汽车前驱动桥的结构设计.doc

本科学生毕业设计汽车前驱动桥的结构设计 系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 XX班 学生姓名： XXX 指导教师： XXX 职 称： 实验师 黑 龙 江 工 程 学 院二一三年六月The Graduation Design for Bachelor's DegreeThe Structural Design of The Car Front Drive AxleCandidate：XXXSpecialty： Vehicle EngineeringClass：XXSupervisor：Experimentalist XXHeilongjiang Institute of Technology2013-06·Harbin摘 要随着现代车型的发展，普通汽车已经逐渐走进每个人的生活中。车桥设计是汽车设计中重要的环节之一，国产驱动桥在国内市场占据了绝大部分份额，但仍有一定数量的车桥依赖进口，国产车桥与国际先进水平仍有一定差距。本次设计首先通过查阅近几年来有关国内外前驱动桥设计的文献资料，综合所学专业知识，了解并掌握了汽车前驱动桥结构及工作原理，根据所给的汽车参数制定了相应的设计方案。然后通过查阅相关标准、手册资料，确定了驱动桥的主要零部件的主要设计参数，完成转向器、万向节、主减速器、差速器、半轴及桥壳的结构和尺寸设计计算，并进行相应校核，再根据所计算选取的参数画出了转向驱动桥的整体装配图、差速器装配图以及部分零件图。关键词：前驱动；转向驱动桥；主减速器；差速器；半轴；桥壳ABSTRACTAs the development of the auto industry, car has gradually become part of everyone's life. Axle design is one of the important parts of automotive design, domestic drive axle in the domestic market accounted for the lion's share, but there is still a certain number of axles dependent on imports, there is still a certain gap between domestic axle and the international advanced level.Firstly, this design is lookup of the domestic and international front drive axle design documents in recent years, integrated the knowledge of our expertise we had knew and mastered the cars front drive axle structure and working principle, formulated according to the vehicle parameters to the corresponding design programs.Then refered to the relevant standard, manual data to determine the main design parameters of the main components of the drive axle, completed the structure and size of the steering, universal joints, main gear box, differential, axle and axle housing, and check, according to the calculated parameters selected to draw the overall steering drive axle assembly drawings, the differential assembly drawings as well as some parts diagram.Key words: Front drive； Steering drive axle；Main reducer； Differential； Axle； Axle housing目 录摘 要ABSTRACT第1章 绪 论11.1 前言11.1.1 概论11.1.2 预期的成果11.2 国内外发展状况及现状的介绍11.3 本设计的目的与意义31.4 本设计的主要内容3第2章 驱动桥的设计52.1 驱动桥参数52.2 驱动桥的结构方案52.3本章小结7第三章 主减速器设计83.1 主减速器的结构型式83.1.1主减速器的减速形式83.1.2主减速器的齿轮类型83.1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案93.2 主减速器基本参数选择与设计计算93.2.1主减速比的确定93.