机械毕业设计（论文）-前置后驱二轴中型汽车驱动桥的设计（全套图纸）

本科毕业设计（论文）前置后驱二轴中型汽车驱动桥设计作 者 ： 指导教师 ： 学科、专业：车辆工程沈阳理工大学应用技术学院2011年12月20日 全套CAD图纸加153893706摘要驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于客车显得尤为重要。本设计在满足各项设计参数要求的前提下，依据相关标准，在零部件、材料、结构工艺形式等方面，采用先进的工艺处理手段，行星齿轮轴采用表面采用纳米SiC复合化学镀。借助AutoCAD辅助设计。其设计部分包括：主减速器，差速器设计，半轴设计、行星齿轮轴设计以及零部件参数设计等内容。本文对驱动桥的设计过程进行了论述，采用准双曲面齿轮主减速器，行星齿轮差速器，钢板冲压焊接整体式桥壳。本设计的参数计算部分借助EXCEL计算，方便后期优化设计。关键词：驱动桥 主减速器 行星齿轮轴 AutoCAD EXCELAbstractThe driving axle takes automobile one of four big units, its performance quality immediate influence complete bikes performance, but appears regarding the passenger car especially important.In all the design parameters of meet the premise，according to the relevant standards, In the parts and components, materials and structure technology form etc use the advanced technology processing method. The surface of pinion shaft using nanometer SiC composite electroless plating.Using AutoCAD to assist design. Its design part includes: the final drive design, differential design, axle shafts design and pinion shaft design and the parts and components of parameter design, etc.The drive axle of the design process are discussed in this paper. The hypoid spiral bevel gear, planetary gear differential and stamping steel welding integral drive axle shell.My design parameters are calculated part with EXCEL calculation, so convenient later optimization design.Keywords: drive axle ;final drive; pinion shaft; AutoCAD;EXCEL目录摘要Abstract第1章 绪论11.1驱动桥概述11.2驱动桥形式及选择2第2章 主减速器设计42.1主减速器结构方案分析42.2主减速比及计算载荷的确定52.2.1主减速比i0的确定52.2.2主减速齿轮计算载荷的确定62.3主减速器齿轮主要参数的确定82.3.1主、从动齿轮齿数的确定82.3.2齿面宽的确定82.3.3双曲面齿轮的偏移距E、偏移方向和旋向的确定82.3.4螺旋角的确定102.3.5圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸设计112.4主减速器齿轮强度计算212.4.1单位齿上的圆周力212.4.2轮齿的弯曲强度计算222.4.3轮齿的接触强度计算232.5主减速器锥齿轮的轴承载荷计算242.5.1主动锥齿轮的支撑形式242.5.2从动锥齿轮的支撑形式252.5.3轴承载荷计算校核252.6主减速器齿轮材料及热处理30第3章 差速器设计313.1差速器机构方案分析313.2差速器齿轮主要参数的计算323.3差速器齿轮几何尺寸的计算343.4差速器齿轮强度计算373.5行星齿轮轴工艺设计38第4章 半轴及桥壳设计394.1半轴的设计计算394.1.1半轴的形式394.1.2半轴杆部直径的初选394.1.3半轴的强度计算404.1.4半轴结构设计及材料与热处理404.2桥壳的设计40结论 42致谢 43参考文献 44 IV第1章 绪论1.1. 驱动桥概述驱动桥位于传动系统的末端，其基本功用是增大由传动轴传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，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,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，驱动桥主要有主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和驱动桥壳等部件组成1。