汽车后桥总体设计方案11674.docx

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1、随着我国国农村和和城乡经经济的不不断发展展，交通通运输已已经不再再仅限于于畜力和和人力，汽汽车几乎乎完全代代替了畜畜力和人人力。轻轻型货车车凭借其其运输灵灵活、快快捷、性性价比高高的优势势被广泛泛应用于于运输事事业，包包括家用用运输和和工业运运输。我国的汽汽车工业业发展迅迅速，历历经四十十余年，汽车产量已居于世界前列，但是在产品技术开发上还依旧处于落后状况。通过结合我国实际，总结自己的经验，又广泛吸收国外先进技术以及具有前瞻性的技术工具书，对于提高我国汽车行业技术水平将具有格外重要的意义。作为一位位机械设设计制造造及其自自动化专专业的毕毕业生，我我们应该该牢牢掌掌握机械械设计与与制造的的基本知

2、知识及技技能。本本次毕业业设计给给我们提提供了一一个非常常重要的的实践机机会。这这本说明明书记录录了我这这次毕业业设计的的主要内内容和步步骤，较较详细地地说明了了汽车后后桥的设设计流程程。1 概述述-结构构方案的的确定1.1 概述驱动桥是是汽车传传动系中中的主要要部件之之一。它它位于传传动系统统的末端端，其基基本功用是增增大由传传动轴传传来的转转矩，将将转矩分分配给左左、右驱驱动车轮轮，并使使左、右右驱动车车轮具有有汽车行行驶运动动学所要要求的差差速功能能；同时时，驱动动桥还要要承受作作用于路路面和车车架或车车厢之间间的铅垂垂力、纵纵向力和和横向力力。在一一般的汽汽车结构构中，驱驱动桥主主要有

3、主主减速器器、差速速器、驱驱动车轮轮的传动动装置和和驱动桥桥壳等部部件组成成，保证证当变速速器置于于最高档档时，在在良好的的道路上上有中够够的牵引引力以克克服行驶驶阴力和和获得汽汽车的最最大车速速，这主主要取决决于驱动动桥主减减速器的的传动比比。虽然然在汽车车总体设设计时，从从整车性性能出发发确定了了驱动桥桥的传动动比，然然而用什什么型式式的驱动动桥，什什么结构构的主减减速器和和差速器器等在驱驱动桥设设计时要要具体考考虑的；绝大多多数的发发动机在在汽车上上是纵置置的，为为使扭矩矩传给车车轮，驱驱动桥必必须改变变扭矩的的方向，同同时根据据车辆的的具体要要求解决决左右车车轮的扭扭矩分配配，如果果是

4、多桥桥驱动的的汽车亦亦同时要要考虑各各桥间的的扭矩分分配问题题。整体体式驱动动桥一方方面需要要承担汽汽车的载载荷，另另一方面面车轮上上的作用用力以及及传递扭扭矩所产产生的反反作用力力矩皆由由驱动桥桥承担，所所以驱动动桥的零零件必须须具有足足够的刚刚度和强强度，以以保证机机件可靠靠的工作作。驱动动桥还必必须满足足通过性性急平顺顺性的要要求。采采用断开开式驱动动桥，可可以使桥桥壳离地地间隙增增加，非非簧载质质量减轻轻等均是是从这方方面考虑虑；前桥桥驱动或或多桥驱驱动的转转向驱动动轴要既既能驱动动又能转转向。所以，驱驱动桥的的设计必必须满足足如下基基本要求求：1） 所选择的的主减速速比应能能满足汽汽

5、车在给给定使用用条件下下具有最最佳的动动力性和和燃油经经济性； 2） 结构简简单、维维修方便便，机件件工艺性性好，制制造容易易，拆装装、调整整方便；3） 在各种载载荷及转转速工况况有高的的传动效效率；4） 与悬架导导向机构构运动协协调，对对于转向向驱动桥桥，还应应与转向向机构运运动相协协调；5） 驱动桥各各零部件件在保证证其刚度度、强度度、可靠靠性及寿寿命的前前提下应应力求减减小簧下下质量，以以减小不不平路面面对驱动动桥的冲冲击载荷荷，从而而改善汽汽车的平平顺性； 6） 轮廓尺寸寸不大以以便于汽汽车总体体布置并并与所要要求的驱驱动桥离离地间隙隙相适应应；7） 齿轮与其其它传动动件工作作平稳，噪

6、噪声小。1.2结构方方案分析析及选择择不同形式式的汽车车，主要要体现在在轴数、驱驱动形式式以及布布置形式式上有区区别：汽车可可以有两两轴、三三轴、四四轴甚至至更多的的轴数。影影响选取取轴数的的因素主主要有汽汽车的总总质量；汽车驱驱动形式式有42、444、662、664、666、884、888等等。而采用用422驱动形形式的汽汽车结构构简单、制制造成本本低，多多用于轿轿车和总总质量小小些的公公路用车车辆上。我我们设计计的汽车车为轻型型的货车车，故只只需采用用422后桥驱驱动方式式就能满满足要求求。驱动桥的的结构形形式与驱驱动车轮轮的悬架架形式密密切相关关。当车轮轮采用非非独立悬悬架时，驱动桥桥应

