1、精選優質文檔-傾情為你奉上The design is a reference to the traditional axle design. Access to a lot of information in the design process.This design is the first demonstration program. Followed by the structure of the drive axle design. Including the choice of the number of gear pairs, the choice of gear type di

2、fferential design, the choice of the differential gear, axle housing structure. Which force the check: the main driven gear check, check, bearing axle spline and gear shaft spline checking, axle check under different working environments. In the design process in accordance with the conditions of us

3、e of design reference models, purpose, and select the appropriate structure. Taking into account the practicality, economy, stability of the drive axle.3D modeling software for UG7.5, and catiaV5 2D drawings drawn mainly use catiaV5. Use of UG7.5 assembly simulation exercise. And detect the spatial

4、relationships of various parts in the 3D modeling process. Appropriate changes to the parameters of the primary.The design seeks to meet the case, the axle structure is simplified. Try to reduce costs and improve the stability of the drive axle. However, due to the limitations of their own level, th

5、ere are many inadequacies. I hope you correct!Key words: medium-sized trucks the rear axle differential axle housing專心-專注-專業目錄第一章 主減速器的設計主減速器的功用是將輸入的轉矩增大并相應的減低轉速，以及當發動機縱置事還具有改變轉矩旋轉方向的作用。1.1主減速器的結構形式為了滿足不同的需求，主減速器的結構形似也是不同的。按參加減速的齒輪副數目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器。在雙級式主減速器中，若第二級減速齒輪有兩副，并置于兩車車輪附近，實際上成為獨立的部件，則稱為輪

6、邊主減速器。按主減速器主傳動比擋數分，有單速式和雙速式。前者的傳動比是固定的，后者有兩個傳動比供駕駛員選擇，以適應不同的行駛條件的需求。按齒輪副的形式分，有圓柱齒輪、錐齒輪、雙曲面齒輪、蝸桿齒輪6。1.2主減速器減速型式的選擇主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、主減速器及輪邊減速等。減速型式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠已有的產品系列及制造條件有關，由于本次設計參考的車輛驅動形式為4X2，所以不用考慮單級貫通主減速器。但主要取決于動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速器比io的大小及驅動橋的離地間隙、驅動動橋的數目與布置型式等。單級主減速器具有結構簡單。質量小

7、、尺寸緊湊及制造成本低等特點，因此它廣泛地運用主減速比io7.6的各種中小型汽車上。大多數中型貨車都采用這種型式。多數采用單級主減速的載貨汽車的傳動比則選擇在57.雙級主減速器結構復雜、質量大、制造成本高，因此僅用在主減速比在7.6io12且在采用單級減速器不能滿足既定的減速比與離地間隙要求的重型汽車上。也就說雙級主減速器在相同的主減速比的情況下，可以大大縮小驅動橋的尺寸從而增大了最小離地間隙。輪邊主減速器也屬于雙級主減速器的一種，它不僅具有減小驅動橋尺寸的優點還具有減小半軸所受的轉矩。但是它的缺點也是明顯的。根據驅動橋設計的基本要求在單級減速器滿足的情況下，不考慮雙級主減速器。又因本次設計參

8、考的車型為中型貨車。無論從生產成本與售后維修成本來說首選單級主減速器1。1.3主減速器齒輪型式的選擇現代汽車驅動橋上，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。蝸桿蝸輪傳動雖然在汽車驅動橋上也得到了一定的應用，但主要是在超重型汽車上，當高速發動機與相對較低車速和較大輪胎之間的配合要有大的主減速比（814）時，采用一級蝸桿傳動比較合適，因此本次設計也無需考慮蝸桿傳動。在貨車驅動橋設計中通常在雙級主減速器才會出現圓柱齒輪，因此也不需要考慮。螺旋錐齒輪如圖1-3（a）所示。其主、從動齒輪軸線線相較于一點。交角可以是任意的，但在絕大多數的汽車驅動橋上，主減速器齒輪副都采用900交角的布置。由于輪

