高机动越野运输车0.5t驱动桥的结构设计毕业设计

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1、摘 要驱动桥作为传动系的主要组成部件之一，尤其对于越野车，车辆的动力性、通过性、安全性更为重要。该设计的研究目的就是为了使其在山地和高原以及平原地带进行行驶、救援及勘探等。因此，该设计论述了高机动越野运输车0.5t驱动桥的结构设计过程，其中主要包括主减速器、差速器和轮边减速器。根据设计参数选择驱动桥的结构形式，然后根据类似驱动桥结构确定出总体设计方案。最后，对主减速器的主、从动锥齿轮、差速器齿轮、轮边减速器及全浮式半轴和驱动桥壳进行强度校核；对支承半轴进行寿命校核。该轮边减速器可通过更换齿轮的的方式来改变传动比，从而较好地适应山地要求。在提供较大传动比的同时，又能增大离地间隙，提高汽车的通过性

2、，并配合轮边减速器的使用。最后确定方案，设计出一个高效、可靠的驱动桥。 关键词：越野车；驱动桥；主减速器；轮边减速器 ABSTRACTDrive axle transmission system as one of the main components, especially for off-road vehicles, the vehicles power, by nature, safety is more important. This design research purpose is to make it in the hills and plains of the platea

3、u and driving, rescue and exploration. Therefore, this design discusses high-mobility off-road vehicle structure design of 0.3 t driving axle process which include main reducer, differential and wheel edges reducer. According to the structure of the drive axle design parameters selection, then accor

4、ding to similar forms of driving axle structure determine the overall design scheme. Finally, the main reducer Lord, driven bevel gear, differential gears, wheel edges reducer and complete floating half axle and driving axle shell check intensity; Life for supporting half shaft dynamicrigidity. This

5、 wheel edges of gear reducer can by changing the way to change gear ratios, thus better meet the mountain requirements. In provide larger ratio, and meanwhile increases ground clearance is achieved, making cars through sex, and the use of speed reducer with wheel edges. The final determination schem

6、e, design a more efficient and reliable driving axle.Key Words：suvs；axles；main reducer；wheel edges reducer目 录摘 要IABSTRACTII1引 言11.1设计题目的来源和意义11.2高机动越野车的发展及车结构的特点22 驱动桥结构方案分析33 主减速器的方案论证43.1主减速器的结构形式的选择43.1.1 主减速器的齿轮类型选择43.1.2 主减速器的减速形式选择63.1.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式83.2 主减速器基本参数的选择与计算载荷的确定103.2.1主减速器齿轮计算载

7、荷的确定103.2.2主减速器齿轮基本参数的确定103.3主减速器锥齿轮强度的计算123.3.1单位齿长上的圆周力123.3.2轮齿的弯曲强度计算133.3.3轮齿的接触强度计算143.4主减速器轴承的计算153.4.1锥齿轮的轴向力和径向力计算153.4.2锥齿轮轴承的载荷计算与轴承强度校核153.4.3主减速器齿轮的材料及热处理184 差速器总成的设计194.1差速器结构形式选择194.2差速器齿轮主要参数选择204.3差速器齿轮强度计算225 半轴的设计235.1半轴的形式选择235.2半轴的结构设计和校核、材料选择245.2.1 半轴的结构设计与校核245.2.2 半轴的材料选择256

8、 驱动桥壳选择257 轮边减速器的设计267.1 中心距的初步确定277.2 齿轮模数的初步确定277.3 确定齿轮中心距277.4 尺宽277.5 齿轮模数的确定287.6 确定齿轮几何尺寸287.7 选择材料及确定许用应力297.8 计算齿轮的接触强度298 轴的结构设计308.1估算轴的直径：308.2轴的强度校核308.3轴承的选择318.4减速器壳体32结 论33参考文献34致 谢35351引 言1.1设计题目的来源和意义山地33%，高原26%，盆地19%，平原12%,这是我国的地形分布。可以看出，平原在我国只占十分之一多点，大部分都是山地跟高原，普通运输车是很难在上面行驶的；石油跟

