机械毕业设计（论文）-重型自卸汽车驱动桥总成设计（全套图纸）

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重型自卸汽车设计（驱动桥总成设计）摘要驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，对于重型自卸汽车也很重要。驱动桥位于传动系的末端，它的基本功用是将传动轴或变速器传来的转矩增大并适当减低转速后分配给左、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，纵向力和横向力。通过提高驱动桥的设计质量和设计水平，以保证汽车良好的动力性、安全性和通过性。此次重型自卸汽车驱动桥设计主要包括：主减速器、差速器、轮边减速器、车轮传动装置和驱动桥壳进行设计。主减速器采用中央减速器附轮边减速器的形式，且中后桥采用双级贯通式布置形式，国内外多桥驱动的重型自卸汽车大多数采用这种布置形式；本设计主减速器采用了日益广泛应用的双曲面齿轮；差速器设计采用普通对称圆锥行星差速器；车轮传动装置采用全浮式半轴；驱动桥壳采用整体型式；并对驱动桥的相关零件进行了校核。本文驱动桥设计中，利用了CAD绘图软件表达整体装配关系和部分零件图。关键词：驱动桥、主减速器、差速器、半轴、双曲面齿轮全套图纸，加III THEDESIGNOFHEAVYSELFUNLOADINGTRUCK(THEDESIGNOFTRANSAXLEASSEMBLY)ABSTRACTDriveaxleistheoneofautomobilefourimportantassemblies.It’sperformancedirectlyinfluencesontheentireautomobile，especiallyfortheheavyselfunloadingtruck.Drivingaxlesetattheendofthetransmissionsystem.Thebasicfunctionofdrivingaxleistoincreasethetorquetransportedfromthetransmissionshaftortransmissionanddecreasethespeed,thendistributeittotheright、leftdrivingwheel,anotherfunctionistobeartheverticalforce、lengthwaysforceandtransversalsforcebetweentheroadsurfaceandthebodyortheframe.Inordertoobtainagoodpowerperformance,safetyandtrafficabilitycharacteristic,engineersmustpromotequalityandlevelofdesignDrivingaxledesignoftheheavyselfunloadingtruckmainlycontains:mainreduction,differential,wheelborderreduction,transmittedapparatusofwheelandthehousingofdrivingaxle.Themainreduceradoptscentralreductionalongwithwheelborderreduction.Andalsothedesignhavethesamerun-throughstructurebetweenmiddletransaxleandtherearonewithheavytruckshomeandabroadthathaveseveraltransaxles.Hypoidgear,anewtypegearisagoodchoiceforthemainreducerofheavyselfunloadingtruck.Thedifferentialadoptedacommon,symmetry,taper,planetgear.Transmissionapparatusofwheeladoptedfullfloatingaxleshaft,andthehousingofdrivingaxleadoptedthewholepattern,andproofreadinterrelatedparts.Duringthedesignprocess,CADdraftingsoftwareisusedtoexpressesthewholestoassemblerelationshipandpartdrawingbydrafting.Keywords：drivingaxle,themainreducer，differential,wheelborderIII reduction,halfshaft,hypoidgearIII 目录第一章绪论1§1.1驱动桥简介1§1.2驱动桥设计的要求1第二章驱动桥的结构方案分析3第三章驱动桥主减速器设计6§3.1主减速器简介6§3.2主减速器的结构形式6§3.3主减速器的齿轮类型6§3.4主减速器主动齿轮的支承型式7§3.5主减速器的减速型式8§3.6主减速器的基本参数选择与设计计算8§3.6.1主减速比的确定8§3.6.2主减速器齿轮计算载荷的确定9§3.6.3主减速器齿轮基本参数选择10§3.6.4主减速器双曲面锥齿轮设计计算12§3.6.5主减速器双曲面齿轮的强度计算21§3.7主减速器齿轮的材料及热处理25§3.8主减速器第一级圆柱齿轮副设计26§3.8.1基本参数设计计算26§3.8.2圆柱齿轮几何参数计算27§3.9轮边减速器设计及计算28§3.9.1轮边减速器方案的确定28§3.9.2轮边减速器各齿轮基本参数的确定28§3.9.3各齿轮几何尺寸计算29第四章差速器设计31§4.1差速器简介31§4.2差速器的结构形式的选择31§4.2.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理32II §4.2.2对称式圆锥行星齿轮差速器的结构33§4.3差速器齿轮主要参数的选择33§4.4差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核36第五章驱动车轮的传动装置39§5.1车轮传动装置简介39§5.2半轴的型式和选择39§5.3半轴的设计计算与校核39§5.4半轴的结构设计及材料与热处理41第六章驱动桥壳设计42§6.1驱动桥壳简介42§6.2驱动桥壳的结构型式及选择42§6.3驱动桥壳强度分析计算43§6.3.1当牵引力或制动力最大时43§6.3.2通过不平路面垂直力最大时44第七章结论46参考文献47致谢48附录A49II 第一章绪论§1.1驱动桥简介在科学技术快速发展的今天，随着汽车工业的不断进步，汽车的各项性能指标也在不断提高，作为传动系末端的驱动桥的设计，更要有进一步的改进，以适应市场的需要，促进汽车行业的发展。