货车驱动桥设计毕业设计.doc

第1章 绪 论

1.1概述
驱动桥是汽车总成中的重要承载件之一，其性能直接影响整车的性能和有效使用寿命。本文是对昌河货车驱动桥总成的结构设计。汽车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。所以本文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。
驱动桥的设计，由驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求，详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构型式与设计计算方法。
汽车驱动桥由桥壳、主减速器、差速器、半轴和壳体等元件组成，转向驱动桥还包括各种等速联轴节，结构更复杂，它承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式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。汽车驱动桥在汽车的各种总成中也是涵盖机械零件、部件、总成等品种最多的大总成。例如，驱动桥包含主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴及轮边减速器）、桥壳和各种齿轮。可见，汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要涉及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。传统设计是以生产经验为基础，以运用力学、数学和回归方法形成的公式、图表、手册等为依据进行的。现代设计是传统设计的深入、丰富和发展，而非独立于传统设计的全新设计。以计算机技术为核心，以设计理论为指导，是现代设计的主要特征。利用这种方法指导设计可以减小经验设计的盲目性和随意性，提高设计的主动性、科学性和准确性。电子计算机的出现和在工程设计中的推广应用，使汽车设计技术飞跃发展，设计过程完全改观。
它有以下两大难题，一是将发动机输出扭矩通过万向传动轴将动力传递到驱动轮上，达到更好的车轮牵引力与转向力的有效发挥，从而提高汽车的行驶能力。二是差速器向两边半轴传递动力的同时，允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。
1.2国内外研究现状
1.2.1国内现状
我国驱动桥制造企业的开发模式主要由测绘、引进、自主开发三种组成。主要存在技术含量低，开发模式落后，技术创新力不够，计算机辅助设计应用少等问题。国内的大多数中小企业中，测绘市场销路较好的产品是它们的主要开发模式。特别是一些小型企业或民营企业由于自身的技术含量低，开发资金的不足，专门测绘、仿制市场上销售较旺的汽车的车桥售往我国不健全的配件市场。这种开发模式是无法从根本上提高我国驱动桥产品开发水平的。中国驱动桥产业发展过程中存在许多问题，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。我国汽车驱动桥的研究设计与世界先进驱动桥设计技术还有一定的差距，我国车桥制造业虽然有一些成果，但都是在引进国外技术、仿制、再加上自己改进的基础上了取得的。个别比较有实力的企业，虽有自己独立的研发机构但都处于发展的初期。我国驱动桥产业正处在发展阶段，在科技迅速发展的推动下，高新技术在汽车领域的应用和推广，各种国外汽车新技术的引进，研究团队自身研发能力的提高，我国的驱动桥设计和制造会逐渐发展起来，并跟上世界先进的汽车零部件设计制造技术水平。
1.2.2国外现状
国外驱动桥主要采用模块化技术和模态分析进行驱动桥的设计分析，模块化设计是在一定范围内的不同功能或相同功能不同性能、不同规格的机械产品进行功能分析的基础上,划分并设计出一系列功能模块,然后通过模块的选择和组合构成不同产品的一种设计方法. 以DANA为代表的意大利企业多已采用了该类设计方法, 模态分析是对工程结构进行振动分析研究的最先进的现代方法与手段之一。它可以定义为对结构动态特性的解析分析(有限元分析)和实验分析(实验模态分析)，其结构动态特性用模态参数来表征。模态分析技术的特点是在对系统做动力学分析时，用模态坐标代替物理学坐标，从而可大大压缩系统分析的自由度数目，分析精度较高。
优点是减少设计及工装制造的投入, 减少了零件种类, 提高规模生产程度, 降低制造费用, 提高市场响应速度等。国外企业为减少驱动桥的振动特性，对驱动桥进行模态分析，调整驱动桥的强度，改善整车的舒适性和平顺性。
20世纪60年代以来，由于电子计算机的迅速发展，有限元法在工程上获得了广泛应用。有限元法不需要对所分析的结构进行严格的简化，既可以考虑各种计算要求和条件，也可以计算各种工况，而且计算精度高。有限元法将具有无限个自由度的连续体离散为有限个自由度的单元集合体，使问题简化为适合于数值解法的问题。只要确定了单元的力学特性，就可以按照结构分析的方法求解，使分析过程大为简化，配以计算机就可以解决许多解析法无法解决的复杂工程问题。目前，有限元法己经成为求解数学、物理、力学以及工程问题的一种有效的数值方法，也为驱动桥壳设计提供了强有力的工具。驱动桥的参数化设计是指设计对象模型的尺寸用变量及其关系表示，而不需要确定具体数值，是CAD技术在实际应用中提出的课题，它不仅可使CAD系统具有交互式绘图功能，还具有自动绘图的功能。目前它是CAD技术应用领域内的一个重要的、且待进一步研究的课题。利用参数化设计手段开发的专用产品设计系统，可使设计人员从大量繁重而琐碎的绘图工作中解脱出来，可以大大提高设计速度，并减少信息的存储量。