9、煤矿的勘探之路也是很难通过的；当发生地震或泥石流、山体滑坡等地质灾害时会有很多公路的要道被石块掩埋而使救援行动遭到很大的阻碍；我国军队的现代化装备也需要一种能提高机动性的越野车，所以设计一辆高机动越野运输车是非常有必要性的。西方部分国家已经开发并使用与军事、农业、抢险救灾、石油勘探这些一般运输车不能做到的地方上。驱动桥是汽车传动系中主要部件之一。它由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳组成，保证当变速器置于最高挡时，在良好的道路上有足够的牵引力以克服行驶阻力和获得汽车的最大车速，这主要取决于驱动桥主减速器的传动比。虽然在汽车总体设计时，从整车性能出发确定壳主减速器的传动比，然而用什么型式的

10、驱动桥，什么结构的减速器和差速器等在驱动桥设计时要具体考虑的；绝大多数发动机在汽车上时纵置的，为使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩方向，同时根据车辆的具体要求解决左右车轮的扭矩分配，如使多轴驱动的汽车亦同时要考虑各轴之间的扭矩分配问题；整体式驱动桥一方面需要承担汽车的载荷，另一方面车轮上的作用力及传递扭矩所产生的反作用力矩皆由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的强度和刚度，以保证机件可靠的工作；驱动桥还必须满足通过性及平顺性要求，采用断开式驱动桥，可以使桥壳离地间隙增加，非簧载质量减轻等均是从这方面考虑；前桥驱动或多轴驱动的转向驱动轴要既能驱动又能转向。汽车的驱动后桥位于传动系的末端，其

11、基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，再将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮有汽车行驶运动所要求的差速功能;同时，驱动后架或承载车身之间的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩。一般的驱动后桥由主减速器总成，差速器总成，桥壳总成及半轴总成等零部件组成。为了提高汽车行驶平顺性和通过性，现在汽车的驱动桥也在不断的改进。与独立悬架相配合的断开式驱动桥相对与非独立悬架配合的整体式驱动桥在平顺性和通过性方面都得到改进。随着时代的发展和科技的进步，驱动桥将会得到进一步的发展。展望将来需开发汽车驱动桥智能化设计软件，设计新驱动桥只需输入相关参数，系统将自动生成三维图和二维图，以达到效率高、强度低

12、、匹配佳的最优方案。驱动桥是汽车传动系统中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好环。因此，设计中要保证:（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。 (2) 当左、右两车轮的附着系数不同时，驱动桥必须能合理的解决左右车轮的转矩分配问题，以充分利用汽车的牵引力；(3) 具有必要的离地间隙以满足通过性的要求；(4) 驱动桥的各零部件在满足足够的强度和刚度的条件下，应力求做到质量轻，特别是应尽可能做到非簧载质量，以改善汽车的行驶平顺性；(5) 能承受和传递作用于车轮上的各种力和转矩；(6) 齿轮及其它传动部件应工作平稳，噪声小；(7) 对传动

13、件应进行良好的润滑，传动效率要高；(8) 结构简单，拆装调整方便；(9) 设计中应尽量满足“三化”。即产品系列化、零部件通用化、零件设计标准化的要求。1.2高机动越野车的发展及车结构的特点要适应山地复杂多变的地形特点，保证车辆的机动性和越野性能，必须具备强大的动力性，而提高动力性的一个普遍且有效的方法就是增大传动比，使有限的发动机功率发挥更大的效能。而轮边减速器便可以通过提高有限的自身传动比，使得整个传动系的传动比有较大的变化。好的传动比固然重要，但车辆的通过性也很重要。特别是对于在山区行驶的越野车就显得尤为重要。如果一味的追求高动力性，势必会加重传动系的负担，而解决的办法就是加大部件的尺寸和