驱动桥处于动力系的末端。其功用是将传动轴或变速器传来的转矩增大并适当减低转速后分配给左、右驱动轮，承载着汽车的满载荷重及地面经车轮、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。汽车驱动桥结构形式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。必须有合理的驱动桥设计，才能满足汽车有良好的汽车动力性、通过性和安全可靠性。§1.2驱动桥设计的要求驱动桥一般包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。驱动桥的机构型式虽然各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的，驱动桥的基本要求可以归纳为：1、驱动桥主减速器所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃料经济性。2、驱动桥轮廓尺寸应与汽车的总体布置和要求的驱动桥离地间隙相适应。3、驱动桥在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。4、驱动桥具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩。在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。42 5、驱动桥的齿轮及其他传动部件工作平稳，噪声小。6、驱动桥与悬架导向机构运动协调。7、驱动桥总成及其他零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。8、驱动桥结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。9、随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向的发展以及路面条件的改善，近年来主减速比有减小的趋势，以满足高速行驶的要求42 第二章驱动桥的结构方案分析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较复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。§2.1非断开式驱动桥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。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，这是它的一个缺点。驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。42 在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。§2.2断开式驱动桥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梁或车厢底板上，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彼此独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。汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。§2.3多桥驱动的布置为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有4×4、6×6、8×42 8等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对8×8汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于汽车的设计(如汽车的变型)、制造和维修，都带来方便。本次设计的是6×4重型矿用自卸汽车的驱动桥，贯通式驱动桥较为适宜。42 第三章驱动桥主减速器设计§3.1主减速器简介主减速器的功用是将传动轴输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时具有改变转矩旋转方向的作用。§3.2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、减速形式以及主动齿轮、从动齿轮的支承形式和主减速器的减速形式的不同而异。§3.3主减速器的齿轮类型主减速器齿轮主要有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等型式。图3-1主减速器双曲面锥齿轮传动形式a）弧齿锥齿轮传动b）双曲面齿轮传动c）圆柱齿轮传动d）蜗轮蜗杆传动本次设计采用双曲面锥齿轮(如图3-1b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直但不相交。42 双曲面齿轮有如下优点：（1）由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的大于从动齿轮的，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30%。（2）双曲面齿轮传动的主动齿轮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的大，其结果使齿面的接触强度提高。（3）双曲面主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。（4）双曲面主动齿轮轴布置从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，有利于降低轿车车身高度，并可减少车身地板中部凸起通道的高度。§3.4主减速器主动齿轮的支承型式现代汽车主减速器主动锥齿轮的支撑形式有：悬臂式（如图3-2）和跨置式支承（如图3-3）。悬臂式支撑的结构特点是，在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。悬臂式支承的结构特点是在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。两轴承的圆锥滚子的大端应朝外，这样可以减小悬臂长度和增加两支承间的距离，以改善支撑刚度。为了尽可能的地增加支承刚度，支承距离应大于2.5倍的悬臂长度。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。3-2悬臂式图3-3跨置式42 跨置式虽然能使支撑刚度提高，但制造加工困难，且本次设计布置不下，故采用悬臂式支承。