毕业设计(论文)-某重型卡车驱动桥的设计模板

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中文摘要 1 英文摘要 2

1 绪论 3

2 汽车驱动桥结构方案分析 4

3 主减速器总成设计 5

3.1 主减速器的结构形式选择 6

3.2 主减速器基本参数的计算与载荷的确定 12

3.3 主减速器锥齿轮强度计算 14

3.4 主减速器轴承的计算 17

3.5 主减速器齿轮材料热处理 21

4 差速器总成设计 23

4.1 差速器结构形式选择 23

4.2 差速器齿轮主要参数选择 24

4.3 差速器齿轮的强度计算 27

5 半轴的设计 29

5.1 半轴的形式选择 29

5.2 半轴的结构设计和校核、材料选择 30 6驱动桥壳设计 32

6.1桥壳的结构型式选择 32

6.2桥壳的受力分析及强度计算 33

7 制动器的校核计算 36

7.1 制动器的基本参数 37

7.2 制动器效能因素计算 38

7.3 衬片磨损特性计算 39

7.4 检查蹄有无自锁的可能性 40 结论 42 谢辞 43 参考文献 44

某重型卡车驱动桥的设计

摘要：汽车后桥是汽车的主要部件之一，其基本的功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，再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车身之间的铅垂力、纵向力，横向力及其力矩。其质量，性能的好坏直接影响整车的安全性，经济性、舒适性、可靠性。

本文认真地分析参考了江淮HF15015卡车驱动桥以及韩国现代468号驱动桥，在论述汽车驱动桥运行机理的基础上，提练出了在驱动桥设计中应掌握的满足汽车行驶的平顺性和通过性、降噪技术的应用及零件的标准化、部件的通用化、产品的系列化等三大关键技术；阐述了汽车驱动桥的基本原理并进行了系统分析；根据经济、适用、舒适、安全可靠的设计原则和分析比较，确定了重型卡车驱动桥结构形式、布置方法、主减速器总成、差速器总成、桥壳及半轴的结构型式；并对制动器以及主要零部件进行了强度校核，完善了驱动桥的整体设计。

通过本课题的研究，开发设计出适用于装置大马力发动机重型货车的单级驱动桥产品，确保设计的重型卡车驱动桥经济、实用、安全、可靠。

关键词：重型卡车驱动桥主减速器差速器

Abstract: Drive axle is one of the most important parts of automobile. The function is to increase the torque from drive shaft or from transmission directly, and then

distribute it to left and right wheels which have the differential ability

automobile needed when driving. And the drive axle has to support the

vertical force, longitudinal force, horizontal force and their moments

between road and frame or body. Its quality and performance will affect the

security, economic, comfortability and reliability.

This article analyzes and refers to the drive axle of Jianghuai HF15015 truck and the 468 drive axle of Hyundai seriously. Through the study of this

topic, we can design the single driving axle devices that apply to the heavy

truck with high-powered engine, and make sure the drive axle we design of

heavy truck economic, practical, safe and reliable.On talking about the

running principal of driving axle ,the three key techno ledge about vehicle

traveling on the ride and through, and noise reduction technology

applications and the standardization of parts, components of the universal,

Products such as the serialization that we should master to meet, it describes

and has a systematic analysis on the basic principles of viecle drive axle.

According to the design principles and analysis and comparison of economy, application, comfortability, safety and reliability , the heavy truck

drive axle structure, layout ways, and the final drive assembly, differential

assembly, the bridge case and axle structure can be determined; and the

strength checking of brake parts, as well as major components improves

overall design of the driving axle.

Through the study of this topic, we can design the single drive axle devices that apply to the heavy truck with high-powered engine, and make

sure the drive axle we design of heavy truck economic, practical, safe and

reliable.

