车辆与动力工程学院说明书.doc

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1、车辆与动力工程学院毕业设计说明书 目录前言1第一章 概 述2第二章 动力性计算42.1最小传动比的选取42.2 最大传动比的选取42.3 车速的计算52.4驱动力与阻力的计算62.4.1空气阻力72.4.2 滚动阻力72.5 动力特性图92.6 汽车的功率平衡10第三章 主减速器设计113.1主减速器的结构形式113.1.1主减速器齿轮的类型113.1.2主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装123.2主减速器的基本参数选择与设计计算133.2.1主减速比的确定133.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定143.2.3主减速器齿轮基本参数的选择153.2.4 双曲面齿轮的几何尺寸计算173.3主减速器

2、的校核183.3.1双曲面齿轮的强度计算183.3.2主减速器齿轮的材料及热处理203.3.3主减速器轴承的计算213.4主减速器的润滑25第四章 行星齿轮差速器的设计274.1 差速器行星齿轮的基本参数的选择274.1.1差速器行星齿轮数目的选择274.1.2 行星齿轮球面半径的确定274.1.3行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择284.1.4差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定284.1.5压力角284.1.6行星齿轮安装孔的直径及其孔深L284.2差速器齿轮的几何尺寸计算294.3差速器齿轮的强度计算31第五章 全浮式半轴设计335.1半轴计算载荷的确定335.2全浮式半轴的强度计算

3、335.3半轴的结构设计及材料与热处理345.4半轴花键的强度计算35第六章 驱动桥壳的设计36第七章 总结37参考文献38- 29 -前言驱动桥是构成汽车的四大总成之一，一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成，它位于传动系末端，其基本作用是增矩、降速，承受作用于路面和车架或车身之间的力。它的性能好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要，采用传动效率高的单级减速驱动桥已经成为未来载重汽车的发展方向。汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器(有时还有副变速器和分动器)还不能完全解决发动机特性和行驶要求间的矛盾和结构

4、布置上的问题。首先因为绝大多数的发动机在汽车上是纵向安置的，为使其转矩能传给左右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左右驱动车轮间的转矩分配问题和差速问题。其次是因为变速器的主要任务仅在于通过选择适当的档位数及各档传动比，以使内燃机的转速一转矩特性能适应汽车在各种行驶阻力下对动力性与经济性的要求，而驱动桥主减速器(有时还有轮边减速器)的功用则在于当变速器处于最高档位(通常为直接档，有时还有超速档)时，使汽车有足够的牵引力、适当的最高车速和良好的燃油经济性。为此，则要将经过变速器、传动轴传来的动力，经过驱动桥的主减速器进行进一步增大转矩，降低转速的

5、变化。因此，要想使汽车传动系设计的合理，首先必须恰当选择好汽车的总传动比，并恰当的将它分配给变速器和驱动桥。后者的减速比称为主减速比。当变速器处于最高档位时，汽车的动力性和燃油经济性主要取决于主减速比。在汽车的总体布置设计时应根据该车的工作条件及发动机、传动系、轮胎等有关参数，选择合适的主减速比来保证汽车具有良好的动力性和燃油经济性。采用优化设计方法可得到发动机与传动系数的最佳匹配。由于发动机功率的提高，汽车整车质量的减小和路面状况的改善，主减速比有往小发展的趋势。选择主减速比时要考虑到使汽车即能满足高速行驶的要求，又能在常用车速范围内降低发动机转速、减小嫌料消耗量，提高发动机寿命并改善振动及

6、嗓声的特性等。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计本次设计, 设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，HKD240属于重型混合动力，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合重型非道路车的结构要求,接着选择各部件的结构形式；然后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸,并对其强度进行校核。最后利用AUTOCAD建立二维图，本次设计主要采用了类比的设计方法，通过参考HKD25铰链式自卸汽车，同力TL3400重型自卸车及其他同类车型并根据自己所掌握的知识和指导老师的帮助完成。汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代

