cot20.26981921424482值274.900079768492正切sin20.96547299356502余切cos20.260503164551Bic24.48835196352B2c293.6010124653两背锥之和B12318.0893644254大轮锥距在螺旋线中点切线方向投影T269.56544892355小轮锥距在螺旋线中点切线方向投影T162.23174307256极限齿形角正切负值Tan00.1181474465757极限齿形角负值06.7381138688580的余弦cos00.9930928189759B590.005851765130660B600.0002192300976561B614329.179144162B620.001694017643463B630.007765012871664B6486.0393402265齿形中点曲率半径r086.63776293266比较r0与r0比值V0.7329367454967A670.058613212011A70.77568A6871.276110927A80.2428310819169A691.024446744770rm2圆心至轴线交叉点距离Am223.64284247771大轮分锥顶点至轴线交叉点距离Ao2-3.00599162672大轮分锥上中点锥距Rm279.21919448273大轮分锥上外锥距R293.21855774474大轮分锥上齿宽之半0.5bm13.99936326175大轮在平均锥距上工作齿高hm0K76A760.6561909147177A770.4432628231578两侧压力角总和c38查表所得79sinc0.6156614753380平均压力角1981cos0.945518575682tan0.3443276132983A831.287328712784齿顶角与齿根角总和5.664246335785大轮齿顶高系数ha20.17查表所得86大轮齿根高系数hf20.9887大轮中点齿顶高ham2088大轮中点齿根高hfm20.0589大轮齿顶角a20.9629218770790sina20.01680536606491大轮齿根角f24.701324458692sinf20.08196154704193大轮大端齿顶高hae20.2352644242794大端齿根高hfe21.197409470595径向间隙c0.0596大端齿高he21.432673894897大轮大端工作齿高he21.382673894898大轮顶锥角a275.86300164599sina20.96971450037100cosa20.24424124912101大轮根锥角f270.19875531102sinf20.94087341001103cosf20.33875835981104cotf20.36004669301105大轮大端齿项圆直径dae2180.12257425106大端分度圆中心至轴线交叉点距离Akm227.289720908107大轮轮冠至轴线交叉点距离AKe227.06257946108大端顶圆齿顶与分度圆处齿高之差ham1.3728861042109大端分度圆处与根圆处在齿高方向上高度差hmf6.847815728110大轮顶锥锥顶到轴线交叉点距离Aoa2-4.3788777302111大轮根锥顶点到轴线交叉点的距离Aof23.8418241021112A11284.996520091113修正后小轮轴线在大轮回转平面内的偏置角正弦sin0.35295562651114cos0.93564006205115tan0.37723440971116sina10.31695589279117小轮顶锥角a118.47892971118cosa1-0.99885023274119tana10.33418645322120A12010.817947476121小轮顶锥顶点到轴线交叉点的距离Aoa1-0.24505008951122A1220.021353191544123A1231.2232618582A30.99977209854124A12420.690641052A40.9355017565125A1254.4252361493A50.99701886432126A1260.030709528631A6-0.51637169246127A1271.0687014659128A12871.276110927129A129-1.0018368443130A13014.961140039131小轮轮冠到轴线交叉点的距离AKe156.28748960313214.962501006133小轮前轮冠到轴线交叉点的距离Aki186.26473225113456.042439514135小轮大端齿顶圆直径dae137.45724818213682.438897486137在大轮回转平面内偏置角正弦sin0.36390588563138大轮回转平面内偏置角21.340264541139cos0.93143572317140-17.180804821141从小轮根锥顶点到轴线交叉点距离Aof130.1663128121420.2274950245143小轮根锥角f113.14963809144cosf10.97377924286145tanf10.23362073711146允许的最小侧隙jnmin查表所得147允许的最大侧隙jnmax查表所得1480.098766913106149-1.3327996722150大轮安装距65.2185577443.4.4 主减速器准双曲面圆锥齿轮的强度计算 在完成 主减速器齿轮的几何计算之后，要验算其强度，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠地工作。 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。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km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.下表给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。表3-3 汽车驱动桥的许用应力 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最大计算转矩，中的较小者7002800980平均计算转矩210.91750210.9 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和最大附着转矩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。 1）、主减速器准双曲面齿轮的强度计算 1、单位齿长上的圆周力 在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其齿轮上的假定单位压力即单位齿长的圆周力来估算，即 （3-7）式中：作用在齿轮上的圆周力，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。按发动机最大转矩计算： （3-8）式中：发动机输出的最大转矩，在此取； 变速器的传动比，在此为； 主动齿轮节圆直径，在此取。故上式 按最大附着力矩计算： （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； 轮胎与地面的附着系数，在此取； 轮胎的滚动半径，在此取。故上式 以上公式参考1。表3-4 汽车车桥设计表参数 按发动机最大转矩计算时按驱动轮打滑转矩计算时轮胎与地面的附着系数 汽车类别一挡二挡直接挡 轿车 893 536 321 893 085 货车 1429 - 250 1429 085 大客车 982 - 214 - 牵引车 536 - 250 - 065在现代汽车设计中，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高出表的。故上述两种计算方法均符合标准。 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： (3-10)式中： 该齿轮的计算转矩，； 超载系数；在此取； 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当时，在此； 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，当一个齿轮用骑马式支承时取，支承刚度大时取最小值； 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取； 计算齿轮的齿数； 端面模数； 计算弯曲应力的综合系数（或几何系数）。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。按汽车车桥设计的图2-114选取小齿轮的大齿轮。故上式： 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 3、轮齿的表面接触强度计算双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为 （3-11）式中： 主动齿轮计算转矩，； 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取； 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取； 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取； 计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按汽车车桥设计图3-131选取。故上式 由于主、从动齿轮大小几乎相当，所以均满足接触强度要求。3.4.5 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繁重，与传动系其他齿轮比较，具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。所以，多驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求： 1、具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度； 2、轮齿心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易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率； 4、选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。 汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi 用渗碳合金钢制造的齿轮，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，当端面模数时为3245HRC，。 由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，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。3.4.6 主减速器轴承的计算 影响主减速器轴承使用寿命的主要外因是他的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，首先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。 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。 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。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算： （3-12）式中：发动机最大转矩，在此取；，.变速器在各挡的使用率，可参考汽车车桥设计表3-41选取；，.变速器各挡的传动比； ，.变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考1设计表3-41选取故上式对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径，根据1式3-74所示：、经计算、 1、齿宽中点处的圆周力根据汽车车桥设计式3-72所示：齿宽中点处的圆周力为 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见； 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。故上式可得出主减速器主动齿轮赤宽中点处的圆周力： 2）、双曲面齿轮的轴向力和径向力 主动齿轮受力情况如下图所示 图3-2 双曲面齿轮受力图如图3-2，主动双曲面齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，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