载货汽车驱动桥部分设计

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1、东风EQ1090E型载货汽车驱动桥部分设计车辆工程专业 张平( 099054065 ) 指导教师 童宝宏 副教授摘要本次设计为 EQ1090 载货汽车驱动桥设计。汽车驱动桥作为汽车传动系中一重要组成 部分，它设置在传动系的末端，由主减速器、差速器、半轴和桥壳等组成。它将经万向传 动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮。它通过主减速器 的主、从动齿轮之间的配合，改变由传动轴传到主动齿轮上的转速，使之在工作中实现增 大转矩、降低转速，改变转矩的传递方向 1 。本说明书中，根据给定的参数， 首先对主减速器进行设计。 主要是对主减速器的结构， 以及几何尺寸进行了设计。主减速器的

2、形式主要有单级主减速器和双级主减速器。本次设 计采用的是双级主减速器，第一级采用一对螺旋锥齿轮，第二级采用一对斜齿圆柱齿轮。 其次,对差速器的形式进行选择，并对差速器齿轮的几何尺寸进行了设计和计算。之后，对 半轴的尺寸、支承形式，以及桥壳的形式和特点进行了分析设计。接着，对齿轮的强度进 行了校核。最后对二级主减速器、差速器总成、半轴、轮胎做了三维模型，将它们装配起 来，以分析设计与布置的合理性， 并通过 PRO/E 对装配体进行运动仿真来了解运动速度情 况。采用非断开式驱动桥具有结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便，工 作可靠等优点。采用双级主减速器，保证要求的离地间隙和预定的传动

3、比。采用普通锥齿 轮差速器，结构简单、工作平稳、制造方便。关键词 : 驱动桥；主减速器；差速器；半轴；齿轮AbstractThis design of EQ1090 s medium truck drive axle is introdinuctheed graduation. As one of the major parts in the automobile transmission, the drive axle locates at the end of the transmission, which consists of main reducer, differential, h

4、alf axle and drive axle case. Drive axle can pass the engine torque which is brought from universal joint to the drive wheel through main reducer, differential, half axle. The speed of the main drive gear is changed with the help of the cooperation of the main drive gear and driven gear. It can dece

5、lerate, increase the torque and change its transmitting direction in the process1 .The main reducer is designed in this paper firstly accounting to the given parameters. Single and double reducers are the two major types of main reducer. The double-level main reducer is used in my article. The first

6、 level reduction uses one pair of spiral bevel gears. The second level reduction uses a pair of helical-spur gears. Secondly, the main form of differential are General symmetric cone planetary gear differential and Non-slip differential. The form of differential is chosen and the geometry size of th

7、e differential gear is calculated. Thirdly, the size of half axle and its supporting form is analysis. Then, the intensity is checked up. Finally made a three-dimensional model of the tire, the two main gear, differential assembly, axle. They are assembledto analyze the rationality of design and lay

8、out and by PRO/E for assembly motion simulation to understand the situation velocity.Non-breakaway drive axle has a simple structure, good processing, easy to manufacture ,easy adjustment reliable work and so on using ordinary bevel gear differential, simple structure, smooth, easy to manufacture.ke

9、ywords ： Drive axle； the main reducer；differential ；Axle；gear总论驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。其功用是：将万向传动装 置传来的发动机转矩通过主减速器、 差速器、半轴等传到驱动车轮， 实现降速、 增大转矩； 通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证 内、外车轮以不同转速转向。汽车传动系的首要任务是与发动机协同工作，以保证汽车在各种行驶条件下正常行驶 所必需的驱动力与车速，并使汽车具有良好的动力性与燃油经济型。在一般汽车的机械式 传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与汽车

10、行驶要求间的矛盾和结构布置上的 问题。首先，是因为绝大多数的发动机在汽车上是纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱 动车轮，必须经由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器 来解决左、右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。其次，是因为变速器的主要任务仅在于通过选择适当的档位数及各档传动比 ,以使发动 机的转矩 转速特性能适应汽车在各种行驶阻力下对动力性与经济性的要求。而驱动桥 主减速器的功用则在于当变速器处于最高档位（通常为直接档，有时还有超速档）时，使 汽车有足够的牵引力，适当的最高车速和良好的燃料经济性。为此，则需将通过变速器或 分动器经万向传动装置传来的动力，通过驱动