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定93.2.3主减速器齿轮基本参数的选择123.3主减速器螺旋锥齿轮的强度计算173.3.1 单位齿长上的圆周力173.3.2 轮齿的弯曲强度计算183.3.3 轮齿的接触强度计算193.4主减速器锥齿轮轴承的载荷计算与型号选择203.4.1锥齿轮齿面上的作用力203.4.2锥齿轮的轴向力和径向力计算213.4.3锥齿轮轴的轴径选择223.4.4锥齿轮轴承载荷的计算233.5主减速器齿轮的材料及热处理253.6主减速器的润滑253.7本章小结26第4章 差速器设计284.1 差速器齿轮基本参数选择294.2 差速器齿轮与强度计算324.3 锥形摩擦盘的设计334.4本章总结36第5章 半轴设计与万向节选择375.1 半轴的型式375.2半轴尺寸选取375.3 半轴的强度验算385.4 半轴的结构设计及材料与热处理395.5万向节结构选择405.6 万向节尺寸计算415.7 万向节的材料及热处理425.8本章总结42第6章 驱动桥壳设计436.1驱动桥壳的选择436.2本章小结43结 论44参考文献45致 谢46第1章 绪 论1.1 前言本课题针对城市普通轿车转向驱动桥的设计。设计的主要任务是完成轿车的前转向驱动桥设计，包括驱动半轴，万向节，桥壳，车轮等部件，协调设计车辆的全局。1.1.1 概论1. 本课题解决的主要问题设计出符合课题要求的前转向驱动桥。汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。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的纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须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，需将经过变速器、传动轴传来的动力，通过驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩、降低转速的变化。因此，要想使汽车驱动桥的设计合理，首先必须选好传动系的总传动比，并恰当地将它分配给变速器和驱动桥。2. 本课题的设计总体思路一些汽车提供行驶的平稳性而采用独立悬挂而采用断开式驱动桥的桥壳。对载货汽车，由于它们有时会遇到坎坷不平的坏路面，要求它们的驱动桥有足够的离地间隙，以满足汽车在通过性方面的要求。驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。提高它们的加工精度、装配精度，增强齿轮的支承刚度，是降低驱动桥工作噪声的有效措施。驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车行驶的平顺性。1.1.2 预期的成果掌握汽车前驱动桥结构及工作原理，基于所给定的主要零部件的主要设计参数，完成转向器、万向节和自由轮毂、主减速器、差速器、半轴及桥壳的结构和尺寸设计计算，并进行相应校核。要求设计规范合理，计算准确，并计算机辅助绘图画出装配图和零件图，编写设计说明书。1.2 国内外发展状况及现状的介绍目前国产驱动桥在国内市场占据了绝大部分份额，但仍有一定数量的车桥依赖进口，国产车桥与国际先进水平仍有一定差距。国内车桥长的差距主要体现在设计和研发能力上，目前有研发能力的车桥厂家还不多，一些厂家仅仅停留在组装阶段。实验设备也有差距，比如工程车和牵引车在行驶过程中，齿轮啮合接触区的形状是不同的，国外先进的实验设备能够模拟这种状态，而我国现在还在摸索中。在具体工艺细节方面，我国和世界水平的差距还比较大，归根结底后桥的共用时承载和驱动。在这两方面，今年来出现了一些新的变化。另外，在结构方面，单级驱动桥的使用比例越来越高；技术方面，轻量化、舒适性的要求将逐步提高。总体而言，现在汽车向节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求车桥向轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本。为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内外汽车产业发展的新形势，推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车产业国际竞争力，满足消费者对汽车产品日益增长的需求，促进汽车产业健康发展，特制定汽车产业发展政策。通过该政策的实施，使我国汽车产业在2010年前发展成为国民经济的支柱产业，为实现全面建设小康社会的目标做出更大的贡献。政府职能部门依据行政法规和技术规范的强制性要求，对汽车、农用运输车(低速载货车及三轮汽车，下同)、摩托车和零部件生产企业及其产品实施管理，规范各类经济主体在汽车产业领域的市场行为。低速载货汽车，在汽车发展趋势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格便宜的低速载货汽车将适合大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展汽车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动汽车产业的发展和社会经济的提高。在新政策汽车产业发展政策中，我国要成为世界主要汽车制造国，汽车产品满足国内市场大部分需求并批量进入国际市场；汽车生产企业要形成若干驰名的汽车、摩托车和零部件产品品牌；通过市场竞争形成几家具有国际竞争力的大型汽车企业集团等等。同时，在这个新的汽车产业政策描绘的蓝图中，还包含许多涉及产业素质提高和市场环境改善的综合目标，着实令人鼓舞。然而，不可否认的是，国内汽车产业的现状离产业政策的目标还有相当的距离。自1994年汽车工业产业政策颁布并执行以来，国内汽车产业结构有了显著变化，企业规模效益有了明显改善，产业集中度有了一定程度提高。但是，长期以来困扰中国汽车产业发展的散、乱和低水平重复建设问题，还没有从根本上得到解决。多数企业家预计，在新的汽车产业政策的鼓励下，将会有越来越多的汽车生产企业按照市场规律组成企业联盟，实现优势互补和资源共享。