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1、本科生毕业设计 I 摘 要 轻型汽车在商用汽车生产中占有很大的比重，而且驱动桥在整车中十分重要。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，而对于载货汽车显得尤为重要。为满足目前当前载货汽车的快速、高效率、高效益需要的同时时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本的轻型货车驱动桥具有一定的实际意义。本设计首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单级减速器，主减速器齿轮采用螺旋锥齿轮，差速器采用圆锥行星
2、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。在本次设计中，主要完成了单级减速器、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。最后运用AUTOCAD 完成装配图和主要零件图的绘制。关键词：轻型货车；驱动桥；单级主减速器；差速器；半轴；桥壳本科生毕业设计 II ABSTRACT Pickup trucks take a large proportion of commercial vehicles production,and the drive axle is one of the most important structure.Drive axle is t
3、he one of automobile four important assemblies,Its performance directly influence on the entire automobile,especially for the truck.Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed,heavy-loaded,high efficiency,high benefit today truck,must exploiting th
4、e high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the trucks developing tendency.Design a simple,reliable,low cost of the drive axle,can greatly reduce the total cost of vehicle production,so the title of the fine structure of the design of a pickup vehicle drive axle has a cert
5、ain practical significance.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,Single Reduction Gear for Main Decelerators deceleration form,Sp
6、iral 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 th
7、e material and so on.Finally complete the final assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components.In this paper,first of all determine the structure of major components and the main design parameters,the analysis of the various parts of the structure of the bridge drive type,the form
8、 of the development process and its advantages and disadvantages of the past,determined on the basis of the design program,using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer,differential,axle,axle housing was designed to calculate and complete the check.Finally compl
9、ete the final assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components.Keywords:Pickup truck;Drive axle;Single reduction final drive;Differential;Axle;Drive Axle housing 本科生毕业设计 i 目 录 摘要.错误！未定义书签。Abstract.错误！未定义书签。第 1 章 绪论.1 1.1 选题的背景目的及意义.4 1.2 国内外驱动桥研究状况.1 1.3 设计主要内容.3 第 2 章 驱动桥的总体方案确定.4
10、2.1 驱动桥的种类结构和设计要求.4 2.1.1 汽车车桥的种类.4 2.1.2 驱动桥的种类.4 2.1.3 驱动桥结构组成.4 2.1.4 驱动桥设计要求.5 2.1.5 设计车型主要参数.5 2.2 主减速器结构方案的确定.6 2.2.1 主减速比的计算.6 2.2.2 主减速器的齿轮类型.7 2.2.3 主减速器的减速形式.8 2.2.4 主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法.9 2.3 差速器结构方案的确定.11 2.4 半轴的形式确定.11 2.5 桥壳形式的确定.12 2.6 本章小结.13 第 3 章 主减速器设计.14 3.1 概述.14 3.2 主减速器齿轮参数的选择
11、与强度计算.14 3.2.1 主减速器计算载荷的确定.14 3.2.2 主减速器齿轮参数的选择.15 3.2.3 主减速器齿轮强度计算.18 本科生毕业设计 ii 3.2.4 主减速器轴承计算.24 3.3 主减速器齿轮材料及热处理.30 3.4 主减速器的润滑.31 3.5 本章小结.31 第 4 章 差速器设计.32 4.1 概述.32 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器原理.32 4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构.33 4.4 对称圆锥行星锥齿轮差速器的设计.34 4.4.1 差速器齿轮的基本参数选择.34 4.4.2 差速器齿轮的几何尺寸计算.36 4.4.3 差速器齿轮的强度计算
