基于AutoCAD汽车驱动桥结构设计【含5张CAD图纸】

基于AutoCAD汽车驱动桥结构设计【含5张CAD图纸】,含5张CAD图纸,基于,AutoCAD,汽车,驱动,结构设计,CAD,图纸 毕业设计（论文）中期检查表 学生姓名 学号 班 级 指导教师 职称 单 位 毕业设计（论文）题目 基于AUTOCAD汽车驱动桥结构设计 已完成工作、存在的问题及下一步的打算 已完成的工作： 1、通过指导老师所提供的任务书、图书馆的资料以及网络资源，收集整理所写。 2、论文的相关文献，写出了开题报告和任务书。 3、完成外文翻译和文献综述。 4、设计说明书已完成 5、绘图完成。 6、需要进一步完善。 下一步打算： 进一步修改完善并装订。 学生签名： 年 月 日 检查意见 指导教师签名： 年 月 日 毕业设计（论文）开题报告 学生姓名 学号 专业班级 指导教师 职称 单 位 中国地质大学长城学院 课题性质 设计□ 论文□ 课题来源 科研□ 教学□ 生产□ 其它□ 毕业设计（论文）题目 基于AutoCAD夏利A+汽车驱动桥结构设计 一、研究目的及意义 新中国成立以前我国没有汽车制造专业自1953年在长春兴建一汽车制造汽厂，1956年制造出第一辆解放牌运输车，宣告了中国布不能生产汽车历史的结束，中国汽车行业现在已经获得了长足发展。 现在中国汽车工业已成为世界汽车工业的重要组成部分，改革开放20年来与国际上各大汽车及零部件制造商相继建立了600余家中外合资企业，积累了资本200多亿美元，引进了1000多项汽车技术，绝大部分都与国外处于同等水平；2002年，汽车进出口贸易总额达100亿元，占世界汽车市场的二十分之一的份额。2010年我国汽车产量的目标是600万辆，站世界汽车市场的十分之一；若按百分之五的增长率计算，2020年我国的汽车产量将达到1000万辆，将占世界 的五分之一，中国的汽车行业将由生产大国走向强国。 中国的本土的设计能力跟国际先进水平还有一定差距，在国内汽车专利的申请还是跨国公司占绝大多数，所以中国要进一步发展汽车的行业，应该在自主设计和创新方面做出更大努力。驱动桥设计是汽车设计重要组成部分，汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大有传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左右驱动车轮；并使左右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能。同时驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载式车身之间的力和力矩。汽车车桥的结构形式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要的影响外，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作稳定性等有直接影响。 二、研究现状 为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内外汽车产业发展的新形势，推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车产业国际竞争力，满足消费者 对汽车产品日益增长的需求，促进汽车产业健康发展，特制定汽车产业发展政策。通过该政策的实施，使我国汽车产业在2010年前发展成为国民经济的支柱产业，为实现全面建设小康社会的目标做出更大的贡献。政府职能部门依据行政法规和技术规范的强制性要求，对汽车、农用运输车(低速载货车及三轮汽车，下同)、摩托车和零部件生产企业及其产品实施管理，规范各类经济主体在汽车产业领域的市场行为。低速载货汽车，在汽车发展趋势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格便宜的低速载货汽车将适合大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展汽车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动汽车产业的发展和社会经济的提高 在新政策《汽车产业发展政策》中，在2010年前，我国就要成为世界主要汽车制造国，汽车产品满足国内市场大部分需求并批量进入国际市场；2010年，汽车生产企业要形成若干驰名的汽车、摩托车和零部件产品品牌；通过市场竞争形成几家具有国际竞争力的大型汽车企业集团，力争到2010年跨入世界500强企业之列，等等。同时，在这个新的汽车产业政策描绘的蓝图中，还包含许多涉及产业素质提高和市场环境改善的综合目标，着实令人鼓舞。然而，不可否认的是，国内汽车产业的现状离产业政策的目标还有相当的距离。自1994年《汽车工业产业政策》颁布并执行以来，国内汽车产业结构有了显著变化，企业规模效益有了明显改善，产业集中度有了一定程度提高。但是，长期以来困扰中国汽车产业发展的散、乱和低水平重复建设问题，还没有从根本上得到解决。多数企业家预计，在新的汽车产业政策的鼓励下，将会有越来越多的汽车生产企业按照市场规律组成企业联盟，实现优势互补和资源共享 三、研究内容和要求 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，且在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。 4.具有足够的强度和刚度，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。 5.与悬架导向机构运动协调，结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。 研究方案 1.总体方案的分析论证； 2.主减速器的结构形式选择，基本参数选择和设计计算； 3.差速器的结构形式选择； 4.齿轮的结构设计、图样及技术要求； 5.根据设计计算尺寸用 AutoCAD 绘制驱动桥的主要零件图和装配图； 四、整个设计时间安排 12月21 日～12月24日 完成开题报告 12月24 日～12月30日 完成总体方案初步确定 1 月1 日～1月31日 驱动桥方案分析 2月1 日～3月10日 主减速器设计 3月11 日～4月20日 差减速器设计 4月21日～5月7日 图纸的绘制 5月8 日～5月19日 评阅、毕业答辩 五、预期结果 设计出夏利的驱动桥，包括主减速器、差速器，配合其他同组同学，协调设计车辆的全局。使设计出的产品使用方便，材料使用最少，经济性能最高。 a. 提高汽车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。 b. 改善汽车的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益 六、参考文献 1 刘惟信.汽车车桥设计M.北京:清华大学出版社2004. 2 徐颢.机械设计手册M.北京:机械工业出版社1991. 3 王望予.汽车设计M.北京:机械工业出版社2004. 4 陈家瑞.汽车构造M.北京:机械工业出版社2005. 5 朱孝录.齿轮传动设计手册M.北京:化学工业出版社2005. 6 邱宣怀.机械设计M.北京:高等教育出版社1997. 7 廖念钊.互换性与技术测量M.北京:中国计量出版社2000. 8 王明珠.工程制图学及计算机绘图M.北京:国防工业出版社1998 9 戴少度.材料力学M.北京:国防工业出版社2002. 10 申永胜.机械原理教程M.北京:清华大学出版社2003. 11 刘朝儒.机械制图M.北京:高等教育出版社2001. 12 吴宗泽.机械零件设计手册M.北京:机械工业出版社2004. 13 李华.机械制造设计M.北京:机械工业出版社1997. 14 王宗荣、左晓名、鲁屏宇.工程图学M.北京:机械工业出版社，2001. 15 成大先.机械设计手册单行本机械传动M.北京:化学工业出版社，2004. 16 李云.