1.3 本设计的目的与意义随着现代车型的多样化、个性化的需求与发展，越野车以其优越的克服恶劣环境的能力吸引着大众的视线。而车桥设计是汽车设计中重要的环节之一。转向桥，是指承担转向任务的车桥。一般汽车的前桥是转向桥。四轮转向汽车的前后桥，都是转向桥。它利用车桥中的转向节使两端的车轮偏转一定的角度，以实现汽车的转向。它除承担汽车的垂直载荷外，还承受纵向力和侧向力及这些力造成的力矩。转向桥通常位于汽车前部，因此也常称为前桥。各种车型的转向桥结构基本相同，主要由前梁，转向节组成。汽车驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，将转矩合理的分配给左、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。驱动桥一般由主减速器，差速器，驱动车轮的传动装置和桥壳组成。对于前轮驱动汽车和全轮驱动汽车，前桥既要转向，又要传递动力，叫做转向驱动桥。通过本题目的设计，学生可综合运用汽车构造、汽车理论、汽车设计、机械设计、汽车制造工艺学等课程的知识，使学生掌握运用标准、手册和查阅相关技术资料等，培养汽车设计技能，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，学生通过毕业设计可与工程实践直接接触，使学生学会从工程一线的角度出发，合理选择各总成的结构类型，制定设计方案，正确地分析、计算、校核，并考虑制造工艺、经济、使用、维修等问题，培养未来工作的综合能力，从而可以提高学生解决实际问题的能力。1.4 本设计的主要内容本次设计主要是通过查阅近几年来有关国内外前驱动桥设计的文献资料，综合所学专业知识进行设计，所要完成的主要任务如下：(1)通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，掌握汽车前驱动桥结构及工作原理；(2)基于给定的参数确定主要零部件的主要设计参数，完成转向器、万向节和自由轮毂、主减速器、差速器、半轴及桥壳的结构和尺寸设计计算，并进行相应校核；(3)用计算机辅助绘图画出装配图和零件图，并编写设计说明书。1.5 本章小结首先，介绍了驱动桥在国内的现状，虽然国产驱动桥在国内市场占据了绝大部分份额，但仍有一定数量的车桥依赖进口，国产车桥与国际先进水平仍有一定差距。以及在如此严酷的竞争环境下国内企业的对策。然后，本章主要介绍了本次课题设计的目的与意义是学生可综合运用汽车构造、汽车理论、汽车设计、机械设计、汽车制造工艺学等课程的知识，使学生掌握运用标准、手册和查阅相关技术资料等，培养汽车设计技能，达到综合训练的效果。使学生学会从工程一线的角度出发，合理选择各总成的结构类型，制定设计方案，正确地分析、计算、校核，并考虑制造工艺、经济、使用、维修等问题，培养未来工作的综合能力，从而可以提高学生解决实际问题的能力。 最后，明确了本次课程设计主要内容为：(1)通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，掌握汽车前驱动桥结构及工作原理；(2)基于给定的参数确定主要零部件的主要设计参数，完成转向器、万向节和自由轮毂、主减速器、差速器、半轴及桥壳的结构和尺寸设计计算，并进行相应校核；(3)用计算机辅助绘图画出装配图和零件图，并编写设计说明书。第2章 驱动桥的设计2.1 驱动桥参数汽车的主要参数包括尺寸参数，质量参数和汽车性能参数。汽车的主要尺寸参数有车身长度、车身宽度、轴距、前轮距、后轮距、离地最小间隙等。汽车的质量参数包括整车整备质量、汽车总质量、载客量、轴荷分配等。汽车性能参数主要有动力性参数、燃油经济性参数、最大功率、最大扭矩、通过性几何参数，操作稳定性参数，制动性参数等。基本参数项目数据单位车身长度4600mm车身宽度1855mm轴距2660mm整体质量1590kg前轮距1560mm后轮距1560mm离地最小间隙最大功率最大扭矩最高车速主减速比前轮胎规格后轮胎规格190125/6000224/4001805.791225/65R17225/65R17mmkw/rpmN·m/rpmKm/h2.2 驱动桥的结构方案在选择驱动桥总成的结构型式时，应当从所设计汽车的类型及使用、生产条件出发，并和所设计汽车的其他部件，尤其是悬架的结构型式与特性相适应，以共同保证整个汽车预期使用性能的实现。驱动桥的总成的结构型式，按其总体布置来说有三种：普通的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥合和断开式驱动桥。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式(或称为整体式)，即驱动桥是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置(由左、右半轴组成)都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向传动机构。为了防止运动干涉，应采用花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。非断开式驱动桥的桥壳是一跟支承在左右驱动车论上的刚性空心梁，而主减速器、差速器及半轴等传动机件都装在其中。这时，整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都是属于汽车的非悬挂质量，使汽车的非悬挂质量较大，这是普通非断开式驱动桥的一个缺点。整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接。