驱动桥及轮边减速器设计.docx

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1、摘要汽车后桥是汽车的主要部件之一，其基本的功用是增大由传动轴或直接由 变速器传来的转矩，再将转矩安排给左右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽 车行驶运动所要求的差速功能：同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载 车身之间的铅垂力、纵向力，横向力及其力矩。其质量，性能的好坏直接影响 整车的平安性，经济性、舒适性、牢靠性。本文仔细地分析参考了天龙重卡300双驱动桥，在论述汽车驱动桥运行机 理的基础上，提练出了在驱动桥设计中应把握的满足汽车行驶的平顺性和通过 性、降噪技术的应用及零件的标准化、部件的通用化、产品的系列化等三大关 键技术；阐述了汽车驱动桥的基本原理并进行了系统分析；依据经济、适用、 舒

2、适、平安牢靠的设计原则和分析比较，确定了重型卡车驱动桥结构形式、布 置方法、主减速器总成、差速器总成、半轴、桥壳及轮边减速器的结构型式； 并对制动器以及主要零部件进行了强度校核，完善了驱动桥的整体设计。通过本课题的讨论，开发设计出适用于装置大马力发动机重型货车的双级 驱动桥产品，确保设计的重型卡车驱动桥经济、有用、平安、牢靠。关键词：驱动桥主减速器差速器轮边减速器左右），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。综合考虑整车成本和驱动桥的研发与制造成本及输入参数主减速比的实际 状况，选择结构简洁，体积小，质量轻，制造成本低的单级贯穿式主减速器附 轮边减速器。主减速器主从动锥齿轮的

3、支承方案.主动锥齿轮的支承现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种，悬臂式与骑马式如 图2-2所示。悬臂式齿轮一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增加支承刚度， 应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比 齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采纳一对圆锥滚 子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子 的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增加支承刚度。G)图2-2主减速器主动齿轮的支承形式及安置方法 （a）悬臂式支承 （b）骑马式支承骑马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

4、悬臂式支承的1/30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。齿轮承载力量较悬臂式可提高10%左右。重型汽车主减速器主动齿轮都是采纳骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构简单，成本提高。1 .从动锥齿轮的支承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c和d之比例而定。为了增 加支承刚度，支承间的距离（c+d）应尽量缩小。然而，为了是从动锥齿轮背面 的支承凸缘有足够的位置设置加强筋及增加支承的稳定性，距离（c+d）应不小 于从动锥齿轮节圆直径的70%。两端支承采纳圆锥滚子轴承，安装

5、时硬是它们 的圆锥滚子大端朝内相向，小端朝外相背。为了是载荷能尽量匀称分布在两轴 承上，并且让出位置来加强从动锥齿轮联接凸缘的刚度，应尽量使尺寸c不小 于尺寸d。在具有大主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制 从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设帮助支 承（图2-3）。帮助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证当偏移量达到允 许极限，即与从动锥齿轮背面接触时，能够制止从动锥齿轮连续偏移。主、从 动齿轮在载荷作用下的偏移量许用极限值，如图2-4所示。图2-3从动锥齿轮帮助支承士 0.075亳米士 0.075亳米图2-4主从动锥齿轮的许用偏移量I 、上

6、富友G.2EJ 米此处删减 NNNNNNNNNNNNNNNN 字需要整套设计请联系q： 99872184c表2T 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项 目计算公式计算结果1主动齿轮齿数Zi92从动齿轮齿数Z23 73模数m84齿面宽bb 二54mmb- =46mm5工作齿高鼠=hg = 12.8mm6全齿高h = Qh： + c* 即h = 14.4mm7法向压力角aa =20。8轴交角XEMBED Aquation.3 2=90。9节圆直径d-m zd =72mmJ2=296mm10节锥角Z1 y = arctanZ2/2=90-/i=13.67/2 =76.33。11节锥距ddiAo