机械制造工艺学M.北京:机械工业出版社1994. 17 王先奎.计算机辅助制造M.北京:机械工业出版社1995. 18 庞怀玉.机械制造工程学M.北京:机械工业出版社1997. 19 阮忠唐.机械无级变速M.北京:机械工业出版社1988. 20 吴宗泽.机械零件习题集M.北京:高等教育出版社1992.  指导教师意见： 指导教师签名： 年 月 日 教研室意见： 审查结果： 同 意□ 不 同 意□ 教研室主任签名： 年 月 日 目 录 1.绪　　论 1 1.1研究本课题的目的和意义 1 1.2主减速器的定义种类功用 1 1.3本次设计的主要内容 2 2.主减速器的设计 3 2.1主减速器的结构型式的选择 3 2.1.1主减速器的减速型式 3 2.1.2主减速器齿轮的类型的选择 4 2.1.3主减速器主动锥齿轮的支承形式 6 2.1.4主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法 7 2.2主减速器的基本参数选择与设计计算 7 2.2.1主减速器计算载荷的确定 7 2.2.2主减速器基本参数的选择 9 2.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 12 2.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算 19 2.2.5主减速器齿轮的材料及热处理 23 2.3主减速器轴承的选择 24 2.3.1计算转矩的确定 24 2.3.2齿宽中点处的圆周力 24 2.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力 24 2.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择 25 2.4本章小结 29 3. 差速器设计 30 3.1差速器结构形式的选择 30 3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 31 3.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 32 3.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 33 3.4.1差速器齿轮的基本参数的选择 33 3.4.2差速器齿轮的几何计算 35 3.4.3差速器齿轮的强度计算 36 3.5本章小结 37 结 论 38 参考文献 39 致 谢 40 1.绪　　论 1.1研究本课题的目的和意义 主减速器是驱动桥的重要组成部分，其性能的好坏直接影响到车辆的动力性、经济性。目前,国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为我国汽车行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。由于计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，主减速器将有更进一步的发展。对主减速器的研究能极大地促进我国的汽车工业的发展。 1.2主减速器的定义种类功用 主减速器是传动系的一部分，与差速器，车轮传动装置和桥壳共同组成驱动桥。主减速器的功用是增扭，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，并将转矩传递给差速器。 在现代汽车驱动桥上，主减速器种类很多，包括单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。其中应用得最广泛的是采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的单级主减速器。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮），或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。 单级螺旋锥齿轮减速器其主、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90º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。 单级双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用90º。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。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，这对于主减速比大于4.5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，在乘用车上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，进而可使车辆的外形高度减小。 单级圆柱齿轮主减速器只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动有利于唐合，促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达96％。其传动效率与倔移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达99％。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。两种齿轮都在同样的机床上加工，加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。单级蜗杆-蜗轮主减速器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8～14)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。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。 1.3本次设计的主要内容 本设计的目标是设计一种满载质量为5t的轻型载货汽车的主减速器，本设计主要研究的内容有：主减速器的齿轮类型、主减速器的减速形式、主减速器主动齿轮和从动锥齿轮的支承形式、主减速器计算载荷的确定、主减速器基本参数的选择、主减速器齿轮的材料及热处理、主减速器轴承的计算、对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理、对称式圆锥行星齿轮差速器的结构、对称式圆锥行星齿轮差速器的设计。 2.主减速器的设计 2.1主减速器的结构型式的选择 主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 2.1.1主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、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 如图2.1所示为单级主减速器。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i<7.6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，也有采用蜗轮传动的。 图2.1单极主减速器 图2.2双级主减速器 (2)双级减速 如图2.2所示为双级主减速器。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(7.60时可取=2.0； （2.2） ——汽车满载时的总质量在此取5455 ，此数据此参考解放CA1050轻型载货汽车； 所以由式（2.2）得： 0.195 =35>16 即<0 所以=1.0 ——该汽车的驱动桥数目在此取1； ——传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9。 