非断开式驱动桥的整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都是属于汽车的非悬挂质量。因此，在汽车的平顺性、操纵稳定性和通过性等方面不如断开式驱动桥。12图2.1 非断开式驱动桥图2.2 断开式驱动桥因本车为中档SUV轿车，采用的为断开时驱动桥，即采用独立悬挂式。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，独立悬架驱动桥结构虽然叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性，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。2.3本章小结首先本章主要介绍了汽车的主要参数包括尺寸参数，质量参数和汽车性能参数，以及本次驱动桥设计所给定的汽车的参数。最后介绍了汽车驱动桥的结构类型主要分为普通的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥和断开式驱动桥，分析并选择了本次设计的驱动桥的结构方案为断开式驱动桥。第三章 主减速器设计主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠小齿轮与大齿轮啮合，通过大的传动比来增加扭矩。主减速器类型较多，有单级、双级、双速、轮边减速器等。3.1 主减速器的结构型式3.1.1主减速器的减速形式单级主减速器：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i0<7.6的各种中、小型汽车上。根据本次课程设计所给的主传动比i0<7.6的特点，采用单级主减速器优势突出。3.1.2主减速器的齿轮类型在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮的主从齿轮轴线相交于一点，交角可以是任意的，但是绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都采用90°交角的布置方案，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此螺旋锥齿轮能承受较大的符合。加之其轮齿不是在齿的全长同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续而平稳地转向另一端，因此其工作平稳，即使在告诉时，噪声和振动也很小。而且螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的都有沿着齿廓方向的滑动，并且双曲面传动还具有齿长方向的纵向滑动，导致双曲面齿轮产生更多的热量，使接触点的温度升高，传动效率相比于螺旋锥齿轮的传动效率略低，达96%，因此在本次设计当中，我们采用的是螺旋锥齿轮传动。 1螺母; 2后桥凸缘; 3油封; 4前轴承; 5主动锥齿轮调整垫片;6隔套; 7垫片; 8位置调整垫片; 9后轴承;10主动锥齿轮图2.2 主动锥齿轮及调整装置零件图3.1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案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悬臂式、骑马式两种。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。在这里采用悬臂式结构合理。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支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。3.2 主减速器基本参数选择与设计计算主减速比、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。3.2.1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。选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同下的功率来研究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值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。在本设计中，主传动比是已知确定的，其值。3.2.2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，作为载货汽车和越野汽车在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，即：按照最低档传动比求汽车变速器最低档传动比选择，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等综合考虑、确定。由最大爬坡度要求的变速器档传动比： (3-1)得： (3-2)式子中：M汽车质量，本车质量为1590Kg；G重力加速度为9.8；道路最大阻力系数取0.7；驱动车轮的滚动半径这里为0.36215m；Te max发动机最大转矩为224Nm；主减速比为5.791；传动系的传动效率0.9。