11、桥的主减速器，进行进一步增大转矩，降低 转速的变化。因此，要想使汽车传动系设计得合理，首先必须选择好传动系的总传动比， 并适当地将它分配给变速器和驱动桥。后者的减速比称为主减速比。当变速器处于最高档 位时，汽车的动力性及燃油经济性主要取决于主减速比。在汽车的总布置设计时，应根据 该车的工作条件及发动机、传动系、轮胎等有关参数，选择合适的主减速比来保证汽车具 有良好的动力性和燃料经济性。差速器的功用是当汽车转弯行驶或在不平路面行驶时，使左右驱动车轮以不同的角速 度滚动，以保证两侧驱动车轮与地面间作纯滚动运动。汽车行驶过程中，车轮对路面的相对运动有两种状态 滚动和滑动，其中滑动又有 滑转和滑移两种

12、。汽车行驶时，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的。左右两轮胎内的 气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两 轮接触的路面条件不同，行驶阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则 不论转弯行驶或直线行驶，则不可避免地产生驱动轮在路面上的滑移或滑转，这不仅会加 剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。 为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两

13、输出轴有可能以不 同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打 滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。驱动桥的传动效率主要决定于其齿轮啮合及轴承运转是的摩擦损失和润滑油的扰动、 飞溅引起的功率损失。除齿轮精度及支承刚度外，正确选择润滑油可减小齿面间的摩擦损 失，改善啮合；除转速影响外，正确选择轴承的尺寸及型号、间隙或预紧度，改善润滑等 是减小轴承摩擦损失的有效措施；除主减速器从动齿轮轮缘的宽度、切线速度及润滑油黏 度的影响外，选择合理的油面高度，可控制润滑油的扰动、飞溅引起的功率损失，这些都 是减小驱动桥的功率损失提高其传

14、动效率的主要方法。随着高速公路网状况的改善和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为货车市场 的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐 渐成为货车主减速器技术的发展趋势 3 。货车发动机向低速大扭矩方向发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展。为顺 应节能、环保的大趋势，货车的技术性能在向节能、环保、安全、舒适的方面发展。因此， 要求货车车桥也要轻量化、低噪声、高效率、大扭矩、宽速比、长寿命和低生产成本。对不同用途的汽车来说，驱动桥的结构形式虽然可以不同，但在使用中对他们的基本 要求却是一致的。综上所述，对驱动桥的基本要求可以归纳为以下几点：所选择的主减

15、速 器比应满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和经济性；当两驱动车轮以不同角速 度转动时，应能将转矩平稳且连续不断地传递到两个驱动车轮上；当左右两驱动车轮的附 着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力；能承受和传递路面与车架或车厢之间的铅垂 力、纵向力和横向力及其力矩；驱动桥各零部件在强度高、刚性好、工作可靠及使用寿命 长的条件下，应力求做到质量小，特别是非悬挂质量应尽量小，以减小不平路面给驱动桥 的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；轮廓尺寸不大，以便于汽车的总布置及与所要求的 驱动桥离地间隙相适应；齿轮及其他传动机件工作平稳，无噪音或低噪音；驱动桥总成及 零部件的设计应能尽量满足零件的标准化

16、、部件的通用化和产品的系列化汽车变型的要 求；在各种载荷及转速工况下有高的传动效率；结构简单，修理、保养方便；机件工艺性 好，制造容易 19 。第一章 EQ1090 载货汽车驱动桥设计方案确定1.1 驱动桥结构方案的确定 驱动桥的结构形式按工作特性分，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。普通非断开式驱动桥， 由于结构简单、 造价低廉、工作可靠，

17、 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。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分 传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，对汽车平顺性和降低动载荷不利。这是它的 一个缺点。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。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

18、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。本次设计为 EQ1090 型货车驱动桥。由于非断开式驱动桥与断开式驱动桥相比，其形 式结构简单、成本低、维修和调整方面也很简单，经济性好。所以，本次 EQ1090 中型货 车驱动桥的设计采用非断开式驱动桥 。1.2 主减速器形式及选择 主减速器的形式主要分为两种：即单级式主减速器和双级式主减速器。 主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用 弧齿锥齿轮传动， 其特点是主、 从动齿轮的轴线垂

19、直交于一点。 由于轮齿端面重叠的影响， 至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长 上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振 动小。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻 合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时， 主动齿轮尺寸相同时， 双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小， 从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效 率，可达99%。本次设计任务的总质量为 9290kg,最小离地间隙为265m