9、齒端面重疊的影響，至少有兩對以上齒輪同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受較大的負荷。加之齒輪不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸地由齒的一端連續而的轉向另一端，使得其工作平穩，即使在高速運轉時，噪聲和振動動是很小的。對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪 副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。圖1-3 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪傳動（a） 螺旋錐齒輪傳動 （b）雙曲面齒輪齒輪傳動雙曲面齒輪如圖1-3（b）所示。其主、從動動齒輪軸線不相交而呈現空間交叉，其空間交叉角也是900。但其具有偏移距離。當偏移距離大到一定的程度時，

10、可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁邊通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊的支承。這對增強支承剛度。保證齒輪正確嚙合從而提高齒輪壽命都有好處。1.3.1螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪比較1.當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。 2.當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 3.當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪為小，因而有較大的離地間隙。 1.3.2雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優點1.在工作過程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動，

11、而且還有 沿齒長方向的縱向滑動。縱向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩性。 2.由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角，這樣同時嚙合的齒數較多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30。 3.雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪為大，其結果使齒面的接觸強度提高。 4.雙曲面主動齒輪的變大，則不產生根切的最小齒數可減少，故可選用較少的齒數，有利于增加傳動比。 5.雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。6.雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪中心

12、上方，便于實現多軸驅動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。布置在從動齒輪中心下方可降低萬向傳動軸的高度 ，有利于降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度。當傳動比io4.5時，雙曲面齒輪更具優勢。當傳動比4.5io2時，兩種齒輪都很適合。當傳動比2io時，螺旋錐齒輪更為合適。本次設計的車橋的傳動比為6.33，因此選雙曲面齒輪更為合理。1.4主減速器主動齒輪的支承型式選擇主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的 工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關8。1.4.1主減速器主動齒輪的支承型式

13、1.懸臂式懸臂式支承結構(圖 1-4a)的特點是在主動齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度 a 和增加兩支承間的距離凸 b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂的軸向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離 b 應大于 25 倍的懸臂長度 a，且應比齒輪節圓直徑的 70還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸 a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。靠近齒輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了

14、與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。應注意，對于圓錐滾子軸承來說，由于潤滑油只能從圓錐滾子軸承的小端在離心力的作用下流向大端，因此在殼體上應有通入兩軸承的進油道級使潤滑油返回的回油道。圖1-4 支承型式2.跨置式跨置式支承結構(圖 1-4b)的特點是在主動齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主

15、減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、 從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布 置不下或使齒輪拆裝困難。跨置式支承中的導向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內外圈可以分離或根本不帶內圈。它僅承受徑向力，尺寸根據布置位置而定，是易損壞的一個軸承。本次設計所參考的車型為中型貨車。所以選擇跨置式。1.5主減速器從動齒輪支承的選擇從動齒輪的支承(圖1-5)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例而定的。1.增強支承剛度，c+d應盡量小，但應使從動齒輪背面有足夠的空間設置加強筋。2.增強支承的穩定性，c+

16、d不應小于從動齒輪節圓直徑的70%。3.為了使載荷盡量均勻分布在兩軸承上，應使cd1。圖1-5 從動齒輪支承型式對于從動齒輪輻條的設置：轎車和輕型載貨汽車采用無輻條式結構并且用細牙螺釘緊配合在差速器殼上。中型或重型多采用有輻條式結構，用螺栓或鉚釘與差速器殼固定。所以選擇有輻條式結構。止推裝置對從動齒輪外緣背面加以支承，使其在大的負荷下不產生較大的變形。對于主減速器采用雙曲面齒輪副來說尤為重要。因為雙曲面齒輪具有對安裝誤差敏感的特點。止推裝置有三種：不可調的，可調整的和滾輪式的止推裝置。主減速器主、從動齒輪在載荷下作用下的偏移容許極限值見圖1-6圖1-6 偏移容許極限值1.6主減速器齒輪計算荷載

