拖拉机前驱动桥毕业设计

拖拉机前驱动桥Front driving axle of tractor学院名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 学生姓名： 指导教师姓名： 指导教师职称： 年 5 月目录引言 .11.1 本课题的来源，基本前提条件和技术要求 11.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路 11.3 预期成果 11.4 国内外发展状况及现状的介绍 1第一章 驱动桥总体方案论证 .2第二章 主减速器的设计 .32.1 主减速器的结构形式 32.1.1 主减速器的齿轮类型 32.1.2 主减速器的减速形式 42.1.3 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法 52.2主减速器的基本参数的选择及计算 52.2.1 主减速器计算载荷的计算 52.2.2 主减速齿轮基本参数的选择 62.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 72.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 92.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理 132.2.6 主减速器轴承的计算 13第三章 差速器设计 173.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 173.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 183.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 183.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 193.3.2 差速器齿轮的几何计算 193.3.3 差速器齿轮的强度计算 21第四章 驱动半轴的设计 .224.1 全浮式半轴计算载荷的确定 224.2 全浮式半轴的杆部直径的初选 234.3 全浮式半轴的强度计算 234.4 半轴花键的强度计算 23第五章 最终传动的设计 245.1 立轴输入锥齿轮的基本参数的选择和设计计算 255.1.1 计算转矩的确定 255.1.2 主减速齿轮基本参数的选择 255.1.3 立轴输入锥齿轮圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 275.2 立轴输出锥齿轮的基本参数的选择和设计计算 285.2.1 计算转矩的确定 285.2.2 主减速齿轮基本参数的选择 285.2.3 立轴输出锥齿轮圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 3053 前桥立轴的确定 315.3.1 前桥立轴计算载荷的的确定 315.3.2 全浮式半轴的杆部直径的初选 325.4 前轮轴的确定 325.4.1 前轮轴计算载荷的的确定 325.4.2 前轮轴轴的杆部直径的初选 325.4.3 前轮轴轴的强度计算 32第六章 驱动桥壳的设计 .336.1 铸造整体式桥壳的结构 33结论34致谢34参考文献35拖拉机前驱动桥摘要 驱动桥作为四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于拖拉机显得尤为重要。对于在田间作业的拖拉机，要求有很高的离地间隙，而离地间隙主要由驱动桥的结构决定。根据这一特点，本次设计采用了双锥齿轮最终传动。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴，最终传动和整体式桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。本文不是采用传统的双曲面锥齿轮作为拖拉机的主减速器而是采用弧齿锥齿轮，希望这能作为一个课题继续研究下去。关键词 拖拉机 驱动桥 单级减速桥 弧齿锥齿轮Front driving axle of tractorAbstract Drive axle is the one of automobile four important assemblies. It performance directly influence on the entire automobile，especially for the tractor. First ，make up the main partsstructure and the key designing parameters; thus reference to the similar driving axle structure ， decide the entire designing project ; fanially check the strength of the axle drive bevel pinion ，bevel gear wheel ， the differentional planetary pinion， differential side gear ， full-floating axle shaft and the banjo axle housing ， and the life expection of carrier bearing . The designing take the spiral bevel gear for the tradional hypoid gear ， as the gear type of heavy trucks final drive，with the expection of the question being discussed， further .Key words: tractor drive axle single reduction final drive the spiral bevel gear引言本课题是进行拖拉机前驱动桥的设计。设计出拖拉机前驱动桥，包括主减速器、双锥齿轮最终传动，差速器，驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。1.1 本课题的来源，基本前提条件和技术要求a.本课题的来源：自选。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。b.基本前提条件：在主要参数确定的情况下，设计选用驱动桥的各个部件，选出最佳的方案。c.技术要求：设计出的前驱动桥应符合国家拖拉机的标准，运行稳定可靠，成本低。 1.