根据以上参数可以由(2.1）得： ==6211 （2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2.3） 式中： ——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取32550N，此数据此参考解放CA1051轻型载货汽车； ——轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；对越野汽车取=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；在此取=0.85； ——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.50-16，滚动半径为 0.394m； ，——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0。 所以由公式（2.3）得: ==12112 （3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： （2.4） 式中： ——汽车满载时的总重量，在此取54550N; ——所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算； ——道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015~0.020；在此取0.018； ——汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.05~0.09在此取0.07； ——汽车的性能系数在此取0； ，——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0； ——该汽车的驱动桥数目在此取1； ——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.50-16，滚动半径为 0.394m。 所以由式（2.4）得： ==2101.5 2.2.2主减速器基本参数的选择 （1）主、从动锥齿轮齿数和 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： ①为了磨合均匀，，之间应避免有公约数； ②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小于40； ③为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6； ④主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙； ⑤对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。 （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数 对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小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。 可根据经验公式初选，即 （2.5） ——直径系数，一般取13.0～16.0； ——从动锥齿轮的计算转矩，，为和中的较小者取其值为6221； 由式（2.5）得： =（13.0～16.0）=（239.09～294.27）； 初选=260 则齿轮端面模数=/=260/35=7.43 ==357.43=260.05 （3）主，从动齿轮齿面宽的选择。 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。 另外,由于双曲面齿轮的几何特性,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。一般取大齿轮齿面宽=0.155=0.155260.05=38.09mm，小齿轮齿面宽=1.1=1.138.09=41.90mm （4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择 载货汽车主减速器的E值，不应超过从从动齿轮节锥距的20%（或取E值为d的10%~12%，且一般不超过12%）。传动比愈大则E值也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径的20％～30％。但当E大干的20％时，应检查是否存在根切。 E=(0.10.12) =(0.10.12)260.05=26.0131.20mm 初选E=30mm a b c d 图2.7 双曲面齿轮的偏移方式 双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图2.7所示：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。其中a、b是下偏移，c、d是上偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。本减速器采用下偏移。 （5）螺旋角的选择 双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处的螺旋角是相等的。二对于双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主动齿轮和从动齿轮中点处的螺旋角不相等。且主动齿轮的螺旋角大，从动齿轮的螺旋角小。 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1.5～2.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为35°～40°。 主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选: =++ （2.6） --主动轮中点处的螺旋角，mm； ，——主、从动轮齿数；分别为8，35； ——双曲面齿轮偏移距, 30mm； ——从动轮节圆直径，260.05mm； 由式（2.6）得: =++=45.84 从动齿轮中点螺旋角可按下式初选: ——双曲面齿轮传动偏移角的近似值； ——双曲面从动齿轮齿面宽为38.09mm； =-=45.84°-=34.23° 、从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。 平均螺旋角===40.04°。 （6）螺旋方向的选择。 图2.8 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图2.8所示，螺旋方向与双曲面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。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。 （7）法向压力角 加大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，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用22°30′或20°的平均压力角，在此选用20°的平均压力角。 2.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 （1）大齿轮齿顶角与齿根角 图2.9（a）标准收缩齿和 （b）双重收缩齿 标准收缩齿和双重收缩齿各有其优缺点，采用哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。