17、的確定一般將發動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時與驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（Tje、 Tj）的較小者，作為載貨汽車在強度計算用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。有： （1.61） （1.62）式中 發動機最大轉矩，本次設計為730Nm由發動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比，本次設計取6.339.258.236.超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動的各類汽車取1.當性能系數fp0.可以取2. ma=12000kg . fp0.所以=1.N該車的驅動橋數目；本次設計取1.汽車滿載時后驅動橋給水平地面的最大負荷；平頭貨

18、車且4X2型后雙胎，后橋應達到總質量的65%.2 =120009.80.65=76440N.m2最大加速度時后軸負荷增大量，一般乘用車取1.21.4,。貨車取1.11.2.本次設計取1.2.輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路汽車，=0.85，越野車，=1.對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車，=1.25。本次設計取=0.85.車輪的滾動半徑，本次設計取0.502m.汽車傳動比，在此取0.9 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比。本次設計取0.98，取1.因為不是輪邊主減速器。最后代入數字得：=38261.05N. =39939.12N對于公路車輛來說，使用條件

19、較非公路車輛穩定，其正常持續轉矩是根據所謂平均比牽引力的值來確定，主減速器從動齒輪輪的平均計算轉矩。 （1.63）式中 汽車滿載總重，在此取120009.8=N道路滾動阻力系數，轎車取0.0100.015；載貨汽車取0.0150.020；越野車取0.0200.035；在此取0.018.汽車正常使用時的爬坡能力系數。一般轎車取0.08；載貨汽車和城市公共汽車取0.050.09；長途汽車取0.060.10；越野車取0.090.30.在此取0.07。汽車性能系數代入數字可得=0；最后1.7主減速器齒輪基本參數的選擇1.7.1齒數的選擇齒數選擇的要求1.對于單級主減速器，io較大時；主動齒輪齒數z1取

20、得小些，以得到滿意的驅動橋離地間距3。2. io6時，z1最小可以去到5，但為了嚙合平穩與提高疲勞強度，z1最好大于5；3.為了磨合均勻，主、從動齒輪齒數之間應避免公約數；4.為了得到理想的齒面重疊系數，其齒數之和對于轎車不應小于40；對于轎車不應小于50；因此根據齒數選擇的要求及下表1-7-1，可以選z1為7，則z2=76.33=44.3144。表1-7-1 齒數推薦1.7.2節圓直徑的選擇可根據從動齒輪的計算轉矩（見式1.61、1.62并取兩者中較小的一個為計算依據）按經驗公式選出： （1.71）式中 從動齒輪的節圓直徑；直徑系數，取1316，在此取14;計算轉矩取式子2.61、2.62中

21、較小者。最后代入數字有：=mm.最后初選d2=475mm.1.7.3齒輪端面模數的選擇選定后，可有式子 m=d2/z2 算出從動齒輪大端端面模數，代入數字有；m=455/4410.80.用以下式子進行校核： （1.72）式中 計算轉矩；模數系數，取0.30.4;代入數字有：10.11m13.48,因此符合要求，又根據下表1-7-3選擇合適的模數；表1-7-3 錐齒輪模數（mm）最后選取m=11mm,反算有d2=4411=484mm;1.7.4齒面寬的選擇雙曲面齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半

22、徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。因此從動齒輪齒寬 F=0.155d2 （1.73）最后得：F=0.155484=75.02mm；最后取整：F=80mm;主動齒輪齒寬F1應比F大10%，因此F1=1.180=88mm;最后取整F1=88mm1.7.5雙曲面齒輪的偏移距E與偏移方向的選擇1轎車、輕型客車和輕型載貨汽車主減速器的值，不應超過從動齒輪節錐距的40%（接近于從動齒輪大端分度圓直徑的2

23、0%）；而載貨汽車、越野汽車和公交車等重負荷傳動，則不應超過從動齒輪節錐距的20%（或取為的10%12%，一般不超過12%）。傳動比越大則也應越大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，可達到的20%30%，但此時需要檢查是否存在根切。因此有：=0.10d2=0.10484=48.80mm,取整有E=48mm;雙曲面齒輪的偏移可分為上偏移和下偏移兩種如圖1-7。由從動齒輪的錐頂向其齒面看去，并使主動齒輪處于右側，如果主動齒輪在從動齒輪中心線的上方，則為上偏移；在從動齒輪中心線下方，則為下偏移。如果主動齒輪處于左側，則情況相反.圖1-7偏移方向（a）,(b)主動齒輪左旋，從動齒輪右旋下偏移（c）,(d)主動