12、.37 4.4.4 差速器齿轮的材料.39 4.5 本章小结.39 第 5 章 半轴及驱动桥桥壳的设计.40 5.1 概述.40 5.2 半轴的设计与计算.40 5.2.1 全浮式半轴的计算载荷的确定.40 5.2.2 半轴杆部直径的初选.42 5.2.3 全浮式半轴强度计算.42 5.2.4 全浮式半轴花键强度计算.43 5.2.5 半轴材料与热处理.44 5.3 桥壳的受力分析及强度计算.44 5.3.1 桥壳的静弯曲应力计算.45 5.3.2 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度.46 5.3.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算.46 5.3.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算.48
13、 5.3.5 汽车受最大侧向力时桥壳强度计算.48 5.4 本章小结.51 结论.52 参考文献.53 致谢.54 本科生毕业设计 iii 附录 A.55 附录 B.58 本科生毕业设计 1 本科生毕业设计 2 本科生毕业设计 3 本科生毕业设计 4 第 1 章 绪 论 1.1 选题背景目的及意义 根据中国轻型货车行业市场深度调研及中期发展预测报告表明：2008 年中国轻型货车行业发展迅速，产品产出持续扩张，国家产业政策鼓励轻型货车产业向高技术产品方向发展，国内企业新增投资项目投资逐渐增多。投资者对轻型货车行业的关注越来越密切，这使得轻型货车行业的发展研究需求增大。2009-2012 年是中国
14、轻型货车行业发展的关键时期，也是我国从“十一五”迈向“十二五”的过渡期，在全球金融危机风暴大环境及国内严峻经济形势下，一系列新的政策将会陆续出台，对轻型货车行业的发展必将产生重大影响；一批国家重大工程项目陆续开工建设，对轻型货车行业需求市场必将产生极大的拉动作用。作为汽车关键零部件之一的汽车驱动桥也得到相应的发展，各生产厂家在研发和生产过程中基本上形成了专业化、系列化、批量化的局面，汽车驱动桥是汽车的重要总成，承载着汽车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
15、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。因此，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，具有一定的实际意义1。1.2 国内外驱动桥研究状况 1、国内研究现状 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。一些企业技术力量相对要好些的企业，测绘的是从国外引进的原装桥，并且这些企业一般具有较为完善的开发体系和流程，也具有较完善的试验手段，但是开发过程属于对国外的仿制，对其逆向研究后结合自我情况生产。总之，我国汽车驱动桥的研究设计与世界先
16、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、纺制、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。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。本科生毕业设计 5 2、国外研究现状 国外轻型货车驱动桥开发技术已经非常的成熟，建立新的驱动桥开发模式成为国内外驱动桥开发团体的新目标。驱动桥设计新方法的应用使得其开发周期缩短，成本降低，可靠性增加。国外的最新开发模式和驱
17、动桥新技术包括：(1)并行工程开发模式 并行工程开发模式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，能够缩短新产品的设计时间、降低成本、提升质量、提高市场竞争力,以 DANA 为代表的意大利企业多已采用了该类设计方法,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。(2)模态分析 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)
18、，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。驱动桥的振动特性不但直接影响其本身的强度，而且对整车的舒适性和平顺性有着至关重要的影响。因此，对驱动桥进行模态分析，掌握和改善其振动特性，是设计中的重要方面。(3)驱动桥壳的有限元分析方法 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
19、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。(4)高性能制动器技术 在发达国家驱动桥产品中,已出现了自循环冷却功能的湿式制动器桥、带散热风送的盘式制动器桥、适于ABS的蹄、鼓式和盘式制动器桥、带自动补偿间隙的盘式制动器等配置高性能制动器桥,同时制动器的布置位置也出现了从桥臂处分别向桥包总成和轮边端部转移的趋势。前种处理方式易于散热,后种处理方式为了降低成本,甚至本科生毕业设计 6 有厂商把制动器的壳体与桥壳铸为一体,既易于散热，又利于降低
20、材料成本,但这对铸造技术、铸造精度和加工精度都提出了极高的要求。(5)电子智能控制技术进入驱动桥产品 电子智能控制技术已经在汽车业得到了快速发展，如，现代汽车上使用的ABS(制动防抱死控制)、ASR（驱动力控制系统）等系统。1.3 设计主要内容 1、驱动桥结构形式及布置方案的确定。2、驱动桥零部件尺寸参数确定及校核：（1）完成主减速器的基本参数选择与设计计算；（2）完成差速器的设计与计算；（3）完成半轴的设计与计算；（4）完成驱动桥桥壳的受力分析及强度计算。3、完成驱动桥驱动桥装配图和主要部分零件。本科生毕业设计 7 第 2 章 驱动桥的总体方案确定 2.1 驱动桥的种类、结构、设计要求及主要
21、参数 2.1.1 汽车车桥的种类 汽车的驱动桥与从动桥统称为车桥，车桥通过悬架与车架（或承载式车身）相连，它的两端安装车轮，其功用是传递车架（或承载式车身）于车轮之间各方向的作用力及其力矩。根据悬架结构的不同，车桥分为整体式和断开式两种。当采用非独立悬架时，车桥中部是刚性的实心或空心梁，这种车桥即为整体式车桥；断开式车桥为活动关节式结构，与独立悬架配用。在绝大多数的载货汽车和少数轿车上，采用的是整体式非断开式。断开式驱动桥两侧车轮可独立相对于车厢上下摆动。根据车桥上车轮的作用，车桥又可分为转向桥、驱动桥、转向驱动桥和支持桥四种类型。其中，转向桥和支持桥都属于从动桥，一般货车多以前桥为转向桥，而