7、 =2sin y 2 sin /2A o=l 52.54mm12周节t=3.1416 mt=25.13mm续表2-1主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果13齿顶高ha =ha =6. 4 mm14齿根高hf二区+ c*卜hf =8 mm15径向间隙c=cmc= 1.6mm16齿根角八hfGt = arc tan AoOf =3.0117面锥角= % + 2 ； %2 = 72 + R=16.68%2 =79.34。序号项 目计算公式计算结果18根锥角加二九一&Yf =10.66=73.3219外圆直径&八=di + 2cos/i di2 = d + 2 cos72da

8、=84.43mmda2 =299mm20节锥顶点止齿轮外缘距离di /.Z（）1 = -isin/1d7.Z02 = 9儿 2 sin/2/01 = 146.49mm/02 =29.78mm21理论弧齿厚S = t S2s2 = SkmS =18.73mms2 =6.4mm2. 2. 4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平安牢靠性地工作。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。1 .齿轮的损坏形式及寿命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

9、如下：(1)轮齿折断主要分为疲惫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 根开头，由于齿根处齿轮的弯曲应力最大。疲惫折断：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。假如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，最终导致轮齿部分地 或整个地断掉。在开头消失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，这是疲惫折断的特征, 其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。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

10、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整不当、安装刚度不足、 安装位置不对等缘由，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（常常是大端）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，根部及齿面要光滑。（2）齿面的点蚀及剥落齿面的疲惫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。点蚀：是轮齿表面多次高

11、压接触而引起的表面疲惫的结果。由于接触区 产生很大的表面接触应力，常常在节点四周，特殊在小齿轮节圆以下的齿根区 域内开头，形成微小的齿面裂纹进而进展成浅凹坑，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。在齿轮连续工作时，则扩大凹坑的 尺寸及数目，甚至会渐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最终 阶段轮齿快速损坏或折断。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方法。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

12、从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要缘由是 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。它多消失在齿 顶四周，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)吃面磨损这是轮齿齿面间相互滑动

13、、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，应予避开。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惫。其表现 是齿根疲惫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惫次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲 应力不超过210.9N / mm2 0实践表明，主减速器齿轮的疲惫寿命主要与最大持续载荷(

14、即平均计算转 矩)有关，而与汽车预期寿命期间消失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，不能作为疲惫损坏的依据。2 .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：PP = T2(2-5)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G29两种载荷工况进行计算，N；历从动齿轮的齿面宽。按发动机最大转矩计算时:Te max。X 1 0(2-6)式中：7； max发动机输出的最大转矩，在此取1500N 加，g变速器的传

15、动比12.11山主动齿轮节圆直径54 mmb?从动齿轮齿面宽46mm按上式等于10969.2N / mm按最大附着力矩计算时：G2rrX103 p二人 D22(2-7).式中：G2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，在此取127400N； 。轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； 行轮胎的滚动半径0.57m。按上式等于9066.58N / mm。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%。阅历算以上两数据都在许用范围 内。3 .轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应

16、力为2xl03 xT-Ko-Ks-K, b =2Kv b z 7nl J(2-8)式中：T该齿轮的计算转矩为8174.25Nm；Ko超载系数；在此取1.0；息尺寸系数，反映材料的不匀称性，与齿轮尺寸和热处理有关, 当mNL6时，在此等于1.0；心载荷安排系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，及= 1.001.10式式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小 值；改一质量系数，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；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（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

17、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纳轮齿中点圆周力与 中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按图五选取小齿轮 的1=0.225,大齿轮=0.195。2x103 x 10305 .3xlx0.829 x 1.05O 1 =d按上式1 x 80 x 9 x 4.444 x 0.225 x 12=173 N1mmi 210.3 N/mm2x103 x 10305 .3xlx 0.829 x 1.0502 =lx80x40x122 x0.195=199.7 N/mm2 210,3 N/所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。4 .轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿

18、面接触应力为(2-9)(2-9)G【ZTKuKKKfxiNKvbJ式中：T主动齿轮的计算转矩；_C,材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6/mm；b齿轮的齿面宽54；Ko, K , Km见前式的说明；Ks尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏 阅历的状况下，可取1.0;Kf表面质量系数，打算于齿面最终加工的性质（如铳齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面掩盖层的性质（如镀铜，磷化处理 等）。一般状况下，对于制造精确的齿轮可取1.0；J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、轮齿间的载荷安 排系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响。