§3.5主减速器的减速型式主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。影响减速型式选择的因素有汽车的类型、使用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主传动比有关，主要取决于影响动力性，经济性等整车性能的主减速比的大小。对于矿用车，需保证足够的离地间隙，所以采用中央减速器附轮边减速器。这种结构在保证具有大传动比的条件下驱动桥中部尺寸较小，离地间隙较大。且因驱动形式为6×4，为双桥驱动，所以有采用贯通式布置形式。因为驱动桥总传动比不是很大，有采用轮边减速器，故中央第一级传动比取1.0便于贯通而不用减速。但这种结构复杂，簧下质量增加，成本提高。§3.6主减速器的基本参数选择与设计计算§3.6.1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料经济性都有直接影响。i的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i下的功率平衡来研究i对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速。这时i值应按下式来确定：（3-1）=0.377=12.042 式中：——车轮的滚动半径，r=0.68m；——变速器最高挡传动比，igh=1；再把对应的np=2400r/n,=52km/h,,代入（3-1）计算出i=12.0§3.6.2主减速器齿轮计算载荷的确定一、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Ｔce（3-2）式中：——由于猛接合离合器而产生的动载荷系数，=1.0；——发动机的输出的最大转矩，轻型客车在此取1500；k——为液力变矩器变矩系数，k=1.0；——是变速器最低档传动比，=12.65——分动器传动比，在此取1；——主减速器传动比，此前已算出=12——变速器传动效率，在此取0.87；——该汽车的驱动桥数目在此取2；代入以上各参数可求==36889二、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩（3-3）式中：——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，为N;——汽车最大加速时的后轴转移负荷系数，乘用车=1.2-1.4，在此取=1.1；——轮胎对地面的附着系数，此处取0.6；——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为14.00-24.00、，滚动半径为0.68m；，——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.95，轮边减速器取2.65323；代入数据算得.10.60.68/(0.952.6323)=44513。三、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩42 =(3-4)式中：Ga——汽车满载时的总质量，在此取N；——所牵引的挂车满载时的总质量，但仅用于牵引车的计算；——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为14.00-24.00、，滚动半径为0.68m；—道路的滚动阻力系数，在此取0.02；—汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，在此取0.1—汽车的性能系数，在此取0，，n——见式（3-2），（3-3）下的说明代入数据计算得到=10359。§3.6.3主减速器齿轮基本参数选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。一、齿数的选择1、为了磨合均匀，、之间应避免有公约数。2、为了得到理想的齿面重合度和高的齿轮弯曲强度，主、从齿轮齿数和不应少于40。3、为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，一般不少于9；对于商用车，一般不少于6。4、当主传动比较大时，尽量使取得少些，以便得到满意的离地间隙。5、对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据上述原则选取=8，=37，+=45＞40符合要求。则===4.625二、节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（式3-2、式3-3中较小的一个为计算依据）按经验计算公式选出：42 （3-5）=（13~16）×=432.75~532.622㎜取492.1㎜式中：——从动锥齿轮的节圆直径；——直径系数，一般为=13～16，取=15；——计算转矩，；已由（3-2）、式（3-3）求得，并取其中较小者=min[,]=36889。三、齿轮端面模数的选择按式=/=492.1/37=13.3mm（3-6）校核式为：=/（3-7）得出=13.3mm式中：——计算转矩，，见式（3-5）下的说明；——模数系数，=0.3～0.4。=13.3mm满足模数系数=0.3～0.4故符合要求。由于加工所用的刀盘可以加工切削范围内的任意模数的齿轮，因此所选的模数不一定是标准模数。四、齿面宽的选择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。汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿面宽（㎜）推荐为：=0.155=0.155×492=76.2755㎜取76㎜（3-8）式中：——从动齿轮节圆直径。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=86五、双曲面齿轮的偏移距EE值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮的特点。42 一般，E=（0.1-0.2）d2=49.21-59.052。根据这一原则取E=55㎜。六、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1.5～2.0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螺旋角或双曲面齿轮的平均螺旋角为35°～40。.可根据公式近似地预选主动齿轮的螺旋角：=25°+5°+90°E/d2=45.8118°七、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右旋，从锥顶看为顺时针运动，这样从动锥齿轮为左旋，从锥顶看为逆时针，驱动汽车前进。