2吨轻型货车后桥设计（全套图纸） .doc

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1、目 录目 录1第1章 绪 论31.1 设计的主要内容31.2 设计的总体思路31.3设计的基本要求4第2章 驱动桥总成的结构形式选择52.1 非断开式驱动桥52.2 断开式驱动桥5图2-1 驱动桥6第3章 主减速器设计73.1主减速器的结构型式选择73.1.1 主减速器的减速形式的选择73.1.2 主减速器齿轮的类型的选择93.1.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法113.2 主减速器的基本参数选择与设计计算113.2.1 主减速比的确定123.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定133.2.3主减速器齿轮基本参数的确定153.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算173.2.5 主

2、减速器圆弧锥齿轮的强度计算183.2.6主减速器齿轮的材料及热处理223.2.7主减速器轴承的计算233.3 锥齿轮轴承型号的确定28第4章 差速器设计304.1 差速器的结构型式的选择314.2 差速器齿确定轮的基本参数的324.3差速器齿轮强度计算344.4 差速器齿轮的材料35第5章 半轴设计365.1 半轴的结构型式的选择365.2 半轴的设计与计算375.2.1半轴杆部直径的初选和确定375.2.2半轴的强度验算385.3 半轴的结构设计及材料与热处理39第6章 驱动桥壳设计416.1 桥壳的结构型式41第7章 驱动桥的润滑和调整437.1 轴承预紧度的调整437.2 齿轮副啮合的调

3、整437.3 驱动桥的润滑44第8章 结论与展望45致 谢46参考文献47第1章 绪 论1.1 设计的主要内容随着经济社会的发展，公路运输以其快速、灵活的特点成为货物运输的主要运输方式，而轻型汽车是短途货物的主力车型，并且随着“汽车下乡”惠农政策的实施，轻型汽车也被广泛应用于农业生产中，促进农业的现代化建设。由于市场的巨大需求和汽车技术的不断提高，各大汽车制造企业都加大对结构先进、布置合理，性能优异的轻型汽车新产品的开发力度，而驱动桥作为汽车的重要组成，直接影响到汽车的动力性和经济性以及操作稳定性，因此对驱动桥的研究和设计对改善整车的性能具有非常重要的意义。本设计就是要通过合理确定2吨轻型汽车

4、后桥（驱动桥）总成的主要结构形式，完成主要领部件及后桥总成的设计以及对后桥总成性能参数进行确定和校核，使该驱动桥符合2吨轻型汽车的整体设计要求，具体来说有以下两点：（1）设计出轻型汽车的的驱动桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件，协调车辆设计的全局。（2）优化驱动桥的各项性能，使其结构简单，工作平稳，重量轻，噪音小，传动效率高，加工工艺性好，使用和维修方便。1.2 设计的总体思路驱动桥所选择的减速器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。驱动桥的桥壳，相当于受力复杂的空心梁，它要求有足够的强度和刚度，同时还要尽量的减轻其重量。对于载货汽车，由于它们有时会

5、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。1.3设计的基本要求驱动桥的结构型式虽然可以各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的，其基本要求可以归纳为：(1) 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油经济性(2) 差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动

6、外并能将转矩平稳而连续不断（无脉动）地传递给左、右驱动车轮。(3) 当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力。(4) 能承受和传递路面和车架式车厢的铅垂力、纵向力和横向力以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。(5) 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，从而改善汽车的平顺性。(6) 轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布并与所要求的驱动桥离地间隙相适应。(7) 齿轮与其他传动机件工作平稳，无噪声。(8) 驱动桥总成及零部件的设计应能满足零件的标准化，部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。(9) 在各种

7、载荷及转速工况下有高的传动效率。(10) 结构简单，维修方便，机件工艺性好，容易制造。第2章 驱动桥总成的结构形式选择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两种：非断开式驱动桥和断开式驱动桥。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

8、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。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粱或车厢底板上，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致

9、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

10、，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。经上述分析，考虑到所设计的轻型载货汽车的载重和各种要求，以及非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，参照国内相关汽车的设计，另由于轻型载重汽 车对驱动桥并无特殊要求，和路面要求并不高，故本设计采用普通非断开式驱动桥1。其结构如图2-1所示：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2-1 驱动桥第3章 主减速器设计3.1主减速器的结构型式选择主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装方法以及减速形式的不同而不同。3.1.1 主

11、减速器的减速形式的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。1.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 i07.6 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，也有采用蜗轮传动。2.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(7.6i05 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形式。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