7、为非非断开式式(或称称为整体体式)。即驱动动桥壳是是一根连连接左右右驱动车车轮的刚刚性空心心梁。而主减减速器、差速器器及车轮轮传动装装置(由由左、右半轴轴组成)都装在在它里面面。当采用用独立悬悬架时，为保证证运动协协调，驱动桥桥应为断断开式。这种驱驱动桥无无刚性的的整体外外壳，主减速速器及其其壳体装装在车架架或车身身上，两侧驱驱动车轮轮则与车车架或车车身作弹弹性联系系，并可彼彼此独立立地分别别相对于于车架或或车身作作上下摆摆动，车轮传传动装置置采用万万向节传传动。为了防防止运动动干涉，应采用用滑动花花键轴或或一种允允许两轴轴能有适适量轴向向移动的的万向传传动机构构。图1.11 整体体式驱动动桥

8、1-主减减速器 2-套筒 3-差速器器 4、77-半轴轴-调整螺螺母-调整整垫片-桥桥壳具有桥壳壳的非断断开式驱驱动桥结结构简单单，制造工工艺性好好，成本低低，工作可可靠。维修调调整容易易，广泛应应用于各各种载货货汽车、客车及及多数的的越野汽汽车和部部分小轿轿车上。但整个个驱动桥桥均属于于簧下质质量。对汽车车平顺性性和降低低动载荷荷不利。断开式式驱动桥桥结构较较复杂，成本较较高，但它大大大地增增加了离离地间隙隙，减小了了簧下质质量，从而改改善了行行驶平顺顺性，提高了了汽车的的平均车车速，减小了了汽车在在行驶时时作用于于车轮和和车桥上上的动载载荷，提高了了零部件件的使用用寿命；由于驱驱动车轮轮与

9、地面面的接触触情况及及对各种种地形的的适应性性较好，大大增增强了车车轮的抗抗侧滑能能力; 与之相相配合的的独立悬悬架导向向机构设设计得合合理，可增加加汽车的的不足转转向效应应，提高汽汽车的操操纵稳定定性。 这种种驱动桥桥在轿车车和高通通过性的的越野汽汽车上应应用相当当广泛。 第52页,共64页图1.22 非非断开式式驱动桥桥本课题要要求设计计2吨轻轻型货车车的驱动动桥，根根据结构构、成本本和工艺艺等特点点，驱动动桥我们们采用整整体式结结构，这这样成本本低，制制造加工工简单，便便于维修修。2主减减速器设设计2.1主减速速器型式式及选择择驱动桥主主减速器器为适应应使用要要求发展展多种 结构型型式：

10、如如单级主主减速器器、双级级主减速速器、和和单级主主减速器器加轮边边减速等等。(1) 单级主减减速器常常由一对对锥齿轮轮所组成成。这对对锥齿轮轮的传动动比是根根据整车车动力性性和燃油油经济性性的要求求来选定定的。它它结构简简单，质质量轻，所所以在可可能条件件下尽量量采用单单级主减减速器的的型式。然而单级级主减速速器的传传动比一一般在33.56.77，太大大的传动动比将会会使从动动锥齿轮轮的尺寸寸过大，影影响驱动动桥壳下下的离地地间隙。离离地间隙隙越小，汽汽车通过过性就越越差，这这也就限限制了从从动锥齿齿轮的最最大尺寸寸。(2) 双级减速速器是由由第一级级圆锥齿齿轮副和和第二级级圆柱齿齿轮副或或

11、第一级级圆柱齿齿轮副和和第二级级圆锥齿齿轮副所所组成。采用双级级主减速速器可达达到两个个目的：一是可可获得较较大的传传动比66100，其二二是采用用双级减减速器后后第二级级的传动动比可以以小一些些，由此此第二级级的从动动齿轮尺尺寸在差差速器安安装尺寸寸允许情情况下可可以相应应减小，由由此减小小桥壳的的外形尺尺寸，增增加了离离地间隙隙。然而双级级主减速速器的重重量及制制造成本本都比单单级主减减速器要要高很多多。(3) 双速主减减速器内内由齿轮轮的不同同组合可可获得两两种传动动比。它它与普通通变速器器相配合合，可得得到双倍倍于变速速器的挡挡位。双双速主减减速器的的高低挡挡减速比比是根据据汽车的的使

12、用条条件、发发动机功功率及变变速器各各挡速比比的大小小来选定定的。大的主减减速比用用于汽车车满载行行驶或在在困难道道路上行行驶，以以克服较较大的行行驶阻力力并减少少变速器器中间挡挡位的变变换次数数；小的的主减速速比则用用于汽车车空载、 半载行行驶或在在良好路路面上行行驶，以以改善汽汽车的燃燃料经济济性和提提高平均均车速。但是，该减速器的成本也相当高的。(4) 单级主减减速器加加轮边减减速器，越越野车、重重型矿用用自卸车车和重型型货车需需要减速速比更大大的驱动动桥，同同时也要要很大的的离地间间隙，因因此发展展了轮边边减速器器。于是是驱动桥桥分成两两次减速速具有两两个减速速比主减速速传动比比和轮边