22、后桥或中后两桥为驱动桥2。2.1.2 驱动桥的种类 驱动桥位于传动系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并合理的分配给左、右驱动车轮，其次，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩。驱动桥分为断开式和非断开式两种。驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都是采用非断开式驱动桥，其桥壳是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁，主减速器、差速器和半轴等所有的传动件都装在其中；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。
23、2.1.3 驱动桥结构组成 在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件如图1.1 所示。本科生毕业设计 8 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 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 1.1 驱动桥 2.1.4 驱动桥设计要求 1、选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2、外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。3、齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4、在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5、具有足够
24、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。6、与悬架导向机构运动协调。7、结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。2.1.5设计车型主要参数 设计车型主要参数表2.1 参考数据 本科生毕业设计 9 表 2.1 参考数据 序号 项 目 数 据 单 位 1 车身长度 5185 mm 2 车身宽度 1720 mm 3 车身高度 1710 mm 4 车 重 1720 kg 5 轴 距 3025 mm 6 前轮距 1435 mm 7 后轮距 1440 mm 8 轮胎规格 215/75
25、 R15 9 排 量 2.0 L 10 最大功率/转速 68/4000 kw/rpm 11 最大转矩/转速 200/2000 N.m/rpm 12 最高车速 120 km/h 13 离地间隙 220 mm 2.2 主减速器结构方案的确定 2.2.1主减速比的计算 主减速比io0i对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小影响很大。当变速器处于最高档位时io0i对汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。0i的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同的下的功率平衡图来计算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io0i值，可是
26、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amaxP及其转速pn的情况下，所选择的io0i值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速amaxv。这时0i值应按下式来确定3：0i=0.377ghaprivnrmax （2.1）式中：rr车轮的滚动半径，rr=0.332m ghi变速器最高档传动比0.8 pn最大功率转速4000 r/min av最大车速120km/h 本科生毕业设计 10 对于与其他汽车来说，为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大10%25%，即按下式选择：0i=（0.3770.472）ghap
27、rivnrmax （2.2）经计算初步确定0i=6.17 按上式求得的io应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能的齿数对io予以校正并最后确定。2.2.2主减速器的齿轮类型 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式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（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）和蜗杆蜗轮式传动等形式。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。在现代货车车驱动桥中，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
28、齿轮如图2.1（a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90 度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。双曲面齿轮如图2.1（b）所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有：1、尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。2、传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。图 2.1 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮 3、当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。4、工作过程中，双
29、曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的(a)螺旋锥齿轮(b)双曲面齿轮 本科生毕业设计 11 纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。双曲面齿轮传动有如下缺点：1、长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。2、齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。3、双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。4、双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，螺旋锥齿轮