19、取0.225按上式二1679 1750 N/mm2主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。5 .贯穿桥一级圆柱斜齿轮参数的运算（1）选择齿轮数:Z1=Z2=23大、小齿轮均选-45钢，采纳软齿面。小齿轮调质处理，齿面硬度为217 255HBS平均硬度为:236HBS大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBs平均硬 度为190HBS,大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBS,在3050HBs范围内，选 用8级精度。（2）齿轮传递的转矩n= 7力轴承齿轮（2-10）=1836538.4x12.11x0.93x0.98=2135975.72式中:：（一传递的转矩,N. mm；% 一传动比轴承一

20、轴承效率，取轴承二。.98 齿轮一齿轮传动效率取齿轮=93 %初选载荷系数k=.6取齿宽系数由=0.8(5)弹性系数z?=189.8而可(6)齿数比u=l(7)由公式 4(7)由公式 4= L88-3.2(+ ) cos/Z z2(2-H)得端面重合度得端面重合度= 1.88-3.2(+ ) cos 1223 23=1.6(8)由公式8P =0.138 tan 尸=0.138x0.8x38x tan 12 =0.89(9)重合度系数z,=0.82(10)螺旋角系数Zp=0.99(11)许用接触应力由式:算得接触疲惫极限应力：= 51ampb“lim2 = 413/叽(12)小、大齿轮的应力循环

21、次数分别为:N尸= 60x1300 x 1x8 x 250 = 1. 56X108(13)寿命系数zN1 =1. 0(13)寿命系数zN1 =1. 0Zn2=1.06 (允许有局部点蚀)(14)平安系数5二1.0AbstractDrive axle is one of the most important parts of automobile. The function is to increase the torque from drive shaft or from transmission directly, and then distribute it to left and rig

22、ht wheels which have the differential ability automobile needed when driving. And the drive axle has to support the vertical force, longitudinal force, horizontal force and their moments between road and frame or body. Its quality and performance will affect the security, economic, comfortability an

23、d reliability.This article analyzes and refers to the drive axle of Tianlongtruck and the 300 drive axle of Hyundai seriously. Through the study of this topic, we can design the single driving axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design

24、 of heavy truck economic, practical, safe and reliable. On talking about the running principal of driving axle , the three key techno ledge about vehicle traveling on the ride and through, and noise reduction technology applications and the standardization of parts, components of the universal, Prod

25、ucts such as the serialization that we should master to meet, it describes and has a systematic analysis on the basic principles of viecle drive axle.According to the design principles and analysis and comparison of economy, application, comfortability, safety and reliability , the heavy truck drive

26、 axle structure, layout ways, and the final drive assembly, differential assembly, the bridge case and axle structure can be determined; and the strength checking of brake parts, as well as majorZN】b”liml _ lx57 _ 5701.0aHJmpa = Z-vlTHlim2 = k06x390 413.4sH1.0口“ =口2=413 4中4dt / mm =dt / mm =ZE * ZH

27、* Z ZP x 2(15)初选齿轮分度圆直径(2-12)2x1.6x2135975.72 1 + 1 189.8x 2.5x0.82 x0.99 . 0=3()2 =147. 2V 1.11413.4(16)计算载荷系数品使用系数0=1.35齿轮线速度如下式：v/(m-5-1) = -(2-13)60x10003.1415x147.2x1300 11160x1000动载荷系数1.2齿向载荷分布系数齿间载荷安排系数1.4k = kAKvKKa =1.35x1.2x1.11x1.4 = 2.52(17)确定模数 m=d/z=3. 87=4(18)计算传动尺寸中心距a / mm = -m(z. +