7、机械制造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。所以这次设计将对将来的学习工作有着深远影响。第一章 驱动桥的结构方案分析本次毕业设计的任务是设计汽车传动系中的驱动桥。驱动桥处于动力传动系的末端。驱动桥主要由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。其功用是：将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、车轮传动装置传到驱动车轮，实现降低转速。增大扭矩。通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向。通过差速器实现左右驱动车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同作用转向。驱动桥设计应当满足如下基本要求：a)所选择的主减速比应能保证汽车具

8、有最佳的动力性和燃料经济性。b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 f)与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有

9、一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，汽车在不平路面上的行驶平顺性较好,故这种结构主要见于一部分轿车及一些越野汽车上。其结构如图1-1

10、所示：图 1-1 断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。图 1-2 非断开式驱动桥 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 由于本次设计为重型混合动力自卸汽车，而非公路用车。对汽车载质量通过性能要求较高，且要求工作可靠。因此采用非断开式驱动桥、并单级主减速器

11、、轮边减速器和铸造整体式桥壳。第二章 动力性计算汽车动力性指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向力决定的，所能达到的平均行驶速度。汽车是一种高效率的运输工具，运输效率之高低在很大程度上取决于汽车的动力性。所以动力性是汽车各种性能中最基本最重要的性能。2.1最小传动比的选取按照最高车速的要求，即最高车速不小于45km/h。由公式 () (2-1)其中:r车轮滚动半径（mm） V汽车车速 （） n发动机转速（r/min） 变速器各档速比 i0主减速器传动比根据参考车型有关参数以及相关要求，我们选取r=590mm；n=2200r/min；U=45km/h 求得igi0=10.874最高档为直接

12、挡，即此时 = 1则 =10.8742.2 最大传动比的选取r车轮滚动半径为590mm.根据最大爬坡度确定一档传动比 (2-2)其中 G汽车总质量，G=44100Nf滚动阻力系数，货车取 f=0.04i0主减速器传动比为10.874 发动机最大转矩为1000 NmT传动总效率 T=0轴g0=96%，主减速器；轴=98%，传动轴和万向节；g=97%故T=0.85由于要求最大爬坡度为36% 即max=20.00 代入以上数据算得ig1 =3.61.根据最低稳定车速确定一挡传动比 (2-3)其中n发动机最低转速6005（r/min） u发动机最低稳定车速0.51（km/h）求得 ig1=12.171

13、综上，最大传动比为 ig1=10.63其余格挡传动比：（倒档综合参考后得出的数值）倒3.613242762.311.8371.33918.5032.3 车速的计算 (km/h) (2-4)其中: r汽车行驶时的滚动半径（m） n发动机曲轴转速（r/min） 汽车变速器各挡传动比 i0汽车主减速器传动比车速的计算结果：nU1U2U3U4U5U6U7U倒11002.19833.88885.86957.876511.13515.27620.4552.405612002.63804.66667.04349.451813.36218.33224.5462.886814003.07765.44448021

14、7311.02715.58921.38728.6373.367916003.51736.22219.391212.60217.81624.44232.7283.849018003.95706.999910.56514.17720.04327.49836.8194.330220004.39667.777611.73915.75322.27030.55340.9104.811322004.83638.555412.91317.32824.49733.60845.0015.2924速度特性曲线2.4驱动力与阻力的计算计算公式： N (2-5)式中： 传动系各档传动比 见下表，T=0.831，各档驱动

15、力计算结果：nFt1Ft2Ft3Ft4Ft5Ft6Ft71000104164.761307.033712823949.8517761.8513980.311459.261200147189.286629.5152463.4833842.1825098.2719754.7716192.431400158107.193055.3356355.0136352.4626959.9621220.0917393.521600153557.990377.8654733.5135306.4926184.2420609.5316893.061800142471.683852.9250781.9532757.49

16、24293.8419121.615673.442000130771.976966.9646611.7730067.4722298.8417551.3414386.352200119785.270500.6442695.7127541.3720425.4216076.7813177.692.4.1空气阻力 按公式： （N） (2-6)式中： 空气阻力系数: 0.48； A 迎风面积： 5 ，计算结果见下表：nFw1Fw2Fw3Fw4Fw5Fw6Fw7Fw倒10000.575031.660014.52614310.8774119.7767531.9226347.513640.68970312000