1　　 　2　 　3 　4　 　 　　　5　 　6　 　7　 　　　8　　 　　9　 　10

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.调整螺母
图1.1 驱动桥
1.3驱动桥的结构和种类
1.3.1驱动桥的种类
驱动桥作为汽车的重要的组成部分处于传动系的末端，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、右驱动车轮，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；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力[1]。
在一般的汽车结构中驱动桥包括主减速器（又称主传动器）、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件如图1.1所示[2]。
对于各种不同类型和用途的汽车，正确地确定上述机件的结构型式并成功地将它们组合成一个整体——驱动桥，乃是设计者必须先解决的问题。
驱动桥的结构型式与驱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上，都是采用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。
本设计车型主减速比小于7.6，采用单级减速器，它具有结构简单、体积及质量小且制造成本低等优点。
1.3.2驱动桥结构组成
1、主减速器
主减速器的结构形式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装。
（1）主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。
螺旋锥齿轮如图1.2（a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，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。

图1.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮
双曲面齿轮如图1.2（b）所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有：
①尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。
②传动比一定时，如果主、从动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。
③当传动比一定，主、从动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。
④工作过程中，双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。
双曲面齿轮传动有如下缺点[3]：
①长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。
②齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。
③双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。
④双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油。
（2）主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：
①悬臂式 悬臂式支承结构如图1.3所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两端的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

图1.3 锥齿轮悬臂式支承 图1.4 主动锥齿轮骑马式支承
②骑马式 骑马式支承结构如图1.4所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，在需要传递较大转矩情况下，最好采用骑马式支承。
（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。为了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辐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承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，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矩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套筒与垫片，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（如图1.5）、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，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单级减速器用于主减速比io≤7.6的各种中小型汽车上。

（a） 单级主减速器 （b） 双级主减速器
图1.5 主减速器
2、差速器
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联系表明：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[4]。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。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、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，则会由于左右车轮的转速虽然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。这不仅会是轮胎过早磨、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有差速器，后者保证了汽车驱动桥两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的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，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，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。
3、半轴
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半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器和半轴齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来[5]。
半轴可分为：全浮式半轴、半浮式半轴、3/4浮式半轴三种。
半浮式半轴具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。主要用于质量较小，使用条件好，承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。
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。
全浮式半轴工作可靠，广泛应用于轻型以上的各类汽车、越野车汽车和客车上，本设计采用此种半轴。
4、桥壳
驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（如半轴）的外壳。
在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等[6]。
结构形式分类：可分式、整体式、组合式。
按制造工艺不同分类：
铸造式——强度、刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，本设计采用铸造桥壳。
钢板焊接冲压式——质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，轿车和中小型货车，部分重型货车。
1.4设计的主要内容
本设计的思路可分为以下几点：首先选择初始方案，昌河货车属于微型货车，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合微型货车的结构要求；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。
所设计的昌河货车驱动桥制造工艺性好、外形美观，工作更稳定、可靠。该驱动桥设计大大降低了制造成本，同时驱动桥使用维护成本也降低了。驱动桥结构符合昌河货车的整体结构要求。设计的产品达到了结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易的要求。

第2章 总体方案的确定

2.1主要技术参数
本次设计的任务是昌河货车驱动桥的设计。
技术参数：
表2.1 参考数据
序号
项 目
数 据
单 位
1
驱动形式
42
—
1
车身长度
3540
mm
2
车身宽度
1395
mm
3
车身高度
1765
mm
4
总质量
1.4
t
5
装载质量
0.510
t
6
轴 距
2405
mm
7
前轮距
1500
mm
8
后轮距
1500
mm
9
前胎规格
4.50-12-8PR
—
10
排 量
1.0
L
11
最大功率/转速
25.75/5500
kw/ rpm
12
最大转矩/转速
51.48/3500
N.m/ rpm
13
最高车速
95
km/h
14
最高档传动比
1
—
15
最低档传动比
3.428
—
16
主减速器传动比
5.1428
—
17
最小离地间隙
155
mm