14、质量。而这反过来又会影响其通过性，为了更好协调这两方面的要求，比较好的办法就是将提高了的传动比分散布置，既不使其集中于主减速器，而分配至驱动车轮。从而使结构和尺寸都更为紧凑。总之，轮边减速器的采用，可切实解决我国偏远的边防山区的运输难题，提高我军越野车的性能。本设计题目，可对轮边减速器的设计做一些先期的研究工作，为我军高机动军用越野车的发展提供理论依据，对我军高机动军用越野车的发展起着重要作用。2 驱动桥结构方案分析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

15、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”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

16、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

17、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间隙的要求。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

18、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。综上所述，由于越野运输车需要广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上，得保证足够的离地间隙，而且单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，成本较低， 是驱动桥的基本类型，所以我们选用中央单级、圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。3 主减速器的方案论证主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速

19、，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：（1）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。（2）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。（3）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。（4）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。（5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。3.1主减速器的结构形式的选择3.1.1 主减速器的齿轮类型选

20、择主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式。1圆锥齿轮传动圆锥齿轮的特点是主，从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于齿轮断面重叠影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此可以承受较大的载荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续平稳地转向另一端，所以工作平稳，噪声和震动小，但圆锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍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变大。2双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线相互垂直但不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E，称为偏移距，如图3-1所示。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿

21、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凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其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

22、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，这有利于大传动比传动。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4.5的传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。图3-1 双曲面齿轮的偏移距和偏移方向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

23、齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、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。3 .圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动广泛应用于发动机横置的前置前驱动乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。4. 蜗杆传动蜗杆-蜗轮传动简称蜗轮传动，在汽车驱动桥上也得到了一定应用。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比(通常814)时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车

24、的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是耍用昂贵的有色金属的合金(青铜)制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广。该驱动桥是为越野运输车设计，根据以上的对比分析知，该桥的主减速器齿轮应该选用圆锥齿轮。3.1.2 主减速器的减速形式选择主减速器的减速型式分为单级减速、双续减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。单级主减速器由于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廉的优点，广泛用在主减速比7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也

25、有采用蜗轮传动的。双级主减速器由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.65的中、重型汽车的贯通桥。它又有锥齿轮圆柱齿轮式和圆柱齿轮锥齿轮式两种结构型式。锥齿轮圆柱齿轮双级贯通式主减速器的特点是有较大的总主减速比(因两级减速的减速比均大于1)，但结构的高度尺寸大，特别是主动锥齿轮的工艺性差，而从动锥齿轮又需要采用悬臂式安置，支承刚度差，拆装也不方便。与锥齿轮圆柱齿乾式双级贯通式主减速器相比，圆柱齿轮锥齿轮式双级贯通式主减速器的结构紧凑，高度尺寸减小，但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小，有时甚至等于1。为此，有些汽车在采用这种结构布置的同时，为

26、了加大驱动桥的总减速比而增设轮边减速器；而另一些汽车则将从动锥齿轮的内孔做成齿圈并装入一组行星齿轮减速机构，以增大主减速比。单级(或双级)主减速器附轮边减速器矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，要求有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其传动系的低档总传动比都很大。在设计上述重型汽车、大型公共汽车的驱动桥时，为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它们的尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致了一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时，则需采用单级(或双级)

27、主减速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在1626左右)，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。根据以上信息，我们应该选择单级主减速器附轮边减速器。3.1.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式1主动锥齿轮的支承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，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种，悬臂式与骑马式如

28、图3-2所示。悬臂式齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。图3-2 主减速器主动齿轮的支承形式及安置方法（a）悬臂式支承 （b）骑马式支承骑马式齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。骑马式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后