20、m。此时为满足较大的主传 动比，由一对锥齿轮构成的单级主减速器，已满足不了最小离地间隙的要求。所以，在本 次设计中，主减速器的形式采用双级主减速器2，纵向布置。如图1.1所示。图1.1双级主减速器布置形式13主减速器齿轮的齿型第一级传动齿轮采用弧齿圆锥齿轮。因为采用了双级主减速器，动力的传递由两组齿 轮共同完成，考虑其成本，则不需采用双曲面齿轮。第二级传动齿轮采用斜齿圆柱齿轮。因为此时动力传递为直线传递，所以只能选取圆 柱齿轮，而又为保证自身的轴向位置，所以采用斜齿圆柱齿轮。1.4双级主减速器传动比分配一般情况下第二级减速比io2与第一级减速比io1之比值（io2/io1）约在1.42.0范围

21、内, 而且趋于采用较大的值，以减小从动锥齿轮的半径及负荷并适应当增多主动锥齿轮的齿 数，使后者的轴径适当增大以提高其支承刚度；这样也可降低从动圆柱齿轮以前各零件的负荷从而可适当减小其尺寸及质量。在这里取io/io1=1.5。则可算得:i2 = * =3.。81，修定总传动比得 io = i。沁=6.32&io1 2.o54第二章 EQ1090载货汽车主减速器设计2.1汽车弧齿圆锥齿轮设计12.1.1主动锥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锥齿轮的计算转矩TjeTe max* |TL * k。* 叮 Tje :n式中：353 必26.91 N M1= 14696.8N(

22、2.1)Tje按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩，单位 Nm；Temax 动机的输出的最大转矩，单位N *m T emax =353N m;iTL发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比iTL =i0 和=6.328 7.31 =46.26 ；ko由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，k=1 ；传动系上述传动部分的传动效率，“ =0.9;n驱动桥数目，n =1 ；2）按驱动桥打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 Tj.G2*a*rr*m 67914 汉 1.15 汉 0.85 汇 0.496 Tjn LB*iLB1 X 1= 32927.4N M(2.

23、2)j按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩，单位Nm；G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，G2 =67914N ；a胎附着系数，a =0.85；rr轮的滚动半径，rr =0.496m；m汽车最大加速度时的后桥负荷转移系数，m=1.15;LB 减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率，LB=1 ；iLB 主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动比，心=1 ；3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动链齿轮的计算转矩(Ga+Gr)冲 rr91042 x 0 496/oTcf-(fr fh fj)(0.018 0.08)N M = 4425.37N M (2.3)i m n n1 ： 1 ： 1m满

24、载质量，m =9290kg;2g 力加速度，g =9.8m/s ;G-满载时总重力，G-=91042N ;Gt 车满载总重力，0N ;fR滚动阻力系数，0.1-0.2, 取 0.018; 均爬坡能力系数，0.05-0.09之间，取0.08;性能系数。取0取Tjmin（Tje、Tp），即m = 14696.8（N m）为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。Tcf=4425.37N M为强度计算中用以验算锥齿轮疲劳寿命的计算载 荷。主动锥齿轮的计算转矩：Tz= Tci0 ngio减速比ng主从动锥齿轮间的传动效率，取 ng =0.9当 T 二 min Tje,Tj_ 4696.

25、8N M 时，T 2579.7 N M当 Tc 二 J 时，Tz =776.8N M2.1.2主减速器齿轮基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数Zi和Z2，从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽bi和b2、中点螺旋角1、法向压力角等。1）主、从动锥齿轮齿数Zi和Z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 为了磨合均匀，Zi,Z2之间应避免有公约 数；为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车Zi般不小于6;主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙

26、；对于不同的主传动比，z和Z2应有适宜的搭配。又由 心=2.054,估取Zi=17，Z2=352）节圆直径的选择节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.4,式2.5中取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：式中：Kd直径系数，取Kd2 =1216;(2.4)Tj计算转矩，N m，取Tj ；：,e中较小的，第一级所承受的转矩:TjeTj _ i0214696.8 N M =4770.14N M=3.081(2.5)把式（2.5）代进式（2.4）中得到d2 =202269.3mm ;初取d2=210mm。3）主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反

27、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 b，推荐不大于节锥A2的0.3倍，即b2乞0.3A2，而且b2应满足b2乞10mt，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：b2 = 0.155D2一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

