机械毕业设计（论文）轻型载货汽车驱动桥设计

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1、轻型载货汽车设计（驱动桥设计）摘 要本说明书阐述的内容是关于轻型客车驱动桥总成设计和计算过程。驱动桥是汽车行驶系的重要组成部分，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。所以其设计质量直接关系到整车性能的好坏。所以在设计过程中，设计者本着严谨和认真的态度进行设计。在方案论证部分，对驱动桥及其总成结构形式的选择作了具体的说明。本设计选用了单级减速器，采用的是双曲面齿轮啮合传动，尽量的简化结构，缩减尺寸，有效的利用空间，充分减少材料浪费，减轻整体质量。由于是轻型货车，主要形式在路面较好的条件下，因此没有使用差速锁

2、。在设计计算与强度校核部分，对主减速器主从动齿轮、差速器齿、轮车轮传动装置和花键等重要部件的参数作了选择。同时也对以上的几个部件进行了必要的校核计算。关键词：驱动桥，轻型客车，差速器，主减速器 全套图纸，加153893706THE DESIGN OF LIGHT DRIVEABSTRACTThe main content of this literature is the process of the design and calculation of the drive axle for mini-bus.As one of main component of vehicle drive l

3、ine, its basic effect is to enlarge the torques that comes from the drive shafts or directly from the transmission, and distributes the torques to side wheels, and make the side wheels have the differential drive axle has an important effect on vehicle performance, therefore, we should keep a seriou

4、s and earnest attitude during the course of design.In the part of selection and argumentation ,a concrete description of structure form of drive axle and its assemblies are made. In this design, it has selected the single-grade main-reducer drive axle, it is two hypoid gears, it can simplify the str

5、ucture, reduce the size, make effect use of the space and materials, reduce the whole quality.In the part of designing conclusion and strength check, parameter of the essential units such as the speed reduction,differential,wheel drive mechanism and so on are selected. At the same time, the author m

6、akes the strength check to the main speed reduction,differential wheels drive mechanism.Key words ：drive axle ,mini-bus ,differential gear, main-reducer 目 录前言1第一章 驱动桥的结构方案分析.2第二章 主减速器齿轮的设计.42.1 主减速器的结构形式42.2主减速器主动锥齿轮的支撑形式及安置方法42.3主减速比的确定52.4主减速器齿轮计算载荷的确定62.4.1 从动齿轮计算载荷的确定62.4.2主动齿轮的计算转矩72.5主减速器齿轮基本参

7、数的选择72.5.1主、从动齿轮齿数的选择82.5.2从动齿轮节圆直径及端面模数的选择82.5.3双曲面齿轮齿宽F的选择82.5.4准双曲面小齿轮偏移距以及方向的选择82.5.5螺旋角的选择92.5.6法面压力角的选择92.5.7圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择92.5.8准双曲面齿轮的计算92.5.9准双曲面齿轮的强度计算172.5.10主减速器齿轮的材料及热处理202.5.11主减速器轴承的计算20 第三章差速器的设计223.1差速器齿轮的基本参数选择223.1.1行星齿轮数目的选择 223.1.2行星齿轮球面半径的选择223.1.3 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择223.1.4 差速器锥齿

8、轮以及半轴齿轮节圆直径的初步确233.1.5压力角233.1.6行星齿轮安装孔的直径以及深度L233.2差速器齿轮的几何尺寸的计算和强度计算24第四章 驱动车轮的传动装置274.1半轴结构型式分析274.2半轴的设计计算274.2.1全浮式半轴杆部直径的初选274.2.2强度校核28第五章驱动桥桥壳295.1驱动桥壳结构方案分析29结 论30参考文献.31致 谢32 前 言本课题是对轻载货车驱动桥的结构设计。故本说明书将以“驱动桥设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计、制造工艺都在日趋完善。驱动桥和其它汽车总成一样，除了

9、广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“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。汽车后桥是汽车的重要大总成，承受着汽车的满载簧上荷重及地面净车轮、车架或承载车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。汽车车桥的结构形式和设计参数除对汽车的可靠性和耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能和操作性能有直接影响。因此，汽车后桥的结构形式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。本课题所设计的是轻型载货汽车后桥总成，要求传动平稳高效，要求最大车速不小于80 km/h ，最小离地间隙1