据车轮与路面的附着条件： (3-3)得： 式子中：G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷这里取；道路的附着系数为0.85；变速器的最低档变化取值范围是 ；根据现有市场上的变速器我们选着其最低档的传动比为汽车的车轮型号为225/65R17则其半径为：(3-4) 式中：从动齿轮转矩，Nm；发动机最大转矩，取Nm；驱动桥数，取(选择2WD车型)；分动器传动比，；主减速器传动比，；变速器传动效率，；超载系数，；变速器最低挡传动比，；2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿圆柱齿轮的计算转矩 (3-5)式中：计算转矩，Nm；满载情况下前驱动桥对水平地面的的静载荷，为N；轮胎与路面间的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路上，取0.85，对于安装防测滑轮胎的乘用车可取1.25，对于越野车一般取1.0；车轮的滚动半径，取362.15mm；主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取1；主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，为0.97；因此最小值为Nm。3. 上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩(N·m)为： (3-6) 式中：汽车满载总重，18900 N所牵引的挂车满载总重，但仅用于牵引车；道路滚动阻力系数，计算时轿车取=0.0100.015；载货汽车取0.0150.020；越野汽车取0.0200.035；该车取0.010汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；长途公共汽车取0.060.10，越野汽车取0.090.30。该车取0.08；汽车或汽车列车的性能系数：=-6.6由于计算为负，取0值。则=03.2.3主减速器齿轮基本参数的选择1. 主动齿轮的转矩计算 N·m N·m2. 主减速器锥齿轮的参数选择(1) 齿数的选择对于单级主减速器，当i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i06时，z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，Z1最好大于5。当i0较小(如i0=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z1，z2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。本车的主减速比为5.791，主减速比较小，参考文献5表3-10、3-13后选用Z1=9，Z2=52；实际主减速比为5.778；Z1+Z2=61>50符合要求。(2) 节圆直径的选择可根据文献1推荐的从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出：=245mm (3-7) 式中：d2从动锥齿轮的节圆直径，mm；Kd2直径系数，Kd2=13.015.3；Tc计算转矩，N·m; Tc 为3252 N·m根据该式可知从动锥齿轮大端分度圆直径的取值范围为 192.6mm247.20mm.参考文献5中推荐当以挡传递时，节圆直径应大于或等于以下两式算得数值中较小值：即在本设计中需使200mm当以直接传递时，则需满足以下条件最后根据上两式中所选得的值中的较大者，即可取=245mm(3) 齿轮端面模数的选择d2选定后，可按式m=d2/z2算出从动锥齿轮大端端面模数为4.71，并用下式校核： (3-8)式中：Tc计算转矩，N·m ，3252N·m；Km模数系数，取Km=0.3-0.4。由(2-7)可得模数的取值范围为4.445.93,故模数取4.71合适。(4) 齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F(mm)推荐为10：F=0.155d2 (3-9)=0.15524537.98mm 式中：d2从动齿轮节圆直径，245mm。 并且B要小于10m即47.1mm。 考虑到齿轮强度要求取40mm。 小锥齿轮的齿面宽一般要比大锥齿轮的大10%,故取44mm。(5)双曲面齿轮的偏移距EE值过大将使齿面纵向滑动过小，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传动的特点。轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A0的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 2的20%)；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A0的20%(或取E值为d：的10%12%，且一般不超过12%)。传动比愈大则E也应愈大，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d2的2030。但当E大干d2的20时，应检查是否存在根切。该车属轻负荷传动，故取E为49mm。双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移如果主动齿轮处于左侧，则情况相反，本次设计选择的是上偏移。(6)螺旋方向从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。该车取下偏移主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。(7) 齿轮法向压力角的选择法向压力角大些可以增加齿轮强度，减少齿轮不发生根切的最小齿数，在格里森制规定中，轿车主减速器螺旋锥齿轮的法向压力角选用14°30或16°；载货汽车和重型汽车的法向压力角则应分别选用20°或22°30。