13、边减速器器传动比比。相对对这时的的主减速速器传动动比要比比没有轮轮边减速速的主减减速器传传动比要要大得多多。其结结果使驱驱动桥中中央部分分的外形形尺寸减减小很多多，相对对地增加加了离地地间隙。同时，在在主减速速器后和和轮边减减速器前前的零件件如差速速器、半半轴等载载荷大大大减少，其其零件尺尺寸也相相应地减减小。它它能缩短短桥中心心到连接接传动轴轴凸缘的的距离，能能减少传传动轴的的夹角。当当然这种种减速器器结构复复杂，制制造装配配精度要要求高，成成本自然然也是普普通主减减速器的的几倍。根据以上上信息，针针对我们们的普通通的轻型型货车，选选择单级级锥齿轮轮主减速速器就满足要求求。2.2主减速速器齿

14、轮轮的齿型型汽车主减减速器广广泛采用用的是螺螺旋圆锥锥齿轮，它它包括圆圆弧齿锥锥齿轮、准准双曲面面齿轮、延延摆线齿齿锥齿轮轮等多种种形式。图1.33 螺螺旋锥齿齿轮与双双曲面齿齿轮传动动(a)螺螺旋锥齿齿轮传动动；(bb)双曲曲面齿轮轮传动螺旋锥齿齿轮传动动的主、从从动齿轮轮轴线垂垂直相交交于一点点，齿轮轮并不同同时在全全长上啮啮合，而而是逐渐渐从一端端连续平平稳地转转向另一一端。另另外，由由于轮齿齿端面重重叠的影影响，至至少有两两对以上上的轮齿齿同时啮啮合，所所以它工工作平稳稳、能承承受较大大的负荷荷、制造造也简单单。但是是在工作作中噪声声大，对对啮合精精度很敏敏感，齿齿轮副锥锥顶稍有有不吻

15、合合便会使使工作条条件急剧剧变坏，并并伴随磨磨损增大大和噪声声增大。为为保证齿齿轮副的的正确啮啮合，必必须将支支承轴承承预紧，提提高支承承刚度，增增大壳体体刚度。圆弧齿锥齿轮一般采用格里森制。双曲面齿齿轮传动动双曲面面齿轮传传动的主主、从动齿齿轮的轴轴线相互互垂 直直而不相相交，主主动齿轮轮轴线相相对从动动齿轮轴轴线在空空间偏移移一距离离E，此此距离称称为偏移移距。由由于偏移移距正的的存在，使使主动齿齿轮螺旋旋角11大于从从动齿轮轮螺旋角角 22。根据据啮合面面上法向向力相等等，可求出出主、从从动齿轮轮圆周力力之比：F2/FF 1 = coos 2/coss 1 式中， F 11 、 F 22

16、 分别别为主、从从动齿轮轮的圆周周力； 11 、 2分别为为主、从从动齿轮轮的螺旋旋角。 双曲面齿齿轮传动动比为:式中， 为双曲曲面齿轮轮传动比比； rr1 、 r 22 分别别为主、从从动齿轮轮平均分分度圆半半径。对于圆弧弧锥齿轮轮，令 KK = coss 2 / coss 11，则传动动比为：由于 1 22 ，所所以系数数K11， 一一般为11.2551.55。这说明：当双曲曲面齿轮轮与螺旋旋锥齿轮轮尺寸相相同时，双双曲面齿齿轮传动动有更大大的传动动比。当当传动比比一定，从从动齿轮轮尺寸相相同时，双双曲面主主动齿轮轮比相应应的螺旋旋锥齿轮轮有较大大的直径径，较高高的轮齿齿强度以以及较大大的

17、主动动齿轮轴轴和轴承承刚度。当当传动比比一定，主主动齿轮轮尺寸相相同时，双双曲面从从动齿轮轮直径比比相应的的螺旋锥锥齿轮小小，因而而有较大大的离地地间隙。 另外，双双曲面齿齿轮传动动比螺旋旋锥齿轮轮传动还还具有如如下特点： 1) 在工作过过程中，双双曲面齿齿轮副不不仅存在在沿齿高高方向的的侧向滑滑动，而而且还有有沿齿长长方向的的纵向滑滑动。纵纵向滑动动可改善善齿轮的的磨合过过程，使使其具有有更高的的运转平平稳性。 2) 沿齿长的的纵向滑滑动会使使摩擦损损失增加加，降低低传动效效率。3) 齿面间大大的压力力和摩擦擦力，可能能导致油油膜破坏坏和齿面面烧结咬咬死，即即抗胶合合能力较较低。因因此，双双