双重收缩齿的轮齿参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的，不是这种情况而要采用双重收缩齿，齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又短又粗。标准收缩齿在齿高方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀的刀顶距太小。这种情况可用倾锥根母线收缩齿的方法或仔细选用刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采用倾锥根母线收缩齿作为两者之间的这种。 大齿轮齿顶角和齿根角为了得到良好的收缩齿,应按下述计算选择应采用采用双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿。 ①用标准收缩齿公式来计算及 （2.6） （2.7） （2.8） （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） （2.13） （2.14） 由（2.6）与（2.14）联立可得: （2.15） （2.16） （2.17） （2.18） （2.19） 式中： ,——小齿轮和大齿轮的齿数； ——大齿轮的最大分度圆直径,已算出为260.05mm； ——大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径； ——在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距mm； ——大齿轮齿面宽中点处的齿工作高； ——大齿轮齿顶高系数取0.15； ——大齿轮齿宽中点处的齿顶高； ——大齿轮齿宽中点处的齿跟高； ——大齿轮齿面宽中点处的螺旋角； ——大齿轮的节锥角； ——齿深系数取3.7； ——从动齿轮齿面宽。 所以： 43.820.73° ②计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 ③ （2.20） （2.21） （2.22） （2.23）由式（2.19）与（2.23）联立可得: （2.24） ——刀盘名义半径,按表选取为114.30mm ——轮齿收缩系数 ④当为正数时,为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算及。 ⑤按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角及齿跟角。 （2.25） （2.26） （2.27） （2.28） 由式（2.25）与（2.25）联立可得: （2.29） （2.30） ——大齿轮齿顶高系数取0.15 ——倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和 （2）大齿轮齿顶高 （2.30） （2.31） ——大齿轮节锥距. 由式（2.30），（2.31）得： （3）大齿轮齿跟高. （2.32） ——大齿轮齿宽中点处齿跟高 由式（2.32）得： （4）径向间隙 （5）大齿轮齿全高 （6）大齿轮齿工作高 （7）大齿轮的面锥角 （8）大齿轮的根锥角 （9）大齿轮外圆直径 （10）小齿轮面锥角 （11）小齿轮的根锥角 （12）小齿轮的齿顶高和齿根高 齿顶高: 齿根高； 表2.2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表[5] 序 号 项 目 符号 数值 1 主动齿轮齿数 8 2 从动齿轮齿数 35 3 端面模数 7.43 mm 4 主动齿轮齿面宽 41.90 mm 5 从动齿轮齿面宽 38.09 mm 6 主动齿轮节圆直径 59.43 mm 7 从动齿轮节圆直径 260.05mm 8 主动齿轮节锥角 12.88° 9 从动齿轮节锥角 77.12° 10 节锥距 133.31mm 11 偏移距 30mm 12 主动齿轮中点螺旋角 45.84° 13 从动齿轮中点螺旋角 34.23° 14 平均螺旋角 40.04° 15 刀盘名义半径 114.30mm 16 从动齿轮齿顶角 1.12° 17 从动齿轮齿根角 6.34° 18 主动齿轮齿顶高 7.26mm 19 从动齿轮齿顶高 1.77 mm 20 主动齿轮齿根高 5.75mm 21 从动齿轮齿根高 11.84mm 22 螺旋角 35° 23 径向间隙 1.51mm 24 从动齿轮的齿工作高 11.5mm 25 主动齿轮的面锥角 18.81° 26 从动齿轮的面锥角 78.24° 27 主动齿轮的根锥角 11.52° 28 从动齿轮的根锥角 70.78° 29 最小齿侧间隙允许值 0.175mm 2.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算 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。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。 ①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。 ②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。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，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（经常是大端）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。 ①点蚀：是轮齿表面多次高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。 ②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。 （4）齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、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。 2.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，不能作为疲劳损坏的依据。 主减速器双曲面齿轮的强度计算 （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 N／mm (2.33) 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 两种载荷工况进行计算，N； ——从动齿轮的齿面宽，在此取38.09mm. 按发动机最大转矩计算时 N／mm （2.34） 式中： ——发动机输出的最大转矩，在此取300； ——变速器的传动比在此取4.3； ——主动齿轮节圆直径，在此取59.43mm； 按式（2.34）得： 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数据的20%～25%。经验算以上数据在许用范围内。 （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/ （2.35） 式中：——该齿轮的计算转矩，N·m,N·m; 　 ——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ｍ时，，在此＝0.829 ——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，＝1.00～1.10式式支承时取1.10～1.25。