2.2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载荷，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。所以本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：悬臂式支撑（圆锥滚子轴承）
从动锥齿轮：跨置式支撑（圆锥滚子轴承）
（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。为了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辐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，当轴向力与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承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，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矩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、驱动桥的数目及布置形式等。
由于单级主减速器具有机构简单、体积及质量小且制造成本低等优点，因此广泛用于主减速比小于7.6的各种中、小型汽车上，本设计车型的主减速比小于7.6，所以采用单级主减速器。
2.3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的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，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，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。
本次设计选用：圆锥行星齿轮差速器。
2.4半轴型式的确定
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。
2.5桥壳型式的确定
整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一个整体的空心梁，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一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。其主要缺点是桥壳不能做成复杂而理想的断面，壁厚一定，故难于调整应力分布。
铸造式桥壳强度、刚度较大多用于越野车和重型货车。
本次设计驱动桥壳就选用铸造式整体式桥壳。
2.6本章小结
本次设计主减速比已知，所以只要确定其他参数和其结构形式即可。对主减速器型式确定中主要从主减速器齿轮的类型、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择、主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整及主减速器的减速形式上得以确定从而逐步给出驱动桥各个总成的基本结构，分析了驱动桥各总成结构组成。

第3章 主减速器设计

3.1主减速器锥齿轮设计
3.1.1主减速器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驱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（）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷[7]。即
（3.1）
=3305.97 （3.2）
式中：——发动机最大转矩；
——驱动车轮在良好路面上开始滑转时的转矩；
——发动机最大扭矩，N.m，本车取；
——上述传动部分的效率，取ηT＝0.96；
K0——超载系数，对于越野汽车及液力传动的各类汽车取K0＝1；
n——该车的驱动桥数目，本车取n＝1；
G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，取G2＝14000；
——轮胎对路面的附着系数，对于一般轮胎的公路用汽车＝0.85；
rr——车轮的滚动半径，Rr＝0.2667；
——由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；
ηLB ，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；ηLB＝0.96,iLB＝1。
由式（3.1），式（3.2）求得的计算载荷为
3.1.2主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算
（1）齿数的选择 根据主减速比确定：对于单级主减速器，当较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数z1取小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。
①.当≥6时，z1的最小取值可取5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，z1最好大于5；
②.当较小（＝3.5～5）时，z1可取为5～12，但这时常会因为主、从齿轮齿数太多，尺寸太大而不能保证所要求的离地间隙；
③.为了磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数；
④.为了得到理想的齿面重叠系数，z1与z2之和应不小于40；
查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为5.1428，初定主动齿轮齿数z1=7，从动齿轮齿数z2=36。
（2）节圆直径的选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式3.1，式3.2并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：
mm 取=134mm （3.3）
式中：d2—从动锥齿轮的节圆直径，mm；
Kd2—直径系数，取K d2＝=13～16；
—计算转矩；取Tje与TjΦ中较小者：
（3）齿轮端面模数的选择 选定后，可按式算出从动齿轮大端模数，并用下式校核
查表取3.75
（4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：
F=0.155=21mm。
（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[8] 格里森制推荐公式：。
式中：z1 ，z2 —主、从动齿轮齿数；
E—双曲面齿轮的偏移距，mm；对螺旋锥齿轮取E=0。
在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。
主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表
表3.1 齿轮的几何尺寸计算用表
项 目
计 算 公 式
主动锥齿轮
从动锥齿轮
齿轮齿数

7
36
模数

4.5
齿面宽
F
F=20mm
工作齿高

5.85
全齿高

=6.499
法向压力角

=20°
轴交角

=90°
节圆直径
=
26.25㎜
=135㎜
节锥角
arctan
=90°-
=12°23′
=72°
中心距
A==
A=69mm
周节
t=3.1416
t=11.781mm
齿顶高

4.8375mm
1.0125mm
齿根高
=
1.66125mm
5.48625
径向间隙
c=
c=0.649㎜
齿根角

=1°23′
=0°51′
面锥角
；
13°
76°51′
根锥角
=
=

=11°37′

=69°
齿顶圆直径

=

=35.75㎜

=135.39㎜
节锥顶点止齿轮外缘距离

=62.75㎜

=12.932㎜
理论弧齿厚

=8.19225mm

=3.58875mm
齿侧间隙
B=0.102～0.152
0.2mm
螺旋角

=35°
螺旋方向
在一般的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相互斥离的趋势

主动齿轮为左旋

从动齿轮为右旋

驱动齿轮
小齿轮
小齿轮
驱动方向
向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针，从动齿轮为反时针