18、曲面齿齿轮传动动必须采采用可改改善油膜膜强度和和防刮伤伤添加剂剂的特种种润滑油油。综上信息息，考虑虑到生产产条件、材材料问题题、以及及经济性性问题，我我们选择择采用格格里森森圆弧齿齿锥齿轮轮。2.3主减速速器齿轮轮设计和和计算齿轮型式式选定后后可进行行载荷计计算、参参数初步步计算、齿齿轮几何何尺寸计计算和强强度计算算等等，并并根据计计算结果果拟定齿齿轮工作作图。2.3.1载载荷计算算影响汽车车驱动桥桥锥齿轮轮副合理理设计的的重要因因素之一一是要合合适地选选择齿轮轮副上所所受的扭扭矩。过过去计算算扭矩是是根据发发动机的的最大输输出扭矩矩来推算算出从动动锥齿轮轮上的扭扭矩，或或者根据据轮胎不不打滑

19、时时的最大大附着力力矩来计计算，而而这两种种情况都都比较极极端，它它不能反反映齿轮轮副在日日常工作作时所受受的实际际载荷。一一种新的的分析驱驱动桥计计算扭矩矩的方法法是从日日常工作作载荷和和整车性性能出发发来考虑虑的，这这种计算算扭扭矩矩称为性性能扭矩矩或日常常行驶扭扭矩。除除那些具具有高性性能的运运动汽车车外，用用这一计计算扭矩矩来确定定一般驱驱动桥齿齿轮副的的尺寸是是比较合合适的。在计算载载荷之前前必须知知道发动动机的最最大转矩矩Memmax和和确定主主传动比比。由汽车总总体设计计得：轮胎型号号为7.00-20 10PPR 1121/1177 G,轮胎滚滚动半径径0.43mm；发动机型型号

20、:新新柴4995B发发动机最最大转矩矩N/mm,r/minn,最大功率率Kw，最最高车速速Km/h。可按下式式计算确确定：Nm式中，取取1.11 ；主减速比比的确定定： 取。下面分别别介绍三三种确定定计算扭扭矩的方方法：） 按驱动轮轮打滑扭扭矩确定定从动锥锥齿轮载载荷式中，GG2汽汽车满载载时驱动动桥给水水平地面面的最大大负荷， N;加速速时重量量转移系系数，1.111.2,取取1.11；轮胎胎的滚动动半径，mm；主减减速器从从动齿轮轮到驱动动车轮之之间的传传动比，取取；主减减速器从从动齿轮轮到驱动动车轮之之间的传传动效率率，取00.955；轮胎胎对路面面的附着着系数，安安装一般般轮胎的的公路

21、用用汽车取取0.85。） 按最大使使用扭矩矩确定从从动锥齿齿轮载荷荷式中，变速速器一档档传动比比，取66.755；主减减速器传传动比，55.6225；分动动器传动动比，此此处不采采用分动动器，故故取；超载载系数，取取；考虑虑由于接接合离合合器发生生冲击的的超载系系数，取取；液力力变矩器器变矩比比，这里里不采用用液力变变矩器，故故取；-驱动动桥数目目；发动动机到主主减速器器的传动动效率，取取为0.95 。） 按日常行行驶扭矩矩确定从从动锥齿齿轮载荷荷式中，汽车车满载时时的总重重力，NN；道路路滚动阻阻力系数数，货车车取0.01550.0200，取00.0118；汽车车正常使使用时的的平均爬爬坡能

22、力力系数，通通常货车车取0.050.009，取取0.007;汽车车的性能能系数，故取。对于最大大计算转转矩，应应取发动动机最大大扭矩和和驱动轮轮打滑扭扭矩两者者的最小小值；当按最大大扭矩计计算齿轮轮强度时时，所得得应力不不超过齿齿轮材料料应力允允许值。当按日常常行驶扭扭矩计算算齿轮强强度时，所所得应力力不应超超过齿轮轮材料的的疲劳极极限；2.3.2 主主、从动动齿轮主主要参数数的选择择（1） 从动齿齿轮齿数数的选择择选择主、从从动锥齿齿轮齿数数时应考考虑Z11、Z2之间应应避免有有公约数数,以便便在齿轮轮在使用用过程中中各齿之之间都能能互相啮啮合,起起到自动动磨合作作用并均均匀磨合合的效果果。

23、为了了得到理理想的齿齿面重合合度和高高的轮齿齿弯曲强强度，主主、从动动齿轮齿齿数和应应不小于于 400。根据据经验及及齿轮轮传动设设计手册册，初初步拟定定我们设设计的主主、从动动齿轮齿齿数Z11=8、ZZ2=455。（2） 从动齿齿轮大端端分度圆圆直径和和端面模模数的确确定对于单级级主减速速器，对对驱动桥桥壳尺寸寸有影响响，大将将影响桥桥壳的离离地间隙隙；小则则影响跨跨置式主主动齿轮轮的前支支承座的的 安装装空间和和差速器器的安装装。可根据经经验公式式初选： ，mmm式中，-从动动锥齿轮轮大端分分度圆直直径（mmm） ；-直径径系数， 一般为为 133.016,取155； -从动动锥齿轮轮的计