17、.8280922.3904146.51764615.6634828.4785245.9685868.419640.99317214001.1271023.253628.8712421.3197338.7624362.5683593.126731.35181816001.472094.24962611.5869327.8461850.6284781.72192121.63491.7656418001.8631155.37843214.664735.2428264.07666103.4293153.94422.23463820002.300226.6400418.1045743.5096679.1

18、0699127.6905190.05452.75881222002.7832358.03444821.9065352.6466995.71946154.5055229.9663.3381622.4.2 滚动阻力滚动阻力可按下式计算：* （N） (2-7)式中：汽车总重 44100 N；：滚动阻力系数对于HKD240可取0.04 ,Ff与相加即得行驶阻力见下表：Fw1+FfnFw2+FfFw3+FfFw4+FfFw5+FfFw6+FfFw7+Ff11760.58100011761.6611764.5311770.8811779.7811791.9211807.5111760.8312001176

19、2.3911766.5211775.6611788.4811805.9711828.4211761.13140011763.2511768.8711781.3211798.7611822.5711853.1311761.47160011764.2511771.5911787.8511810.6311841.7211881.6311761.86180011765.3811774.6611795.2411824.0811863.4311913.9411762.3200011766.6411778.111803.5111839.1111887.6911950.0511762.78220011768.

20、0311781.9111812.6511855.7211914.5111989.97为了清晰而形象的表明汽车行驶时的受力状况及平衡关系做出汽车动力平衡图： 从图中可以清楚的看出不同车速是驱动力与行驶阻力之间的关系，十分方便的求解汽车动力性指标。曲线的形状，取决于滚动阻力系数f随变化。由于重型自卸车经常以较低的速度行驶，f变化不大，故在图上为平行于横坐标的一条直线；可利用公式算出不同车速对应的值。在驱动力图上先画出曲线，再画曲线。图中可以找出:1、确定最高车速：汽车以最高档行驶时的最高车速，可以在图中知己找出。显然ft7曲与曲线的交点便是。此时驱动力与行驶阻力相等，汽车处于稳定的平衡状态。2、当

21、车速低于最高车速时，驱动力大于行驶阻力。汽车可以利用剩余的驱动力加速或爬坡。2.5 动力特性图因为汽车的道路阻力与加速度阻力与汽车重力成正比，空气阻力与汽车外形因素有关，所以不简单的根据驱动力的大小，简单的判定汽车的动力性。引入动力因数 (2-8)由上式可知，无论汽车的质量参数有什么不同，只要有相同的动力因数，就能克服同样的道路阻力和坡度阻力，同时拥有同样的加速能力。汽车的动力特性图从图上可以确定汽车最高车速、爬坡能力、加速能力。2.6 汽车的功率平衡在汽车行驶的每一瞬间，发动机发出的功率始终等于机械传动损失功率与全部运动阻力所消耗的功率之和。汽车行驶时，不仅驱动力和行驶阻力相互平衡，发动机功

22、率和汽车行驶阻力功率也总是平衡的，汽车行驶阻力所消耗的功率由滚动阻力功率和空气阻力功率，坡度阻力功率及加速阻力功率。发动机功率和行驶阻力消耗得功率之间的关系:此式即功率平衡方程式以纵坐标表示功率，横坐标表示车速，将发动机功率，汽经常达到的阻力功率对车速的关系曲线作在图上，即得功率衡图平功率平衡图分析：1、 在不同挡位下，各曲线的起点终点发动机功率Pe是一致的，但各档位发动机功率曲线所对应车速位置不同，低挡时车速低，所占速度变化区域窄；高挡时车速高，所占变化区域宽。2、在低速范围内为一斜直线，在较快的速率下则是车速的三次函数。二者叠加后，得到阻力功率曲线是一条斜率越来越大的曲线。第三章 主减速器