对于各种不同类型的和用途的汽车，正确的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，乃是设计者必须首先解决的问题。在汽车总体设计时，从整车性能出发确定了驱动桥的传动比，然而用什么型式的驱动桥，什么结构的主减速器和差速器等在驱动桥设计时要具体考虑的，绝大多数的发动机在汽车上是纵置的，为使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩的方向，同时根据车辆的具体要求解决左右车轮的扭矩分配，如果是多桥驱动的汽车亦同时要考虑各桥间的扭矩分配问题。整体式驱动桥一方面需要承担汽车的重荷，另一方面车轮上的作用力以及传递扭矩所产生的反作用力矩皆由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的刚度和强度，以保证机件可靠的工作。驱动桥还必须满足通过性及平顺性的要求。对驱动桥的基本要求可以归纳为2：1、 所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2、 差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外还应能将转矩平稳而连续不断的传递给左右驱动车轮。3、 当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力。4、 能承受和传递路面和车架或车厢间的铅垂力、纵向力和横向力，以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。5、 驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应尽量减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性。6、 轮廓尺寸不大，以便于汽车总体布置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应。7、 齿轮与其它传动件工作平稳，无噪声。8、 驱动桥总成及零部件设计应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。9、 在各种载荷及转速工况下都有较高的传动效率。10、 结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易。由于后桥结构基本已经固定，在后桥设计中需要改进的问题主要有：齿轮传动的噪声、振动；半轴的可靠性设计；后桥壳的应力分析；双曲面齿轮的设计方法等。1.2. 驱动桥型式及选择驱动桥分两大类：断开式驱动桥和非断开式驱动桥。驱动桥型式与整车有非常密切的关系。根据整车的通过性、平顺性以及操纵稳定性对悬架结构提出了要求，如悬架选择了合适的结构型式，而驱动桥的结构也必须与悬架相适应。因此，驱动桥的选型应从汽车的类型、使用条件和生产条件出发，并和其他各部件的结构型式与特性相适应，以保证汽车达到预期性能要求。由于本设计中所设计的车型采用了EQD6102-1型底盘，由行驶条件及成本出发，采用非独立悬架及非断开式驱动桥。这种型式驱动桥在汽车，尤其是中型客车上应用相当广泛。它主要优点是：结构简单、制造工艺性好、成本低、可靠性高、维修调整容易等。本次设计由经济性及低成本等因素考虑，采用非断开式驱动桥，单级主减速器，双曲面齿轮传动，普通对称式圆锥行星齿轮差速器，全浮式半轴，整体式桥壳。1主减速器 2套筒 3差速器 4、7半轴 5调整螺母6调整垫片 8桥壳图1.1 非断开式驱动桥第2章 主减速器设计1.2.2.1. 主减速器结构方案分析主减速器的结构型式，主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装方法以及减速型式的不同而异。驱动桥主减速器为适应使用要求发展多种结构型式：如单级主减速器、双级主减速器、和单级主减速器加轮边减速等。本设计从前置后驱二轴中型汽车的结构和经济性考虑，采用单级主减速器。在现代汽车的驱动桥上，主减速器齿轮采用得最广泛的是“格里森”（Gleason）制或“奥利康”（Oerlikon）制得螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。由于双曲面齿轮得螺旋角较大，则不产生根切得最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。同时双曲面齿轮传动平稳噪声小、负荷大、结构紧凑等优点，所以本次设计采用双曲面齿轮传动。表2-1基本参数项目名称单位参数质量参数整车整备质量Kg2320前轴1392后轴928最大总质量7800前轴2800后轴5000发动机型式水冷、直列六缸、直喷式、柴油发动机型号EQD6102-1标称功率KW88标称功率转速r/min2800最大转矩N/m343最大转矩转速r/min1600变速器形式三轴,5档变速器速比一档5.731；二档3,368；三档2.192；四档1.466；五档1.0；倒档7.66轮胎轮辋规格5.50F-16等厚辐盘式车轮轮胎规格8.25-16 12层级轮胎，充气压力为530Kpa轮胎滚动半径m0.407878动力性最高车速Km/h95原地起步换挡加速到90Km/h的时间s65直接档由30Km/h加速到90Km/h的时间70爬坡度202.2. 