28、的齿面加大10%较为合适。4）中点螺旋角B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B时应考虑它对齿面重合度F,轮齿强度和轴向力大小的影 响，B越大，则XF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，XF应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但B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B值以防止 轴向力过大，通常取355）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

29、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，驱动汽车前进。6）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，规定重型载货汽车可选用22.5的压力角。载货汽车20查表得：主动齿轮齿数：17从动齿轮齿数：35端面模数：d2210厂mmm - 6mmZ235齿面宽：F =0.155d2 =0.155 210 = 32.55mm取

30、 40mm齿工作咼：hg =Hjm=1.7 6 = 10.2mm齿全高：h=H2m= 1.888 6 = 11.328mm法向压力角： - 20（载重汽车）轴交角：=90节圆直径：drm% 17 = 102mmd2=z2m = 35 6 = 210mm节锥角：vZ117 一。1 - arctanarcta n26Z235Z2352 - arctanarctan64Z117节锥距：Ad1d2102201一A116.3mm2sin 1 2sin 2 2sin262sin64周节：3.14163.141618.8496mm齿顶咼：h2 = Kam 二 0.649 6 = 3.894mmhr =hg

31、-h2 = 10.20 -3.894 二 6.306mm齿根高：0 = hh,二 5.022mmhh = h - h2 = 7.434mm径向间隙：e = h _ n = 1.128mmy齿根角：、h/5.022=r = arcta narctan= 2.47A0116.3、丄IV丄7.434门z2 二 arctanarctan3.66A116.3面锥角：01 = 1 、2 =263.66 二 29.6602 = 2、v =642.47 =66.47根锥角：R1 = 1= 26 -2.47 = 23.53R2 i2 -、2 =64 3.66 =60.34外圆直径：d01 = d2cos102

32、2 6.306cos26 = 113.36mmd2 = d2 2h2cos 2 = 210 2 3.894cos64 = 213.41mm节锥顶点至齿轮外圆距离:d2210x01- h| sin 16.306 sin 26 = 102.24mm2 2x02 =- h2 sin 2- 3.894 sin 64 = 47.50mm2 2理论弧齿厚： = t - s2 二 20.4 - 5.1 = 15.3mms2 = sk m = 0.850 6 = 5.10mm齿侧间隙：由表查得B = 0.4mm螺旋角：3522主减速器第二级圆柱齿轮设计1）齿轮计算转矩Tee 二 Kd T max k i1 i

33、f i0 一：一 n基圆柱螺旋角:b 二 are tan(tanIF - cosaj =arctan(tan12 cos20 ) = 0.22) 按驱动轮打滑扭矩确定齿轮计算转矩Tcs=G2 m2：. ：Vr/(im m) =67914 1.1 0.85 0.496/(3.081 1)(2.7)= 10222.59N M式中：Kd由于猛接触离合器而产生的动载系数，取1 ;K液力变矩器变矩系数，取1；i1变速器一档传动比，h=7.31;if动器传动比，取1；i。 减速器传动比，i。=6.33；发动机到主减速器从动齿轮的传动效率，口 =0.9；n驱动桥数目，n =1;G2满载时驱动桥静载荷，G2

34、= 67914N ；m2最大加速时，后轴负荷转移系数，m2=1.1 ；轮胎附着系数，*=0.85；)主减速器从动齿轮到驱动轮间的传动比，im =3.081 ；主减速器从动齿轮到驱动轮间的传动效率,=1 -m 1 ?rr轮滚动半径。3) 初选从动圆柱齿轮的分度圆直径 初选：D2 = kD2 3 TcTcd为Tce与Tcs的较小者，取10222.59 N m所以：D2 = Kd2 310222.59 =282.14347.24 mm,取 301mm从动齿的齿数初取43，则主动齿轮的齿数为14齿轮模数：m=D2/z2=301/43=7mm所以，m=7mm4) 斜齿圆柱齿轮设计几何参数螺旋角一般取71

35、2B =12法面模数：mn =7mm端面模数：mt=mn/cos： =7/cos12 =7.16法面压力角：an=20端面压力角q =arctan(tanan/cos ：) =aretan(tan20 /cos12 ) =20.3法面齿距：pn -二 mn = 3.14 7 = 22端面齿距：pt =二 mt = 3.14 7.16 = 22.48法面基圆齿距：Pbn 二 pn cosan 二 22 cos20 二 20.673法面齿顶咼系数:*han =1法面顶隙系数：cn = 0.25分度圆直径：d = Z1 mt =14 7.16=100.24d2 = z2 g = 43 7.16 =