Keywords:Heavy truck Drive axle Final drive Differential

1绪论

汽车的驱动后桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，再将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮有汽车行驶运动所要求的差速功能;同时，驱动后架或承载车身之间的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩。

一般的驱动后桥由主减速器总成，差速器总成，桥壳总成及半轴总成等零部件组成。

为了提高汽车行驶平顺性和通过性，现在汽车的驱动桥也在不断的改进。与独立悬架相配合的断开式驱动桥相对与非独立悬架配合的整体式驱动桥在平顺性和通过性方面都得到改进。随着时代的发展和科技的进步，驱动桥将会得到进一步的发展。展望将来需开发汽车驱动桥智能化设计软件，设计新驱动桥只需输入相关参数，系统将自动生成三维图和二维图，以达到效率高、强度低、匹配佳的最优方案。

驱动桥是汽车传动系统中主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好环。因此，设计中要保证:所选择的主减速比应保证汽车在给定使用条件下有最佳的动力性能和燃料经济性;

(1) 当左、右两车轮的附着系数不同时，驱动桥必须能合理的解决左右车轮的转矩分配问题，以充分利用汽车的牵引力;

(2) 具有必要的离地间隙以满足通过性的要求;

(3) 驱动桥的各零部件在满足足够的强度和刚度的条件下，应力求做到质量轻，特别是应尽可能做到非簧载质量，以改善汽车的行驶平顺性;

(4) 能承受和传递作用于车轮上的各种力和转矩:

(5) 齿轮及其它传动部件应工作平稳，噪声小;

(6) 对传动件应进行良好的润滑，传动效率要高;

(7 ) 结构简单，拆装调整方便;

(8) 设计中应尽量满足“三化”。即产品系列化、零部件通用化、零件设计标准化的要求。

2 驱动桥结构方案分析

驱动桥总成的结构型式，按其总体布置来说分为两类，即断开式驱动桥和非断开式驱动桥。

非断开式与断开式这两大类驱动桥结构型式的选择，又与汽车悬架总成结构型式的选择有密切关系。当驱动车轮采用非独立悬架时，应选用非断开式驱动桥，而当驱动车轮采用独立悬架时，则应选用断开式驱动桥。

断开式驱动桥的结构特点是没有连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁，主减速器、差速器及其壳体安装在车架或车身上，通过万向传动装置驱动车轮。此时，主减速器、差速器和部分车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮经过独立悬架与车架或车身作弹性连接，因此可以彼此独立地相对于车架或车身上下摆动。为防止车轮跳动时因轮距变化而使万向传动装置与独立悬架导向装置产生运动干涉，在设计车轮传动装置时，应采用滑动花键轴或允许轴向适量移动的万向传动机构。

非断开式驱动桥的桥壳是一根支承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传动件都装在其中。它由驱动桥壳，主减速器，差速器和半轴组成。此时，驱动桥、驱动车轮均属簧下质量。

非断开式驱动桥与断开式驱动桥相比较，断开式驱动桥能显著减少汽车簧下质量，从而改善汽车行驶平顺性，提高了平均行驶速度；减小了汽车行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；增加了汽车离地间隙；由于驱动车轮与路面的接触情况及对各种地形的适应性较好，增强了车轮的抗侧滑能力；若与之配合的独立悬架导向机构设计合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。但其结构较复杂，成本较高。断开式驱动桥在乘用车和部分越野车上应用广泛。非断开式驱动桥结构简单，成本低，工作可靠，广泛应用于各种商用车和部分乘用车上。但由于其簧下质量较大，对汽车的行驶平顺性和降低动载荷有不利的影响。

为了提高汽车的载质量和通过性，总质量较大的商用车大多采用多桥驱动方式，而各驱动桥又采用贯通式的布置形式。

3 主减速器总成的设计

主减速器相当于后桥的心脏，其设计的好坏直接关系到后桥运行的平稳性、噪音、异响等问题。因此主减速器的设计非常关键既要与整车匹配好，又要满足自身功能和性能要求，设计时既要考虑传动系统的匹配性，又要考虑自身的强度、刚度和整车的通过性，也就是说它与发动机输出扭矩，功率，变速箱的传动性以及整车承载能力密切相关。后桥的输入参数如表3-1:

表3-1 后桥输入参数表

3.1 主减速器的结构形式的选择

3.1.1 主减速器的齿轮类型选择

主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式。

1.弧齿锥齿轮传动

弧齿锥齿轮的特点是主，从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于齿轮断面重叠影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此可以承受较大的载荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续平稳地转向另一端，所以工作平稳，噪声和震动小，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声变大。

2.双曲面齿轮传动

双曲面齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线相互垂直但不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E，称为偏移距，如图3-1所示。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