顺时针
逆时针

3.2主减速器锥齿轮的强度计算
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。
螺旋锥齿轮的强度计算：
（1）主减速器螺旋锥齿轮的强度计算
①单位齿长上的圆周力
按发动机最大转矩计算时
P= （3.4）
式中：—发动机最大转矩，=51.48；
ig——变速器传动比，常取一挡传动比，=3.428 ；
——主动锥齿轮中点分度圆直径mm，d=26.25mm；
B—从动齿轮的齿面宽；B=21。
将各参数代入式（3.4），有：
P=640 N/mm
P≤[P]=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。
按最大附着力矩计算时：
（3.5）
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。
可知，校核成功。
②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为
（3.6）
式中：——锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；
T——齿轮的计算转矩，；
——超载系数，一般取1；
——尺寸系数，0.620；
——载荷分配系数，悬臂式结构，=1.25；
——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Kv =1；
——所计算的齿轮齿面宽；B=21mm；
z——计算齿轮的齿数；
——齿轮端面模数；=3.75；
——齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.03。
对于主动锥齿轮， T=176.47 ；从动锥齿轮，T=871.26；
将各参数代入式（3.6），有：
主动锥齿轮， =441MPa；
从动锥齿轮，=423MPa；
主从动锥齿轮的≤[]=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。

（2）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（MPa）为：
（3.7）
式中：——主动齿轮最大转矩，；
——主动齿轮工作转矩，；
——主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；d1=26.25mm
——齿面质量系数，一般情况下，对于制造精确的齿轮可取=1.0；
——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.61/2/mm；
——尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情
况下，可取=1；
、、选择同式（3.6）
——计算齿轮的齿面宽，B=21mm；
——齿面接触强度的综合系数，取0.15，见图3.1所示；
齿轮的平均齿面接触强度：=666.7MPa<=1750MPa
齿轮的最大齿面接触强度：=2373.45MPa<=2800MPa，
故符合要求、校核合理。

图3.1应力的综合系数

3.3主减速器锥齿轮的材料
驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：
具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。
齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。
锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。
选择合金材料，尽量少用含镍、铬的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。
汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。
为改善新齿轮的磨合，防止其在初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。

3.4主减速器锥齿轮轴承的设计计算
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原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[9]。
(1) 作用在主减速器主动齿轮上的力
齿面宽中点的圆周力P为
（3.8）
式中：T——作用在该齿轮上的转矩；
——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，轴承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。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式求得：
（3.9）
式中：——变速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ档使用率为1％，3％，5％，16％，75％；
——变速器的传动比为7.64，4.27，2.61，1.59，1.00；
——变速器处于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ档时的发动机转矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。
对于螺旋锥齿轮
=115.37（mm） （3.10）
=24.47（mm） （3.11）
式中：——主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径；
——从动齿轮齿面宽；
——从动齿轮的节锥角79。
计算得：=16063.3N
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：
=21729（N） （3.12）
=5367.54（N） （3.13）
从动齿轮的螺旋方向为右：
=6613.27（N） （3.14）
=17088.3（N） （3.15）
式中：A——总的轴向力；
R——总的径向力；
——齿廓表面的法向压力角22.5；
——主、从动齿轮的节锥角12.39，72。
主动锥齿轮选圆锥滚子轴承(GB/T297-1994)：滚动轴承30207 GB/T297-1994
滚动轴承30208 GB/T297-1994
从动齿轮选圆锥滚子轴承(GB/T297-1994)： 滚动轴承 30209 GB/T297-1994
（2） 主减速器轴承载荷的计算
轴承的轴向载荷，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。
悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷，轴承A、B的径向载荷为
=10957（N） （3.16）
=13368.21（N） （3.17）
悬臂式支撑的主动齿轮a=101.5，b=51，c=152.5;

式中：，——轴承A、B的径向载荷
——齿面宽中点处的圆周力；
——主动齿轮的轴向力；
——主动齿轮的径向力；
——主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。

3.5主减速器的润滑
主减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润滑，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，将飞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，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油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[10]。
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。
加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。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。

3.6本章小结
本章根据所给参数确定了主减速器的参数，对主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，螺旋锥齿轮的几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，主减速器的润滑等做了必要的交待。选择了机械设计、机械制造的标准参数。

第4章 差速器的设计

4.1差