24、算算转矩 N mm） （ )代入数据据：mmm从动锥齿齿轮分度度圆直径径选好后后可按求求得m=6.333,标标准化为为6.55。（3） 其它参数数的确定定表2.11名称代号计算公式式和说明明计算结果果(mmm)轴交角按需要确确定,一一般 1101770,最常常用900中点螺旋旋角通常=335400,最常常用=335压力角标准大端分度度圆直径径d分锥角外锥距RR=1448.554齿宽系数数齿宽bb=433中点模数数中点法向向模数中点分度度圆直径径中点锥距距切向变位位系数,按查表表得到径向变位位系数,按查表表得到顶隙cc=1.2222齿顶高齿根高工作齿高高全齿高齿根角齿顶角顶锥角根锥角齿顶圆直直径

25、冠顶距A当时,当量齿数数（参考齿齿轮传动动设计手手册）对计算数数据的几几点说明明： 1）ZZ1的确定定原则：为了磨磨合均匀匀,Z1、Z2之间应应避免有有公约数数。为了了得到理理想的齿齿面重合合度和高高的轮齿齿弯曲强强度，主主、从动动齿轮齿齿数和应应不小于于 400。为了了啮合平平稳、噪噪声小和和具有高高的疲劳劳强度，对对于货车车，Z1一般不不少于66，对于于轿车ZZ1一般不不少于99，当主主传动比比较大时时，尽量量使Z1 取得得小些，以以便得到到满意的的离地间间隙。对对于不同同的主传传动比，Z1和 Z2应有适宜的搭配，可参阅一些优先值。 2）螺螺旋方向向：从锥锥齿轮锥锥顶看，齿齿形从中中心线上

26、上半部向向左倾斜斜为左旋旋，向右右倾斜为为右旋。 主、从从动锥齿齿轮的螺螺旋方向向是相反反的。螺螺旋方向向与锥齿齿轮的旋旋转方向向影响其其所受轴轴向力的的方向。当当变速器器挂前进进挡时，应应使主动动齿轮的的轴向力力离开锥锥顶方向向，这样样可以使使主、从从动齿轮轮有分离离趋势，防防止轮齿齿卡死而而损坏。当变速器在倒档时，轴向力方向改变，但此力因倒档偶尔应用故影响较小。如将主齿轮可靠定位，虽用倒档可避免齿轮卡住。根据上述原因及发动机为顺时针旋转，所以一般汽车主减速器所用的主动齿轮为左旋，而从动轮为右旋。 3）主主、动锥锥齿轮的的齿面宽宽和：一般推推荐齿面面宽的数数值，对对于螺旋旋锥齿轮轮b在11/

27、4-1/33节锥距距之间。主主动齿比比从动齿齿大100%左右右，故主主齿轮宽宽度为443，从从动齿宽宽为488。主、从从动锥齿齿轮齿面面宽和锥齿轮轮齿面过过宽并不不能增大大齿轮的的强度和和寿命，反反而会导导致因锥锥齿轮轮轮齿小端端齿沟变变窄引起起的切削削刀头顶顶面宽过过窄及刀刀尖 圆圆角过小小。这样样，不但但减小了了齿根圆圆半径，加加大了应应力集中中，还降低低了刀具具的使用用寿命。此此外，在在安装时时有位置置偏差或或由于制制造、热热处理变变形等原原因，使使齿轮工工作时载载荷集中中于轮齿齿小端，会引起起轮齿小小端过早早损坏和和疲劳损损伤。另另外，齿齿面过宽宽也会引引起装配配空间的的减小。但但是齿

28、面面过窄，轮轮齿表面面的耐磨磨性会降降低。2.3.3 主主减速器器螺旋锥锥齿轮强强度校核核锥齿轮要要安全可可靠地工工作，必必须有足足够的强强度和寿寿命。设设计时应应根据其其所受载载荷、尺尺寸大小小验算其其强度。齿轮的损损坏形式式有很多多，常见见的主要要有齿轮轮折断、齿齿面点蚀蚀及剥落落、齿面面胶合、齿齿面磨损损等。齿齿轮的使使用寿命命除与设设计的正正确与否否有直接接关系外外，在实实际生产产中也往往往是由由于材料料、加工工精度、热热处理、装装配调试试以及使使用条件件不当造造成损坏坏的。正正确的设设计只是是减少或或避免上上述损坏坏的产生生，强度度计算是是检验设设计可靠靠性办法法之一。目目前强度度计

29、算多多是近似似的 ,在汽车车行业中中确定齿齿轮强度度的主要要依据是是台架及及道路试试验，以以及齿轮轮在实际际使用中中对情况况的判断断，而计计算可作作设计参参考。随随着计算算机技术术在汽车车设计中中的应用用、试验验设备与与技术的的发展，为为有限寿寿命和有有限元计计算方法法创造了了条件，使使计算更更符合实实际使用用情况。下面是格格里森齿齿轮验算算性的强强度计算算方法：（） 单位齿长长上的圆圆周力在汽车工工业的实实践中，主主减速器器齿轮的的表面耐耐磨性常常常用齿齿轮上单单位齿长长的圆周周力来估估算。（N/mmm）式中，pp-作作用在齿齿轮上的的圆周力力,N; b-从动动齿轮的的齿面宽宽，mmm;按发

