（定稿）微型货车驱动桥设计（全套下载） ㊣ 精品文档 值得下载

（图纸） A0-驱动桥桥壳总装.dwg

（图纸） A0-驱动桥总装.dwg

（图纸） A1-差速器左壳.dwg

（图纸） A2-主动锥齿轮轴.dwg

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的齿数比，半轴齿轮齿数，行星齿轮的齿数。

行星齿轮和半轴齿轮节锥角及模数行星齿轮和半轴齿轮节锥角分别为.锥齿轮大端的端面模数为故计算得.根据模数取.由可计算得节圆直径压力角汽车差速器齿轮大都采用压力角为齿高系数为.的齿形，些总质量较大的商用车采用的压力角，以提高齿轮强度。

本设计中采用的压力角。

行星齿轮轴直径及支承长度行星齿轮轴直径为式中差速器壳传递的转矩行星齿轮数行星齿轮支承面重点到锥顶的距离，约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的半支承面许用挤压应力，取行星齿轮在轴上的支承长度为.差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为和等。

由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。

.差速器齿轮几何尺寸计算根据汽车差速器支持锥齿轮计算步骤，差速器齿轮基本参数的选择已经王城的计算如下行星齿轮齿数半轴齿轮齿数差速器直齿锥齿轮模数.直齿锥齿轮压力角差速器直齿锥齿轮轴交角差速器直齿锥齿轮节圆直径差速器直齿锥齿轮节锥角需要完成的计算步骤如下直齿锥齿轮的齿宽面取齿面宽系数为.，得.齿工作高.齿全高直齿圆锥齿轮周节齿顶高根据前述计算.齿根高径向间隙齿根高直齿圆锥齿轮面锥角直齿锥齿轮根锥角直齿锥齿轮外圆直径直齿锥齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离直齿锥齿轮理论弧齿厚齿侧间隙根据表选取齿侧间隙为.表“格里森制”弧齿锥齿轮推荐采用的齿侧间隙主减速器弧齿锥齿轮的强度计算在选好主减速器锥齿轮的主要参数后，就可以根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度校核，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。

轮齿损坏的形式主要有弯曲疲劳折断，过载折断，齿面点蚀及剥落齿面胶合齿面磨损等。

在实际设计中往往还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来检验。

单位齿长圆周力主减速器锥齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，式中轮齿上单位齿长的圆周力作用在轮齿上的圆周力从动齿轮齿面宽。

按发动机最大转矩计算时式中变速器传动比，常取档及直接档进行计算主动锥齿轮中点分度圆直径其他符号同前。

取档时取直接档时.按驱动轮打滑的转矩计算时式中驱动桥对水平地面的负荷，轮胎与地面的附着系数，.轮胎滚动半径，.主减速器从动齿轮节圆直径，汽车最大加速度时后轴负荷转移系数，商用车，取为.主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率其他符号同前。

许用的单位齿长圆周力见表。

在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，有时高出表中数值的。

对于不满足需用单位齿长圆周力的情况可以通过改变材料的方法来满足其要求。

表许用单位齿长上的圆周力轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为式中锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力所计算齿轮的计算转矩，对于从动齿轮对于主动齿轮，还要按式换算过载系数，般取尺寸系数，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当，当时，.，本设计中.齿面载荷分配系数，跨置式，悬臂式，质量系数，当齿轮接触良好，齿距及径向跳动精度高时.，所计算齿轮的齿面宽所讨论齿轮的大端分度圆直径所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，从图中可查询得.图用于压力角螺旋角轴交角的汽车用弧齿锥齿轮轮齿弯曲应力综合系数。

对于从动锥齿轮.对于主动锥齿轮.上述计算的最大弯曲应力不超过，因此本设计中的锥齿轮是可以达到弯曲强度要求的。

轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为式中锥齿轮的齿面接触应力为主动锥齿轮打断分度圆直径取齿宽的较小值尺寸系数，它考虑了齿轮对淬透性的影响，通常取.齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质，对于制造精确的齿轮，取.综合弹性系数，这里取为.齿面接触强度综合系数，根据图取之为.图接触强度计算用综合系数压力角螺旋角故计算得.上述按计算最大接触应力不应超过，主从动锥齿轮的齿面接触应力是相同的。