10、60mm。设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合轻型货车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸。单级主减速器采用准双曲面齿轮，差速器采用对称式行星齿轮差速器，整体式桥壳。汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及组件的品种极为广泛，对这些零部件、组件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。所以这次设计将对将来的学习工作有着深远影响。第一章驱动桥的结构方案分析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

11、或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、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力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当满足如下基本要求：a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱

12、动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以

13、彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中本设计根据所定车型及其动力布置形式（前置后驱）采用了非断开式驱动桥。其结构如图1-1所示：图1-1 驱动桥 1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

14、整螺母 第二章 主减速器齿轮的设计2.1 主减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据齿轮形式，减速形式的不同而不同。其主要的应用齿轮形式有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度；双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮较小，因而有较大的离地间隙。另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点：1)在工作过程中，双曲面齿轮副纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。2)由

15、于存在偏移距，双曲面齿轮副同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，且使齿轮的弯曲强度提高约30。3)双曲面齿轮相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。2.2主减速器主动锥齿轮的支撑形式及安置方法现代汽车主减速器主动锥齿轮的支撑形式主要有两种：悬臂式和跨置式。图2-1 主减速器锥齿轮的支撑形式a)主动锥齿轮悬臂式支撑形式b)主动锥齿轮跨置式支撑形式 c）从动锥齿轮支撑形式2.3主减速比的确定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

16、一起由整车动力计算来确定。i0=0.377rrnp/vamaxigH 式中 rr: 车轮的滚动半径 rr0.318m np: 最大功率时发动机的转速 np3200r/min vamax: 最高车速 vamax80 Km/h igH: 变速器最高档传动比 igH0.85代入数据得：i0 = 0.377rrnp/vamaxigH 0.3770.3183200/8014.82.4主减速器齿轮计算载荷的确定根据书明书及计算结果，发动机最大扭矩为97Nm，主减速比4.8由于汽车行驶时，传动系的载荷是不断的变化的，很难测到，也不稳定我们可以令经济机好发动机复合以后所输出的最大扭矩，配以最低挡传动比和驱动轮

17、在良好的路面上行驶开始滑转这两种情况下作用在主减速器上的转矩,的较小者，作为经济轿车在强度计算中用以演算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。2.4.1 从动齿轮计算载荷的确定1) 按发动机最大转矩计算 式中：发动机的最大扭矩;这里为97Nm； 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比；本车为4.77传动系上的部分传动效率；取0.9；由于猛结合离合器而产生的冲击载荷的超载系数，对于一般货车，矿用车和越野车等取；当性能系数时，可取，或有实验决定；汽车满载时，经济轿车一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于后驱动桥来说，应考虑汽车最大加速时的负荷增大量）；这里取1n 经济轿车的驱动桥数

18、;此时为1；2) 按驱动轮打滑=3817.1Nm:满载状态下的后桥静载荷：最大加速度时的后轴负荷系数；这里取1.1：轮胎与路面间的附着系数；这里取0.85：轮胎的滚动半径 ：轮边减速比；本次设计无轮边减速器，则为1：轮边传动效率3) 按汽车日常行驶平均转矩确定的从动轮的计算转矩： 式中： G 汽车满载时总重；本车为60450 N .所牵引的挂车的满载总重，用于牵引车的计算；道路的滚动阻力系数，计算时，对于轿车可取f0.0100.015；对于载货车，可取0.0150.09，对于越野汽车可取0.0200.035；这里取0.015汽车正常使用时平均爬坡系数,载货汽车0.051.09 ; 取 0.08

19、车论的滚动半径;本车 0.318m 。起初的性能系数: 当 16时，可取 0 . 其它见前式2.4.2主动齿轮的计算转矩：从动齿轮的计算转矩；当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩应取前两种的较小值，即=min,；当计算锥齿轮疲劳寿命时，取 ：主减速比 ：主从动齿轮间的传动效率1) 按发动机的最大扭矩和传动系最低档速比确定的主动锥齿轮的计算转矩 2) 按驱动轮打滑转矩确定的主动锥齿轮的计算转矩 3) 按汽车日常行驶平均转矩确定的主动锥齿轮的计算转矩 2.5主减速器齿轮基本参数的选择2.5.1主、从动齿轮齿数的选择对于本轻型载货汽车采用的单级主减速器，首先应根据的大小选择主减速器的主、从动齿轮的齿数，

