城市SUV驱动桥后桥设计.docx

木科生毕业设计第1章绪1.1概述驱动桥总成概述随若汽车工业的发展及汽车技术的提高，兆动桥的设计，制造工艺都在日益完善。驭动桥也和其他汽车总 成一样，除了广泛采用新技术外，在机构设计中II益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向 发展及生产组织的专业化目标前进。汽车驱动桥位丁传动系的末端,一般由主减速器，差速器，车轮传动 装置和桥壳组成。其基本功用是增扭、降速和改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来 的转矩，并将转矩合理的分前给左右驱动车轮：其次，兆动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力， 纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。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，般越野车多以前桥为转向桥，而 后桥为兆动桥。驱动桥的结构型式与驭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匕 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 断开式驭动桥。驱动桥设计的要求设计兆动桥时应当满足如下基木要求：1）选择适当的主减速比, 以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙， 以满足通过性的要求。2）齿轮及其它传动件丁.作平稳，噪声小。在各种载荷和转速匚况下有较高的传动 效率。3）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路ifli和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件 下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。与悬架导向机构 运动协调。4）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。1.2卯动桥设计方案的确定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我荷，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。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：骑马式支撑（圆锥滚*轴承）从动锥齿轮：骑马式支撑 （圆椎滚子轴承）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J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轴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。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 子轴承需要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 啮合和轴股工作条件，但当预紧力超过某理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取 为以发动机最大转短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，但它主要取决于动力性、经济性等整车性能所要 求的主减速比的大小及驰动桥下的离地间隙、驱动桥的数日及布置形式等。本次设计主要从越野车传动比 及载重量超过2t,保证离地间隙等方面考虑，主减速器采用单级减速即可。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(2.14) (2.15)式中：dim, d 2m主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径：F从动齿轮齿而宽，取F=35； y2从动齿轮的节锥角81.13 ；il算得：P=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:A1 =P cosp(tana- sin y 1 + sin p cosy 1 ) =21729 (N)(2.16)R1 =P cosp(tana cosy 1 - sin p siny 1 ) =5367.54( N)(2.17)从动齿轮的螺旋方向为右：A2 = R2 =P cosp P cosp(tana- sin y 2 - sin p cosy 2 ) =6613.27 (N) (tana-cosy 2 + sin p siny 2 ) =17088.3(N)(2.18)(2.19)式中：a齿廓表面的法向压力角20 o：Y 1 , 7 2主、从动齿轮的节推角8.87o, 81.13 o主减速器轴承载荷的计算轴承的轴向栽荷，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。骑马式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷载荷为1 (Pb)2 + (Rb-0.5Ad1m)2 =10957 (N) a1 RB = ( P c) 2 + ( R c- 0.5 A dim ) 2 =13368.21 (N) a RA =如图3.3 (a)所示轴承A、B的径向(2.20) (2.21)(a)图2.3主减速器轴承的布置尺寸其尺寸为：悬样式支撑的主动齿轮a=101.5. b=51, c=152.5;式中：P齿面宽中点处的圆周力：A主动齿轮的轴向力：R主动齿轮的径向力;d 1md 1m主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径.2.7主减速器的润滑3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 承的涧滑，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靠近主动齿轮处的主 减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将R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，使润滑油山圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴 承前端的回汕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。加汕孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了汕面位置。 