对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用22°30的平均压力角，轿车选用19°或20°的平均压力角。当zl8时，其平均压力角均选用21°15。因此在本次设计中取齿轮法向压力角为16°。(8)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，轮齿小端的螺旋角最小，汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°40°。乘用车选用较大的以保证较大的，使运转平稳，噪声低；商务车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35°，在本设计中我们选取的螺旋角即为35°。表3-1 圆弧螺旋锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算说明结果1主动齿轮齿数Z192从动齿轮齿数Z2523端面模数m4.714齿面宽F=0.155d2; 405齿工作高7.77156齿全高单位mm8.62877法向压力角16°8轴交角90°9节圆直径；42.39；244.410节锥角；9.817°；80.183°11节锥距26.38712周节14.79713齿顶高；5.925；1.79014齿根高；14.554；6.83915径向间隙0.857216齿根角；28.879°；14.530°17面锥角；24.347°；109.06218根锥角；-19.062°；65.653°19外圆直径；47.387；245.01020节锥顶点至齿轮外缘距离；121.898；19.43621理论弧齿厚；10.897；3.90022齿侧间隙B0.15523螺旋角35°24螺旋方向主动齿轮为左旋；从动齿轮为右旋25驱动齿轮小齿轮26旋转方向主动齿轮顺时针；从动齿轮逆时针3.3主减速器螺旋锥齿轮的强度计算3.3.1 单位齿长上的圆周力在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用于其轮齿上的假定单位压力即单位齿长的圆周力的估算，即 (3-10)式中：p单位齿长上的圆角力，Nmm；P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Teamx和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N；F从动齿轮的齿面宽，mm。按发动机最大转矩计算时： (3-11)式中：Temax发动机最大转矩，N·m；这里是224Nmig变速器传动比，这里为3.833；d1主动齿轮节圆直径，42.39mm。F从动齿轮的齿面宽，40mm按最大附着力矩计算时： (3-12) 式子中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；这里取10241N轮胎与地面的附着系数，按表2-3取0.85轮胎的滚动半径这里取0.3622m主减速器从动齿轮节圆直径，244.4mm许用单位齿长上的圆周力如下表3.2表3.2 许用单位齿长上的圆周力1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目前，由于技术的进步，可在上述许用值的基础上增加10%25%，从上可知设计的齿轮符合要求。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 (Nmm2)为： (3-13)按(Tje、Tjh)较小值校核主动齿轮的弯曲强度：从动齿轮的弯曲强度校核： 式中：Tc齿轮的计算转矩，N·m，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；主动轮上为635 N·m，从动轮为3252 N·m。K0超载系数；取1Ks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m1.6mm时，Ks=0.6562；Km载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，Km1.101.25。支承刚度大时取小值；Km取1.1Kv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Kv1；F计算齿轮的齿面宽，45mm；Z计算齿轮的齿数；m端面模数，mm；J计算弯曲应力用的综合系数，主动齿轮为0.214，从动齿轮0.2653.3.3 轮齿的接触强度计算圆锥齿轮的计算接触应力 (MPa)为： (3-14)式中:Tz、Tc分别为主动齿轮的工作转矩和最大转矩，N·m；Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2mm；d1主动齿轮节圆直径，42.39mm；Kf表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取Kf=1；F齿面宽，40mm，取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽)；J一一计算接触应力的综合系数，取0.147主、从动齿轮的接触应力是相同的。当按日常行驶转矩计算时，许用接触应力为1750MPa；当按计算转矩和计算时，许用接触应力为2800MPa。计算时应将上述计算转矩换算到主动齿轮上。3.4主减速器锥齿轮轴承的载荷计算与型号选择3.4.1锥齿轮齿面上的作用力齿宽中点处的圆周力： (3-15)式中： T作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩见下式5