主减速比及计算载荷的确定2.12.22.12.22.2.1. 主减速器比i0的确定3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油经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。i0=0.377rrnpvamaxigh（2-1）式中：rr车轮的滚动半径 0.407878mnp最大功率时发动机的转速 2800r/minvamax最高车速 95Km/high 变速器最高档传动比1带入式2-1得i0=4.5321.3.1 1.3.2 2.12.22.2.12.2.2. 主减速齿轮计算载荷的确定3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（Tce、Tcs）的较小者，作为载货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载荷。根据平均牵引力的值来确定主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tcm，作为主减速齿轮疲劳损坏的依据。1.2.2.2.2.1 主减速器从动齿轮计算载荷的确定（1） 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮计算转矩TceTce=TemaxiTLK0TN（2-2）式中：Temax发机最大转矩，Temax343 Nm。N驱动桥数目，N=1。iTL由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传系最档传动比，iTLi1i0=25.97。T上述传动部分传动效率，取T0.9。K0离合器产生冲击载荷时超载系数 ，K0=1。带入式2-2得Tce= 8017.865 Nm（2） 按驱动轮打滑确定从动齿轮计算转矩 TcsTcs=G2rrLBiLB（2-3）式中：G2满载时一个驱动轮上的静载荷系数 ，G2=50009.8= 49000N。轮胎与路面间的附着系数，取0.85。rr车轮的滚动半径，rr=0.407878m。lB、ilB分别为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，本设计无轮边减速器取lB0.95、 ilB1。带入式2-3得Tcs =17882.23 Nm由上述计算得主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷取TC=Tce=8017.865 Nm。当计算主减速器主动齿轮时，只需将式（2-2）和（2-3）分别除以该对齿轮的减速比及传动效率。2.2.2.2 按正常持续使用计算，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩TcmTcm=Ga+GTrriLBLB(fR+fH+fP)(2-4)式中：Ga汽车满载总重量，Ga=76440 N。GT所牵引的挂车满载总重量，N，GT=0。fR道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR0.0100.015；载货汽车取0.0150.020；越野汽车取0.0200.035；该车取0.01。fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；长途公共汽车取0.060.10，越野汽车取0.090.30。该车取0.06。fP汽车或汽车列车的性能系数：fP=110016-0.195(Ga+GT)Temax.（2-5）当0.195(Ga+GT)Temax16时，取fP=0经计算，本设计取fP=0带入式（2-5）得Tcm=2297.34Nm2.2.2.3 主动锥齿轮的转矩计算23TZ=Tci0t=8017.8650.954.532=1863.281 Nm.(2-6)TZm=Tcmi0t=3610.1070.954.532=838.507 Nm.(2-7)式中：Tz主减速器主动锥齿轮计算转矩。Tzm主减速器主动齿轮平均计算转矩。Tc主减速器从动齿轮计算转矩。Tcm主减速器从动齿轮平均计算转矩。i0主减速比。t主减速器机械传动效率。2.3. 主减速器齿轮主要参数的确定1.2.2.1.2.2.2.3.2.3.1. 主、从动齿轮齿数的确定34对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数Z1取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。一般Z1可取712，为了磨合均匀主、从动齿轮的齿数Z1、Z2之间应避免有公约数，为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和应不少于40。查汽车设计课程设计指导书表4-54Z19 Z2i0Z1=40.788取41，实际传动比为4.555，Z1+Z2=5040符合要求。从动齿轮节圆直径及端面模数的确定根据从动锥齿轮的计算转矩，按经验公式d2=Kd23Tc.(2-8)式中：d2从动锥齿轮的节圆直径，。kd2直径系数，kd2=1316。Tc计算转矩，Tc=8017.865 Nm。根据该式可知从动锥齿轮大端分度圆直径的取值范围为260.193mm320.238mm。