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。2.8本章小结本章根据所给基础数据确定了主减速器的参数，进行了主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择， 螺旋锥齿轮的儿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说明。第3章差速器设计3.1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，汽车左右犯动轮间都有差速器，保证了汽车胆动桥西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。差速器作用是分配两输出轴转矩，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。3.2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3.1）由差速器左壳为整体式，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。山丁其结构简单、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3.1中央为普通对称式圆锥行星齿轮差速器3由于差速器壳足装在主减速器从动齿轮I.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 3.2所示。图3.2普通圆锥齿轮差速器的工作原理图1差速器齿轮的基木参数选择（1）行星齿轮数目的选择越野车多用4个行星齿轮。圆锥行星齿轮差 速器的尺寸通常决定（2）行星齿轮球面半径RB （mm）的确定于行星齿轮背而的球而半径RB ,它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆推齿轮的节锥距， 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：R B = K B T j =32.64238.792 （mm）圆馨取R B =38mm式中：B行星齿轮球面半径系数，2.522.99,对于有4个行星轮的越野车 取 2.99； KRB确定后，即根据下式预选其节锥距：A0= （0.98-0.99） R B =37.2437.62mm（3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择取37.5mm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z1 =16, z2=24在任何I列锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数 Z2L.Z2R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：z2L + z2r24 + 24 = =12n4（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定和半轴齿轮的节锥角1 , y 2 ：先初步求出行星齿轮7 1 = arctanzl z2 = 33.8 o ; y 2 =arctan=56.2 o ; z2 z1式中：z1 ,z2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：m=取标准模数3： 2 AO 2Asin y 1 = 0 sin y 2 =3.05 z1 z2式中：AO , z1 ,z2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：d 1 = mz1 = 36mm; d 2 = mz2 = 54mm（5）压力角a目前汽车差速踢齿轮大都选用22。30,的压力角，齿高系数为0.8,最少齿数川,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巾及其深度L的确定行星齿轮安装孔巾 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。L = 1.1。=20.03 （mm）1.1）2 =T0 103 = 364.58mm a c nl（j）=TO . 103 =18.21 mm 1.1a C nl 式中：TO差速器传递的转矩2173.496 N-m ： n行星齿轮数4：I行星齿轮支承而中点到锥顶的距离，mm.ln0.5d2 , d2是半轴齿轮齿而宽中点处的直径d2 q 0.8d 2 , d 2 =54mm;oc支承面的许用挤压应力，取为69MPae差速器齿轮的儿何尺寸计算与强度计算6表3.1为汽车差速器用直齿锥齿轮的儿何尺寸计算步骤, 表中计算用的弧齿厚系数T见图3.3.表3.1汽车差速器直齿锥齿轮的儿何尺寸计算表序号1 2 3 4 5 6 7 8 9 10项目计算公式及结果行星齿轮齿数半轴齿轮齿数模数齿面宽齿工作高齿全高压 力角轴交角节圆直径节锥角z 1 = 12 z 2 = 24 m=3F = 0.30A0 =11.25mm,取 F=11mhg =1.6m=4.8mmh=1.788m+0.051 =5.415mma= 22o 30*=90od 1 = mz1 = 36mm; d 2 = mz2 = 54mmY 1 =arctanA0=z1 z2 =33.8 o ; y 1 =arctan= 56.2 o ; z2 z111 12 13 节锥距周节齿顶高 d1 d2 = =37.5mm 2 sin y 1 2 sin y 2t=3.1416m=9.4248mm, ha = hg h2 =3.0214 齿根高，h2 = (0.430 +0.370 x m = 1.78 Z2 2 ( ) Z1径向间|c = h hg = 0.61515 齿根角8 1 = arctanhr* h = 4.14o , 8 2 =arctan 2 = 6.31o A0 A018 面锥角根锥角y01 =y1 +6 2 = 40.11o , 7 02 =y 2+51 = 60.34oy R1 =7 1 -S1 = 29.66o ; 7 R 2 =7 2 -52 = 49.89o2021的汽车来说，由丁路面较好，各驱动车轮与路面的附若系数变化很小，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.半轴型式的确定图1.1半轴型式及受力简图（1（a）半浮式：（b） 3/4浮式：（c）全浮式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。桥壳型式的确定2桥壳 有可分式、整体式和组合式。整体式桥壳的特点炬将整个桥壳制成-个整体，桥壳犹如-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。木次设计选择整体式桥壳。1.3本章小结本章首析确定了驱动桥各主要部件的型式。