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路a.本课题要解决的主要问题：设计出适合本课题的驱动桥。由于拖拉机在田间行驶需要较大的转矩，较高的离地间隙，在设计的时候要采用合理的驱动桥结构。因此，要想使汽车驱动桥的设计合理，首先必须选好传动系的总传动比，并恰当地将它分配给变速器和驱动桥。b.设计总体思路：采用非断开式驱动桥壳，由于拖拉机在田间行驶需要较大的转矩，较高的离地间隙，采用双锥齿轮最终传动。驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。提高它们的加工精度、装配精度，增强齿轮的支承刚度，是降低驱动桥工作噪声的有效措施。1.3 预期成果设计出拖拉机前驱动桥，包括主减速器，差速器，双锥齿轮最终传动装置及桥壳等部件。a. 提高拖拉机的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。b. 改善拖拉机的经济效果，调整拖拉机在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益。1.4 国内外发展状况及现状的介绍随着国家农业政策的改变，土地经营方式也由家庭联产承包型转向集约流转集型，拖拉机作为农业机械和工程建设重要设备，也将得到快速的发展。轮式拖拉机仍是农业拖拉机的主要结构型式，四轮驱动拖拉机已经发展到和后轮驱动拖拉机并重的程度。作为后轮驱动拖拉机变型的四轮驱动拖拉机，由于采用中置传动器，采用液压转向和宽带面轮胎，是牵引附着性能，行间通过性和机动性大为提高。它不仅适用于松软，潮湿土壤上的一般耕作，而且适用于中耕，水田作业和带前机装载作业。第一章 驱动桥总体方案论证驱动桥的结构型式按齐总体布置来说共有三种，即普通的非断开式驱动桥，带有摆动半轴的非断开式驱动桥和断开式驱动桥。本次设计采用的是非断开式车桥。图 3-1 非断开式驱动桥的结构示意图由于要求设计的是小功率拖拉机前驱动桥，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。第二章 主减速器的设计2.1 主减速器的结构形式主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。2.1.1 主减速器的齿轮类型在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是“格里森” （ Gleason）制或“奥利康” （Oerlikon ）制的螺旋锥齿轮和双面锥齿轮。图 4-1 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动(a)螺旋锥齿轮传动；(b) 双曲面齿轮传动采用双曲面齿轮。他的主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角（即将一轴线平移，使之与另一轴线相交的交角）也都是采用 90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度、保证齿轮正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。和螺旋锥齿轮由于齿轮的轴线相交而使得主、从动齿轮的螺旋角相等的情况不同，双曲面齿轮的偏移距使得主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节是大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至 175%。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有力于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比 的传动有其优越性。对中5.40i等传动比，两种齿轮都能很好适应。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮冲动工作更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。2.1.2 主减速器的减速形式减速型式的选择与拖拉机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 的大小及驱动桥下的离地间隙、0i驱动桥的数目及布置型式等。本设计采用组合式桥壳的单级主减速器（图） 。单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低等优点。其主、从动锥齿轮轴承都直接支承在与桥壳铸成一体的主减速器壳上，结构简单、支承刚度大、质量小、造价低。图 4-2 采用组合式桥壳的单级主减速器2.1.3 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法图 4-3 主动锥齿轮齿面受力图在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确捏合并具有较高使用寿命的因素之一。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而定。两端支承多采用圆锥锥子轴承，安装时使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承（图 4-4（b） ）具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这在主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极其重要。2.2主减速器的基本参数的选择及计算2.2.1 主减速器计算载荷的计算已知条件：主减速器传动比 2.22，轮胎型号 5.0-16，最小车速 1km/h,发动机功率/转速：12.5kw/2500rpm，断面宽度 140mm，轮辋直径 410mm。车轮直径： = 2 mm0DHr14069车轮最低转速： 35Vrpm主减速器主动锥齿轮转速： 10.8ir最低档传动比： 25.938i发动机最大转矩： 95012.547.0PnTabNm主减速器从动锥齿轮计算转矩： 47.5192.0182.jabTLi式中： 由发动机所计算的从动锥齿轮之间的传动系最低传动比上述传动部分的传动效率，取 =0.92.2.2 主减速齿轮基本参数的选择a.齿数的选择对于单级主减速器，主减速器传动比 =2.22，取 z1=9, z2= z1=20.0i 0ib.大锥齿轮分度圆直径 d2,选择：可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式 4-4、式 4-5 并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出 322jdTK式中 从动锥齿轮的节圆半径，mm；d直径系数，取 ；2K20d 5计算转矩， 。