本设计取 d2280mm。从动锥齿轮大端模数 md2/Z2=6.8，取m72.3.2. 齿面宽的确定 汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F（mm）推荐为3：F0.155d243.4mm（2-9）式中：d2从动齿轮节圆直径，280mm。并且F要小于10m=70,考虑到齿轮强度要求取F=44mm。2.3.3. 双曲面齿轮的偏移距E、偏移方向和旋向的确定轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A0的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 2的20%)；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A0的20%（或取E值为d：的10%12%，且一般不超过12%）。传动比愈大则正也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径d2的2030。但当E大干d2的20时，应检查是否存在根切3。本设计取E为33mm，下偏移，主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。图2-1 双曲面锥齿轮传动偏移距(a)、(b)主动齿轮轴线下偏移 （c）、（d）主动齿轮轴线上偏移图2-2 双曲面锥齿轮传动偏移方向2.3.4. 螺旋角的确定3 螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的，“格里森”制推荐用下式，近似预选主动齿轮螺旋角的名义值：1=25+5Z2Z1+90Ed2(2-10)式中:1主动齿轮名义螺旋角的预选值。 Z1、Z2主、从动齿轮齿数，9、41。 d2从动齿轮节圆直径 280mm。E双曲面齿轮的偏移距33 mm。带入式（2-10）得1=46.29，取46。2.3.5. 圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸设计35表2-2 圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算用表5 mm序号名称计算说明计算结果（1）*小齿轮齿数Z19（2）*大齿轮齿数Z241（3）齿数比的倒数Z1/Z20.219512（4）*大齿轮齿面宽度F44（5）*小齿轮轴线偏移距E33（6）*大齿轮分度圆直径d2280（7）*刀盘名义半径参考3表9-495.25（8）小齿轮螺旋角的预选值146（9）2正切值tan11.035530（10）初选大齿轮分锥角余切值cotr2i=1.2(3)0.263414（11）r2i的正弦值sinr2i0.967014（12）初定大齿轮中点分度圆半径Rm2=6-4(11)2.0118.7257（13）大小齿轮螺旋角差值之正弦值sini=5(11)(12)0.268783（14）i的余弦值cosi0.963201（15）初定小齿轮的扩大系数(14)+(9)(13)1.241534（16）小齿轮中点分度圆半径换算值(3)(12)26.06172（17）初定小齿轮在齿宽中点处的分度圆半径Rm1=15(16)32.35651（18）轮齿收缩系数TR=0.021+1.061.24（19）近似计算公法线在大齿轮轴线上的投影(12)(10)+(17)483.0755（20）大齿轮轴线在小齿轮回转平面内偏置角正切tan=(5)(19)第一次试算第二次试算第三次试算0.0683120.0751430.078896（21）角余弦值cos=1.0+(20）21.0023311.0028191.003107（22）角正弦值sin=(20)(21)0.0681530.0749680.078652（23）大齿轮轴线在小齿轮回转平面内的偏置角3.907784.299384.51109（24）初算大齿轮回转平面内偏置角正弦值sin2=5-17(22)(12)0.2593770.2575200.256516（25）2角正切值tan20.2685680.2665090.265396（26）初算小轮分锥角正切tan1 =(22)(25)0.2537640.2812960.296357（27）1 角余弦值cos1 0.9692780.9626390.958782（28）第一次校正螺旋角差角2的正弦sin2=(24)(27)0.2675980.2675150.267544（29）2角余弦值cos20.9635310.9635540.963546（30）第一次校正后小齿轮螺旋角的正切值tan1 =15-(29)(28)1.0388831.0391191.039037（31）扩大系数修正量(28)9-(30)-0.000897-0.000960-0.000938（32）大轮扩大系数修正量的换算值331-0.000197-0.000211-0.000206（33）校正后大轮分偏置角正弦sin1=24-22(32)0.2593900.2575360.256532（34）1角正切tan10.2685830.2665260.265414（35）校正后小齿轮分锥角正切tan1=(22)(34)0.2537500.2812780.296337（36）*小齿轮分锥角114.238315.710116.5065（37）1角余弦cos10.9692810.9626440.958788（38）第二次校正螺旋角差值1的正弦sin1=(33)(37)0.2676110.2675300.267559（39）1值115.522215.517315.5191（40）1角的余弦cos10.9635270.9635500.963541（41）第二次校正后螺旋角差值的正切值tan1=15+31-(40)(38)1.0354961.0354881.035491（42）*1的值应接近(8)145.999145.998845.9989（43）1的余弦cos10.6946700.6946730.694672（44）*确定大齿轮螺旋角22=42-(39)30.476830.481530.4789（45）2的余弦cos20.8618350.8617930.861816（46）2的正切tan20.5885000.5886100.588549（47）大齿轮分锥角的余切cot2=(22)(33)0.2627430.2910970.306597（48）*2的值275.278773.769972.9546（49）2的正弦sin20.9671730.9601470.956073（50）2的余弦cos20.2541180.2794960.293129（51）17+12(32)(37)33.3578433.5861033.72180（52）(12)(50)467.2070424.7850405.0288（53）两背锥之和51+(52)500.5648458.3711438.7506（54）大齿轮分锥距在螺旋线上中点切线方向投影124549105.7949106.5639107.0208（55）小齿轮分锥距在螺旋线上中点切线方向投影43513591.3209582.9476879.05051（56）极限齿形角正切负值-tan01=4155-46(54)(53)0.0645310.0505410.042995（57）极限齿形角负值-013.692242.893322.46192（58）01的余弦cos010.9979240.9987250.999077（59）41(56)(51)0.0020010.0015580.001320（60）46(56)(52)0.0000810.0000700.000062（61）54559661.2918839.2288460.049（62）54-(55)(61)0.0014980.0026720.003306（63）59+60+(62)0.0035800.0043000.004688（64）41-(46)(63)124.8592103.925195.33746（65）齿线中点曲率半径rd=(64)(58)125.1189104.057895.42554（66）rd与rd比值(7)(65)0.7612760.9153570.998160（67）350；1.0-(3)左0.064345右0.780488（68）(5)(34)-1735；35(37)左114.7456右0.284124（69）37+40(67)左1.020787（70）R圆心至轴线交叉点的距离zm=49(51)32.23929（71）*大齿轮分锥顶点至轴线交叉点的距离z=1247-704.161653（72）大齿轮分锥上中点锥距Am=(12)(49)124.1806（73）*大齿轮节锥距A0=0.5(6)(49)146.4323（74）大齿轮分锥上齿半宽73-(72)22.25170（75）大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高hm=k12(45)(2)9.483290（76）12(46)(7)0.733605（77）(49)(45)-(76)0.375765（78）轮齿两侧压力角的总和1=2倍平均压力角342.5（79）1角正弦sin10.675590（80）平均压力角12=(78)221.15（81）平均压力角余弦值cos120.932639（82）平均压力角正切值tan120.386871（83）(77)(82)0.971293（84）双重收缩齿齿根角总和（）D=10560(83)(2)250.1672（85）大齿轮齿顶高系数Ka0.170（86）大齿轮齿根高系数Kb=1.150-(85)0.98（87）大齿轮齿面宽中点处的齿顶高hm2=75(85)1.612159（88）大齿轮齿面宽中点处的齿根高hm2=7586+0.059.343624（89）*大齿轮齿顶角2=84(85)42.5286（90）sin20.012371（91）*大齿轮齿根角2=84-(89)207.639（92）sin20.060363（93）*大齿轮大端齿顶高h2=87+74(90)1.887435（94）*大齿轮齿根高h2=88+74(92)10.68680（95）*径向间隙C=0.15075+0.051.472494（96）*大齿轮齿全高h=93+9412.57424（97）*大齿轮齿工作高hg=96-(95)11.10175（98）*大齿轮的面锥角02=48+(89)73.6634（99）sin020.959626（100）cos020.281280（101）*大齿轮的根锥角R2=48-(91)69.4940（102）sinR20.936636（103）cosR20.350305（104）cotR20.374004（105）*大齿轮外圆直径d02=93(50)0.5+(6)281.1065（106）大