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38.09mm; ——计算齿轮的齿数8; ——端面模7.43mm; ——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。参照图2.10取=0.28 图2.10 计算用弯曲综合系数 按N·m计算疲劳弯曲应力 ＝135 N/< 210 N/ 按 N·m计算疲劳弯曲应力 ＝479 N/< 700 N/ 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 (3) 轮齿的表面接触强度计算 　　锥齿轮的齿面接触应力为 N/　　　　　 (2.36) 式中：——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(2.35)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），即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2.11选取=0.17。 图2.11 接触计算用综合系数 按计算： =2027 〈2800N/ 按计算： =1109 〈1750N/ 2.2.5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、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求： a.具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度； b.轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断 c.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控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率； d.选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。 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，齿轮所采用的钢为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58～64HRC，而心部硬度较低，当端面模数〉8时为29～45HRC[11]。 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0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑[3]。 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[5]。 2.3主减速器轴承的选择 2.3.1计算转矩的确定 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。 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，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算: (2.37) 式中：——发动机最大转矩，在此取300N·m； 　　　，…——变速器在各挡的使用率，可参考表表2.4选取； 　　　，…——变速器各挡的传动比； 　　 ，…——变速器在各挡时的发动机的利用率。 经计算为261Ｎ·ｍ 主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径 mm 2.3.2齿宽中点处的圆周力 Z＝　　N　 (2.38) 式中： ——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。 d1m——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。 按(2.38)计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 Z ==10.38KN 2.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力 图2.12 主动锥齿轮齿面的受力图 如图3.1，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 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，F分解成两个相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA为切线的节锥切平面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力。F与之间的夹角为螺旋角，F与之间的夹角为法向压力角，这样就有： （2.39） （2.40） （2.41） 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 （2.42） （2.43） 由式（2.42）可计算 10.80KN 由式（2.43）可计算 =2.06KN 2.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择 轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用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[7]。 对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承载荷，如图2.13所示。 图2.13 主减速器轴承的布置尺寸 (1)主动齿轮轴承的选择 初选 a=65,b=40 轴承A，B的径向载荷分别为 （2.44） （2.45） 已知 =10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（2.44）和（2.45）得: 轴承A的径向力 轴承B的径向力 KN 轴承A，B的径向载荷分别为 KN 对于轴承A，承受轴向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q——当量动载荷 X——径向系数 Y——轴向系数 此时X=0.4，Y=1.9[6] 所以Q=16.83×0.4+10.8×1.9=27.25 根据公式： (2.46) 式中: ——为温度系数，在此取1.0; ——为载荷系数，在此取1.2 ε——寿命指数，取ε= 所以==2.703×10s 假设汽车行驶十万公里大修，对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的主动锥齿轮轴承的计算转速为 (2.47) 式中： ——轮胎的滚动半径为390mm n——轴承计算转速 ——汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35 km/h，在此取35km/h。 所以有上式可得==238.72 r/min 所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (2.48) 式中: ——轴承的计算转速，r/min。 由上式可得轴承A的使用寿命 代入公式(2.46)得 C=97.86KN A轴承选 32307 GB/T 297-94[6] 对于轴承B，承受径向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q——当量动载荷