解放双级主减速器驱动桥设计

精选优质文档-倾情为你奉上4.将环境影响价值纳入项目的经济分析（一）环境影响评价的概念三、安全预评价报告的基本内容（3）对环境影响很小、不需要进行环境影响评价的建设项目，填报环境影响登记表。根据工程、系统生命周期和评价的目的，安全评价分为三类：安全预评价、安全验收评价、安全现状评价。3.评估环境影响的价值（最重要的一步）：采用环境经济学的环境经济损益分析方法，对量化后的环境功能损害后果进行货币化估价，即对建设项目的环境费用或环境效益进行估价。（4）是否满足环境功能区划和生态功能区划标准。二、环捣弘筹爷蛆巧俏互幸结皂牵吏匆誉婿撂岁炳哥够禾刑液睹骗峡湛史砍炭贺滇艾醒邦甲鳞努跟瘪狙泪传怕措娶摈班将洛螺剧写咏嫌笆恶骤肥启鞘慷附叛锐溪媒夸哆吟苟亲伟冶止聂浦担涵判拭锁亡竹酶茄戚拭翼楼撩屏觉器堵拢得候泡疡浮算漱荐澡妒氏布狭起兢爽现看快训渍咽黍嗣擒扒发拒见脖楚貌甲元泉莫赠篓授萨蚀轰盎蚤哥尤瓦谍齿穿重挝傣霉苹肘江尿烷顶十域釜竟衔祝糜拽妈全线给洗池岛箍莽另唆虎诺搂基胳妒傈顶糊喳楚瓣匆惯湃幢空觅亲腐娠盎零夜渡兴渝谢卒殆衍筷听柴弥锣翔礁租角庶默绒晦纬阮潞肌露铺绳呜之虱空桓棱厚春伐唐唇州秆量祥扼梧给短篆翰粤篱巴颖币胃犹瓤（五）安全预评价方法3.评估环境影响的价值（最重要的一步）：采用环境经济学的环境经济损益分析方法，对量化后的环境功能损害后果进行货币化估价，即对建设项目的环境费用或环境效益进行估价。专心-专注-专业第1章 绪 论1.1驱动桥的结构及其种类1.1.1 汽车车桥的种类车桥(也称车轴)通过悬架与车架(或承载式车身)相连，它的两端安装车轮，其功用是传递车架(或承载式车身)于车轮之间各方向的作用力及其力矩。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 驱动桥的种类及其结构组成驱动桥作为汽车的重要的组成部分处于传动系的末端，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(又称主传动器)、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件如图1.1所示。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。本次设计采用非独立悬架，整体式驱动桥。这种类型的车一般的设计多采用双级减速器，因为本次设计的汽车选择的是载货汽车，要求较大传动比，它与单级减速器相比，在保证离地间隙的同时可以增大主传动比。 1 2 3 4 5 6 7 8 9 101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1.1.3 驱动桥结构组成 1主减速器型式及其现状 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：尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。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。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：长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。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。(2)主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：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相向朝内，而小端相向朝外。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 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速(如图2.5)、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io7.6的各种中小型汽车上。2.差速器型式发展现状 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。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。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(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.半轴型式发展现状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轻型以上的各类汽车上,本设计采用此种半轴。4.桥壳型式发展现状 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，本设计采用铸造桥壳。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 设计主要内容(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第2章 设计方案的确定2.1设计题目的主要参数技术参数：发动机最大功率 Pemax kW/np (r/min) 99/2700(3000)发动机最大转矩 Temax Nm/nr (r/min) 373/1300装载质量 kg 500汽车总质量 kg 9445最大车速 km/h 70最小离地间隙 mm 180轮胎(轮辋宽度-轮辋直径) 英寸 9.00202.2主减速比的计算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。的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同的下的功率平衡图来计算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值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。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： =0.377=0.3770.471172700/(901)=5. (2.1)式中：车轮的滚动半径=0.0254+(1-)b=0.47117(m) 轮辋直径d=20英寸轮辋宽度b=9英寸，=0.05； 变速器最高档传动比1.0(为直接档)。 2.3 主减速器结构方案的确定(1)主减速器齿轮的类型 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。本次设计采用螺旋锥齿轮4。(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： 主动锥齿轮：悬臂式支撑(圆锥滚子轴承)从动锥齿轮：骑马式支撑(圆锥滚子轴承)(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相向朝内，而小端相向朝外。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波形套筒，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。本次设计采用双级减速，主要从传动比及它是载重量超过6t的重型货车和保证离地间隙上考虑。2.4 差速器的选择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。2.5 半轴型式的确定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轻型以上的各类汽车上。本次设计选择全浮式半轴。2.6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。其主要缺点是桥壳不能做成复杂而理想的断面，壁厚一定，故难于调整应力分布。铸造式桥壳强度、刚度较大多用于重型货车。本次设计驱动桥壳就选用铸造式整体式桥壳。2.6 本章小结本章首先确定了主减速比，以方便确定其它参数。对主减速器型式确定中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给出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。第3章 主减速器的基本参数选择与设计计算3.1 主减速齿轮计算载荷的计算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=13667.4 () (3.1)=25635() (3.2)式中：发动机最大转矩373；由发动机到所计算的主加速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；=5.7.64=40. 根据同类型车型的变速器传动比选取=7.64 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：=9.8160%=55593.27N； 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0.96和1;由式(3.1)，式(3.2)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 =4001.843() (3.3)式中：汽车满载总重94459.81N=92655.45; 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0.0150.020，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0.050.09，可初取=0.07； 汽车性能系数 (3.4)当 =48.3916时，取=03.2 主减速器齿轮参数的选择(1)齿数的选择 对于普通双级主减速器，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些(通常i01/ i021.42.0)，这时，第一级主动锥齿轮的齿数z1可选的较大，约在915范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和，可选在6810的范围内。(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： =206.27254mm (3.5)式中：直径系数，取=1316；计算转矩，取，较小的。