八、法向压力角α法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于乘用车双曲面齿轮，由于其从动齿轮轮齿两侧的法向压力角相等，而主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不相等，故平均压力角α一般选用21°。九、铣刀盘名义半径的选择刀盘的名义半径是指通过被切齿轮齿间中点的假象同心圆的直径，为了减少刀盘规格，刀盘名义半径已标准化，并规定每一种名义半径的刀盘可加工一定尺寸范围的双曲面齿轮。按从动齿轮节圆直径在的表3-14中选取刀盘名义半径=266.7㎜。§3.6.4主减速器双曲面锥齿轮设计计算主减速器的双曲面齿轮的几何尺寸计算步骤按表3-1来计算。42 表3-1双曲面齿轮的几何尺寸计算用表序号计算公式注释（1）8小齿轮齿数（2）37大齿轮齿数（3）0.（4）=76大齿轮齿面宽（5）E=55偏心距（6）=492.1大齿轮分度圆直径（7）266.7刀盘名义半径（8）45.8118°小齿轮螺旋角的预选值（9）1.0287（10）0.25946（11）0.96575（12）209.3515大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径（13）0.2537（14）0.9673（15）1.22826（16）45.265（17）55.597小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径（18）1.14齿轮收缩系数（19）862.47（20）0.0637742 （21）1.（22）0.（23）3.6414（24）0.24585（25）0.（26）0.2504（27）0.97（28）0.（29）0.96735（30）1.02942（31）-0.（32）-0.（33）0.24585（34）0.（35）0.2504（36）14.0574°小齿轮节锥角（37）0.97（38）0.（39）14.22233°（40）0.96935（41）1.02081（42）45.59°小齿轮中点螺旋角42 （43）0.6998（44）31.36767°大齿轮中点螺旋角（45）0.（46）0.60963（47）0.（48）75.0286°大齿轮节锥角（49）0.966（50）0.（51）57.（52）810.（53）867.616（54）185.04527（55）159.946（56）0.（57）3.33°（58）0.（59）0.（60）0.（61）29597.25076（62）0.（63）0.42 （64）426.0822（65）426.8022（66）0.9635（67）左0.；右0.（68）左202.92556；右0.（69）1.（70）55.28556（71）1.2大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了小齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（72）216.72在节平面内大齿轮齿面宽中点锥距（73）254.71大齿轮节锥距（74）38（75）17.8754大齿轮在齿面宽中点处的齿工作高。齿深系数，k=4.0（76）（12）*（46）/（7）=0.47854（77）（49）/（45）-（76）=0.625842 （78）45*pi/180=0.6632轮齿两侧压力角总和（79）sin(78)=0.（80）（78）/2.0=22.5°（81）0.（82）0.（83）1.576（84）449.8双重收缩齿齿根角的总和（85）0.15大齿轮齿顶高系数（86）1.0（87）2.68131大齿轮在齿面宽中点处齿顶高（88）17.9254大齿轮在齿面宽中点处齿根高（89）67.47′大齿轮齿顶角（90）0.（91）382.33′大齿轮齿根角（92）0.111（93）3.42706大齿轮的齿顶高（94）22.1434大齿轮的齿根高（95）2.73131径向间隙为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的15%再加上0.05（96）25.57大齿轮的齿全高（97）22.83869大齿轮的齿工作高42 （98）76.1531°大齿轮的面锥角（99）0.971（100）0.23923（101）68.6564°大齿轮的根锥角（102）0.（103）0.（104）0.39076（105）493.87大齿轮外圆直径（106）65.1（107）61.78946大齿轮外缘到小齿轮轴线的距离（108）1.（109）6.（110）-0.大齿轮面锥顶点到小齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了小齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（111）7.78142 大齿轮根锥顶点到小齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了小齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（112）230.955（113）0.（114）0.97123（115）0.2452（116）0.3535（117）20.7°小齿轮面锥角（118）0.93544（119）0.37788（120）27.417（121）-14.32小齿轮面锥顶点到大齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了大齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（122）0.（123）0.0199；0.9999（124）13.4304；=0.97265（125）6.6426；0.（126）0.；42 -0.（127）1.028（128）203.（129）0.（130）39.064（131）236.024小齿轮外缘到大齿轮轴线的距离（132）39.064（133）162.4463大齿轮外缘到小齿轮轴线的距离（134）221.704（135）167.5573小齿轮外圆直径（136）222.97247（137）0.（138）14.28°（139）0.9691（140）9.71738（141）3.9722（142）0.（143）13.4053°小齿轮根锥角（144）0.（145）0.23833（146）0.42 最小齿侧间隙允许值（147）0.42295最大齿侧间隙允许值（148）0.（149）15.6425（150）178.71在节平面内大齿轮内锥距§3.6.5主减速器双曲面齿轮的强度计算一、齿轮的破坏形式及其影响因素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。（1）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。