.轴承疲劳寿命计算轴承的选择选择型号型角接触球轴承疲劳寿命计算由.当量动载荷计算由型号已知故可算得，.由下式计算可得.同时还应满足，式中为模数系列，取。

经计算得，，根据国家标准模数选择模数，故主从动锥齿轮齿面宽和锥齿轮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齿下端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过下。

这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，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齿轮小段，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。

但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。

对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于其节锥距的.倍，即.，并且般推荐.。

对于弧齿锥齿轮，般比大。

故齿面宽选择为.中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。

弧齿锥齿轮齿轮副的中点螺旋角是相等的。

选择时，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，则重合度越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声就越低，而且轮齿的强度越高。

般不小于.，在时效果最好。

但是过大，会导致轴向力增大。

汽车主减速器弧齿锥齿轮齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角般为.乘用车选用较大的值以保证较大的齿面重合度，使运转平稳，噪声低商用车选用较小的值以防止轴向力过大吗，通常取螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。

主从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。

螺旋方向与锥齿轮的螺旋方向影响其所受轴向力的方向。

当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主从动齿轮有分离趋势，防止轮齿因卡死而损伤。

本设计中选取主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋方向。

法向压力角法向压力角大些可以增加轮齿强度，减小齿轮不发生根切的最少齿数，但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。

因此，对于小负荷工作的轮齿，般采用小的压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。

对与弧齿锥齿轮，商用车的为或，乘用车的般选用或。

本设计中选取法向压力角。

主减速器锥齿轮的材料驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其他齿轮相比，具有载荷大作用时间长变化多有冲击等特点。

因此，传东西中的主减速器齿轮是个薄弱环节。

主减速器锥齿轮材料应满足如下要求具有高的弯曲疲劳强度和表面解除疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。

根据以上信息，针对微型货车在主减速比小于的情况下，应尽量选用单级减速器驱动桥所以此设计采用中央单级减速器驱动桥，再配以铸造整体式驱动桥。

其结构见图。

图单级主减速器.主减速器主从动锥齿轮的支承方案主减速器中必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。

齿轮的正确啮合，除去齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器的壳体的刚度以外，还与轴承的支承刚度密切相关。

主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种，见图图所示。

图悬臂式图跨置式悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮大端侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。

为了减小悬臂长度和增加两支承间的距离凸，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另轴承承受。

为了尽可能地增加支承刚度，支承距离应大于.倍的悬臂长度，且应比齿轮节圆直径的还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸。

为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另轴承的支承轴径大些。

靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。

支承刚度除了与轴承形式轴径大小支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。

.主减速器的齿轮类型汽车主减速器广泛采用的是弧齿锥齿轮双曲面齿轮和蜗轮蜗杆等多种形式。

弧齿锥齿轮传动制造简单，广泛应用在汽车主减速器上。

对弧齿锥齿轮啮合时，轮齿并不在全场上啮合，而是逐渐从端连续平稳的转向另端，并至少有两队以上的轮齿同时啮合，所以它比直齿轮能承受更大的载荷，而且平稳无声。

但其对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便是工作条件急剧变坏，伴随磨损噪声增大。

为保证齿轮副的正确啮合，必须将轴承顶紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。

双曲面齿轮传动与弧齿锥齿轮传动不同之处在于主从动轴线不相交而有偏移距。

由于存在偏移距，从而主动齿轮螺旋角与从动论螺旋角不等，且。

此时两齿轮切向力与之比，可根据啮合面上法向力彼此相等的条件求出。

设与分别为主从动齿轮平均分度圆半径，双曲面的传动比为对于圆弧锥齿轮传动，其传动比，令，则系数般为。

这说明当双曲面齿轮尺寸与弧齿锥齿轮尺寸相当时，双曲面传动有更大的传动比当传动比定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比弧齿锥齿轮有较大直径，较高的齿轮强度及较大的主动齿轮轴和轴