36、307.88基圆直径：db1=d1 cos： t =100.24 cos20.3 =94.01db2=d2 cos =307.88 cos 20.3 =288.75端面顶咼糸数：hat 二 hancos ： =1 cos12 =0.98最少齿数：Zmin - 2 hat / sin at =2 0.98/sin 20.3 =5.56齿顶咼：ha 二 m hat =7.16 0.98 = 7.017齿根高：hf =mt (ht g)=7.16 (0.98 0.244) = 8.76齿顶圆直径：da1 =d1 2 ha =100.24 2 7.017 =114.27da2 = d1 2 h 307

37、.88 2 7.017 = 321.91齿根圆直径：df1=d1-2 hf=100.24 -2 8.76 = 82.72df2 二d2-2 hf =307.88-2 8.76 = 290.36法面齿厚：Sn 二 /2 mn =3.14/2 7 =10.99齿宽：b-）ddi=0.8 100.24 =80.192.3强度计算2.3.1螺旋锥齿轮强度校核10完成螺旋锥齿轮的几何参数计算后，还应对其进行强度计算，以保证主减速器锥齿轮 有足够的强度和寿命，能安全可靠地工作。汽车驱动桥的齿轮，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。在要求使用寿命为20万千米

38、或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9MPa。表2.1给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。表2.1汽车驱动桥齿轮的许用应力MPa计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力按式（2.1）、式（2.2）计算出的最大计算转矩Tje，Tjf中的较小者7002800980按式（2.3）计算出的平均计算转矩Tjm210.91750210.9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Tje和最大附 着转矩Tjf并

39、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。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Pp N / mm（2.8）b2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GTr两种 载荷工况进行计算，N ;b2从动齿轮的齿面宽；按发动机最大转矩计算时：(2.9)Temaixg 10pN / mmd1b才2式中：Te max发动机输出的最大转矩，在此取 353Nm；ig变速器的传动比;d1 动齿轮节圆直径，在此取 102mm.按上式3

40、53 7.31 103 1264.9N / mm102 “402按最大附着力矩计算时:(2.10)G2 rr 103 “ /pN / mmd2b22式中：G2 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取 67914N;轮胎与地面的附着系数，在此取 0.85;rr按上式轮胎的滚动半径，在此取0.496m；67914 0.85 0.496 1000 p 二210 X40 2由于载货汽车一档的单位齿长上的圆周力= 6817.27N/mmp许=1427 N m （查汽车设计课程设计指导书表2.1可知。式（2.10）所算出来的值小于p许，所以符合要求

41、，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1427 N m。可知，校核成功。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32 10 Tj Ko Ks Km w 二Kv F d m J(2.11)式中：T _K0Ks该齿轮的计算转矩，Nm;超载系数；在此取1.0;一尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关,当m _ 1.6时,Km荷分配系数，取=1.15；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1.0；b算齿轮的齿面宽，mm；d所讨论的齿轮大端分度圆直径，mm；m面模数，mm;J计算弯曲应力的综合系数（或几何系数

42、），它综合考虑了齿形系数。由汽车设计课程设计指导书选取，小齿为 0.26,大齿为0.24。按Tj=min0，口计算时：32 104779.4 1 0.697 1.151 40 210 6 0.262 2= 584.70 N / mm 二 700N/mm(2.12)按Tj =Tcf计算时:(2.13)32 104425.37 1 0.697 1.152 2=190.36N/mm _210.3N/mm所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求3）轮齿的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为_ Cp 2TK0KsKmKf 103(2.14)j 2 d 40 210 6 0.24 3.081 iKvbJn/

43、mm式中：T 主动齿轮的计算转矩；1Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6N 2/ mm;K0，Kv，Km 见式（2-10）下的说明;Ks尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下,可取1.0；Kf 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可 取 1.0；J 计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲 率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响， 按图2.1选取J=0.115松叭合另-丙轮的肉数图2.1