（2）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）42 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。（1）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。（2）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42 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。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210.9N／mm.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。二、主减速器双曲面齿轮的强度计算1、单位齿长的圆周力P=（3-9）式中：P——单位齿长上的圆周力，；F——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着系数两种工况进行计算；b——从动齿轮的齿面宽，b=76㎜。按发动机最大转矩计算时：（3-10）式中：——发动机最大转矩1500；——变速器传动比，常取挡及直接挡进行计算；——主动齿轮分度圆直径，=106.4㎜。许用单位齿长上的圆周力[p]由《汽车车桥设计》表3-32查的[p]=1789，则[p]>p，符合设计要求。一档==1672.88≤[p]=178942 直接档==161.38≤[p]=2502、轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器的双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力（）为（3-11）式中：——齿轮的计算转矩，=min[,]和，主动齿轮需要将计算转矩换算到主动齿轮上。——超载系数，一般取为1.0；——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理有关。当端面模数=51.6㎜时，=——载荷分配系数，=1.1～1.2=1.1；——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，为76㎜；Z——计算齿轮的齿数，；m——端面模数，J——计算弯曲应力的综合系数，见图3-111～图3-116，查取J=0.268。==517.87≤900MPa按、中较小者计算时，汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为900；代入数据算得=517.87<900，符合强度要求。==145.425≤210MPa按中较小者计算时，汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为210；代入数据算得=145.524<210，符合强度要求。42 3、轮齿的接触强度计算双曲面齿轮的计算接触应力（）为=（3-12）式中：——主动齿轮计算转矩，7976NM——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，㎜；、、——前边已说明；——尺寸系数，它考虑了齿轮对其淬火性的影响，取=0.85；——表面质量系数；对于制造精确的齿轮可取=1；——齿面宽，76㎜；J——计算接触应力的综合系数，可由图3-119～图3-131查取J=0.28。===1830.895<[]=2800符合强度要求。§3.7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，与传动系其它齿轮相比它具有载荷作用时间长、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。据此对驱动桥主减速器齿轮的材料及热处理有以下要求：1、有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故而齿表面应有高的硬度。2、轮齿芯部应有适当的韧性，以适应冲击载荷避免在冲击载荷下轮齿根部折断。3、42 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性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率。4、选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况，齿轮的材料目前多采用渗碳合金钢常用的钢号有20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNiMo和20MnVB等。本方案采用钢号为20CrMnTi的渗碳合金钢，使其经过渗碳，淬火，回火处理。渗碳深度为：1.0-1.4mm。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58～64HRC，而心部硬度较低。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）后均予以厚度0.005～0.010～0.020mm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。§3.8主减速器第一级圆柱齿轮副设计§3.8.1基本参数设计计算一、中心距及齿宽根据参考文献可知，双级主减速器和普通圆柱式轮边减速器的圆柱齿轮副中心距A及齿宽b可按如下经验公式预选：A≈（10.51～11.92）mm（3-13）B≈（0.38～0.41）Amm（3-14）式中：——该圆柱齿轮主动齿轮的计算转矩，Nm==8538.75Nm故，A≈（10.51～11.92）=214.816～243.635mm取A=240，又B≈（0.38～0.41）A=（0.38～0.41）240=91.2～98.4mm取b=92令mm则mm42 二、确定模数根据经验公式：=（0.016～0.035）A=（0.016～0.035）×240=3.84～8.4（3-15）因为设计车的吨位比较大，在此取=8.0三、确定螺旋角及齿数斜齿圆柱齿轮的螺旋角值，可选择在16°～20°范围内。初选在18°取=28则=28精求螺旋角：则=21.04°四、压力角和齿顶高系数国家规定的标准压力角为20°，故本次设计选用20°.也可按国家规定选取齿顶高系数为1.0.§3.8.2圆柱齿轮几何参数计算表3-2斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1齿数均为282法面模数8mm3法面齿顶高系数14法面顶隙系数0.255螺旋角21.04°6齿根高10mm7齿顶高8mm42 8分度圆直径d=z=240mm9齿顶圆直径256mm10齿根圆直径220mm§3.9轮边减速器设计及计算§3.9.1轮边减速器方案的确定选方案：太阳轮为主动轮，行星齿轮架为从动架，齿圈为固定架。