28、 zd)(2-14)2=-x 4(38+ 38) =1522cosl2取：dl=d2=155mm(19)修正螺旋角，= arccos2g la4x(38 + 38)”=arc cos=11.292x1556.斜齿轮的强度计算(1)校核齿根弯曲疲惫强度:ZvlZ138cos1 p cos211.29= 39.58Z239cos2 p cos211.29= 39.58%=2.65、 /2=2.68、 r51 =1.56、YS2 =1.6重合度系数=0.73重合度系数=0.73螺旋角系数YP = 0.75(2)弯曲疲惫极限应力:=220/取%lim2 =220 年寿命系数Ym=YN2.0 平安系数s

29、F =1.25故:lmPa =1-0x2201.25176同2/叽=% =斗等= 176sF 1.25由于经过核算有用疲惫强度107.9许用应力，所以满足弯曲疲惫强度。主减速器轴承载荷的计算轴承的计算主要是计算轴承的寿命。设计时，通常是先依据主减速器的结 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外因是 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。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

30、及垂直于齿轮轴线 的径向力。(1) 齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为：2TF dm(2-15)式中：T一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；一，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方=41.73KN(2) 最齿轮的轴向力和径向力如图2-5,主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，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, 门分解成两个相互垂直的力F和, FN垂直于0A且位于NOOA所在的平 面，万位于以0A为切线的节锥切平面内。a在此平面内又可分为沿切线方向 的圆周力F和沿节圆母

31、 线方向的力F与之间的夹角为螺旋角,，F7与 6之间的夹角为法向压力角这样就有：F 二bTCsacs# =Ftcos20cos37=55640(2-16)所以 Ft=55640所以Fn=19030(2-17)(2-17)Fn = Frsma = F tan a / cos 3 =5564Qxsin20(2-18)Fs = Frcosasm = F /3 =20251 3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:Faz = Fn sin / + B cos y =Fcos/?(tan sin/ +sin 尸 cos/)(2-19)Frz = Fn cos /-Fssin/ =Fco

32、s尸(tan a cos / - sin /?sin/)二 19030xsin20+20251.3 xcos20=25538(2-20)=19030xcos20-20251.3xsin20=10956.35轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但假如采纳圆锥滚子轴承作支 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。对于采纳跨置式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图所示：图2-6主减速器轴承的布置尺寸轴承A, B的径

33、向载荷分别为:-7(F - b)2 + (Frz - b - 0.5K/z - dffJ)2(2-21)(2-22)(2-21)(2-22)Ra 二 Rb =工 J(F 欧 + (Frz c + 0.5Faz dJ2a依据上式已知凡z=25538N, Frz =10956.35N, a= 105mm , b=35mm, c=70mm所以轴承A的径向力R=13927.84N其轴向力为0轴承B的径向力Rs=18027.35N对于轴承A,只承受径向载荷所以有公式(2-23)式中:/为温度系数，在此取L0； 力为载荷系数，在此取1.2。所以 L=3.28xl(/s所以轴承能工作的额定轴承寿命：(2-2

34、4)Lh =60几式中：轴承的计算转速。L _ 2.703 xlO8有上式可得轴承A的使用寿命 60x728 =6833h若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即SL h = Van,(2-25)所以少% =3076.9 h和比较，Eh,故轴承符合使用要求。2.3 主减速器齿轮的材料及热处理贯穿式主减数器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、齿面疲惫点蚀(剥落)、磨损和擦伤等。依据这些 状况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：(1)具有较高的疲惫弯曲强度和表面接触疲

35、惫强度，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，避开轮齿折断；(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 律易于掌握，以提高产品的质量、缩短制造时间、削减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们国家的状况。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，齿轮所采纳的钢为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，当端面模数机8时，为2945HRC。对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m58时

36、，为1.01.4mm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0.0050.010mm的磷化处理或镀铜、镀锡。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。2.4 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 留意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，由于其润

37、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 一特地的集油槽，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 且可以爱护前端的油封不被损坏。2.5 5本章小结本章依据所给参数确定了主减速器计算载荷、并依据有关的机械设计、机 械制造的标准对齿轮参数进行合理的选择，最终对螺旋锥齿轮的相关几何尺寸 参数进行列表整理，并且对主动、从动齿轮进行