24、齒輪右旋，從動齒輪左旋下偏移1.7.6雙曲面齒輪螺旋方向的選擇無論怎么選擇。都應該遵循的原則是；當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。如圖1-8，可知為了使車輛前進擋向前行駛，則從動齒輪應該是逆時針旋轉（從齒輪背后看去）。而主動齒輪從大端看向小端應為順時針旋轉。所以根據圖可知，主動齒輪的螺旋方向選左旋，從動齒輪的螺旋方向是右旋。只有這樣才能使汽車掛前進擋時主動齒輪軸向力離開錐頂方向。圖1-8雙曲面齒輪的螺旋方向及軸向力1.7.7螺旋角的選擇螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪螺旋角沿齒寬是變化的，因此，常用齒面寬中點處的螺旋角來表示，稱為中

25、點螺旋角或名義螺旋角（圖1-9）。螺旋錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，而雙曲面齒輪副由于存在偏移距，而使其中點螺旋角不相等，且主動齒輪螺旋角要比從動齒輪螺旋角大,兩者之差稱為偏移角。圖1-9 螺旋角選擇時，應考慮它對齒面重疊系數、輪齒強度和軸向力大小的影響。越大，則也越大，同時嚙合的齒數越多，傳動就越平穩，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般應不小于1.25，對于轎車應在1.51.8內選取。但是過大，齒輪上所受的軸向力也會過大3。 “格里森”制齒輪推薦用下式預選主動齒輪螺旋角的名義值： （1.77）式中：主動齒輪名義（中點）螺旋角的預選值；、主、從動齒輪齒數；從動齒輪的分度圓直徑；雙曲面齒輪副的偏

26、移距。代入數字有：最后根據下表1-7-7b選取450。表1-7-7b 螺旋角選擇參考表所得的螺旋角應按表1-7-7c來檢驗的大小，使其不小于1.25.該圖的縱坐標F/m是齒面寬與模數之比。偏移角： 按雙曲面齒輪幾何計算用表，則有：16.280 =-=450-16.280=28.720表1-7-7c 齒面重疊系數 1.7.8齒輪法向壓力角的選擇格里森制齒輪規定轎車主減速器螺旋錐齒輪選用1430或16的法向壓力角，載貨汽車和重型汽車選用20或2230的法向壓力角；對于雙曲面齒輪轎車選用19的平均壓力角，載貨汽車選用2230的平均壓力角。當8時，其平均壓力角均選用2115。因此本次設計選取2230.

27、雙曲面幾何尺寸序號名稱結果17244311480588622.50748896948410203.20114501228.7213100（大約）14790（大約）15800（大約）16740（大約）1716.2801840190.1302043（單位為分）21279（單位為分）22螺旋方向主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。23旋轉方向主動齒輪順時針，從動齒輪逆時針。1.8雙曲面齒輪的強度計算1.8.1單位齒長上的圓周力單位齒長上的圓周力： （1.81）式中 單位齒長的圓角力；作用在齒輪上的圓周力；從動齒輪的齒面寬度；按發動機最大轉矩計算時： （1.82）式中：發動機最大轉矩；變速器傳動比，通常取檔及

28、直接檔進行計算；主動齒輪分度圓直徑；對于雙曲面齒輪分度圓直徑有：按最大附著力矩計算時有： （1.83）式中：滿載下驅動橋上的靜載荷；輪胎與地面的附著系數；輪胎的滾動半徑；主減速器從動齒輪分度圓半徑;常作為估算主減速器齒輪表面耐磨性。許用單位齒長上的圓周力見表表1-8-1。現代汽車材質及加工工藝等制造質量的提高，計算所得的值有可能高出該圖數據達20%25%；表1-8-1 許用單位齒長上的圓周力 N/mm 代入相應的數字有：=表中的載貨汽車圓周力數據都擴大25%。有;1786.25N/mm.以上所得數據都小于1786.25 N/mm.所以都符合。1.8.2齒輪的彎曲強度計算汽車主減速器雙曲面齒輪輪