齿轮大端分度圆中心线至轴线交叉点的距离70+74(50)38.76191（107）*大齿轮外援至小齿轮轴线的距离X02=106-93(49)36.95738（108）7290-(87)(99)-0.079115（109）7292-(88)(102)-1.972709（110）*大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离Z0=71-(108)4.240768（111）*大齿轮齿根锥顶点至小齿轮小齿轮轴线的距离ZR=71+1092.188944（112）12+70104130.7833（113）修正后小齿轮轴线在大齿轮回转平面内的偏置角正弦sin=(5)(112)0.252325（114）角的余弦cos=1-(113)20.967643（115）角的正切tan=(113)(114)0.260762（116）小齿轮面锥角正弦sin01=103(114)0.338970（117）*小齿轮面锥角0119.8141（118）cos010.940797（119）tan010.360300（120）102111+(95)(103)9.927742（121）*小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离G0=5113-(120)(114)-1.654553（122）tan=38(67)左(69)0.016866（123）；cos0.966260.999858（124）=39-(123)左;cos14.55280.967916（125）1=117-36;cos13.30760.998334（126）-+113(67)右-(68)右-0.087187-0.481061（127）(123)右(124)右1.033001（128）(68)左+87(68)右115.2037（129）(118)(125)右0.942367（130）74(127)22.98603（131）*小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离BR=128+130129+75(126)左136.0382（132）4127-(130)22.46601（133）*小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离B1=128-132129+75(126)右89.47043（134）121+(131)134.3836（135）*小齿轮的外圆直径d01=119(134)0.596.83682（136）70(100)(99)+(12)128.1755（137）sin0=(5)(136)0.257459（138）014.9193（139）cos00.966289（140）99110+(95)(100)19.70295（141）*小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离GR=5137-(140)(139)-11.59778（142）sinR1=100(139)0.271798（143）*小齿轮根锥角R115.7713（144）cosR10.962354（145）tanR10.282431（146）*最小齿侧间隙允许值Bmin0.168（147）*最大齿侧间隙允许值Bmax0.232（参考3表9-11）（148）90+(92)0.072734（149）96-4(148)9.373944（150）在节平面内大齿轮内锥距Ai=73-(4)102.4323注：1、计算说明中（1）、（2）、（3）表示第（1）、（2）、（3）计算的结果。2、序号上带*的是生产图纸上需要的参数。3、第（65）项求得的齿线曲率半径与第(7)项选顶的刀盘半径之差不应超过的1%，否则要重新试算第(20)项至第(65)项。图23 双曲面齿轮副的安装尺寸(括号内的数字为表2-2中计算步骤序号，即应将该序号下的计算结果标在图上)。2.4. 主减速器齿轮强度计算231.2.2.1.2.2.2.3.2.4.2.4.1. 单位齿上的圆周力1.2.2.1.2.2.2.3.2.4.2.4.1.p=PF（2-11）式中：p单位齿长上的圆角力，Nmm。P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Teamx和最大附着力矩两种载荷工况进行计算。F从动齿轮的齿面宽，mm。按发动机最大转矩计算时：p=2kdTemaxkigifnd1F103.(2-12)式中：Temax发动机最大转矩，343 Nm；ig变速器传动比，常取1档及直接档进行计算kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1。k液力变矩器变矩系数，K=1。if分动器器传动比，if=1。变速器传动效率，=0.97。n计算驱动桥数，1。d1主动齿轮节圆直径，61.463mm。F从动齿轮的齿面宽，44mm1档：ig=5.731。带入式（2-12）得p =1410.1322MPa。直接档：ig=1.0。带入式（2-12）得p =246.0534MPa。表2-3 单位齿长上的圆周力许用值p参数汽车类别按发动机最大转矩计算按最大着力矩计算附着系数1档2档直接档乘用车8935363218930.85商用车货车14292501429客车982214目前，由于技术的进步，可在上述许用值的基础上增加10%25%，从上可知设计的齿轮符合要求。