jTmN23(1.4.7)dj初选 =120 则 = / =120/20=62Dt2Dz有参考机械设计手册 2表 23.4-3 中 选取 6 则 =120tm2Dm根据 = 来校核 =6 选取的是否合适，其中 =（0.450.6）tm3cTKsmK此处， =（0.450.6） =（5.17） ，因此满足校核。t 3jTc.主，从动锥齿轮齿面宽 和1b2锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。对于从动锥齿轮齿面宽 ，推荐不大于节锥 的 0.3 倍，即 ，而2b2A223.0Ab且 应满足 ，对于拖拉机主减速器圆弧齿轮推荐采用：2btm102=0.155 120=18.6 25.Dm一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大 10%较为合适，在此取 =20.5 。1bmd.中点螺旋角 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 1.52.0 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 3540，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取 35。e. 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，驱动拖拉机前进。f. 法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定拖拉机可选用 20的压力角。2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算序 号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果1 主动齿轮齿数 1z92 从动齿轮齿数 2 203 端面模数 m64 齿面宽 b=20.5 1b=18.625 工作齿高 hag*29.9gh6 全齿高 c=117 法向压力角 =208 轴交角 =909 节圆直径 =dmz541d=120210 节锥角112arctg=90-2=24.231=65.77211 节锥距 A = 1sind=02iA =65.8012 齿顶高 mha*=10.2ah13 齿根高 =fc=12.456 f14 径向间隙 c= *c=1.09215 齿根角 0arctnffhA=10.72f16 面锥角21fa2f=34.951a=76.49217 根锥角=1f1f=2f2f=13.511f=55.05218 齿顶圆直径 11cosaahd=72.6ad=2ad21cosah=128.4ad19 节锥顶点止齿轮外缘距离1inkA212siah=55.811kA=17.7020 齿侧间隙 B=0.3050.406 0.4mm21 螺旋角 =352.2.4 主减速器圆弧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。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。它们的主要特点及影响因素分述如下：（1）轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。（2）齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4）齿面磨损这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。拖拉机驱动桥的齿轮，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。实践表明，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 Tec 和最大附着转矩 Tcs 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。2） 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算（1） 单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即Nmm (2-6)2bPp式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩 Temax 和最大附着力矩两种载荷工况进行计算，N； rG2从动齿轮的齿面宽，在此取 80mm. 2b按发动机最大转矩计算时：Nmm （2-213max0bdiTpge7）式中： 发动机输出的最大转矩，在此取 47.75 ；maxeT m变速器的传动比；gi主动齿轮节圆直径，在此取 108mm.1d按上式 Nmm347.59108.6.2p按最大附着力矩计算时：Nmm （2-2310bdrGp8）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数据的 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/mm2（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N/ JmzbKTvs203122m（29） 式中： 该齿轮的计算转矩，182.2Nm;T超载系数；在此取 1.00K尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，s当 时， ，在此 0.6976.14.25mKs4625.sK载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，mK1.001.10。支承刚度大时取最小值。m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v跳动精度高时，可取 1.0;计算齿轮的齿面宽，mm;b计算齿轮的齿数；z端面模数，mm;计算弯曲应力的综合系数（或几何系数） ，它综合考虑了齿形系数。J载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。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。按图 2-1 选取小齿轮的 0.225，大齿轮J0.195.J按上式 178.5N/ hLQCrn1670310256.4897.16370hL所以轴承 C 满足使用要求。