12、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。6.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

13、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)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。但

14、轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂、成本提高，因此只有当驱动桥的减速比大于12 时，才推荐采用。1综上所述，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i07.6的各种中、小型汽车上。根据2吨轻型汽车的载荷小，主传动比7.6的特点，故采用单级主减速器优势突出。3.1.2 主减速器齿轮的类型的选择按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮传动、双曲面齿轮传动、圆柱齿轮传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮传动等形式2,如图3-1所示。a）螺旋锥齿轮传动 b）双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传

15、动 d）涡轮-蜗杆传动图3-1 主减速器齿轮传动形式1.螺旋锥齿轮传动旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90交角的布置。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，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平稳，即使在高速运转时噪声和振动也是很小的。2.双曲面齿轮传动双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉，其交叉角也都是采用 90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距

16、。当偏移距大到一定程度时，可使一个齿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

17、为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，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 i04.5 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。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

18、齿轮相应的齿数多，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。例如，当主减速器采用下偏置(这时主动齿轮为左旋)的双曲面齿轮时，可降低轿车传动轴的高度，从而降低了车厢地板高度或减小了因设置传动轴通道而引起的地板凸起高度，进而可使轿车的外形高度减小。3 蜗杆-蜗轮传动蜗杆-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。

19、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。经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式。3.1.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。主动锥齿轮的支承

20、形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种（如图3-2）。采用跨置式支承结构齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置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跨置式支承。但是跨置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。本课题所设计的轻型汽车装载质量为2t，并考虑到制造成本，选用悬臂式。从动锥齿轮

21、采用圆锥滚子轴承支承2（如图3-2示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。a）主动锥齿轮悬置式 b）主动锥齿轮跨置式 c）从动锥齿轮支撑形式图3-2 主减速器锥齿轮的支撑形式3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算主减速比i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汽车主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处

22、于最高挡位时汽车动力性和燃油经济性都有直接影响。的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。可利用在不同下的功率平衡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。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：式中： （3-1）rr车轮的滚动半径，m；va max 最高车速(公里/小时)；np 最大功率时的发动机转速(转/分)；igh变速器量高档传动比。对于其他汽车来

23、说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i一般选择比上式求得的大1025，即按下式选择： （3-2）式中i分动器或加力器的高档传动比，iFH=1；iLB 轮边减速器的传动比，iLB=1。将=105km/h =3400rpm =1 =0.379m（6.5-15LT）等代入式（3-2）得： 参照国内外同类型车辆相关参数及主减速器齿轮可能齿数选取i0=5.153.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定1从动锥齿轮的转矩计算主减速器计算载荷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(Tje、Tjh)的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计

24、算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即：（1）按发动机最大扭矩和最低档传动比确定计算转矩: Tce= （3-3）式中：Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩，Nm；n计算驱动桥数；if分动器的传动比，因无分动器，故if=1；i0主减速器传动比；i1变速器最低挡传动比；发动机到万向传动轴之间的传动效率，一般取=0.9；k液力变矩器变矩系数，因无液力变矩器，故k=1；Kd由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1。将Temax=280Nm i0=5.15 i1=5.8 n=1等代入式（3-3）得： （2）按驱动轮打滑扭矩确定计算转矩： （3-4）式中：G2汽车满载时一个驱动桥给水

25、平地面的最大负荷，N；汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，对于商用车=1.11.2，在此取=1.1；轮胎的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；rr车轮的滚动半径，m；，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(例如轮边减速器等)。该车无轮边减速器，故=95%，=1;将G2=28028N rr=0.379m 代入式（3-4）得： TCS=m(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Tcf (N

26、m)为： （3-5）式中：Ga汽车满载总重；GT所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车； fR道路滚动阻力系数，载货汽车取0.0150.020，在此取fR=0.015； fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常载货汽车和城市公共汽车取0.050.09,在此取0.07；fP汽车或汽车列车的性能系数：=-6.6，由于fP为负，取0值。则fP=0、n见式（3-3）和（3-4）。将Ga=43120N rr=0.379m等参数代入式（3-5）得： Tcf=由于Tc=minTce，Tcs，且Tce40,符合要求。2.从动锥齿轮大端分度圆直径d2和端面模数ms的确定对于单级主减速器，增大尺寸d2会影响驱