29、齒的計算彎曲應力（N/mm2） （1.84）式中：錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力；所計算齒輪的計算轉矩(N.m)；從動齒輪按中較小和計算（一般由于從動齒輪受力較主動齒輪大，常只校核從動齒輪）；超載載系數；尺寸系數，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當1.6mm時，=(25.4)。計算得：0.811. 載荷分配系數，當兩個齒輪均采用跨置式結構：=1.01.1，當一個齒輪采用跨置式結構：=1.101.25；質量系數，對于汽車驅動橋，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，=1.0；所計算的齒輪齒面寬(mm)；所討論齒輪的齒數；端面模數 所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數，從表1-8

30、-2選取;中較小計算時，汽車主減速器齒輪的許用彎曲應力為700MPa;按計算時，許用彎曲應力為210.9MPa,破壞循環次數為6106。從動齒輪受力一般都比主動齒輪大。所以本次計算所采用的數據為從動齒輪的。從表1-8-2可知0.286.代入數字有：計算結果小于700MPa,所以符合要求，合格。將換成計算時，有，小于210.9MPa，符合要求。汽車主減速器齒輪的損壞形式主要是疲勞損壞，而疲勞壽命主要與日常行駛轉矩即平均計算轉矩有關中的最小者只能用來檢驗最大應力。表1-8-2 彎曲計算用綜合系數，用于平均壓力角為2230的雙曲面齒輪1.8.3齒輪的接觸強度計算雙曲面齒輪齒面的計算接觸應力為： （1

31、.85）式中:錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)；主動齒輪計算轉矩（N.m）；有; 38261.056.330.966296.25。 主動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；齒面寬，通常取從動齒輪的；尺寸系數，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當1.6mm時，=(25.4)。表面質量系數，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪，取1.0；綜合彈性系數，針對鋼齒輪取232.6Nmm；齒面接觸強度的綜合系數；按表1-8-3選取，最后取0.182.分別代入數最大應力有：主動齒輪平均轉距有：代入主動齒輪平均轉矩有： 表1-8-3接觸強度計

32、算綜合系數J，用于平均壓力角為2230的雙曲面齒輪 當按照計算時，許用接觸應力為2800MPa;當按照計算時，許用接觸應力1750MPa;由以上計算可知，符合要求，合格。1.9主減速器齒輪的材料及熱處理汽車主減速器錐齒輪的工作條件相當繁重，與傳動系其它齒輪相比較，具有載荷大、作用時間長、變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。它是傳動系中的薄弱環節。因此對齒輪材料及熱處理應滿足如下要求：1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性；2）輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷；3）鍛造性

33、能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規律易控制；4）選擇齒輪材料的合金元素要適應我國的情況。盡量少用我國礦藏量少的元素的合金鋼（如鎳、鉻等），而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼；汽車主減速器雙曲面齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，常用鋼號有：20CrMnTi、20MnVB、20Mn2TiB、20CrMnMo等，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到5864HRC，而心部硬度較低，當端面模數8時為2945HRC，當端面模數8時為3245HRC。對滲碳層有如下規定：當端面模數5時，厚度為0.91.3mm=58時，厚度為1.01.4mm 8時，厚度為1.21.6mm為改善新

34、齒輪的磨合，防止其在運行初期出現早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，雙曲面齒輪在熱處理及精加工后，作厚度為0.0050.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25的齒輪壽命。1.10主減速器軸承的計算影響軸承的壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷4。 主減速器軸承的當量載荷有： （1.10）式中 發動機最大轉矩；變速器，倒檔使用率，如無統計數據。可參考表1-10；變速器，倒檔的傳動比；變變速器處于，倒檔的發動機轉矩利用率，考參表1-11表1-10變速器各檔的使用率