20、。为了使磨合均匀，之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合系数，其齿数之和对于载货汽车应不小于40 。当较大时，尽量的取小，以得到满意的离地间隙。本车主减速器传动比达到4.8，初步取=8 ，=39 。2.5.2从动齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器准双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可以根据经验公式选出：公式： 从动锥齿轮节圆直径，mm；直径系数，可取1316；从动齿轮的计算转矩；=, 计算结果 取 =189 mm ；由下式计算; =4.8 式中为齿轮端面模数。同时还应满足 式中： 从动锥齿轮的计算转矩 ，Nm ；计算得 m = 4.8 .2.5.3双曲面齿轮齿宽F的选择通常推荐双曲面齿轮传动

21、从动齿轮的齿宽F 为其节锥距的0.30倍，但F不应超过端面模数的m 的10倍 。 对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮 推荐采用： =0.155=0.155189 =29.9 mm 圆整取30mm 式中：从动齿轮节圆直径；mm； =1.1=332.5.4准双曲面小齿轮偏移距以及方向的选择E过大则导致齿面纵向滑动的增大，引起齿面的过早损伤。E过小则不能发挥准双曲面的优点。传动比越大则对应的E就越大。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的2030% ，当偏移距E大于从动齿轮节圆直径的20%时，应检查是否存在根切。关于双曲面齿轮偏移方向的规定：小齿轮为左旋，从动齿轮右旋为下偏移；主动齿

22、轮右旋，从动轮为左旋 为上偏移。本设计采用上偏移。初选E =0.2=37.8,取E=36。2.5.5螺旋角的选择 双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主、从动齿轮的名义螺旋角不相等，且主动齿轮的大，从动齿轮的小。选择齿轮的螺旋角时，应考虑它对齿面重叠系数、轮齿强度，轴向力大小的影响。螺旋角应足够大以使齿面重叠系数不小于1.25 ，因为齿面重叠系数越大，传动就越平稳，噪音就越低。双曲面齿轮大、小齿轮中点螺旋角平均值多在3540范围内。2.5.6法面压力角的选择加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的齿数。但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖宽度过小，并使齿轮的端

23、面重叠系数下降。对于双曲面齿轮来说，虽然打的齿轮轮齿两侧齿形的压力角是相等的，但小齿轮轮齿两侧的压力角不相等。因此，其压力角按平均压力角考虑。在车辆驱动桥主减速器的“格里森”制双曲面齿轮传动中，轿车选用19的平均压力角；载货车选用2230的平均压力角。本轻型载货汽车选用 2230。 2.5.7圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择根据机械设计手册预选刀盘半径2.5.8准双曲面齿轮的计算下表给了“格里森”制（圆弧齿）双曲面齿轮的几何尺寸的计算步骤，该表参考“格里森”制双曲面齿轮1971年新的标准而制定的。表中的(65)项求得的齿线曲率半径 与第七项的选定的刀盘半径的差值不得超过值的。否则要重新计算(2

24、0)到(65)项的数据。当时，则需要第(20)项tan的数据增大。否则，tan减小。若无特殊的考虑，第二次计算时，将tan的数据增大10%即可。如果计算的结果还不能和接近，要进行第三次计算，这次tan的数据应根据公式： 序号计算公式结果注释（1）8小齿轮齿数（2）39大齿轮齿数（3） 0.205128205齿数比的倒数（4）b230大齿轮齿面宽（5）E36小齿轮轴线偏移距（6）189大齿轮分度圆直径（7）63.5刀盘名义半径（8）50小轮螺旋角的预选值（9）1.198（10）0.24615（11）0.9710（12）79.535大轮中点节圆半径（13）0.4395齿轮偏置角初值（14）0.89

25、824（15）（14）+（9）（13）1.42476小轮直径放大系数k（16）(3)(12)16.3149小轮中点节圆半径（17）23.2448（18）01.22轮齿收缩率（19）346.36截距（20）0.103940.1143340.13352小轮偏置角（21）1.005391.00651.0089（22）sin0.1033830.1135960.13235（23）（24）0.422250.419220.4136大轮偏置角（25）0.465820.50860.4543（26）0.271940.223350.29134小轮节锥角初值（27）0.976250.975950.9601（28）0.