30、动机机最大转转矩（ Nmmm）计算算时为：（N/mm）式中，变速速器传动动比，常常取一档档或直接接档的；主动动齿轮节节圆直径径，mmm；直接档：一档：故，齿齿轮单位位齿长上上的圆周周力符合合安全要要求，通通过验证证。（）齿齿轮弯曲曲强度计计算螺旋锥齿齿轮的弯弯曲应力力强度计计算公式式为：（N/mm）式中，计算算转矩，（，对主动齿轮需将上述计算转矩按Nm转换；超载载系数，取取；尺寸寸系数，当当端面模模数mmm，取；载荷荷分配系系数，取取1.002;质量量系数，对对驱动桥桥齿轮可可取； JJ 计算弯弯曲应力力的综合合系数，查查图4-9-332得，；许用用弯曲应应力，按按和较小都都计算时时取7700

31、NN/。主动齿轮轮：从动齿轮轮：故，齿轮轮弯曲强强度符合合安全要要求，通通过验证证。（）齿齿轮接触触强度计计算圆弧锥齿齿轮的接接触强度度计算公公式为：式中，材料料的弹性性系数，钢钢制齿轮轮副取2232.6;主动动齿轮计计算转矩矩，Nm;超载载系数，取取；质量量系数，对对驱动桥桥齿轮可可取；载荷荷分配系系数，取取1.002；表面面质量系系数，取取1；计算算接触应应力综合合系数，查查图4-9-336得0.1133;许用用接触应应力，按按和较小都都计算时时取228000N/。代入数据据得：故，齿轮轮接触强强度符合合安全要要求，通通过验证证。2.3.4主主减速器器齿轮材材料的选选择及表表面热处处理驱动

32、桥锥锥齿轮的的工作条条件是相相当繁重重的，与与传动系系的其它它齿轮相相比，具具有载荷荷大、作作用时间间长、变变化多、有有冲击力力等特点点。它是是传动系系的薄弱弱环节。锥锥齿轮材材料应满满足以下下要求：（1） 具有高的的弯曲疲疲劳强度度和表面面接触疲疲劳强度度，齿面面具有高高的硬度度以保证证有高的的耐磨性性；（2） 轮齿芯应应有适当当的韧性性以适应应冲击载载荷，避避免在冲冲击载荷荷下齿根根折断；（3） 锻造性能能、切削削加工性性能及热热处理性性能良好好，热处处理后变变形小或或变形规规律易控控制；（4） 选择合金金材料时时，尽量量少用镍镍、铬元元素的材材料，而而先用锰锰、钒、硼硼、钛、钼钼、硅等等

33、元素的的合金钢钢；根据以上上要求，我我们选用用20CCrMnnTi的的渗碳合合金钢作作为驱动动桥锥齿齿轮的材材料。它的优点点是表面面能得到到含碳量量较高的的硬化层层（一般般碳的质质量分数数为0.8%1.22%）,具有相相当高的的耐磨性性和抗压压性，而而芯部较较软，具具有良好好的韧性性，故材材料的弯弯曲强度度、表面面接触强强度和承承受冲击击的能力力较好。由由于较低低的含碳碳量，使使锻造性性能和切切削加工工性能较较好。其其主要缺缺点是热热处理费费用高，表表面硬化化层以下下的基层层较软，在在承受很很大压力力时可能能产生塑塑性变形形，如果果渗透层层与芯部部的含碳碳量相差差过多，便便会引起起表面硬硬化层

34、剥剥落。为改善新新齿轮的的磨合，防防止其在在运动初初期出现现早期的的磨损、擦擦伤、胶胶合或咬咬死，锥锥齿轮在在热处理理及精加加工后，作作厚度为为0.00020.0020mmm的磷磷化处理理或镀铜铜、镀锡锡处理。对对齿面进进行应力力喷丸处处理，可可提高225%的的齿轮寿寿命。在齿轮执执处理时时，考虑虑到从动动齿轮轮轮齿的使使用频率率比主动动齿轮轮轮齿要低低，为均均衡零件件的使用用寿命及及经济性性，我们们可以使使从动齿齿轮的硬硬度弱小小于主动动齿轮。主主动齿轮轮齿面硬硬度在660HRRC以上上，配对对的从动动齿轮只只需在558-660HRRC之间间。2.3.5主主减速器器齿轮支支承方案案及轴承承支

35、承力力计算（1） 主减速速器锥齿齿轮支承承方案主减速器器中必须须保证主主、从动动齿轮具具有良好好的啮合合状况，才才能使它它们很好好地工作。齿齿轮的正正确啮合合，除与与齿轮的的加工质质量、装装配调整整及轴承承、主减减速器壳壳体的刚刚度有关关以外，还还与齿轮轮的支承承刚度密密切相关关。1）主动动锥齿轮轮的支承承主动锥齿齿轮的支支承形式式可分为为悬臂式式支承和和跨置式式支承两两种。悬臂式支支承结构构的特点点是在锥锥齿轮大大端一侧侧采用较较长的轴轴颈，其其上安装装两个圆圆锥滚子子轴承。为为了减小小悬臂长长度a和和增加两两支承间间的距离离b，以以改善支支承刚度度，应使使两轴承承圆锥滚滚子的大大端朝外外，