35、 %本次設計參考的車型的變速器有7檔，其中最大檔為直接檔，通過對比我們得出，無論是轎車還是貨車，當最高檔為直接檔時，該檔位的使用率最高。同時對于貨車來說最高當前的一檔通常使用率最高。不難推出該檔位的傳動比應接近1.這樣在保證有足夠的轉矩的情況下獲得較高的速度。因此根據表個人認為選用貨車6檔為直接檔與八檔為超速檔作為參考的數據進行參考。因此擬定各檔的使用率依次為：0.5，1，3，5.5，10，15，70。倒檔的使用率初定為0.15 。 表1-11 ft的參考值（ %）根據表擬定一檔至七檔的利用率一次為：50，60，70，70，70，70，70。倒檔初定為50。最后代入數字有：955N.m齒面寬度

36、中心處的圓周力P為： （1.11）對于雙曲面齒輪有： （1.12）式中 作用齒輪上的轉矩。主動齒輪當量轉矩；主，從動齒輪齒面寬度中心的分度圓直徑；從動齒輪節圓直徑；從動齒輪的寬度；主，從動齒輪齒數；從動齒輪的跟錐角；雙曲面主，從動齒輪的螺旋角。代入數字有：則可以知道 對于雙曲面齒輪來說，由于主，從動齒輪的螺旋角不等，因此作用在雙曲面主齒輪齒面寬中心的圓周力為： （1.13）代入數字有：式中的作用在主，從動齒輪齒面寬度中點的圓周力。作用在主減速器主齒輪上的力，。由于小齒輪為左旋且順時針旋轉，所以它的軸向力與徑向力分別為：總的軸向力： （1.14）總的徑向力： （1.15） 對于上式中，因為是雙曲

37、面齒輪，所以為壓力角，而在計算主動齒輪軸向力時用面面錐角的數值代入；計算從動齒輪軸向力時用根錐角的數值代入。分別代入數字有：主動齒輪軸向力： 從動齒輪軸向力：主動齒輪徑向力：從動齒輪徑向力：跨置式支承的主動齒輪與從動齒輪軸承的軸向力就是齒輪副所受的軸向力。而它們的徑向力為上述齒輪徑向力、軸向力、圓周力引起軸承徑向反支承力的向量和。按圖1-10有：軸承A、B、C、D的徑向力載荷分別為： （1.16）主、從動齒輪都有自己的P、A、R。取a=165mm，b=102mm，c=63mm;代入數字有：對于A軸承壽命進行計算;由于螺旋方向的原因，在c處的軸承只承受徑向力。因此當量動載荷為。因此軸承的額定壽命

38、L有： （1.17）式中 軸承的額定動載荷，本次設計初步采用N2306E的圓柱滾子軸承，查表有=70KN4；壽命指數，對于圓柱、圓錐滾子軸承取10/3，對于球軸承取314。代入數字有：從動齒輪軸承的轉速n2有： （1.18）式中 汽車的平均行駛速度，對于轎車可以取5566km/h.對于載貨汽車可以取3540km/h.在此取37.5km/h.代入數字有：而主動齒輪軸承的轉速在實際計算中，以工作小時數表示軸承的額定壽命，因此有： 代入數字有：假設7萬公里進行一次大修，以37.5km/h行駛，那么需要用時大約1867h。所以選擇的軸承符合要求。對于B軸承壽命計算：B處的軸承不是一個軸承，而是一對軸承

39、6。因此在計算當量動載荷按按雙列軸承選用。初選的軸承型號為30313額定動載荷為185KN4。由于.所以當量載荷4，查表可以知道Y取1.24.最后有：則有：無需往下算就可以知道，初選的軸承完全符合要求。圖1-10 主減速器軸承的布置尺寸對C、D兩處軸承的壽命進行計算：初選圓錐滾子軸承，其型號為30316.額定載荷為278KN。取a=385mm，b=221mm，c=164mm;則軸承受到的徑向力有：由計算結果可以知道，所以當量載荷14。查表可以知道Y取1.7.最后有：.無需往下算，根據以上的計算結果。可以知道C、D兩處軸承的工作環境要由于A、B兩處的7。而C、D兩處軸承所選的軸承的力學性能由于前