26、4325220.4295510.4308（29）0.90162320.903040.9025（30）1.20951.2145711.2123（31）-0.004974-0.007118-0.00616（32）(3)(31)-0.0010203-0.00146-0.001264（33）0.422610.4193860.41377（34）0.466290.4619760.4545（35）tan=0.244840.270970.319995小齿轮节锥角（36）13.758015.161417.7400（37）0.97130.96520.9524（38）0.43510.43450.4344齿轮偏值角校

27、正值（39）25.790025.750027.7500（40）0.900390.90670.9007（41）1.19381.17601.1921（42）50.047049.624550.0080（43）0.642150.647790.6427（44）24.257023.874524.3580（45）0.91170.91440.9117（46）0.45060.44260.4506（47）0.24590.27260.3227大轮节锥角（48）76.172574.750572.1160（49）0.97110.96480.9517（50）0.23880.263020.3071（51）23.848123

28、.96324.301（52）333.0600302.3900258.9800（53）（51）+（52）356.91325.35283.3（54）74.674075.384076.1920（55）62.547057.286848.8（56）0.11490.10370.0840极限压力角（57）6.55585.9214.81（58）0.99350.99470.9965（59）0.00580.00510.0042极限曲率半径（60）0.00015550.00015160.0001460（61）4670.64318.53718.2（62）0.0025960.0041910.007367（63）0.00

29、85050.009430.0117（64）87.38877.79063.377（65）rln=87.9577.7963.599极限法（66）V=0.720.800.998（67）(50)(3); 1.0(3)0.0629950.79487（68）;71.76970.30476（69）1.00914（70）(49)(50)23.1273（71）(12)(47) （70）2.5380大轮节锥顶点到交叉点的距离（72）83.5715大轮节点锥距（73）198.5620大轮外锥距（74）(73)（72）15.7245（75）6.8790大轮平均工作（76）0.5644（77）0.47947（78）45

30、两侧轮齿压力角之和（79）sin0.707106772（80）22.5平均压力角（81）cos0.923879535（82）tan0.414214（83）1.15755双重收缩齿的大轮齿顶角和齿根角之和(84)5.2238(85)0.15大轮齿顶高系数(86)1大轮齿根高系数(87)1.03185大轮中点齿顶高(88)6.925大轮中点齿根高(89)0.7074大轮齿顶角(90)0.01235(91)4.7369大轮齿根角(92)sin0.0826(93)1.2260大轮齿顶高(94)8.2246大轮齿根高(95)C=0.150(75)+0.051.0819顶隙(96)9.4506大轮全齿高(

31、97)8.3687大轮工作齿高(98)72.8234大轮顶锥角(99)sin0.9554(100)cos0.2953(101)=（48）（）67.3790大轮根锥角(102)sin0.9231(103)cos0.3846(104)cot0.4167(105)189.75大论大端齿顶圆直径(106)(70)+(74)(50)27.9560大轮轮冠到轴交叉点的距离(107)26.7895(108)-0.0000824(109)-0.02303(110)2.5380大轮顶锥锥顶到轴交叉点的距离(111)2.5100大轮根锥锥顶到轴交叉点的距离(112)(12)+(70)(104)83.397工艺节锥

32、的大轮节锥角(113)sin0.4317(114)cos0.9020(115)tan=(113)/(114)0.4786(116)=(103)(114)0.3470小轮顶锥角(117)20.3(118)cos0.9380(119)tan0.3699(120)3.768小轮面锥顶点到轴交叉点的距离(121)13.06(122)tan0.027啮合线和小轮节锥母线的夹角(123)1.550.9996(124)24.2；0.912齿轮偏置角和的差(125)2.56；0.999小轮齿顶角(126)-0.27757；-0.3319(127)1.0006(128)72.0830(129)0.9389(13

33、0)(74)(127)15.734(131)(128)+(130)(129)+(75)(126) 84.9460小轮轮冠到轴交叉点的距离(132)(4)(127)(130)14.283小轮前轮冠到轴交叉点的距离(133)56.4750(134)(121)+(131)97.9960小轮大端齿顶圆直径(135)72.4970(136)86.68确定小轮根锥的大轮偏置角(137)0.415(138)24.54(139)cos0.9097(140)11.8749小轮根锥顶点到轴交叉点的距离(1413.369(142)sin0.2686小轮根锥角(143)15.58(144)cos0.963(145)t