2.4.2. 齿轮的弯曲强度计算w=2TjK0KsKmKvFzm2J103 .（2-13） 式中：Tj齿轮的计算转矩 Nm； K0超载系数，取 K01； Ks尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m1.6mm时，Ks=4m25.4 。 Km载荷分配系数，取Km1.10。Kv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Kv1。F计算齿轮的齿面宽度。Z计算齿轮的齿数。m端面模数 mm。J计算弯曲应力用的综合系数。图24 弯曲计算用综合系数J主动齿轮的弯曲强度校核：Tj=1965.741 Nm；Z=9；Ks=0.7245；J=0.305；F=45；m=7带入式（2-13）得w=517.65MPa=780MPa。从动齿轮的弯曲强度校核：Tj=8017.865 Nm；Z=41；Ks=0.7245；J=0.266；F=44带入式（2-13）得w=543.51MPa=700MPa。经计算主减速器齿轮弯曲强度满足要求。2.4.3. 齿轮的接触强度计算j=Cpd12T1maxK0KsKmKfKvFJ1033T1T1max .(2-14) 式中：T1、T1max分别为主动齿轮的平均转矩和计算转矩 Nm。 Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2/mm。 d1 主动齿轮的节圆直径 mm。 K0、Kv 、Km 见式（2-13）说明。 Ks尺寸系数，可取 Ks1。 Kf 表面质量系数，对于制造精密的齿轮可取 Kf1。 F齿面宽 mm，取齿轮副中较小的。 J计算弯曲应力用的综合系数。图22 接触强度计算用综合系数JT1=885.09；T1max=1965.741；d1=61.463；F=44；J=0.13带入式（2-14）得j=2522.08MPa=2800MPa。主从动齿轮的接触应力是相同的，许用接触应力为2800 Mpa。满足条件要求。2.5. 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算61.2.2.1.2.2.2.3.2.4.2.5.2.5.1. 主动锥齿轮的支承形式主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式和跨置式支承两种,本设计采用跨置式支撑。（a）悬臂式支撑 （b）跨置式支撑图23 主减速器主动齿轮的支撑形式2.5.2. 从动锥齿轮的支承形式从动锥齿轮固结于差速器总成，通过一对圆锥滚子轴承支撑，两轴承大端相对，以减少c+d增加支撑刚度，但是c+d70%d2（d2为主减速器从动齿轮分度圆直径）,一边给布置支撑筋留有足够的空间。2.5.3. 轴承载荷计算校核36本设计先根据结构设计选定轴承型号，然后验算轴承寿命。在计算轴承之前要先求出作用在轴上的力和轴承上的反力，这样就要先求出作用在齿轮上的力。锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。2.5.3.1. 齿宽中点处的圆周力FF=2Tdm.（2-15）式中：T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩见式（2-16）。dm该齿轮齿宽中点分度圆直径。T1d=Temax31100fg1(ig1fT1100)3+fg2(ig2fT2100)3+fg3(ig3fT3100)3+.（2-16）式中：Temax发动机最大转矩，Nm。fg1、fg2、fg3、，fgR变速器1、2、3，倒档利用率。ig1、ig2、ig3、，igR变速器1、2、3，倒档传动比。fT1、fT2、fT3、，fTR变速器处于1、2、3，倒档发动机的转矩利用率。经计算，T1d=513.188Nm，查表2-2得dm=64.71262mm，带入式（2-15）得F1=15.86KN对于双曲面齿轮传动有P1=P2cos1/cos2，查表2-2得cos1=0.694672，cos2=0.861816所以F2=19.68 KN2.5.3.2. 锥齿轮的轴向力和径向力计算本次计算选用的主动齿轮为左旋，被动齿轮为右旋。当汽车前进时，主动齿轮顺时针方向旋转，（从小轮轴大端看），从动小齿轮顶看为逆针方向。以下计算以小轮左旋，逆时针方向旋转作为计算依据，公式中计算结果正负含义见图2-4所示。：轮齿表面法向压力角 ：齿宽中点处螺旋角 ：节锥角 P：齿宽中点处圆周力图24 主减速器主动齿轮受力简图表2-4 齿面上轴向力和径向力计算公式表主动小齿轮轴向力径向力螺旋方向旋转方向右顺时针主动齿轮Fap=Fcos(tansin-sincos)从动齿轮FaG=Fcos(tansin+sincos)主动齿轮FRp=Fcos(tancos+sinsin)从动齿轮FRG=Fcos(tancos-sinsin)左逆时针右逆时针主动齿轮Fap=Fcos(tansin+sincos)从动齿轮FaG=Fcos(tansin-sincos)主动齿轮FRp=Fcos(tancos-sinsin)从动齿轮FRG=Fcos(tancos+sinsin)左顺时针注：公式中的节锥角7，在计算主动齿轮受力时用面锥角代之；计算从动齿轮受力时用根锥。计算结果如轴向力为正，表明力的方向离开锥顶，负值表示指向锥顶；径向力是正值，表明力使该齿轮离开相啮合齿轮，负值表明力使该齿轮靠近相啮合齿轮。