44、接触计算用综合系数当按minTjeTj I计算时，代入数据，得I.3232.6 2 2579.7 0.697 1.15 1 1 103102 ,1 40 0.115= 2162.20Mpa 2800Mpa(2.15)当按Tcf计算时，代入数据，得232.6 2 776.8 0.697 1.15 1 1 103102 一1 40 0.115= 1186.4Mpa 乞 1750Mpa(2.16)主、从动齿轮的齿面接触应力相等，所以均满足要求 经过校合可知主减速器的主、从齿轮符合强度要求。232斜齿圆柱齿轮弯曲强度校核1）主、从动齿轮的弯曲强度计算得:F12KT1bd1mnYFa1YSa12 1.4

45、 4779.4 10380.19 100.24 7 2.0542.96 1.55MPa -531.24Mpa厲 I - 680Mpa(2.17)2KT1,YFa 2YSa2bd2mn2 1.4 4779.4 10380.19 307.88 72.35 1.70MPa =309.35Mpa 一 bF680Mpa(2.18)齿轮的弯曲强度满足要求。2）齿面接触强度计算:2KT u 1bd2 u订h=2200 MPa(2.19)式中：ZE 材料弹性系数，ZE =2.5；Zh 区域系数，Zh =189.8；Zp 螺旋角系数，Z旷jcosB =0.98;u齿数比，u =z从;z主=3.081;主动齿轮的

46、齿面接触强度为：|2KT, u+1匚 hi=ZeZhZ2(2.20)Y bd1u2 1.4 4779.4 103 3.081 1 =2.5 189.8 cos162MPaV 80.1S100.2423.081=2181.04MPa _；H =2200MPa主动齿轮的齿面接触强度符合要求。从动齿轮的齿面接触强度为：2KT2 u 122H = Z e Z h Z bd 2 u(2.21)=2.5 189.8 . cos162 1.4 14696.8 10380.19 307.8823.081 13.081MPa=1245.23MPa 十h =2200MPa从动齿轮的齿面接触强度也符合要求。根据上面

47、的校核，一级和二级减速齿轮都满足 要求，校核成功2.4主减速器齿轮的材料及热处理驱动桥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用 时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点 蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要 求：1、具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表 面应有高的硬度；2、轮齿心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易于控制, 以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生

48、产成本并将低废品率；4、选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制 造，齿轮所采用的钢为20CrM nTi用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC, 而心部硬度较低，当端面模数 m 8时为2945HRC。由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的 磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予 与厚度0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公 差尺寸，也不能代替润滑。对齿

49、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，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以 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。2.5主减速器齿轮的支承1）主动锥齿轮的支承形式有两种：悬臂式和跨置式。（1）悬臂式：齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式的支承于一对轴承的外侧（如图 2.2 所示）。（2）跨置式：齿轮前后两端的轴颈均以轴承支承，故又称为两端支承式”（如图2.3所示）。图2.2悬臂式装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增强支承刚度的圆锥滚子轴 承，其中位于驱动桥前部的通常称为主

50、动锥齿轮前轴承，后部紧靠齿轮背面的称为主动锥 齿轮后轴承；当采用跨置式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。 本次设计主动锥齿轮采用悬臂式。为了减小悬臂长度和增加两支承间的距离，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的 大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由 另一轴承承受。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些。2）从动齿轮的支承形式 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 2.4所示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥 滚子大端应向内，以减小尺寸c d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置 设置加强肋以增强支承稳

51、定性，c d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的 70%。为了使 载荷能均匀分配在两轴承上，应是 c等于或大于d。2.6轴承的选择和校核图2.4从动锥齿轮的支承型式2.6.1主减速器锥齿轮上作用力的计算11）锥齿轮齿面上的作用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。该法向力可分解为沿齿轮 切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速 器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故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为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩 算。

52、作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下13Td进行计 计算：Td 二 Te max1100-cfi1 ig1(2.22)式中：Te maxfi1， fi2 -fiR变速器在各挡的使用率，可参考表2.2选取；ig1， ig2 igR变速器各挡的传动比，分别为7.31;4.31; 2.45; 1.51; 1;fT1， fT2 -fTR-一变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2.2选取;发动机最大转矩，在此取353N m ;轿车公共汽车载货汽车川挡IV挡V挡V挡带V挡V挡带V挡 变速器Kt VKt 超速挡超速挡fi f挡位8080表2.2fi及fT的参考值I挡110.82110.50.5n挡

53、942.56433.52fi川挡90201627151175挡7580.76550855915V挡77.5超速挡3030I挡6070657070505050n挡6065607070606060fT川挡5060506060707070挡60506060607070V挡60超速挡7570注表中KT = 05，其中Temax发动机最大转矩，N m ； Ga 汽车总重力，kN。经计算Td为371.27N m。2）齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为2T(2.23)(2.24)P = dm n式中：T作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩；dm该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径；对于螺旋锥齿轮d2m 7