34、an0.279(146)0.15最小法向侧隙(147)0.2最大法向侧隙(148)(90)+(42)0.206(149)(96)(4)(148)3.271(150)69.2962.5.9准双曲面齿轮的强度计算单位齿上的圆周力在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常用在其齿轮的假定单位压力即单位齿长的圆周力来估算，即： N/mm式中 ：P作用在齿轮上的圆周力，按照发动机的最大转矩和最大附着力矩两种工作载荷来计算，N ； F从动齿轮的齿面宽，mm 。按照发动机最大转矩来计算： N/mm其中 主动齿轮节圆直径，mm； 变速器的传动比。 按最大转矩 = 按最大附着力 1388 表2-1许用单位齿长上

35、的圆周力表 参数汽车类别轮胎与地面附着系数挡挡直接挡轿车8935363218930.85载货汽车142925014290.85公共汽车9822140.86牵引汽车5362500.86在现代汽车的制造业中，由于材料以及加工工艺等质量的提高，单位齿长的圆周力有时会高出上表中的数据。（2）齿轮的弯曲强度计算汽车主减速器双曲面齿轮的计算弯曲强度应力为： N/式中：该齿轮的计算转矩，Nm ；对于从动齿轮 超载系数 ，取 1 ； 尺寸系数，当端面模数 时 ， ； 载荷分配系数 ，取 =1.00 ； 质量系数，=1 ； b计算齿轮的齿面宽 ,30 mm ; 计算弯曲应力用的综合系数。查得 J=0.3 ；1)

36、主动锥齿轮强度校核1.以发动机最大扭矩和传动系最低当速比所确定的主动锥齿轮的转矩用=min,计算： 2.以汽车日常行驶平均转矩所确定的主动锥齿轮转矩为计算扭矩来校核2)从动锥齿轮强度校核1.以发动机最大扭矩和传动系最低当速比所确定的从动锥齿轮的转矩=min,为计算扭矩来校核2.以汽车日常行驶平均转矩所确定的从动锥齿轮转矩为计算扭矩来校核 弯曲强度验算合格。(3)轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力公式：T：为所计算齿轮的计算转矩；:过载系数； ：尺寸系数；：齿面载荷分配系数；：质量系数；由于接触应力主从动齿轮相等，所以以下只计算主动轮的1)按主动轮计算载荷计算2)按日常行驶转矩计算齿面接触强度

37、验算合格。2.5.10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，与传动系其它齿轮比较，它具有载荷大，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。双曲面齿轮用渗碳合金制造，主要用20GrMnTi ，22GrMnMo , 20GrNiMo , 20MnVB和20Mn2TiB 。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，防止早期磨合，圆锥齿轮与双曲面齿轮的传动副在热处理及精加工时均处于以厚度 0.0050.0100.025的磷化处理或镀铜，镀锡，这叫表层镀层，不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对

38、齿轮进行喷完处理有可能提高寿命达25% 。2.5.11主减速器轴承的计算根据汽车设计（刘惟信编）中介绍，主动轮的当量转矩为主从动锥齿轮的中点分度园直径如下：主动轮受力为从动轮受力则由此可计算出主从动轮上的轴向力和颈向力主动轮的轴向力为：径向力从动轮轴向力径向力轴承力及寿命计算经计算，所有轴承均合格，这里就不详细书写了。第三章 差速器的设计汽车在形式的过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的。如转弯时内侧车轮行程比外侧车轮短;左右两轮胎的气压不相等，台面的磨损不均匀，两车轮上的负荷不均匀而引起的车轮滚动半径不相等；差速器按期结构特征可分为：齿轮式，凸轮使，涡轮式等。汽车上广泛采用的