27、动桥壳的离地间隙，减小d2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。d2可根据经验公式初选，即 （3-8）d2从动锥齿轮的节圆直径，mm；直径系数，一般取13.016；从动锥齿轮的计算转矩（），Tc=minTce ,Tcs。 将Tc=7527Nm代入式（3-8）得：d2=254.8313.6mmms根据下式计算 (3-9)同时，ms还应满足: （3-10）式中：模数系数，取0.30.4。另外也可以根据主动锥齿轮的计算转矩计算主动锥齿轮大端模数： (3-11)将Tz=1538Nm代入式（3-11）得：m=6.98.0；再将Tc=7527Nm代入式（3-10）得：ms=6.9；因此

28、初选ms=7mm。将ms=7mm代入式（3-9）得：d2=266mm，将此与式（3-8）所得结果相比较取：d2=266mm。3.主，从动锥齿轮齿面宽b1和b2的确定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。 对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于节锥A2的0.

29、3倍，即，而且b2应满足，一般也推荐b2=0.155D2=0.155266=41.07mm。在此取b2=40mm。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=44mm。4.中点螺旋角的确定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。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为3

30、540，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35。5. 螺旋方向的确定从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。6. 法向压力角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，但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，乘用车的一般选用或

31、，商用车的为。在本设计中，由于是商用车，因此选择压力角为203.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表3.1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表 序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果1主动齿轮齿数72从动齿轮齿数383端面模数74齿面宽=44 =405工作齿高ha=ha*m10.926全齿高=12.137法向压力角=208轴交角=909节圆直径=49=266 10节锥角arctan=90-=16.5=74.511节锥距A=A=135.212周节t=3.1416 t=21.991213齿顶高ha=5.9514齿根高15径向间隙c=1.2116齿根角17面锥角18根锥角19齿顶圆直径=66

32、.76=266.6820节锥顶点止齿轮外缘距离=131.36mm=22.461mm21理论弧齿厚=25.684mm=5.726mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.355mm23螺旋角=353.2.5 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。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。在设计中通常需要对齿轮的单位齿长圆周力、轮齿弯曲强度和轮齿接触强度进行强度校核，在实际设计中还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来检验。1 单位齿长圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常

33、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） （3-12）式中：F作用在齿轮上的圆周力（N）从动齿轮的齿面宽，=40mm 。（1）按发动机最大转矩计算时：（Nmm） （3-13）式中：发动机输出的最大转矩，Temax=280；变速器的传动比，ig=5.8；主动齿轮节圆直径，d1= 49mm。代入参数数据得： Nmm（2）按最大附着力矩计算时： （Nmm） （3-14）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，G2=28028N； 轮胎与地面的附着系数，在此取0.85；轮胎的滚动半径，rr=0.379m 。代入参数数据得：

34、=1697Nmm在现代汽车设计中，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%。经查参考文献1的表3-32得载货汽车的许用单位齿长上的圆周力为1429N/mm ,p=16571429120% ,p=16971429120%,两数据都在许用范围内。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/) （3-15）式中：该齿轮的计算转矩，Nm ；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0.725 ；载荷分配系数，当两个齿轮均用跨置式支承型式时，1.001.10，当一个齿轮用跨置式支承时取1.1

35、01.25。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3-3选取小齿轮的0.236，大齿轮0.175根据上式：主动锥齿轮：689.6N/从动锥齿轮：=665N/经查表3-21汽车驱动器齿轮的最大许用弯曲应力为700N/mm，经验算

36、/mm2 ，N/mm2，所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。表3-2 汽车驱动器齿轮的许用应力计算载荷许用弯曲应力（N/mm2）许用接触应力（N/mm2）差速器齿轮的许用弯曲应力（N/mm2）最大计算转矩TC（N/mm）7002800980平均计算转矩Tz（N/mm）210.91750210.9图3-3 弯曲计算用综合系数J（用于压力角20、螺旋角35、轴交角90的汽车螺旋锥齿轮）3 轮齿的表面接触强度计算：锥齿轮的齿面接触应力为： （3-16）式中： d1主动锥齿轮大端分度圆直径（mm），d1=49mm ；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(2-15)

37、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），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3-4选取=0.128根据上式： 经查表3-2汽车驱动器齿轮的最大许用接触应力为2800N/mm，经验算2800N/mm，所以主减速器锥齿轮满足接触强度要求。图3-4 接触计算用综合系数1（用于压力角20、螺旋角

38、35、轴交角90的汽车螺旋锥齿轮）3.2.6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：（1）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。（2）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。（3）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。（4）选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，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