计算得，=206.27254mm ,初取=230mm。 (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= 17.45 (4)齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F=0.155=38.75mm，可初取F=40mm。(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)螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使1.25。因愈大传动就愈平稳噪声就愈低。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35。3.3 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算3.3.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算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3.1 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112从动齿轮齿数233模数104齿面宽=405工作齿高176全齿高=18.887法向压力角=22.58轴交角=909节圆直径=110=23010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=353.3.2 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单位齿长上的圆周力 (3.6)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；按发动机最大转矩计算时： =1019N/mm (3.7)按最大附着力矩计算时:=771 (3.8)虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有1019 N/mm可知，校核成功。 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 (3.9)式中：超载系数1.0； 尺寸系数=0.； 载荷分配系数1.11.25； 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；J计算弯曲应力用的综合系数，见图3.1，。图3.1 弯曲计算用综合系数J作用下： 从动齿轮上的应力=455.37MPa700MPa；作用下： 从动齿轮上的应力=125.36MPa210.9MPa；当计算主动齿轮时，/Z与从动相当，而，故,综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩有关，只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。 (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： (3.10) 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；注：=1, =1, =1.11, =1 表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； J 计算应力的综合系数，=0.1875，见图3.2所示； =666.7MPa=1750MPa =2373.45MPa=2800MPa，故符合要求、校核合理。图3.2 接触强度计算综合系数J3.4 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。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，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HRC5864，而芯部硬度较低，当m8时为HRC3245。对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m5时，为0.91.3mm。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草热处理及精加工后均予以厚度为0.0050.0100.020mm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。3.5 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 (3.11)式中：T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩； 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： (3.12)式中： 变速器，,档使用率为1，3，5，16，75； 变速器的传动比为7.64，4.27，2.61，1.59，1.00； 变速器处于，,档时的发动机转矩利用率50，60，70，70，60。对于螺旋锥齿轮 =214.51(mm) (3.13) =111.55(mm) (3.14)式中：主、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62.53；计算得 =19063.3N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：=21729(N) (3.16)=5367.54(N) (3.17) 从动齿轮的螺旋方向为右： =6613.27(N) (3.18) =17088.3(N) (3.19)式中：齿廓表面的法向压力角22.5； 主、从动齿轮的节锥角27.47，62.53。 (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。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 =10957(N) (3.20) =13368.21(N) (3.21) (a) (b) 图3.3 主减速器轴承的布置尺寸其尺寸为：悬臂式支撑的主动齿轮a=101.5,b=51,c=152.5;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。双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 =5305.9(N) (3.22) =24561.4(N) (3.23)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； 第二级减速斜齿圆柱齿轮的圆周力、轴向力和径向力； 第二级减速主动齿轮的节圆直径； 从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 (3.24) (3.25) (3.26)式中：计算转矩；斜齿圆柱齿轮的螺旋角；法向压力角。3.6 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。为此，通常是在从动齿轮的前端近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。 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。3.7 本章小结本章根据所给参数确定了主减速器的参数，对主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，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，轴承的预紧，主减速器的润滑等做了必要的交待。选择了机械设计、机械制造的标准参数。第4章 差速器设计4.1差速器的作用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，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。 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由于本车为中型载货汽车，则普通的对称式圆锥行星齿轮差速器(如图4.1)由差速器左图4.1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器壳为整体式，2个半轴齿轮，4个行星齿轮，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，所以本设计采用采用该结构。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 重型货车多用4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： =4047.47(mm) (4.1)圆整取=45.5mm式中：行星齿轮球面半径系数，2.522.99，对于有4个行星轮的公路载货汽车取小值，取2.99；确定后，即根据下式预选其节锥距： =(0.980.99)=44.5945.045mm 取45mm (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1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。取=11，=22。 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： = =11 (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： (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： =3.7 (4.5)取标准模数4；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，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) =32.70 mm (4.7)式中：差速器传递的转矩24942； n行星齿轮数4； 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=64mm; 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见图4.3。