这种圆柱行星齿轮式轮边减速器可以在较小尺寸的轮廓条件下获得较大的传动比，且可以布置在轮毂内。用作驱动轮的的太阳轮用花键固定在半轴的外端，齿圈与齿圈座卡在一起，而齿圈座则被固定在半轴套管上不能转动。在太阳轮和齿圈之间分布3～5个行星轮，后者用一对圆锥滚子轴承支承在用螺栓与轮毂相连的行星齿轮架上。由半轴输给太阳轮的动力，经行星轮、行星轮架传给轮毂使车轮旋转，并且其旋转方向与半轴旋转方向一致，这种方案应用最广泛。§3.9.2轮边减速器各齿轮基本参数的确定一、行星齿轮的个数、齿轮类型、螺旋角如上述，行星齿轮一般为3～5个，本次设计吨位较大，扭矩较大，所以选用5个行星轮。为了传动平稳，优先选用斜齿圆柱齿轮。汽车用圆柱齿轮螺旋角一般为16°～20°，初选20°二、各齿数的确定所选用方案轮边减速器的传动比为：，式中：为太阳轮的转速和齿数，为行星齿轮架转速，为齿圈齿数，由=2.65323，并结合相关文献，可以确定三者的齿数：三、中心距及齿宽的确定根据参考文献可知：该方案太阳轮与行星轮的中心距A，及它们的齿宽可按如下经验公42 A≈（6.07～7.94）mm（3-16）≈（0.61～0.96）Amm（3-17）≈（0.55～0.87）Amm（3-18）式中：——作用在太阳轮上的计算转矩，即为半轴上的计算载荷为43880NmN——行星齿轮数目，为5A——太阳轮与行星轮之间的中心距，mm，——分别为太阳轮和行星轮的齿宽，mm所以有：A≈（6.07～7.94）=125.2～163.777取A=160mm≈（0.61～0.96）A=91.6～153.6取=120mm≈（0.55～0.87）A=88～139.2取=110mm四、端面模数及压力角A==160其中，=20°，分别为太阳轮及行星轮的齿数，如前述；计算得=4.923mm，取标准值=5mm对于商用车，为例提高齿轮的承载能力，应选用22.5°或25°等大一些的压力角。但实际上，因国家规定的压力角为20°，故普遍采用20°§3.9.3各齿轮几何尺寸计算表3-3轮边加速器齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1齿数2法面模数5mm3齿顶高系数14齿顶隙系数0.255螺旋角20°6齿根高6.25mm7齿顶高5mm42 8分度圆直径d=z=9齿顶圆直径10齿根圆直径42 第四章差速器设计§4.1差速器简介汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，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，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。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。§4.2差速器的结构形式的选择汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。本设计差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。42 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差速器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上．有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差速锁等。§4.2.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图4-1差速器差速原理如图4-1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。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。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4-1），其值为。于是==，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。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时，啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即+=2（4-1）若角速度以每分钟转数表示，则（4-2）42 式（4-2）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（4-2）还可以得知：①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；②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。§4.2.2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4-2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4-2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§4.3差速器齿轮主要参数的选择42 由于差速器是安装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮刀向轴承支座的限制。§4.3.1行星齿轮数目的选择大多数汽车多采用四个行星轮，本次设计采用四个行星齿轮。§4.3.2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，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，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：（4-3）=3×=99.8866㎜式中：——行星齿轮球面半径系数，=2.5～3，对于有4个行星齿轮的轿车客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矿用汽车取大值，本设计取3——计算转矩，取的较小值，。确定后，根据下式预选其节锥距：～（4-4）=97.87～99.877㎜取99mm§4.3.3行星齿轮与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，应使行星齿轮的齿数尽量小，但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用14～15。