主减速器的减速形式，主减速器齿轮的类型，主、从动锥齿轮 的支承形式及安装方式，主减速鹭的轴承预紧及齿轮啮合调整，差速器、半轴及桥壳型式的初步选定。第2 章主减速器设计2.1主减速比的计算2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。iO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iO值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。表2.1基本参数表名称驭动形式 总质量/1轴距/ mm前轮距/ mm后轮距/ mm最小离地间隙/ mm排虽/ L发动机最大功率/ kw 及转速/ r/min发动机最大转矩/ N-m及转速/r/ min轮胎型号变速器传动比ig最高车速/km/ h 代号数值 4x 4 1.96 2725 1500 1510 225 2.4 92-5250 190-2700 R17 3.967 0.856 140Pe max-n pTe max- nT265/65igl i ghva max为了得到足够的功率而使最高车速稍有卜降，一般选得比最小值大10% 25%,即按下式选择：iO = （0.377 0.472）式中 rrnPva maxi gh i Fhi LB（2.1）r r 车轮的滚动半径，r r =0.388;igh变速器最高档传动比，igh =0.856； i gh分动器或加力器的高档传动比，igh=1； 5i LB 轮边减速器的传动比，i LB =1 经计算，本文选取i 0=6.408。2.2主减速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胆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（Tje,Tj（p）的较小者，作为载货汽车计算中用以装算主减速器从动齿轮最大应力的计算 载荷。即T je =Te max iTL- K 0 -qT /n=2173.496 ( N m )Tj(p= G2(p-rr =6110.574 ( N m ) n LB -iLB(2.2) (2.3)式中：Te max发动机最大扭矩190Nm :iTL由发动机到所计算的为加速器从动挺1轮之间的传动系最低档传动比：6.408=25.421 iTL = i 0 i1 =3.967*nT 上述传动部分的效率，取V =0.9：K0超载系数，取K 0=1.0：rr滚动半径，取 rr= (265 毫米 X65%) + (17X25.4 毫米/2) =0.388mm：n驱动桥数目2； N： G2汽车满载时驭动桥给水平地面的最大负荷，但后桥来说还应考虑到汽 车加速时负载增大量,可初取：G2 = G 9.8 x 55% = 1511895N .门LB, iLB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(2.2),(2.3)求得的计算我荷,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，使用条件较非公路车俩稳定，其正常持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 Tjm=(Ga+GT)rr (fR + fH + f P )=989.812 ( N-m ) i LB nLB n(2.4)表2.2车型前轴前置发动机前轮驱动轿车前置发动机后轮驱动后置发动机后轮驱动4x2后轮单胎4x2后轮双 胎，长头、短货车头车4x2后轮双胎，平头车6x4后轮双胎前置发动机后轮驱动客车后轮驱动后置发动 机后轮驱动中置发动机驱动桥质量分配系数1空载后轴34%44%前轴47%60%满载后轴 40%53%56%66%50%55%45%50%45%5050%55%42%59%41%50%40%45%55%60%50 %59%41%50%32%40%60%68%44%49%51%55%27%30%70%73%49%54%46%51%32 %35%65%68%31%37%63%69%19%24%76%81%式中：Ga 汽车满载总重 I960* 9.8=19208N：GT所牵引的挂车满载总重，N,仅用于牵引车取GT =0；fR道路滚动阻力系数，越野车通常取0.0200.035,可初选fR =0.034：fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.090.30,可初选7取fH=0.15： fP汽车性能系数 fP=0.195(Ga+ GT )1 16-100Te max(2.5)当 0.195(Ga+ GT)=46.8616 时，取 f P =0.134 Te max2.3主减速瞬齿轮参数的选择31)齿数的选择对于普通单级主减速器，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，当i 0N6时，z1的最小值为5,但是为了啮合平稳 及提高疲劳强度，z1最好大于5.,这里齿轮的齿数z1、Z2之间应避免有公约数，这里2)节圆直 径地选择z1取7。为了磨合均匀，主、从动z2取45-根据从动锥齿轮的计算转炬(见式2.2,式2.3 并取两者中较小的一个为计算依据)按经验公式选出：d 2 = K d Tj =168.395207.256 mm23(2.6)式中：Kd2直径系数，取Kd 2=13-16；Tj计算转矩，Nm ,取Tjm, Tje较小的。初取d2=200mm。3)齿轮端而模数的选择d2选定后，可按式m = d2/z2=4.5算出从动齿轮大端 模数，并用下式校核mt= Km -Tj = 3.8865.1813Km模数系数，取Km =0.3-04.4) 齿面宽的选择汽车主减速借螺旋锥炕轮觥面宽度推荐为：F=0.155d2=31mm,可初取F2=35mm。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mF2l.25因mF越大传动就越平稳噪声越低。螺旋角过大时会引起轴向剧亦过大，因此应有一个适当的范围。在-澈机械制造用的标准制中，螺 旋角推荐用35。o2.4主减速瞻螺旋锥齿轮的儿何尺寸计算与强度计算主减速器螺旋锥齿轮的儿何尺、J计算4表2.3主减速器齿轮的儿何尺寸计算用表序号1 23456789项目计算公式计算结果7 45 4.5主动齿轮齿数今动齿轮齿数模数齿面宽工作齿高 全齿高法向压力角轴交角节圆直径bb2=35ahg = H 1m h =H 2mhg= 7h=8a =20 =90 d 1 = 32 d 2 =203 mmLd =m z10节锥角1 =arctanY 2 =90 y 1 -z1 z2Y 1 =8.87丫2 =81.13A 0=103 t=14.13712 13节锥距周节齿顶高A0=d1 d2 = 2 sin y 1 2 sin y 2t=3.1416ha1= hg - ha 2ha 2 = k a mhf = h - hac= h - hgha1 =5.78 ha 2 =1.2214 15 16 17齿根高径向间隙齿根角面锥角hf 1 =2.22 hf2 =6.78ef=arctanhf AOya1 =y 1 +0f2 : ya2=y2+0f1ff 1 = y 1 -Of 1c=1 Of 1 =1.26 Of 2 =3.78 ya1 =12.65 ya 2 =82.3918根锥角rf2 = y2-ef2ff 1 =7.612 =77.35。