23、设计3.1主减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装方法以及减速形式的不同而异。3.1.1主减速器齿轮的类型在现代汽车的驱动桥上，应用最广泛的主减速齿轮型式是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。图3-1 主减速器齿轮传动形式a )螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动c)圆柱齿轮传动 d)螺杆传动螺旋锥齿轮传动如图3-1a)所示，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，主减速齿轮副都采用90交角的布置方案。由于轮齿端面重叠的影响，螺旋锥齿轮能承受较大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向一端，因

24、此其工作平稳，即使在高速转动，噪声和振动也很小。双曲面齿轮传动如图3-1b)所示，其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉，其空间交叉叫也都采用90交角的布置方案。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。该偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。由于偏移距的存在，可以使支撑布置更加紧凑。这对于增强支撑刚度，保证齿轮正确啮合，从而提高齿轮寿命大有益处。同时，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，负荷可提高大175%。如果双曲面主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最少齿数可以减小，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比的传动。因为如果保持两种传动比的主动齿轮直径一样

25、则双曲面主动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i04.5的传动有其优越性。对于中等传动比，两种齿轮都能很好适应。但是双曲面齿轮的纵向滑动产生加多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿轮油来润滑，且其传动效率略低，达96%。其传动效率与偏移距有关，特别是与传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮效率较高，可达99%。由于设计的是重型自卸车驱动桥，其工况复杂，载重较大,齿轮应力较大.综合分析，主减速器采用螺旋锥齿轮传动。3.1.2主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装在壳体结构及轴承形式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安装方法对其支承刚度影响很大，这是齿

26、轮能够正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。现代汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式主要有悬臂式和跨置式两种。图32主减速器锥齿轮的支承型式a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮如图3-2 a)即为悬臂式支承型式，齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承外侧。图3-2 b)所示为跨置式支承型式，图3-1c)为从动锥齿轮,这俩个特点是齿轮前后两端的轴颈均以轴承支承， 当主动锥齿轮采用跨置式支承时，它的支撑刚度可以大大增强。此时偏转角较悬臂式支承大为减小。而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。此外，还可以缩短主动锥齿轮轴的长

27、度，是布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是由于跨置式支承增设了导向轴承支座，使主减速壳的结构复杂，加工成本提高，有时因空间有限布置不下或使齿轮拆装困难。因而，这里采用结构简单、布置方便及成本较低的悬臂式支承。3.2主减速器的基本参数选择与设计计算3.2.1主减速比的确定主减速比的大小，对主减速器的结构形式、轮廓尺寸及质量大小影响较大，是设计主减速器时的原始参数。传动系的总传动比（包括主减速器传动比，对汽车的动力性、燃油经济性有重大影响。对于具有很大功率储备的汽车，在给定发动机最大功率情况下，所选值应使这些汽车具有尽可能大的最高车速，而对其他汽车，为了稍微降低最高车速来得到足够的

28、后备功率储备. 按下式选择： (3-1)式中：变速器最高挡传动比；汽车的最高车速，；车轮的滚动半径，最大功率时的发动机转速,式中按下式计算：式中：轮辋直径（in）；轮胎断面宽度（in）；轮胎的变形系数，载货汽车带入相关数据有rr=0.59；i0=3.633.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定由于传动系载荷的不稳定性，通常将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩的较小者，作为载货汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷，即： (3-2) (3-3)式中：发动机最大转矩，Nm；由发动机至所计算的主减速器从动齿

29、轮之间的传动系最低挡传动比；传动系上述传动部分的传动效率，取由于“猛结合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车取；n该汽车的驱动桥数目；汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大载荷（对后驱动桥来说，应考虑到汽车最大加速时的负荷增大量），N；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取车轮滚动半径，m；分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比。其中Temax=240N.m Tje=2263.04 Tj=11304.5由上述两式求得的计算载荷为最大转矩，而不是持续转矩，不能用之作为疲劳损坏的依据。而矿用自卸车常在高负荷、低车速下工作，没有简单的公式可以算