36、使作作用在齿齿轮上离离开锥顶顶的轴向向力由靠靠近齿轮轮的轴承承承受，而而反向轴轴向力则则由另一一轴承承承受。为为了尽可可能地增增加支承承刚度，支支承距离离b应大大于2.5倍的的悬臂长长度a，且且应比齿齿轮节圆圆直径的的70还大，另另外靠近近齿轮的的轴径应应不小于于尺寸aa。为了了方便拆拆装，应应使靠近近齿轮的的轴承的的轴径比比另一轴轴承的支支承轴径径大些。靠靠近齿轮轮的支承承轴承有有时也采采用圆柱柱滚子轴轴承，这这时另一一轴承必必须采用用能承受受双向轴轴向力的的双列圆圆锥滚子子轴承。支支承刚度度除了与与轴承形形式、轴轴径大小小、支承承间距离离和悬臂臂长度有有关以外外，还与与轴承与与轴及轴轴承与

37、座座孔之间间的配合合紧度有有关。跨置式支支承结构构的特点点是在锥锥齿轮的的两端均均有轴承承支承，这这样可大大大增加加支承刚刚度，又又使轴承承负荷减减小，齿齿轮啮合合条件改改善，因因此齿轮轮的承载载能力高高于悬臂臂式。此此外，由由于齿轮轮大端一一侧轴颈颈上的两两个相对对安装的的圆锥滚滚子轴承承之间的的距离很很小，可可以缩短短主动齿齿轮轴的的长度，使使布置更更紧凑，并并可减小小传动轴轴夹角，有有利于整整车布置置。但是是跨置式式支承必必须在主主减速器器壳体上上有支承承导向轴轴承所需需要的轴轴承座，从从而使主主减速器器壳体结结构复杂杂，加工工成本提提高。另另外，因因主、从从动齿轮轮之间的的空间很很小，

38、致致使主动动齿轮的的导向轴轴承尺寸寸受到限限制，有有时甚至至布置不不下或使使齿轮拆拆装困难难。图2.11主齿齿轮支承承示意图图a) 悬臂式 b)跨越式式 在需要要传递较较大转矩矩情况下下，悬臂臂式支承承难以满满足刚度度要求，而而壳体中中的空间间又允许许安装轴轴承的支支承时，最最好采用用跨置式式支承。此处，我我们设计计轻型货货车，故故只需采采用悬臂臂式支承承方式。（2） 从动锥齿齿轮的支支承图2.22 从从动齿轮轮跨越式式支承示示意图从动锥齿齿轮的支支承，其其支承刚刚度与轴轴承的形形式、支支承间的的距离及及轴承之之间的分分布比例例有关。从从动锥齿齿轮多用用圆锥滚滚子轴承承支承。为为了增加加支承刚

39、刚度，两两轴承的的圆锥滚滚子大端端应向内内，以减减小尺寸寸c+dd。为了了使从动动锥齿轮轮背面的的差速器器壳体处处有足够够的位置置设置加加强肋以以增强支支承稳定定性，cc十d应应不小于于从动锥锥齿轮大大端分度度圆直径径的700。为为了使载载荷能尽尽量均匀匀分配在在两轴承承上，应应尽量使使尺寸cc等于或或大于尺尺寸d。在具有大大的主传传动比和和径向尺尺寸较大大的从动动锥齿轮轮的主减减速器中中，为了了限制从从动锥齿齿轮因受受轴向力力作用而而产生偏偏移，在在从动锥锥齿轮的的外缘背背面加设设辅助支支承。辅辅助支承承与从动动锥齿轮轮背面之之间的间间隙，应应保证偏偏移量达达到允许许极限时时能制止止从动锥锥

40、齿轮继继续变形形。为提高主主动齿轮轮的支承承刚度，将将小齿轮轮轴端锁锁紧螺母母旋紧，给给轴承一一个预紧紧力。在在实际情情况中对对轴承的的预紧是为为了消除除安装的的原始间间隙、磨磨合期间间该间隙隙的增大大及增强强支承刚刚度。然然而过大大的预紧紧力会降降低传动动效率，缩缩短轴承承的寿命命，还会会导致轴轴承发热热而损坏坏。通常常预紧力力的大小小是用轴轴承的摩摩擦力矩矩来衡量量，即在在轴承预预紧后测测量轴承承开始转转动时的的必要力力矩，预预紧后轴轴承摩擦擦力矩的的合理值值应根据据实验来来确定。主动锥齿齿轮轴承承预紧度度的调整整，可通通过精选选两轴承承内圈间间的套筒筒长度、调调整 垫垫圈厚度度、轴承承与