54、-F sin 2 _z1、dim d 2mZ2式中：dim,d2m 主、从动齿面宽中点分度圆的直径;F 从动齿轮齿宽；d2 从动齿轮节圆直径；Zi,Z2 主、从动齿轮齿数；2从动齿轮的节锥角。由式(2.24)可以算出：d1m = 84.52mm， d2m = 174.02mm。按式（223）主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力Pi =84普=8785.珈主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 P2=R =8785.38N3）锥齿轮的轴向力和径向力一级减速机构作用在主、从动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为:A = P . tan ： sin sin coscospA2 = P2 一 tans ins

55、 in cos cosPiF Ri = cos :tan ： cos - sin : sin由上面已知可得:P2F R2 _ cos :tan： cos sin : sin(2.25)(2.26)(2.27)(2.28)8785 38tan20 sin 25.9 sin 35 cos25.9 i= 7238.80 N cos 358785.38cos 35tan20 sin 64.1 -sin 35 cos64.1= 824.46N由式（2.27）、（2.28）可算得:R =824.46N; R2 =7238.80N二级减速齿轮齿宽中点处的圆周力为2TP = d N式中：T 作用在主减速器主动

56、锥齿轮上的当量转矩T =Tdi01=762.59N m ;d该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。可算出 R 二P2 =2 762.59 =15215.28 N。 100.24二级减速机构作用在二级主、从动齿轮面上的轴向力A和径向力R分别为:ififrfA = A2 = P1 tan P科歼科IR1 = R2 = P1 tan ： . cos ：P(2.29)(2.30)(2.31)式中:齿轮的螺旋角，2 =16 ;把已知条件代入式(2.30)和式(2.31)可算出 Ai =A2 =4362.91N,ri = R2 =5761.08“。对上面轴向力，径向力，圆周力求和的，一级减速机构受力F仁11.

57、4KN,二级减速机构受力 F2=16.84KN。2.6.2轴和轴承的设计计算一级主动锥齿轮轴的设计计算：对于轴是用悬臂式支撑的，如图2.5所示，齿轮以其齿轮大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增加支承刚度，应使两轴承的支承 中心距b比齿轮齿面宽中点的悬臂长度a大两倍以上，同时尺寸b应比齿轮节圆直径的70% 还大，并使齿轮轴径大于悬臂长 a。为了减小悬臂长度a和增大支承间距b，应使两轴承 圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以使b拉长、a缩短，从而增强支承刚度。由于圆锥滚子轴承在润滑时，润滑油只能从圆锥滚子轴承的小端通过离心力流向大端，所以在 壳体上应该有通入两轴承间的右路管道和返回壳体

58、的回油道。图2.5一级主动齿轮的支持型式另外，为了拆装方便，应使主动锥齿轮后轴承(紧靠齿轮大端的轴承)的支承轴径大 于其前轴承的支持轴径。根据上面可算出轴承支承中心距 b 70%d1=71.4mm，在这里取b = 75mm。轴承的的选择，在这里选择主动锥齿轮后轴承为圆锥滚子轴承 30216型，此轴承的额定动 载荷Cr为160KN，前轴承圆锥滚子轴承30214型，此轴承的额定动载荷 为132KN。 由此可得到：ba 二(cos 1 a2 4)mm2式中：a2轴承的最小安装尺寸由吴宗泽。罗圣国主编的机械设计课程设计书表 6-7 可查的 a2 =6mm。及 40cos25. 4 6=27.99mm取

59、 a=29mm。263主减速器齿轮轴承的校核1）齿轮轴承径向载荷的计算(2.32)(2.33)b =75mm.前后轴承的径向载荷分别为:R前=.IP a I 亠 IR a -0.5 A 1 i bR后 = (P c) +(R c 0.5A d1 ) b根据上式已知 R=R1 =824.46N, A = A1 =7238.80N, R =8785.38N, a=29mm , c = a b = 104mm。前轴承径向力R前=1 . 8795.38 29 2824.46 29 -0.5 7238.80 102 2 =5723.55N75后轴承径向力R后 = 1 、 8795.38 104 2824.46 104 -0.5 7238.80 102 2 =12768.34N752）轴承的校核对