30、出汽车正常持续使用转矩。3.2.3主减速器齿轮基本参数的选择在选定主减速比，主减速器的减速形式、齿轮类型及计算载荷以后，便可根据这些已知参数选择主减速齿轮的最主要的几项参数。1、主、从动齿轮齿数的选择对于单级主减速器，首先应根据的大小选择主减速器主、从动齿轮的齿数。为了使磨合均匀，之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不小于40。经查表，定。考虑到主从动主减速器齿轮可能有的齿数，对值校正。2、从动锥齿轮大端分度圆直径d2的选择对于单级主减速器,增加d2会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙,减小d2有又影响跨置式主动齿轮的前支撑座的安装空间和差速器的安装.d2可根据

31、经验公式初选,即： (3-4)式中：从动齿轮的分度圆直径，mm；直径系数，取；计算转矩，Nm；则： =284mm3、齿轮端面模数的选择从动齿轮的节圆直径确定后，可确定，并用下式校核：式中：齿轮大端端面模数，mm；模数系数，取；从动齿轮计算转矩，Nm。则：m=7.09经过校核可有m=7.03,则取7较为合理。4、齿轮齿宽F的选择对于汽车工业，主减速器圆弧锥齿轮齿宽推荐采用：一般习惯是使齿轮的小齿轮齿面宽度比大齿轮的齿面宽稍大，通常小齿轮齿面宽加大10%较为合适。这样可以使大小齿轮加工时的强度均衡。即小齿轮齿面宽为50mm5、小齿轮偏移方向的选择主动齿轮螺旋方向选为左旋，从动齿轮选为右旋。6、螺旋

32、角的选择选择螺旋角时应考虑它对齿面重叠系数、齿轮强度和轴向力大小的影响。预选主动齿轮螺旋角的名义值：7、螺旋方向的选择双曲面齿轮在传动过程时所产生的轴向力，其方向取决于齿轮的螺旋方向和旋转方向。8、法向压力角的选择加大压力角可以提高齿轮不产生根切的最小齿数。但对尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿面重叠系数下降。对弧齿锥齿轮来说，乘用车的一般选1430或者16,商用车的为20或2230。因此，其压力角按平均压力角考虑。载货汽车选用2230的平均压力角。3.2.4 双曲面齿轮的几何尺寸计算表3-1圆弧齿螺旋锥齿轮的几何计算用表序号项目计算公式主动齿轮从动齿轮1齿数Z11402

33、端面模数m(mm)773齿面宽，50444齿工作高(mm)（）11.765齿全高（mm）（）13.066法相压力角7 轴交角8节圆直径(mm)（mm）772809节锥角15.3874.6210节锥距（mm）145.2011周节(mm)T=3.1416m22.0012齿顶高（）8.7153.04513齿根高4.3610.01514径向间隙1.8015齿根角3.4341.20116面锥角16.5878.0517根锥角11.9573.41918外圆直径93.81281.6219节锥顶点至轮外缘距离137.6935.5620理论弧齿厚22.19.28521齿侧间隙B0.322螺旋角3523螺旋方向左旋

34、右旋24旋转方向从齿轮背面看顺时针逆时针3.3主减速器锥齿轮的校核主减速器的校核主要包括锥齿轮的强度计算以及轴承强度的校核3.3.1锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的计算之后，应该验算其强度，进行强度计算。1、齿轮的损坏形式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。2、单位齿长圆周力在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其轮齿上的假定单位压力即单位齿长上的圆周力来估算，即按下式：式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩两者当中载荷工况小的进行计算，;从动齿轮的齿面宽，。如上所述，按发动机计算转矩较小，所以应作为计算时 (3-5)式中的

35、参数如上述所示，按照一般计算经验，可载货汽车可只计算档和直接档时单位齿长上的圆周力，将=240、ig1=10.63、=1、=44代入上式得：档时： 1325.30 ；直接档时 P=124.68 。许用单位齿长上的圆周力可依据下表：表 载货汽车许用单位齿长上的圆周力表单位挡直接挡1429250N/mm因为档时： 1325.30 =1429；直接档时：P=124.68 =250，所以圆弧齿螺旋锥齿轮的强度合格。（2）圆弧齿螺旋锥齿轮的轮齿弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮的计算弯曲应力为： 式中：Tj该齿轮的计算转矩，；对于从动齿轮，按照Tje、Tjg两者中间较小者和Tjm计算；对于主动齿轮还需要