30、能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。本次设计采用螺旋锥齿轮。2.2.3主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比io7.6 的各种中小型汽车上。（a）单级主减速器 （b）双级主减速器 图 2.2 主减速器 如图2.2（a）所示，单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简
31、单，成本较低，是驱动桥的基本型，在货车上占有重要地位。目前货车发动机向本科生毕业设计 12 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，许多货车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，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，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。如图2.2（b）所示，与单级主减速器相比，由于双级主减速器由两级齿轮减速组成，使其结构复杂、质量加大；主减速器的齿轮及轴承数量的增多和材料消耗及加工的工时增加，制造成本也显著增加，只有在主减速比io 较大（7.6
32、io16 时，取Pf=0。jmT=)()(PHRLBLBrTafffnirGG=)005.0015.0(1196.0332.024451=549.64 3.2.2 主减速器齿轮参数的选择 1、主、从动齿数的选择 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，1z，2z之间应避免有公约数；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本科生毕业设计 19 小于40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车1z一般不小于6；主传动比0i较大时，1z尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的主传动比，1z和2z应有适宜的搭配。主减速器的传动比为6.17，初
33、定主动齿轮齿数z1=7，从动齿轮齿数z2=40。2、从动锥齿轮节圆直径2d及端面模数tm的选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式3.1 和式3.2 并取两式计算结果中较小的一个作为计算依据，按经验公式选出：322jdTKd （3.5）式中：2dK直径系数，取2dK=13 16；jT计算转矩，mN，取jT，jeT较小的。取jT=4897.35 计算得，2d=220.77 271.71mm，初取2d=240mm。2d选定后，可按式22/zdm 算出从动齿轮大端模数，并用下式校核 3tmjmKT （3.6）式中：mK模数系数，取mK=0.30.4；jT计算转矩，mN，取jeT。3tmjmKT=335.
34、4897)4.03.0(=5.096.79 由 GB/T12368-1990，取tm=6mm，满足校核。所以有：1d=42mm 2d=240mm。3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择 通常推荐圆锥齿轮从动齿轮的齿宽F 为其节锥距0A的 0.3 倍。对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用：F=0.1552d=37.2mm，可初取F2=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1F=44mm。4、螺旋锥齿轮螺旋方向 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
35、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。本科生毕业设计 20 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。5、旋角的选择 螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名义螺旋角。螺旋角应足够大以使Fm1.25。因Fm越大传动就越干稳，噪声就越低。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35。6、法向压力角a 的选择 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，一般对于“格
36、里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，载货汽车可选用20压力角6。7、主从动锥齿轮几何计算 计算结果如表3.1 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表。表 3.1 主减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 主动齿轮齿数 1z 7 2 从动齿轮齿数 2z 40 3 模数 m 6 4 齿面宽 F 1F=44mm 2F=40mm 5 工作齿高 mHhg1 gh9.36mm 6 全齿高 mHh2 错 误！未 定 义 书签。=10.398mm 7 法向压力角 =20 8 轴交角 =90 9 节圆直径 d=mz 1d42mm 2d=240mm 10 节锥角 1arctan21zz
37、 2=90-1 1=14.125 2=75.874 11 节锥距 A0=11sin2d=22sin2d A0=121.827mm 12 周节 t=3.1416 m t=18.8496mm 13 齿顶高 21agahhh 1ah=7.74mm 本科生毕业设计 21 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 mkhaa2 2ah=1.62mm 14 齿根高 fh=ahh 1fh=2.658mm 2fh=8.778mm 15 径向间隙 c=ghh c=1.399mm 16 齿根角 0arctanAhf 1=1.249 2=4.121 17 面锥角 211a；122a 1a=14.047 2a=8
38、0.322 18 根锥角 1f=11 2f=22 1f=8.677 2f=77.952 19 外圆直径 1111cos2aahdd 2ad=221cos2ahd 1ad=57.248mm 2ad=240.559mm 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 11201sin2ahd 2102d22sinah 01=118.67mm 02=19.40mm 21 理论弧齿厚 21sts mSsk2 1s=17.09mm 2s=4.90mm 22 齿侧间隙 B=0.1780.228 0.2mm 23 螺旋角 =35 3.2.3螺旋锥齿轮的强度计算 1、损坏形式及寿命 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度