≥4.5的传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动要小，这对于主减速比i

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。

图3-1 双曲面齿轮的偏移距和偏移方向

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。

2圆柱齿轮传动

圆柱齿轮传动广泛应用于发动机横置的前置前驱动乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。

3蜗杆传动

蜗杆-蜗轮传动简称蜗轮传动，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。

该驱动桥是为重型卡车设计，根据以上的对比分析知，该桥的主减速器齿轮应该选用双曲面齿轮。

3.1.2 主减速器的减速形式选择

主减速器的减速型式分为单级减速、双续减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。

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。

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

≤12)且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间用于主减速比较大(7.6

隙要求的重型汽车上。以往在某些中型载货汽车上虽有采用，但在新设计的现代中型载货汽车上已很少见。这是由于随着发动机功率的提高、车辆整备质量的减小以及路面状况的改善，中等以下吨位的载货汽车往具有更高车速的方向发展，因而需采用较小主减速比的缘故。

双速主减速器

对于载荷及道路状况变化大、使用条件非常复杂的重型载货汽车来说，要想选择一种主减速比来使汽车在满载甚至牵引井爬陡坡或通过坏路面时具有足够的动力性，而在平直而良好的硬路面上单车空载行驶时又有较高的车速和满意的娥料经济性，是非常困难的。为了解决这一矛盾，提高汽车对各种使用条件的适应性，有的重型汽车采用具有两种减速比并可根据行驶条件来选择档位的双速主减速器。它与变速器各档相配合，就可得到两倍于变速器的档位。显然，它比仅仅在变速器中设置超速档，即仅仅改变传动比而不增加档位数，更为有利。当然，用双速主减速器代替半衰期的超速档，会加大驱动桥的质量，提高制造成本，并要增设较复杂的操纵装置，因此它有时被多档变速器所代替。

单级贯通式主减速器

单级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车的贯通桥上，其优点是结构简单、主减速器的质量较小、尺寸紧凑，并可使中，后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性。它又分为双曲面齿轮式和蜗轮式两种结构型式。

双曲面齿轮式单级贯通式主减速器，是利用了双曲面齿轮传动主动齿轮轴线相对于从动齿轮轴线的偏移，将一根贯通轴穿过中桥井通向后桥。但这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿轮的工艺性差，通常主动齿轮的最小

齿数是8，因此主减速比的最大值只能在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥。当用于大型汽车时刷需增设轮边减速器或加大分动器传动比。

蜗轮传动为布置贯通桥带来极大方便，且其工作平滑无声，在结构质量较小的情况下也可得到大的传动比，适于各种吨位贯通桥的布置和汽车的总体布置。但由于需用青铜等有色金属为材料而未得到推广。

双级贯通式主减速器

>5的中、重型汽车的贯通桥。它又有锥齿轮—圆柱齿轮式和圆用于主减速比i

柱齿轮锥齿轮式两种结构型式。

锥齿轮—圆柱齿轮双级贯通式主减速器的特点是有较大的总主减速比(因两级减速的减速比均大于1)，但结构的高度尺寸大，特别是主动锥齿轮的工艺性差，而从动锥齿轮又需要采用悬臂式安置，支承刚度差，拆装也不方便。

与锥齿轮—圆柱齿乾式双级贯通式主减速器相比，圆柱齿轮—锥齿轮式双级贯通式主减速器的结构紧凑，高度尺寸减小，但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小，有时甚至等于1。为此，有些汽车在采用这种结构布置的同时，为了加大驱动桥的总减速比而增设轮边减速器；而另一些汽车则将从动锥齿轮的内孔做成齿圈并装入一组行星齿轮减速机构，以增大主减速比。

单级(或双级)主减速器附轮边减速器

矿山、水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等，要求有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其传动系的低档总传动比都很大。在设计上述重型汽车、大型公共汽车的驱动桥时，为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大转矩而使它们的尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致了一些重型汽车、大型公共汽车的驱动桥的主减速比往往要求很大。当其值大于12时，则需采用单级(或双级)主减速器附加轮边减速器的结构型式，将驱动桥的一部分减速比分配给安装在轮毂中间或近旁的轮边减速器。这样以来，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地间隙，并可得到大的驱动桥减速比(其值往往在16~26左右)，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。但轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂、成本提高，因此只有当驱动桥的减速比大于12时，才推荐采用。

按齿轮及其布置型式，轮边减速器有行星齿轮式及普通圆柱齿轮式两种类型。

综合考虑整车成本和驱动桥的研发与制造成本及输入参数主减速比(i =5.286<7.6)的实际情况，选择结构简单，体积小，质量轻，制造成本低的单级主减速器。

3.1.3主减速器主、从动锥齿轮的支承型式

1主动锥齿轮的支承

在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。

现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种，悬臂式与骑马式如图3-2所示。

悬臂式

齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。

图3-2 主减速器主动齿轮的支承形式及安置方法

（a）悬臂式支承（b）骑马式支承

骑马式

齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。骑马式支承使支承

刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1／30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5~1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。

