车辆工程毕业设计（论文）汽车驱动桥设计【全套图纸】.doc

摘 要驱动桥作为汽车的重要组成部分，它的性能的好坏直接影响整车性能。其一般由主减速器、差速器、半轴及桥壳四部分组成，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；此外，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。此次设计先论述了驱动桥的总体结构，在分析驱动桥各部分结构型式、发展过程及其以往形式的优缺点的基础上，确定了总体设计方案：采用整体式驱动桥，主减速器的减速型式采用双级减速器，主减速器齿轮采用螺旋锥齿轮，差速器采用圆锥行星齿轮差速器，半轴采用全浮式型式，桥壳采用铸造整体式桥壳。此次设计中，主要完成了双级减速器、圆锥行星齿轮差速器、全浮式半轴的设计和桥壳的校核及材料选取等工作。全套图纸，加153893706 关键字：驱动桥、双级主减速器、弧齿锥齿轮、ABSTRACTDriving axle assembly is one of the important vehicle carrying pieces and can directly impact on the whole vehicle's performance and its effective life. Driving Axle is consisted of Main Decelerator, Differential Mechanism, Half Shaft and Axle Housing. The basic function of Driving Axle is to increase the torque transmitted by Drive Shaft or directly transmitted by Gearbox, then distributes it to left and right wheel, and make these two wheels have the differential function which is required in Automobile Driving Kinematics; besides, the Driving Axle must also stand the lead hangs down strength, the longitudinal force and the transverse force acted on the road surface, the frame or the compartment lead.The configuration of the Driving Axle is introduced in the thesis at first. On the basis of the analysis of the structure and the developing process of Driving Axle, the design adopted the Integral Driving Axle, Double Reduction Gear for Main Decelerators deceleration form, Spiral Bevel Gear for Main Decelerators gear, Full Floating for Axle and Casting Integral Axle Housing for Axle Housing. In the design, we accomplished the design for Double Reduction Gear, tapered Planetary Gear Differential Mechanism, Full Floating Axle, the checking of Axle Housing and the election of the material and so on.Key words: Driving Axle；Double Main Decelerator；Single Reduction Final Drive目 录摘 要IABSTRACTII目 录III第1章绪论11.1选题的目的和意义11.2研究现状11.2.1国内现状11.2.2国外现状2第2章驱动桥结构方案分析4第3章 主减速器设计53.1主减速器的结构形式53.1.1主减速器的齿轮类型53.1.2主减速器的减速形式53.1.3主减速器主，从动锥齿轮的支承形式53.2 主减速器的基本参数选择与设计计算63.2.1 主减速器计算载荷的确定63.2.2 主减速器基本参数的选择83.2.3主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算103.2.4主减速器圆弧锥齿轮的强度计算103.2.5主减速器齿轮的材料及热处理143.2.6 主减速器轴承的计算15第4章差速器设计224.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理224.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构234.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计244.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择244.3.2差速器齿轮的几何计算264.3.3差速器齿轮的强度计算26第5章 驱动半轴的设计285.1全浮式半轴计算载荷的确定285.2 全浮式半轴的杆部直径的初选295.3 全浮式半轴的强度计算295.4 半轴花键的强度计算30第6章 驱动桥壳的设计316.1 铸造整体式桥壳的结构316.2 桥壳的受力分析与强度计算326.2.1 桥壳的静弯曲应力计算326.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算356.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算35结 论38致 谢39参考文献40附 录41第1章 绪论1.1选题的目的和意义 驱动桥作为汽车传动系统中的主要部件,实现着减速增扭,改变传动方向,实现差速的作用；驱动桥设计的知识比较广，有利于锻炼学生的能力。随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为发展趋势。驱动桥性能直接影响整车的性能和有效使用寿命。一般由桥壳、主减速器、差速器和半壳等元件组成，结构更复杂，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。通过重型货车驱动桥的设计,锻炼学生独立的思考问题和解决问题的能力,同时锻炼学生掌握驱动桥设计的步骤和过程,锻炼学生查阅工具书的能力和自学能力.培养学生严谨的工作态度和工作能力.随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计，制造工艺都在日益完善。驱动桥也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产方式达到驱动桥产品的系列化或变型的目的，通过对驱动桥的设计可以更好的学习并掌握现代汽车与机械设计的全面知识和技能。因此，此题目的设计尤为重要。1.2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，模块化设计是对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与优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。国外企业位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，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。未来的驱动桥智能化控制系统已经在汽车业得到了快速发展，现代汽车上使用的制动防抱死控制、电子稳定控制装置、驱动力控制系统等系统。驱动力控制系统通过控制发动机转矩和汽车的制动系统等手段来控制驱动力，即在汽车起步，加速时减少驱动力,防止驱动力超过轮胎与路面的附着力而导致车轮空转打滑，保持最佳的驱动力,改善汽车的方向稳定性和操纵性。另外，汽车电子控制系统和总线驱动系统的迅速发展，如线控换挡、线控转向、线控制动等的研究开发。概念车底盘滑板结构就是总线控制、燃料电池驱动的，加上不同形状车身的轿车，现在已经开始启动，通用公司宣传，这种车有可能在未来10年上市。当线控这一目标实现时，汽车将是一种完全的高新技术产品，发动机、变速器、传动轴、驱动桥、转向机全都不见了，当然四个轮子还是要的。到那时，汽车就可以说是一台装在轮子上的计算机了。第2章 驱动桥结构方案分析由于要求设计的是5吨级的后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应，该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。 