39、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。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。随着本科生毕业设计 22 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
40、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。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。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。点蚀：是轮齿表面多次高
41、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。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
42、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。本科生毕业设计 23（4）齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、研
43、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210.9Nmm2.表 3.2 给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。表 3.2 汽车驱动桥齿轮的
44、许用应力 (N mm2)计算载荷 主减速器齿轮的许用弯曲应力 主减速器齿轮的许用接触应力 差速器齿轮的许用弯曲应力 jeT，jT中的较小者 700 2800 980 jmT 210.9 1750 210.9 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和最大附着转矩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7。2、主减速器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 FP
45、p （3.7）式中：p单位齿长上的圆周力，N/mm；P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩maxeT和最大附着力矩rrG2两种载荷工况进行计算。按发动机最大转矩计算时：FdiTpge21013max （3.8）式中：maxeT发动机输出的最大转矩，在此取200mN；gi变速器的传动比；本科生毕业设计 24 1d主动齿轮节圆直径，在此取42mm.；按上式计算一档时：095.1388402421083.52003p N mm 按最大附着力矩计算时：FdrGpr210232 （3.9）式中：2G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16
46、660N；轮胎与地面的附着系数，在此取0.85；rr轮胎的滚动半径，在此取0.332m；按上式4012010332.085.0166603p=979.469 N 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资料的20%25%。经验算以上两数据都在许用范围内，校核成功。（2）轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力)/(2mmNw为 JmzFKKKKTvmSjw203102 （3.10）式中：jT齿轮计算转矩mN，对从动齿轮，取jT，jeT较小的者即jT=4897.35和jmT=549.64 来 计 算；对 主 动 齿 轮 应
47、分 别 除 以 传 动 效 率 和 传 动 比 得1jT=892.86，1jmT=100.195；0K超载系数，1.0；sK尺寸系数sK=44.25m=0.6970；mK载荷分配系数取mK=1；vK质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；J计算弯曲应力用的综合系数，见图3.1，1J=0.238，2J=0.178。本科生毕业设计 25 图 3.1 弯曲计算用综合系数J 按jeT计算：主动锥齿轮弯曲应力1w700 N mm2 从动锥齿轮弯曲应力2w700 N mm2 按jmT计算：主动锥齿轮弯曲应力1w210.9 N mm2 从动锥齿轮弯曲应力2w210.9N m
48、m2 综上所述由表3.2，计算的齿轮满足弯曲强度的要求。（3）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力j（N mm2）为：JFKKKKKTdCvfmsjzpj301102 （3.11）式中：jzT主动齿轮计算转矩分别为1jT=892.86mN，1jmT=100.195mN；pC材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6mmN/21；1d主动齿轮节圆直径，42mm；求 综 合 系 数 J 的 齿 轮 齿 数 相啮合齿轮的齿数 本科生毕业设计 26 0K，vK，mK同 3.10；sK尺寸系数，sK=1；fK表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1；F齿面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽40
49、mm；J 计算应力的综合系数，J=0.13，见图3.2 所示。图 3.2 接触强度计算综合系数J 按jeT计算，j2800 Nmm2 按jmT计算，j1750 Nmm2 由表3.2 轮齿齿面接触强度满足校核。（4）主动齿轮轴的弯矩 如图3.3 所示为主动齿轮受力及弯矩图。大齿轮齿数2z 小齿轮齿数 1z 接触强度计算用J 本科生毕业设计 27 图 3.3 主动齿轮轴弯矩图 危险截面上的合成弯曲应力为：WTMWM22 （3.12）式中：W弯曲截面系数,323DW T主动齿轮计算转矩;M危险截面弯矩，主动齿轮径向力 经计算，=66.7MPa=230MPa 所以主动齿轮轴满足要求。3.2.4主减速器
50、的轴承计算 轴承的计算主要是计算轴承的寿命。设计时，通常是先根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、作用在主减速器主动齿轮上的力 如图3.4 所示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。本科生毕业设计 28 图 3.4 主动锥齿轮工作时受力情况 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