装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，成本提高。轿车和装载质量小于2t的货车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。

根据以上对比分析重型卡车的载荷较大,为了传递较大的转矩该车后驱动桥主动锥齿轮的支承形式应该采用骑马式支承。

2从动锥齿轮的支承

主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心的距离c和d(见图3-4（a）)之比例而定。为了增强支承刚度，支承间的距离（c+d）应尽量小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。为了防止从

动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中。只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。

图3-3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法

轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较

高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。

在重卡驱动桥中，为了减小在运行过程中因轴承能力和支承刚度不够导致齿隙变化，产生噪音，增加磨损，采用具有较大支承刚度的圆锥滚子轴承。

3.2 主减速器基本参数的选择与计算载荷的确定

3.2.1主减速器齿轮计算载荷的确定

通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(T je 、T jh )的较小者，作为载货汽车和越野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

n K i T T T TL e je /0max η= （3-1）

LB

LB r

jh i r G T ⋅⋅⋅=

ηϕ2 （3-2）

式中T emax ——发动机量大转矩，N ·m ；

i TL ——由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； T η——上述传动部分的效率，取T η=0.9；

K 0——超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取K 0=1；

n ——该车的驱动桥数目；

G 2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N ；对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量；

ϕ——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

ϕ=0.85；对越野汽车取ϕ=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取ϕ=1.25；

r r —一车轮的滚动半径，m ；

LB η，LB i 一一分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和

减速比(例如轮边减速器等)。

本文中n K i T T T TL e je /0max η= 3-3

=1700 6.0 5.28610.9

2

⨯⨯⨯⨯

=24262.74 NM LB

LB

r

jh i r

G

T

⋅⋅

⋅=

ηϕ

2=13009.80.850.56

11

⨯⨯⨯

⨯

=60642.2 NM

3.2.2主减速器齿轮基本参数的确定

后桥主、从动齿轮的齿数根据整车匹配参数计算给定Z1=7, Z2=37，其它参数取发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时作用在从动齿轮的扭矩与汽车驱动轮打滑时作用在从动齿轮上的扭矩中的最小值。因此，根据以上计算结果，取发动机引起的扭矩Tc=24262.74 NM

根据计算结果齿轮参数如3-2所示:

表 3-2 主从动齿轮参数表

91.7 484.7

10.50 英寸） 3.3

主减速器锥齿轮强度的计算

在完成主减速器齿轮的几何计算后，应验算其强度，进行强度计算，以保 证其有足够的强度和寿命以及安全可靠地工作。

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。，齿轮的使用寿命除与设计的正确与否有直接关系外，在实际生产中也往往会由于材料、加工精度、热处理、装配调整以及使用条件的不当而发生损坏。但正确的设计应是减少或避免上述损坏的一项重要措施。强度验算则是进行正确设计的一个方面。目前的强度计算多为近似计算，在汽车工业中确定齿轮强度的主要依据是台架试验及道路试验，以及在实际使用中的情况，强度计算可供参考。

3.3.1单位齿长上的圆周力

F P p /= （3-4）

式中p ——单位齿长上的圆角力，N ／mm ；

P ——作用在齿轮上的圆周力，N ，按发动机最大转矩T eamx 和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；

F —一从动齿轮的齿面宽，mm 。

由于本文计算主、从动齿轮参数时以发动机最大转距进行计算的，因此，计算圆周力时仍以发动机最大转距计算，则

（3-5）

式中T emax ——发动机最大转矩，N ·m ；

i g ——变速器传动比，常取1档及直接档进行计算； d 1——主动齿轮节圆直径，mm 。

对于多桥驱动汽车应考虑驱动桥数及分动器传动比。

3max 110(/2)e g T i p d F

⋅⋅=

⋅

根据I 档计算单位齿长上的圆周力1p

[]3

121700 6.00.9101423/284.8576

p N mm p ⨯⨯⨯⨯==<⨯⨯=1429N/mm

根据直接档计算单位齿长上的圆周力2p

[]3

2217000.910237.16/284.8576

p N mm p ⨯⨯⨯==<⨯⨯=250 N/mm

表3-3 许用单位齿长上的圆周力[p] N/mm

根据以上计算对照表格可知驱动桥桥主从动齿轮耐磨性较好。 3.3.2

轮齿的弯曲强度计算

汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力w σ (N ／mm 2)为

320102⨯⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=

J

m z F K K K K T v m s j w σ （3-6）

式中T j ——齿轮的计算转矩，N ·m ，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；

K 0—一超载系数；

K s ——尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m ≥1.6mm 时，K s =44.25/m ；