所以轴承 D 满足使用要求。此节计算内容参考了汽车车桥设计 1和汽车设计 3关于主减速器的有关计算。第三章 差速器设计差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。3.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图 3-1 差速器差速原理如图 3-1 所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳 3 与行星齿轮轴 5 连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮 6 固连在一起，固为主动件，设其角速度为 ；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为 和01。A、B 两点分别为行星齿轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的啮合点。行星齿轮的中心2点为 C，A、B、C 三点到差速器旋转轴线的距离均为 。r当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的 A、B、C 三点的圆周速度都相等（图 3-1） ，其值为 。于是r 0r= = ，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳 3 的角速度。120当行星齿轮 4 除公转外，还绕本身的轴 5 以角速度 自转时（图） ，啮合点 A4的圆周速度为 = + ，啮合点 B 的圆周速度为 = - 。于是1r04r2r04r+ =（ + ）+( - )120r404即 + =2 120（3-1）若角速度以每分钟转数 表示，则n021n（3-2）式（3-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。有式（3-2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时） ，若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图 3-2 所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。图 3-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以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主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择1.半轴齿轮齿轮大端分度圆直径 的确定2d圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，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，因BR此在一定程度上也表征了差速器的强度。半轴齿轮大端分度圆直径 可按如下的经验公式确定：2dmm (3-3) 3BKT式中： 行星齿轮球面半径系数，可取 8.19.7BKT计算转矩，取 Tce 和 Tcs 的较小值，Nm.根据上式 =9 =51mm 。2d318.2.行星齿轮与半轴齿轮的选择为了获得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。但一般取 1014。半轴齿轮的齿数采用 1324，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 / 在 1.52.0 的范围内。1z2在此 =10， =13 满足以上要求。3大端模数 的确定m2513.9dz由于强度的要求在此取 =4，得 =40mm, =53mm1d2d3.3.2 差速器齿轮的几何计算表 3-1 差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 行星齿轮齿数 10 ，应尽量取最小值1z =101z2 半轴齿轮齿数 =1425，且需满足式（3-4）2 =1323 模数 m=4mmm4 齿面宽 b=(0.250.30)A ;b10m0 7.5mm5 工作齿高 hg6.1=16mmgh6 全齿高 57817.9317 压力角 22.58 轴交角 =909 节圆直径 ； 1mzd2z 140d25310 节锥角，21arctn190=35，611 节锥距 210siidA=32.67mm0A12 周节 =3.1416tm=12.57mmt13 齿顶高;21agahmz2137.04. =12.3mm1ah=5.6mm214 齿根高 =1.788 - ; =1.788 -1fm1af 2ah=7.32mm;1f=12.44mmf15 径向间隙 = - =0.188 +0.051chg =1.931mmc16 齿根角 = 01artnAf; 022arctnAhf1 =1.067; 1=6.868217 面锥角 ；2o 12o =22 =681oo18 根锥角 ；11RR=32 =58R219 外圆直径；1csaohd220omm46.180dmm29520 节圆顶点至齿 轮外缘距离11sin202hd mm7.01mm4221 理论弧齿厚21stmtta1 =17.38 mm1s=14.05 mm222 齿侧间隙 =0.2450.330 mmB=0.250mmB23 弦齿厚 2613BdsSiii =17.13mm1S=13.88mm224 弦齿高 iiidsh4co2 =11.22mm1h=5.58mm23.3.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度 为w= MPa (3-6) wJmbzKTvs2031式中： 差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式Tn6.0在此 为 54.66 Nm；差速器的行星齿轮数；半轴齿轮齿数；2z、 、 、 见式（2-9）下的说明；0Kvsm计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图 3-1 可查得J=0.225图 3-2 弯曲计算用综合系数根据上式 = =201.7 MPa210.9 MPaw321054.60.7921.5所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。此节内容图表参考了汽车车桥设计 1中差速器设计一节。第四章 驱动半轴的设计驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的