38、强度校核。对主减速器齿轮的 材料及热处理，主减速器的润滑给以说明。第3章 贯穿桥差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如, 转弯时内、外两侧车轮行程明显不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮; 汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不 等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以 及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右 车轮行程不等。假如驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不行避开地会产 生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消 耗，而且可能导致转向

39、和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、 右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有 不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器用来在两输出轴间安排转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速 度转动。差速器有多种形式，在此设计一般对称式圆锥行星齿轮差速器。3.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图3-1差速器差速原理如图所示，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。由于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，其角速度为外 和g。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮

40、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一。当行星齿轮只是伴同行星架绕差速器旋转轴线公转时，明显，处在同一 半径厂上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图3-1）,其值为g-。于是 幼=g=g,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以角速度叫自转时（图），啮合 点A的圆周速度为以r= %r+ % r,啮合点B的圆周速度为gr=4人g广。于是01r+g厂=（厂+4r）+（ gr.g厂）即电 + g=2/。（3-1）若角速度以每分钟转数表示，则(3-2)(3-2)n + n2 = 2o式（3-2）为两半

41、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状况下，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（3-2）还可以得知：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；当差速器壳的转速为零（例如中心制 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。32 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构一般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

42、轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。图3-2 一般的对称式圆锥行星齿轮差速器1-轴承;2-左外壳;3-垫片;4-半轴齿轮；5-垫圈；6-行星齿轮；7-从动齿轮；8-右外壳;9-十字轴；10-螺栓如图3-2所示。由于其具有结构简洁、工作平稳、制造便利、用于大路汽 车上也很牢靠等优点，故广泛用于各类车辆上。components improves overall design of the driving axle.Through the study of this topic, we can design the single drive axle devices that apply to

43、the heavy truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and reliable.Keywords: Heavy truck Drive axle Final drive Differential3.3对称式锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮 尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴 承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。差速器齿轮

44、的基本参数的选择.行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽 车采纳3个行星齿轮。本设计采纳4个行星齿轮。1 .行星齿轮球面半径RB(mm)的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常打算于行星齿轮背面的球面半径Rb,即行 星齿轮的安装尺寸，代表差速器圆锥齿轮的节锥距，并在肯定程度上表征了差 速器的强度。球面半径依据阅历公式来确定：Rb=Kb 氢Rb =KliTj= (2. 52-2. 99) x V8174.25 =58mm式中：Kb行星齿轮球面半径系数，K/2.522.99 (有四个行星齿轮的轿车和大路用货车取小值；有2个行星齿轮的轿车，以 及越野汽车、矿用汽

45、车取大值)；T-主减速器从动轮所传递的扭矩。预选其节锥距4 = (0.98 0.99)%= 0.98x58=57 mm行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数，以使齿轮有较高的 强度，行星齿轮的齿数应尽量少，但一般不少于10。半轴齿轮齿数取1425； 半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内；左、右半轴齿轮的齿数和必需能被行星齿轮的数目所整除，否则将不能安装。依据这些要求初定半轴齿轮 齿数为20；差速器行星轮个数为4,齿数为12。2 .行星齿轮节锥角八 模数2和节圆直径d的初步确定 行星齿轮和半轴齿轮的节锥角力、/计算如下：12% = arc tan一 = 30.961 20= ar

46、c tan = 59.042 12式中：4、Z?分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。4.大端模数m及节圆直径d的计算2Ao .2x57 .m = sinr. =sin 59.04 = 4.89Z112取5mm分度圆直径d = mzd,- - mz. = 5 x 12 = 60mm 1JI% = mz2 = 5 x 20 = 100 mm5.压力角a过去汽车差速器齿轮都选用20压力角，这时齿高系数为1,而最少齿数为 13o现在大都选用22。30的压力角，齿高系数为0.8,最少齿数可削减至10。某 些重型汽车也可选用25。压力角。、所以初定压力角为25。行星齿轮安装孔直径。及其深度L的确定八I小8依据汽车工程手册中： 爪.1匕山(3-3)8174.25x1()31.1x69x4x50=25.94L = 1.1。= 1.1 x 25.94 = 28.54mm式中：To差速器传递的转矩，N.