40、者。所以符合要求。在上圖1-10（b）中可以知道c處的軸承只承受徑向力。因此采用圓柱滾子軸承。第二章 差速器根據汽車行駛運動學的要求和實際車輪、道路以及他們之間的相互關系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別的。例如：轉彎、即使直線行駛，也有可能因為兩側車輪所滾過的路面垂向波形的不同，或車輪氣壓、輪胎負荷、車輪的磨損程度的不同及制造誤差等因素引起滾動半徑不同。如果采用一根整體的驅動軸將使車輪產生滑移與滑轉。這會使輪胎過早磨損，消耗功率和燃料。增加驅動橋的載荷。，此外由于產生了滑轉與滑移。易使汽車在轉向穩定性變差。為了解決這些問題就需要差速器8。2.1差速器的結構與選

41、擇差速器的選擇應根據所設計汽車的類型及使用條件出發。差速器的結構型式有多種，主要的結構見圖2-1圖2-1差速器主要結構類型對于在公路上和市區行駛的汽車來說，因路面的情況較好且驅動輪與地面的附著系數變化小，因此采用了結構簡單、工作穩定、制造方面的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。根據設計所參考的車型。選擇對稱式圓錐齒輪差速器。普通對稱式圓錐行星齒輪差速器結構見圖2-2圖2-2差速器結構2.2差速器齒輪基本參數選擇2.2.1行星齒輪數目的選擇轎車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野車多用4個行星齒輪，少數汽車采用3個行星齒輪。本次設計的參考車型為貨車，因此選擇4個行星齒輪1。2.2.2行星齒輪球半徑RB的

42、確定圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定行星齒輪背面的球面半徑RB，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表差速器圓錐齒輪的節錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。球面半徑可根據經驗公式確定： （2.22）式中 行星齒輪球面半徑系數，=2.522.99，對于有4個行星齒輪的轎車和公路載貨汽車取小值；對于有2個行星齒輪的橋車以及越野車、礦用汽車取大值。因此在此取2.75.計算轉矩。代入數字有：確定后，即可根據下式預選其節錐距： （2.23）代入數字有： 90.891.7 最后取整有91.2.2.3行星齒輪與半軸齒輪齒輪數的選擇為了得到較大模數從而使齒數有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量小，但一般不應小

43、于10.半軸齒輪的齒數采用1425。半軸齒輪與行星齒輪的齒數比多在1.52范圍內13。因此對于行星齒輪初選10.而對于半軸齒輪初選18.為了行星齒輪與半軸齒輪嚙合8。應注意在任何圓錐行星齒輪差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數之和必須能被行星齒輪的數目n所整除，否則將不能安裝。根據初選的數值有：1824=9.此因是符合要求的。2.2.4差速器錐形齒輪模數及半軸齒輪節圓直徑的初選初步選出行星齒輪與半軸齒輪節錐角： 式中 z1與z2分別為行星齒輪與半軸齒輪的齒數。再根據下公式初步求出圓錐齒輪的大端模數：。最后為了使齒輪具有較大強度取整為10.因此節圓直徑d即可由下式求得： d=zm (2.24)因此行

44、星齒輪節圓直徑d1=1010=100mm半軸齒輪節圓直徑d2=1810=180mm2.2.5壓力角過去的汽車差速器齒輪都選用200壓力角，這時的齒高系數為1.而最少齒數為13.現在汽車的差速器齒輪大都選擇用的壓力角13，齒高系數為0.8，最小齒數為10.并且在行星齒輪齒頂不變尖的條件下還可以有切向修正加大半軸齒輪齒后，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數比壓力角為200的少1。故可用較大的模數以提高齒輪強度。2.2.6行星齒輪的安裝直徑及其深度L的確定行星齒輪安裝孔與行星齒輪軸名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪軸上的支承長度。通常取， （2.26）式中 差