9本科生毕业设计序号项目计算公式计算结果da1= d 1 + 2ha1 cosy 119齿顶圆直径da 2 = d 1 + 2ha 2 cosy 2dal =43.42 da 2 =32.38 20节锥顶点止齿轮外缘距离 d2 - ha1 sin y 1 2 d1 Ak 2 =- ha 2 sin y 2 100.61 2 Ak 1 =Ak 1 =100.61 Ak2=14.795s1= t - s221理论弧齿厚s1 =10.457s2= S k m22 23齿侧间隙螺旋角s2 =3.680.4mmP0=35。主减速器螺旋锥齿轮的强度计算4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)主减速器螺旋推齿轮的强度计算单位齿长I.的剧周力p=PF(2.7) 式中：p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 Te max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：p=Te max i g 103 =339.286893N/mm d1 -F 2ig为一档传动比，取i g =3.967按最大附着力矩计算时:G2 p rr- 103 p= =1424.6 N/mmd2F2(2.9)虽然附着力短产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有893N/mm,nJ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g w(N/mm2)为aw =式中：K0超载系数1.0： 4 2 103 T j K 0 K S K m Kv- F z m2 J(2.10)Ks尺寸系数Ks =m =0.586； 25.4Km载荷分耐系数，取Km=1：Kv质量系数，对于汽车驭动桥齿轮，当齿轮接触良好、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2.1。Tje作用下：从动齿轮上的应力o w2 =322.054MPa700MPa；Tjm作用下：从动齿轮上的应力o w2 =209.32MPa210.9MPa： 当计算主动齿轮时，Tj/Z与从动 相当，而 J2J1，故QW1 qw2 , Q w1 Q w2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 寿命主要与口常行驶转矩即平均计算转矩Tjm有关，Tje或Tjm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oj (MPa)为：2 T1 j K 0 K s K m K f 103 Kv- F J1 2aj=Cp d1(2.11)式中：Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6 N/mm： 11K 0 =1, K s =1, Km=1, K v =1；相啮合齿轮的齿数求综合系数的齿轮齿数图2.1弯曲计算用综合系数J1Kf表而质量系数，对于制造精确的齿轮可取1：J计算应力的综合系数，见图3.2所示。jjm =1750Mpa= a jm =1750MPao je =2745.473MPa o je =2800MPa，故符合要求、校核合理。大齿轮齿数小齿轮齿数 图2.2接触强度计算综合系数J12.5主减速器齿轮的材料及热处理5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、 帝冲击等特点。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切性以适应冲击载荷，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R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:为了节约棵、铭 等我国发展了以镭、机、硼、钛、钳、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 而齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号20CrMnTi,22CrMnMo , 20CrNiMo,20MnVB ,及20 Mn2TiB ,在本设计中采用了 20CrMnTi。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mW5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、I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0.0050.010 0.020mm的磷化处理或傩铜、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J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，故即使润滑条件较是，也会防止齿 轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。2.6主减速器轴承的计算4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I.的力齿而宽中点的圆周 力 P 为 P =2T dm(2.8) 式中：T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩T1d : dm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，轴股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。作用在主减速番主动锥齿轮上的当笊转矩T1d时按下式求得：T=Te maxfff 1 fg1 (iglT1 )3 + fg2(iglIT2)3+K+fg (i gIV-T 5 ) 3 4 100 100 100 100式中：fg1 ,fg2,K,fg4变速器 I , II, 75%； K, V档使用率为 1%, 3%, 5%, 16%, ig I ,igll, , igV 变速器的传动比为 3.967, 3.848. 3.656, 3.071, 0.856； K, IlK, V,档时 的发动机转矩利用率50%, fT1 ,fT2,K,fT4变速器处于I 60%, 70%, 70%, 60%。对于螺 旋锥齿轮 d2m = d2-Fsin2=168.41 (mm) yd1m = d2mZ1 =26.947 (mm) Z2