当计算双曲面齿轮受力时，为轮齿驱动齿廓的法向压力角。本设计选择的是左旋，逆时针方向旋转的主动锥齿轮，把1=2=2115、1=45.9989、2=30.4789、1=o1=19.8141、2=o2=73.6634、F1=15.86KN 、F2=19.68KN，把这些数据代入上表中的合适的公式中，得：主动锥齿轮上的轴向力： Fap=-12.44KN，径向力： FRp=13.92KN从动锥齿轮上的轴向力： FaG=11.78KN，径向力： FRG=-8.62KN 2.5.3.3. 锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所承受的圆周力、轴向力和径向力计算后确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。本设计采用圆锥滚子轴承，根据草图选择轴承A、B为圆锥滚子轴承，其代号均为32012X2。由机械设计手册7查的代号为32012的轴承主要参数为：内径d=60外径D=95，轴承宽度B=22，基本额定动载荷Cr=64.8KN。轴承C、D代号为33013主要参数为：内径d=65mm，外径D=100mm，轴承宽度B=27mm，基本额定动载荷Cr=98KN。轴承E代号为UN306E主要参数为：内径d=30mm，外径D=72mm，轴承宽度B=19mm，基本额定动载荷Cr=49.2KN。图24 轴承布置形式表25 轴承载荷计算公式及计算结果项目公式计算结果/KN轴承A径向力F1(a+b)a2+FRp(a+b)a-FapDm12a258.82135162轴向力Fap-12.44142506轴承B径向力F1ba2+FRpba-FapDm12a238.20291407轴向力00轴承C径向力F2dc+d2+FRGdc+d+FaGDm22(c+d)210.01192481轴向力FaG11.77763796轴承D径向力F2cc+d2+FRGcc+d-FaGDm22(c+d)214.6021288轴向力00注：由设计草图可得，a=39.8mm、b=30mm、c=111.39mm、d=109.08mm、e=42.73mm。2.5.3.4. 轴承型号确定7滚子轴承基本额定动载荷计算：C=fhfmfdfnfTPCr(或CA).（2-16）式中：C 为轴承的基本额定动载荷。P为当量动载荷。fh寿命因数，本设计预计寿命为5000小时。fm力矩载荷因数。fn速度因数，本设计按平均车速计算得从动齿轮转速为260r/min，主动齿轮转速为1182.2r/min。fd冲击载荷因数。fT温度因数。Cr轴承径向基本额定动载荷。Ca轴承轴向基本额定动载荷。查机械设计手册第5版第2篇P7232-P7235得（见表2-6）表26 fhfmfdfnfT21.51.50.341/0.541轴承A：预选型号32012，按式（2-16）计算得C=80.6377KNCr=81.8KN满足设计要求。轴承B：同轴承A。轴承C：预选型号33213，按式（2-16）计算得C=180.5.36KNCr=202KN满足设计要求。轴承D：同轴承C。轴承E：预选型号NU306E。2.6. 主减速器齿轮的材料及热处理8汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其它齿轮相比较，它具有载荷大、作用时间长、载荷变化多等特点。其损坏形式主要有：齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有一下要求：1、有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度及较好的齿面耐磨性。2、轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免轮齿根部折断。3、钢材的锻造、切削与热处理等加工性能好，热处理变形小，以提高产品质量，减少成本并降低废品。本次设计主减速器主、动齿轮材料选用20CrMnTi，齿轮渗碳1.21.5，齿面淬火使其硬度达到5864。第3章 差速器设计1.2.3.3.1. 差速器机构方案分析6根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：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。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，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递给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不相等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。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的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装有差速器。差速器保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足汽车行驶运动学的要求。差速器的结构型式有多种，其主要的结构型式有：对称式圆锥行星齿轮差数器、防滑差速器，