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。如图2-1解放驱动桥为中国最早的双级主减速器驱动桥。 图2-1 解放CA1091型驱动桥第3章 主减速器设计3.1 主减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。3.1.1 主减速器的齿轮类型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%。3.1.2 主减速器的减速形式目前重型汽车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，重型汽车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，双级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。3.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式作为一个5吨级的驱动桥，传动的转矩不是很大，所以主动锥齿轮采用悬臂式支承。齿轮以其齿轮大端一侧的轴颈悬臂式地支持与一对轴承的外侧。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间的距离之比例而定。为了使从动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的位置设置加强筋及增强支承的稳定性，距离应不小于从动锥齿轮节圆直径的70%。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大端朝内相向，小端朝外相背。 3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算3.2.1 主减速器计算载荷的确定3.2.1.1 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6.24，此数据此参解放CA141车型；发动机的输出的最大转矩，此数据参考解放CA141车型在此取380；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；该汽车的驱动桥数目在此取1；由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取=1.0，当性能系数>0时可取=2.0； （3-2）汽车满载时的总质量在此取20000 ；所以 0.195 =25.66>16 ，即=1.0。由以上各参数可求=2134.083.2.1.2 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，预设后桥所承载5474N的负荷; 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25; 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为8.25-20，滚动半径为 0.46m； ，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，由于没有轮边减速器取1.0所以=3493.43.2.1.3 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： （3-4）式中 汽车满载时的总重量，参考解放CA141车型在此取9310N；所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020；在此取0.015汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取0.05 汽车的性能系数在此取0；，n见式（3-1），（3-3）下的说明。所以 =2807.89式（3-1）式（3-4）参考汽车车桥设计式（3-10）式（3-12）。3.2.2 主减速器基本参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数、从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动齿轮齿面宽、中点螺旋角、法向压力角等。3.2.2.1 主减速器主、从动锥齿轮及圆柱齿轮齿数选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：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轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。3）为了啮合平稳噪声小和具有高的疲劳强度对于货车一般不小于6。4）主传动比较大时，尽量取得小一些，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，而对于普通双级主减速器来说，由于第一级的减速比比第二级小些，这时，第一级主动锥齿轮的齿数可选得交大，约在915范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和可选在6810的范围内。根据以上要求参考汽车车桥设计中表3-12 表3-13取=11 =25 =13 =49 3.2.2.2 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数可根据经验公式初选，即 （3-5）直径系数，一般取13.016.0 从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小者所以 =（13.016.0）=（167205）初选=180 则=/=180/25=7.2，参考机械设计手册表23.4-3中选取8 则=184根据=来校核=8选取的是否合适，其中=（0.30.4）。此处，=（0.30.4）=（7.710.2），因此满足校核。3.2.2.3 主，从动锥齿轮齿面宽 对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用： =0.155184=28.5 在此取29一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=32。3.2.2.4 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1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。小的值以防止轴向力过大，通常取37.4°。3.2.2.5 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，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。3.2.2.6 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，中型载货汽车可选用20°的压力角。3.2.2.7 主减速器主、从动圆柱齿轮基本参数的选择 中心距 mm （3-6）式中 见式（3-3）下的说明，式（3-6）参考驱动桥桥设计式（3-25）所以 ，初选A=183mm齿宽 ，取，因为与啮合所以=65。 =4.57 机械设计手册表23.4-3中取3.2.3主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算详见附录表-1及附录表-23.2.4 主减速器圆弧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。汽车驱动桥齿轮的许用应力(Nmm)见附录-33.2.4.2 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 Nmm (3-7) 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 两种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取32mm. 按发动机最大转矩计算时： Nmm （3-8）式中 发动机输出的最大转矩，在此取380； 变速器的传动比； 主动齿轮节圆直径，在此取88mm.按上式 Nmm 按最大附着力矩计算时： Nmm （3-9）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取5474N； 轮胎与地面的附着系数，在此取0.85： 轮胎的滚动半径，在此取0.46m按上式=727 Nmm在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。经验算以上两数据都在许用范围内。