36、将上述计算转矩换算到主动齿轮上；超载系数；尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。当端面模数时，；载荷分配系数，两个齿轮均为骑马式时，取1.001.10；当一个齿轮用骑马式支撑时，取1.101.25。支撑刚度大时取小值；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取1；计算弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数。、同上所述。对于主动锥齿轮按照峰值载荷计算时各个参数的确定：2263.04;：对于一般载货汽车来说取1；：0.697；：可取1.25；：可取1；：查综合系数图表取0.29；：44;：7。将上述各参数带入式中，得Bw=573.34N/m

37、m2，小于许用弯曲应力，所以合格。对于主动锥齿轮按照平均计算载荷时各个参数的确定：846;：对于一般载货汽车来说取1；：0.697；：可取1.25；：可取1；：查综合系数图表取0.29；：50;：7。将上述各参数带入式中，得，小于许用弯曲应力小于许用弯曲应力，所以合格。对于从动锥齿轮按照峰值载荷计算时各个参数的确定：11304.5;：对于一般载货汽车来说取1；：0.697；：可取1.25；：可取1；：查综合系数图表取0.18；：44;：7。将上述各参数带入式中，得，小于许用弯曲应力小于许用弯曲应力，所以合格。对于从动锥齿轮按照平均计算载荷时各个参数的确定：3776;：对于一般载货汽车来说取1；

38、：0.697；：可取1.15；：可取1；：查综合系数图表取0.29；：44;：7。将上述各参数带入式中，得，小于许用弯曲应力小于许用弯曲应力，所以合格。3.3.2主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传东西其他齿轮比较，它具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。因此，对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：1、有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，故齿面应有较高的硬度；2、轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷；3、刚此案的锻造、切削与热处理等加工性能良好；4、选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的国情。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25%。3.3.3主减速器

39、轴承的计算1、作用在主减速器主动齿轮上的力 图3-3主动锥齿轮齿面受力简图 图3-4单级主减速器轴承布置尺寸轴承的计算主要是计算轴承的寿命。在依据主减速器的结构尺寸初步选定轴承的型号后计算轴承的寿命。影响主减速器轴承使用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，首先应求出作用在齿轮上的轴向力、径向力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。（1）作用在主减速器螺旋齿主动锥齿轮上的力的计算为了计算作用在主减速器螺旋齿主动锥齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。事件证明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的的当量转矩可按下式求得：

40、 式中： 、变速器在各挡的使用率，可参考下表； 、变速器各挡传动比，参看下表； 、变速器各挡时的发动机转矩利用率，可参看表；其他参数如上述所示。挡挡挡挡倒挡6.933.581.9116.777.644.272.61.590.8250 60707070将=345及上表中的各值带入得：451主动锥齿轮上的圆周力、轴向力及径向力的计算公式为： 上三式中：锥齿轮受的径向力； 锥齿轮受的圆周力； 锥齿轮受的轴向力； 锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 、如上述所示。式中各参数的确定： 按照下式确定，；其中、为主从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径，为从动齿轮的分度圆直径，为从动齿轮的节锥角，为从动齿轮齿面，、为主

41、从动齿轮的齿数。将上述各个参数带入得分别=285.3，=78.2； 451、如表所示。将各个参数带入式中中得：=13627=8927.6=-34.42、主减速器螺旋齿主锥动齿轮轴上轴承载荷的计算及校核轴承、的分别选择单列圆锥滚子轴承7218E、7322E，其径向载荷分别为： 式中：、如上所示。各参数带入上面两式中，得：=5230=12394轴承、的派生轴向力为： 式中：为各轴承的径向力；为轴承的轴向系数。各参数的确定：5230：12394：轴承、均为1.7。将各参数代入式中得出轴承的派生轴向力为：=1538=3645因为+，所以轴承被放松，轴承被压紧。对于圆锥滚子轴承，由轴承被放松，所以其轴向力为其派生轴向力；轴承被压紧，所以其轴向力为轴承的派生轴向力加上齿轮的轴向力其轴向载荷分别为：=1538=+=11286轴承的当量动载荷为： 式中：、如