半轴齿轮与行星齿轮比多在1.5～2范围内。根据这一原则，选择行星齿轮齿数为，半轴齿轮齿数为。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右半轴齿轮的齿数、之和，必须能被行星齿轮数目n所整除，否则不能安装，即应满足：整数（4-5）满足要求。42 §4.3.4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、：（4-6）式中、为行星齿轮和半轴齿轮的齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的端面模数：（4-7）=㎜则取9㎜节圆直径d由下式求得：（4-8）则㎜㎜§4.3.5压力角目前汽车差速器齿轮压力较大都选用的压力角。§4.3.6行星齿轮轴直径及支承长度L的确定行星齿轮安装孔直径与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支撑长度L。通常取（4-9）==41㎜（4-10）式中：——差速器壳传递的转矩，；n——行星齿轮数；——支撑面的许用挤压应力，取为69。§4.4差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核42 §4.4.1差速器齿轮的几何尺寸计算表4-1汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号计算公式注释110行星齿轮齿数220半轴齿轮齿数39模数429.5齿面宽514.4齿工作高6=16.143齿全高7压力角890°轴交角990;180节圆直径1027°；63°节锥角1199.121节锥距1228.2744周节139.6975;4.7025齿顶高146.3945；9.6015齿根高151.743径向间隙42 163.7°；5.54°齿根角1732.54°；66.7°面锥角1823.3；57.46根锥角19107.281；184.27外圆直径2085.597；40.81节锥顶点至齿轮外缘距离210.25齿侧间隙§4.4.2差速器锥齿轮强度计算差速器齿轮的工作情况与主减速器齿轮不同，一是差速器的齿轮尺寸较小而承受的载荷较大；二是差速器齿轮并非经常处于啮合状态，只有在左右两车轮转速不同时，行星齿轮才有自转运动，行星齿轮和半轴齿轮才有啮合运动，否则行星齿轮只起等臂推力杆的作用。因此，对差速器齿轮主要进行弯曲强度计算。弯曲应力按下式计算：（4-11）==967式中：——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，；Nm；（4-12）——计算转矩，按、两种计算转矩中心的较小者进行计算；——差速器心齿轮数目=4；——半轴齿轮分度圆直径=180；42 ——半轴齿轮的模数=4；——计算汽车差速器轮齿弯曲应力的综合系数，由《汽车车桥设计》图4-9～图4-11查取J=0.228。=967<[]=980弯曲应力不大于980，根据计算结果可知，设计符合要求。42 第五章驱动车轮的传动装置§5.1车轮传动装置简介驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，基本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，其车轮传动装置主要包括半轴和万向传动装置。在非断开式驱动桥中，车轮传动装置的主要零件是半轴。§5.2半轴的型式和选择普通整体式驱动桥的半轴，根据其外端的支撑型式或受力状况的不同而分为三种型式：半浮式、3/4浮式和全浮式。根据轻型客车的结构特点选择其半轴的型式为全浮式半轴，全浮式半轴的特点是全浮式半轴的外端与轮毂相联，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。理论上说，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由壳来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同心、半轴法向平面对其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为5～70。全浮式半轴其工作可靠，广泛应用于各类汽车。§5.3半轴的设计计算与校核如前所述本方案采用全浮式半轴其设计过程如下：§5.3.1半轴的计算转矩；全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有T=求得，其中，42 的计算可根据以下方法计算，并取两者中的较小者：按最大附着力计算，即==（5-1）式中：——轮胎与地面的附着系数取0.6——汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.1～1.2，在此取1.1根据上式：===82500N按发动机最大转矩计算，即==（5-2）式中：——差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6——发动机最大转矩，Nm——汽车的传动效率，可取0.87i——最低档传动比——轮胎的滚动半径，mn——驱动桥数为2根据上式则有：===N比较取小值==82500N§5.3.2全浮式半轴杆部直径的初选全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行d==（2.05～2.18）（5-3）根据上式d=（2.05～2.18）=89.24～94.9初选90mm§5.3.3全浮式半轴的强度计算验算其扭转应力：42 =MPa（5-4）式中：T——半轴的计算转矩，Nmd——半轴杆部的直径，mm根据上式：==505.87MPa﹤（490～588）MPa所以满足要求§5.4半轴的结构设计及材料与热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。本设计采用的是矩形花键。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388—444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的日益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC52～63，硬化层深约为其半径的1／3，心部硬度可定为HRC30—35；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248～277范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40号、45号)钢的半轴也日益增多。综合考虑本次设计采用40Mn。42 第六章驱动桥壳设计§6.1驱动桥壳简介42