41、轴肩肩之间的的调整垫垫片等方方法进行行。近年年来采用用波形套套筒调整整轴 承承预紧度度极为方方便，波波形套筒筒安装在在两轴承承内圈间间或轴承承与轴肩肩间。（3） 主减速速器齿轮轮支承力力1）锥锥齿轮上上的力动力装置置驱动圆圆弧螺旋旋锥齿轮轮的小齿齿轮，由由小齿轮轮带动从从动大齿齿轮。在在工作齿齿面上有有一法向向力。它它分解为为三个方方向的分分力：一一个沿齿齿轮的切切线方向向称为切切向力或或圆周力力，一个个沿齿轮轮轴线方方向的力力称为轴轴向力，另另一个与与齿轮轴轴垂直的的力称为为径向力力。齿轮轮的法向向力与作作用在齿齿面宽中中点处的的圆周力力有关。对于圆锥锥齿轮副副来说，作作用在主主、从动动齿轮

42、上上的圆周周力大小小是一样样的，方方向相反反；主动动齿轮径径向力与与从动齿齿轮轴向向力大小小相等，方方向相反反；同样样，主动动齿轮轴轴向力与与从动齿齿轮径向向力大小小相等，方方向相反反。图2.33主、从从动齿轮轮受力图图齿面宽中中点处的的圆周力力P:为确定齿齿面中点点处的圆圆周力，首首先要计计算从动动齿轮齿齿面宽中中点处的的分度圆圆直径：主动齿轮轮的轴向向力和从从动齿轮轮径向力力主动齿轮轮逆时针针转动时时（汽车车前进）：主动齿轮轮顺时针针转动时时（汽车车后退）：计算结果果如果轴轴向力是是正值表表明力的的方向离离开圆锥锥顶点；负值表表明轴向向力方向向指向顶顶点。径径向力是是正值表表明径向向力使该

43、该齿轮离离开相配配齿轮，负负值表明明径向力力使该使使齿轮趋趋向相配配齿轮。同同时从动动齿轮上上的径向向力和轴轴向力与与主动齿齿轮上的的力大小小相等、方方向相反反。2）轴承承上的支支反力当主减器器的齿轮轮尺寸及及轴承位位置确定定后，即即计算出出螺旋锥锥齿轮上上的作用用力后，由由此求出出轴承上上的支反反力。轴承上的的支反力力见下表表：轴承代号号力的名称称公式计算结果果A径向力819440.777轴向力429550.22B径向力741001.22轴向力00C径向力326445.889轴向力00D径向力582441.66轴向力00表中：aa=488,b=1000,c=1055,d=1055。a,b,c

44、c,d各各个尺寸寸位置如如下图所所示：图2.44 轴承承分布位位置图3） 主动齿轮轮轴和从从动齿轮轮轴及轴轴承的确确定主动齿轮轮轴的直直径计算算mm结合主动动齿轮分分度圆直直径及AA、B轴轴承受力力情况，齿齿轮轴取取值尽量量大，故故前轴颈颈mm，后后轴颈mmm,在在机械械设计手手册中中选择圆圆锥滚子子轴承3303007和3303008。从动齿轮轮轴的直直径计算算mm取mm,选用圆圆锥滚子子轴承3302111。2.4主减速速器结构构设计进行结构构设计时时，必须须与制造造和使用用修理密密切结合合起来。结结构设计计时如对对结构细细节考虑虑不周，它它会严重重影响产产品的性性能与质质量。（） 主减速器器

45、齿轮外外形设计计任何齿轮轮加工工工质量的的好坏，在在很大程程度上决决定于齿齿轮外形形设计，所所以设计计时必须须考虑影影响齿轮轮加工质质量、经经济效果果等的重重要因素素。所设设计的齿齿轮应当当避免产产生过大大的应力力集中和和引起的的严重变变形。跨越式小小齿轮设设有前轴轴颈以便便安装前前轴承，如如果齿数数选得少少则齿根根圆直径径也小，而而轴颈却却需要一一定的尺尺寸，这这时需要要注意在在小齿轮轮设计时时必须避避免刀具具干涉而而把轴颈颈切掉。因因此，轴轴颈必须须为刀具具提供间间隙。轴轴承座前前端有一一段螺纹纹，用来来锁定轴轴承及凸凸缘，其其固定方方法是要要使齿轮轮在作用用力时，螺螺栓不承承受拉伸伸力。为为了防止止螺栓螺螺母松动动，应采采取措施施将其销销售，如如用锁紧紧垫片、用用开口销销螺母锁锁紧，而而螺栓则则由齿轮轮凸台球球的边缘缘予以止止动。齿齿轮装在在凸缘上上时，支支承的凸凸缘应有有足够的的刚度。所所以差速速器壳前前上一般般有增强强刚度而而置的加加强筋，其其筋一般般不少于于6条。（） 锥齿轮的的调整为保证锥锥齿轮副副能正常常啮合，在在齿轮装装配后，对对齿轮副副需要检检验调整整，以保保证齿轮轮副的啮啮合痕迹迹正常。为为此，在在设计时时应考虑虑齿轮的的调整装装置，本本设计中中，主齿齿轮通过过两处调调整垫片片和大螺螺母