29、轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，成本提高。轿车和装载质量小于2t的货车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。根据以上对比分析越野车的载荷较小,该车驱动桥主动锥齿轮的支承形式应该采用悬臂式支承。2从动锥齿轮的支承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即载荷离两端轴承支承中心的距离和(见图3-3)之比例而定。为了增强支承刚度，支承间的距离（）应尽量小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时

30、应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，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。球面圆锥滚子轴承具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中。只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。图3-3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法轿车和轻型载货汽车主减速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合固定在差建界壳的突缘上，这种方法对增强刚

31、性效果较好。3.2 主减速器基本参数的选择与计算载荷的确定由总体设计知：最大总传动比为4.55,轮边减速比为1.92，则主减速器传动比=2.37。3.2.1主减速器齿轮计算载荷的确定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 （3-1）式中 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，在此取23.522；发动机的输出的最大转矩，在此取156.91；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；由以上各参数可求=1660.074所以主动锥齿轮计算转矩=778.593.2.2主减速器齿轮基本参数的确定（1）齿数的选择对于单级主减速器，当较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值

32、小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当6时，z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，最好大于5。当较小(如=3.55)时，引可取为712，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数，之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。所以主、从动齿轮的齿数根据整车匹配参数计算取=17, =41。（2）节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出： （3-2）式中 从动锥齿轮的节圆直径，；直径系数，取K=1316；计算转矩为1660.074。带入课

33、求出=（153.9189.5）（3）齿轮端面模数的选择选定后，可按式算出从动锥齿轮大端端面模数。初选=172，则=172/41=4.19，参考机械设计手册选取=4.5，则=76.5，=184.5。用下式校核： （3-3）式中计算转矩为1660.074； 模数系数，取=0.30.4。此处，=（0.30.4）=（3.554.74），因此满足校核条件。（4）主，从动锥齿轮齿面宽和 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

34、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，应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：=0.155184.5=28.5975 在此取=30。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=33。（5） 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，

35、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) 螺旋角,压力角，节锥角通常，最常用；标准=；主动齿轮节锥角= =，从动齿轮节锥角=-=。3.3主减速器锥齿轮强度的计算在完成主减速器齿轮的几何计算后，应验算其强度，进行强度计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠地工作。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。，齿轮的使用寿命除与设计的正确与否有直接关系外，在实际生产中也往往会由于材料、加工精度、热处理、装配调整以及使用条件的不当而发生损坏。但正确的设计应是减少或避免上述损坏的一项重

36、要措施。强度验算则是进行正确设计的一个方面。目前的强度计算多为近似计算，在汽车工业中确定齿轮强度的主要依据是台架试验及道路试验，以及在实际使用中的情况，强度计算可供参考。3.3.1单位齿长上的圆周力 （3-4） 式中 单位齿长上的圆角力，；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；从动齿轮的齿面宽，。由于本文计算主、从动齿轮参数时以发动机最大转距进行计算的，因此，计算圆周力时仍以发动机最大转距计算，则 （3-5） 式中发动机最大转矩，；变速器传动比，常取1档及直接档进行计算；主动齿轮节圆直径，。对于多桥驱动汽车应考虑驱动桥数及分动器传动比。根据I档计算单位齿

37、长上的圆周力=1429根据直接档计算单位齿长上的圆周力=250许用单位齿长上的圆周力p 车型按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档轿车8935363218930.85货车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.65根据以上计算对照表格可知驱动桥主从动齿轮耐磨性较好。3.3.2轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮的计算弯曲应力 ()为 （3-6）式中齿轮的计算转矩，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；超载系数，在此为1；尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数1.6时，=；载荷分配系数，

38、当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，1.101.25。支承刚度大时取小值；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取1；计算齿轮的齿面宽，；计算齿轮的齿数；端面模数，；计算弯曲应力用的综合系数通过查表取=0.255， =0.649则=339.2059=700 故此后桥齿轮能满足弯曲强度要求。汽车驱动桥齿轮的许用应力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计算得出的最大计算转矩，中的较小者 7002800980按平均计算转矩 210.91750210.93.3.3轮齿的接触强度计