其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力p都为1400N/mm（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为 N/ （3-10）式中 该齿轮的计算转矩，N·m;超载系数；在此取1.0尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当时，在此0.77载荷分配系数，当两个齿轮均用悬臂式支承型式时，1.001.10式式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值。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;计算齿轮的齿面宽，mm;计算齿轮的齿数；端面模数，mm;计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数。载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按图2-1选取大齿轮0.182。按上式 =34 N/<210.3 N/ 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。图3-1 弯曲计算用综合系数J(3) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 N/ (3-11)式中 主动齿轮的计算转矩； 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm; ，见式(3-9)下的说明； 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； 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 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3-2选取=0.135按上式=1005 1750 N/。主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。以上公式（3-6）（3-10）以及图3-1，图3-2均参考汽车车桥设计图3-2 接触计算用综合系数3.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理驱动桥锥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。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi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。3.2.6 主减速器轴承的计算3.2.6.1 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计算： (3-12)式中 发动机最大转矩，在此取380N·m；，变速器在各挡的使用率，可参考表2-3选取；，变速器各挡的传动比；，变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表3-1选取；表3-1及的参考值经计算为479·对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径经计算64mm =414m。式（3-11）参考汽车车桥设计。（1） 齿宽中点处的圆周力N (3-13)式中 作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩见式(3-11);该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径.按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 =9.6KN（2）锥齿轮的轴向力和径向力图3-3 主动锥齿轮齿面的受力图如图3-3，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，F分解成两个相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于OOA所在的平面，位于以OA为切线的节锥切平面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力。F与之间的夹角为螺旋角，F与之间的夹角为法向压力角，这样就有： （3-14） （3-15） （3-16）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为 （3-17） （3-18）由式（3-16）可计算8519.13N由式（3-17）可计算=7134N式（3-12）式（3-17）参考汽车设计。3.2.6.2 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的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，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，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图3-4所示轴承A，B的径向载荷分别为R= （3-19） （3-20）根据上式已知=8519.13N，=7134N，a=101.5mm ，b=51mm，c=152.5mm所以轴承A的径向力 图3-4 主减速器轴承的布置尺寸=4370N 其轴向力为0轴承B的径向力R=7572N（1）对于轴承A，只承受径向载荷所以采用圆柱滚子轴承42608E，此轴承的额定动载荷Cr为102.85KN，所承受的当量动载荷Q=X·R=1×15976=15976N。 所以有公式 s (3-21)式中 为温度系数，在此取1.0;为载荷系数，在此取1.2。所以=2.703×10s。此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为 r/min (3-22)式中 轮胎的滚动半径，m汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035 km/h，在此取32.5 km/h。所以有上式可得=163.89 r/min而主动锥齿轮的计算转速=163.89×4.444=728 r/min。所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (3-23) 式中 轴承的计算转速，r/min。由上式可得轴承A的使用寿命=6188 h若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即 = h (3-24)所以=3076.9 h。和比较，>，故轴承符合使用要求。 （2）对于轴承B，在此并不是一个轴承，而是一对轴承，对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y值按双列轴承选用，e值与单列轴承相同。在此选用7514E型轴承。 在此径向力R=13364N 轴向力A=20202N，所以=1.51<e 由机械设计中表18.7可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6×=1.8当量动载荷 Q= （3-25）式中 冲击载荷系数在此取1.2由上式可得Q=1.2（1×13364+1.8×20202）=61618.5N。由于采用的是成对轴承=1.71Cr，所以轴承的使用寿命由式（3-21）和式（3-22）可得=3876.6 h>3076.9 h=所以轴承符合使用要求。对于从动齿轮的轴承C，D的径向力计算公式见式（3-19）和式（3-20）已知F=25450N，=14000N，=6000N，a=410mm，b=160mm.c=250mm所以，轴承C的径向力：=1040.3N轴承D的径向力：=2310.5N轴承C，D均采用7315E，其额定动载荷Cr为134097N（3）对于轴承C，轴向力A=9662N，径向力R=10401.3N，并且=0.93e，在此e值为1.5tana约为0.402，由机械设计中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6。所以Q=1.2(0.4×96621.6×10401.3)=24608.256N 。=28963 h>所以轴承C满足使用要求。（4）对于轴承D，轴向力A=0N，径向力R=2310.5N，并且=.4187e由机械设计中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6。所以Q=1.2×(1.6×23100.5)=44352.96N=4064.8 h >所以轴承D满足使用要求。此节计算内容参考了汽车车桥设计和汽车设计关于主减速器的有关计算。第4章 差速器设计 4.1 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，