K m ——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，K m ＝1.00~1.10；当一个齿轮用骑马式支承时，K m ＝1.10~1.25。支承刚度大时取小值；

K v ——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K v ＝1；

F 一—计算齿轮的齿面宽，mm ； Z ——计算齿轮的齿数； m ——端面模数，mm ；

J —一计算弯曲应力用的综合系数

此后桥取J=0.255，K s

则3

2

224262.7410.8474 1.1101763713.10.255

w σ⨯⨯⨯⨯=

⨯⨯⨯⨯⨯=367.58 a Mp <[]w σ=700 a Mp 表3-4 汽车驱动桥齿轮的许用应力

那么齿轮的弯曲强度安全系数n 为

[]w w

n σσ=

=

700

1.904367.58

=

故此后桥齿轮能满足弯曲强度要求。 3.3.3

轮齿的接触强度计算

圆锥齿轮与双曲面齿轮齿面的计算接触应力j σ (MPa)为

3

max

11

3

0max 11

102T T FJ

K K K K K T d C v f m s p j ⋅⨯=

σ (3-7) 式中T 1、T 1max ——分别为主动齿轮的工作转矩和最大转矩，N ·m ； C p ——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N 1/2／mm ； d 1——主动齿轮节圆直径，mm ；

K f ——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取K f =1；

F ——齿面宽，mm ，取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽)；

J 一一计算接触应力的综合系数 此后桥J=0.16，T 1max =

024262.74

4831.585.2860.95

G Tc NM i η==⨯⨯ 通常式(3-8)简化为：

j σ=

则

j σ=

那么齿轮的接触强度安全系数n 为:

2800 1.1462443.7

j j n σσ⎡⎤⎣⎦=

== 故此后桥齿轮能满足接触强度要求。

3．4 主减速器轴承的计算

轴承的计算主要是计算轴承的寿命。通常是根据主减速器的结构尺寸初步选定轴承的型号，然后验算轴承寿命。在验算之前，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。

图3-4 主减速器主动锥齿轮的受力简图

3.4.1锥齿轮的轴向力和径向力计算

⑴齿宽中点处的圆周力为：

P=2T/d 3-9

式中：T——作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩，

经计算知T为5100 N.m；d

m 为该齿轮齿面宽中点的分度圆直径，d

1m

=84.85mm,

d

2m

=410.71mm；

所以，P

1=115940N, P

2

=118150N

⑵主动锥齿轮的轴向力和径向力

表3-5 螺旋锥齿轮轴向力及径向力

根据表3-5可算出主、从动锥齿轮的轴向力和径向力，即：

主动锥齿轮：A=127.81KN R=41.35KN

从动锥齿轮：A=41.35kN R=127.81kN

3.4.2锥齿轮轴承的载荷计算与轴承强度校核

轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力，而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、圆周力及轴向力这三者所引起的轴向径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸、支承型式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。

图3-5 主减速器轴承的布置尺寸

（a）悬臂式支承的主动锥齿轮；（b）骑马式支承的主动锥齿轮；（c）骑马式支承、单级减速

的从动锥齿轮

（1）悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷

如图3-9 (a)所示，轴承A,B的径向载荷分别为R

A ，R

B

R A =()()2

1

25.0

1

m

Ad

Rb

pb

a

-

+（3-10）

R B =()()2

1

25.0

1

m

Ad

Rc

pc

a

-

+（3-11）

式中：P,A,R——见表3-5；d

1m

为主动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径（2）骑马式（跨置式）主,从动锥齿轮轴承的径向载荷

如图3-9 (c)所示,轴承C,D的径向载荷分别为R

C ，R

D

R C =()()2

2

25.0

1

m

Ad

Rb

pb

a

-

+（3-12）

R D =()()2

2

25.0

1

m

Ad

Rb

pc

a

+

+（3-13）

式中：P,A,R——见表3-5；d

2m

为从动锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径；