39、算圆锥齿轮计算接触应力 ()为 （3-7）式中，为主动齿轮的最大转矩，；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；主动齿轮节圆直径，；表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取=1；齿面宽，取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽)；计算接触应力的综合系数=1, =1, =1.1,通过查表取=0.13， 则 =2015.038时为HRC2945，当58时，为1.01.4；8时，为1.21.6。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(或仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均予以厚度为0.0050.0100.020的磷化处理或镀

40、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，为了提高其耐磨性可进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低，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。4 差速器总成的设计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关系表明：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，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。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、

41、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，则会由于左右驱动车轮的转速虽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。这不仅会使轮胎过早磨损、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装有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行

42、程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学要求。4.1差速器结构形式选择差速器的分类可按用途(如图4-1所示)也可按其工作特性分类(如图4-2所示)。图4-1 差速器按用途分类图4-2 差速器按工作特性分类从经济性和平稳性考虑，选用结构简单、紧凑、工作平稳、制造方便，用于越野车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器。4.2差速器齿轮主要参数选择（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。故行星齿轮数目定为4。（2）行星齿轮球面半径()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

43、安装尺寸，实际上代替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： （4-1） 式中行星齿轮球面半径系数，=2.522.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以及越野汽车、矿用汽车取最大值；计算转矩，。所以，取35(3)节锥距的确定=(0.98 0.99 ) 取=34.5则齿宽F=（0.250.3）=10(4)行星齿轮齿数和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，应使行星齿轮尽量少，但一般不应小于10。半轴齿轮齿数采用1425。后桥半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。在任何圆锥行星齿

44、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。取=10，=16。（5）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、： （4-2） （4-3）式中、行星齿轮和半轴齿轮齿数。 故，再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：= 则m=4节圆直径 mm，mm。（6）压力角 过去汽车差速器齿轮都选用20压力角，这时齿高系数为l，而最少齿数是13。目前汽车差速器齿轮大都选用2230的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且在小齿轮(行星齿轮)齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮

45、趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。某些重型汽车和矿用汽车的差速器也可采用25压力角。故压力角取为20。（7）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轴名义直径相同，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。通常取 （4-4） （4-5）式中差速器传递的转矩，； 行星齿轮数； 为行星齿轮支承面中点到锥顶的距高，； 支承面的许用挤压应力，取为69。本文中=1660.074，=26所以，取=15则 4.3差速器齿轮强度计算由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左右驱动车轮有转速差时行星齿轮和轴

46、齿轮之间才有相对滚动。所以对差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑。汽车差速器齿轮的弯曲应力为 （4-6）式中差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，；计算转矩，；差速器行星齿轮数目；半轴齿轮齿数；计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数本文中=0.255，于是故行星和半轴齿轮满足设计要求。5 半轴的设计5.1半轴的形式选择普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种，如图5-1所示。半浮式半轴图5-1（a）以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车

47、轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。图5-1 半轴的支承形式及受力简图3/4浮式半轴 图5-1(b)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，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向

48、力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。全浮式半轴 图5-1（c）的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为570。具有全浮式半

49、轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。由以上分析可知该选用全浮式半轴。5.2半轴的结构设计和校核、材料选择5.2.1 半轴的结构设计与校核在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行： （5-1）式中半轴杆部直径，； 半轴的计算转矩，；半轴扭转许用应力，。全浮式半轴计算载荷按车轮附着力矩计算： 则取=30半轴的扭转应力由下式计算： 式中半轴的扭转应力，； 一半轴的计算转矩，； 半轴杆部直径，则在保证安全系数在1.31.6范围时，半轴扭转许用应力可取为490588，所以设计满足要求。5.2.2 半轴的材料选择半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。半轴的热处理近年来采用高频、中频感应淬火的方法较多。本次