45、速器傳遞的轉矩；行星齒輪數；如圖2-3，為行星齒輪支承面中心點到錐頂的距離，是半軸齒輪齒面寬中心處的直徑，0.8=144； 0.5144=72.支承面的許應力，取為69MP。帶入數字有：那么=1.141.83=46.02mm,最后取整為46mm.圖2-3差速器行星齒輪安裝孔直徑與其深度L。2.3差速器齒輪的彎曲應力差速器齒輪主要進行彎曲強度的計算，而對于疲勞壽命則不考慮，這是由于行星齒輪在差速器的工作中經常只起等臂推力桿的作用，僅在左右驅動輪有轉速差時行星齒輪與半軸齒輪之間才有相對滾動的緣故9。汽車差速器齒輪彎曲應力為 (2.3)式中 差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩計算轉矩，按，兩者

46、中的較小者和；這樣的結果為2739.16和1468.35。最后計算出的分別要求不大于980與210.9差速器行星齒輪數目；半軸齒輪數；超載載系數，由式子2.62推出取1；尺寸系數，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當1.6mm時，=(25.4)。計算得：0.811. 載荷分配系數，當兩個齒輪均采用跨置式結構：=1.01.1，當一個齒輪采用跨置式結構：=1.101.25；質量系數，對于汽車驅動橋，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，=1.0；所計算的齒輪齒面寬(mm)；端面模數。分別代入數字有：最后計算出的結果分別小于980MPa與210.9MPa符合。第三章 驅動橋

47、車輪的傳動裝置驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳動傳給驅動車輪。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來12。3.1半軸的型式普通非斷開式驅動橋的半軸，根據其外端的支承型式見圖3-1。因受力的不同而分為半浮式、3/4浮式和全浮式。3.1.1半浮式半軸半浮式半軸以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定，或以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯接。因此，半浮式半軸除了傳遞轉矩外，還要承受車輪傳來的垂直力Z2、縱向力X2及側向力Y2所引起的彎矩。由此可見，半浮式

48、半軸承受的載荷復雜，但其具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優點。用于質量小、使用條件較好、承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車9。3.1.2 3/4浮式半軸如圖3-2，3/4浮式半軸的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部與輪轂相固定。由于一個軸承的支承剛度較差，因此這種半軸除了承受全部轉矩外，X2，Y2，Z2，力所形成的彎矩得由半軸及半軸套管共同承受，即3/4浮式還得承受部分彎矩，后者的比例大小依軸承的結構型式及其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。側向力Y2引起的彎矩Y2rr使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命。可用于轎車和

49、輕型載貨汽車，但未得到推廣。3.1.3全浮式半軸如圖3-3，全浮式半軸的外端與輪轂相聯，而輪轂又由一對軸承支承于橋殼的半軸套管上。多采用一對圓錐滾子軸承支承輪轂，且兩軸的圓錐滾子軸承小端應相向安裝并有一定的預緊，調好后由鎖緊螺母予以鎖緊，很少采用球軸承的結構方案。由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側向力以及由它們引起的彎矩都經過輪轂、輪轂軸承傳給橋殼，故全浮式半軸在理論上只承受轉矩而不承受彎矩。但在實際工作中由于加工和裝配精度的影響及轎車與軸承支承剛度的不足等原因，仍可能使全浮式半軸在工作承受一定的彎矩。具有全浮式的半軸的驅動橋的外端結構復雜，需要采用形狀復雜且質量及尺寸都比較大的輪轂，制造成本較高，但由于其工作可靠，故廣泛用于輕型以上的各類汽車上10。圖3-1 半軸型式及受力簡圖圖3-2 3/4浮式半軸端部結構1-半軸；2-軸承；3-驅動橋殼的半軸套管；4-半軸突緣。圖3-3 全浮式半軸端部結構1-半軸；2-半軸套管；3-輪轂；4-軸承；5-鎖緊螺母。根據設計參考的車型為中型汽車，所以選擇全浮式半軸。3.2 半軸的設計與計算3.2.1載荷工況半軸的計算應考慮到以下的三種可能的載荷工況：1.縱向力X2（