39、是对称锥齿轮式差速器，该差速器具有结构简单，质量小，维修容易，成本低等优点。由于本设计题目是轻型客气驱动桥设计，其行驶多在市内，道路条件良好，为简化结构和降低成本，决定使用一般的星星齿轮式差速器。3.1差速器齿轮的基本参数选择3.1.1行星齿轮数目的选择 轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。本车采用4个行星齿轮 。3.1.2行星齿轮球面半径的选择这是行星齿轮的安装尺寸,他决定了圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸.实际上代表了圆锥行星齿轮的节锥距,因此在一定程度上也代表了圆锥行星齿轮差速器的强度.可以根据经验公式确定: =35.6 mm其中 -行星齿轮球

40、面半径系数, =2.522.99,对于有四个行星齿轮的轿车,可取小值. -计算转矩,可取1-3的较小值节锥距的确定： =35.00 mm3.1.3 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择 为了提高齿轮强度，应尽量的减小齿数，但一般不小于10，半轴齿轮的齿数一般采用1425。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52的范围内。在任何的圆锥行星齿轮差速器中,左右半轴齿轮的齿数的和必须能被行星齿轮齿数所整除。否则将无法安装.即： ；取Z1=10， Z2=16。其中 ： 左右半轴齿轮齿数； n 行星齿轮数； I 任意的整数。3.1.4 圆锥行星齿轮差速器锥齿轮模数以及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先确定行

41、星齿轮与半轴齿轮的节锥角： =32 =58其中 分别为行星齿轮和半轴齿轮的齿数再按照下面的公式求出圆锥齿轮的大端端面模数m： =3.73.1.5压力角目前汽车差速器锥齿轮的压力角大多的选用=,齿高系数为0.83.1.6行星齿轮安装孔的直径以及深度L=13.56 mm 取15mm L=1.1=16.5mm 取17mm其中： 差速器传递的转矩； Nm； n 行星齿轮数； r为行星齿轮支撑面的中点到锥顶的距离；mm; 支撑面的许用挤压应力,可取98MP。3.2差速器齿轮的几何尺寸的计算和强度计算下表为设计的汽车差速器的直齿锥齿轮几何尺寸计算表：序 号项 目计算公式结 果（1）行星齿轮齿数 应尽量取小

42、10（2）半轴齿轮齿数 切满足安装要求16（3）模数m4（4）齿面宽10 （5）齿工作高6.4（6）齿全高7.203（7）压力角一般汽车：22.5（8）轴交角90（9）节圆直径=40=64（10）节锥角=32=58（11）节锥距34（12）周节t=3.1416m12.5464（13）齿顶高4.2=2.1996（14）齿根高（15）径向间隙0.803（16）齿根角（17）面锥角（18）根锥角（19）外圆直径（20）节锥顶点至齿轮外缘距离27.77418.1347（21）理论弧齿厚7.10185.4446（22）齿侧间隙B0.1270.178差速器齿轮主要是进行弯曲强度计算,不考虑疲劳寿命,因为行

43、星齿轮在差速器的工作中主要起着等比推力杠杆的作用,只是在左右驱动轮有转速差时才有相对的滚动。汽车差速器的弯曲应力为: MP式中 ： T 差速器一个行星齿轮给予一个半轴的转矩 Nm；Tj 计算转矩；n 差速器行星齿轮数目；Z2 半轴齿轮齿数； Ks 尺寸系数，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数 m1.6mm时，Ks；Km 载荷分配系数；取Km1；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；b 齿面宽；mmm 端面模数； J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。当=min,； = 567当=205.1 由计算可知：锥齿轮的弯曲应力能够符合要求 。第

44、四章 驱动车轮的传动装置4.1半轴结构型式分析半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、34浮式和全浮式三种形式。半浮式半轴的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，只用于轿车和轻型货车及轻型客车上。34浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联接。该半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般仅用在轿车和轻型货车上。全浮式半轴的结构特点是半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相联，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上。由于其工作可靠，广泛用于轻型及以上的各种载货车，越野汽车和客车上。4.2半轴的设计计算：满载状态下的后桥静载荷：最大加速度时的后轴负荷系数：轮胎与路面间的附着系数。：车轮滚动半径4.2.1全浮式半轴杆部直径的初选：为半轴杆部直径：为半轴的计算转矩K：为直径系数4.2.2强度校核1.半轴的扭转切应力为式中：为半轴扭转切应力：为半轴杆部直径2.半轴的扭转角式中：为扭转角：半轴长度G：为材料剪切弹性模量：半轴端面极惯性矩