19驱动桥2

（二）、锥齿轮基本参数的选择
1.主、从动锥齿轮齿数z1和z2 1）为了磨合均匀，z1、z2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齿轮弯曲强度，主、从动齿轮 齿数和应不少于40。 3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度， 对于轿车，z1一般不少于9； 对于货车，z1一般不少于6。 4）当主传动比i0较大时，尽量使z1取得少些，以便得到满意的离地间 隙。 5）对于不同的主传动比，z1和z2应适宜搭配。
对于弧齿锥轮副，η G取95%； 对于双曲面齿轮副，当i0＞6时，η G取85%，当i0≤6时，η G取90%。
（二）、锥齿轮基本参数的选择
主要参数
1、主、从动锥齿轮齿数z1和z2 2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms 3、主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2 4、双曲面齿轮副的偏移距E 5、中点螺旋角β 6、螺旋方向 7、法向压力角α
装有强制锁止式差速器的汽车所能发挥的最大牵引力Ft为：
采用差速锁将普通锥齿轮差速器锁住，可使汽车的牵引力提 高(φ +φ min )/2φ min倍，从而提高了汽车通过性。
（二）滑块凸轮式差速器
锁紧系数k可达0.4～0.5，半轴转矩比可达2.33～3.00，高 摩擦自锁，结构紧凑但复杂，质量小，技术要求高
（三）蜗轮式差速器
半轴转矩比kb可高达5.67~9.00，锁紧 系数k达0.7~0.8。高摩擦自锁，磨损快寿 命短，结构复杂，制造要求高
时，可提高该差速器的使用寿命。 （四）牙嵌式自由轮差速器
kb降到2.654~3.00，k降到0.45~0.50
半轴转矩比kb可变，工作可靠，寿命长， 锁紧性能稳定，制造加工不复杂
4.偏移距E的选择原则：
负荷小E可取大，反之则取小 E过大影响纵向滑动，过小不能发挥双曲面齿轮的特点；
主传动比越大，E越大 一般，轿车、轻型货车：E ≤0.2D2 中重型货车、大客车：E ≤（0.1～0.2）D2
（二）、锥齿轮基本参数的选择
齿轮上下偏移的判断：从大齿轮锥顶看去，使小齿轮 在右侧，小齿轮轴线在大齿轮轴线上侧为上偏移， 下侧为下偏移；如果小齿轮在左侧，则相反。
rr G2 m2 Tcs im m
Ft rr im m n
（3）按汽车日常行驶平均转矩确数选择与计算载荷的确定
（一）主减速器齿轮计算载荷的确定
当计算锥齿轮最大应力时， Tc=min[Tce，Tcs]； 当计算锥齿轮的疲劳寿命时，Tc取TcF。 主动锥齿轮的计算转矩:
（二）、锥齿轮基本参数的选择
6.螺旋方向

影响：轴向力方向 小端向左为左旋；向右为右旋，大小齿 轮轮齿方向相反
（二）、锥齿轮基本参数的选择
6.螺旋方向

选择原则：
使汽车行驶时，主动锥齿轮所受的轴向力
远离锥顶； 一般，主动锥齿轮左旋，大齿轮右旋。
（二）、锥齿轮基本参数的选择 7.法向压力角α
缺点：空间紧张，加工困
难，多用于中、重型车
二、主减速器主、从动齿轮的支 承方案
2.从动锥齿轮
轴承大端向里，以使 (c+d)↓ 要求(c+d)≥70％D2， c≈d，承载合理，寿 命接近
二、主减速器主、从动齿轮的支 承方案
2.从动锥齿轮
加强刚度的措施： （1）将轴承预紧 （2）从动轴齿轮背面加辅助支承销
（1）齿宽中点处的圆周力
（2）锥齿轮的轴向力和径向力
轴向力Faz和径向力Frz
齿面上的轴向力和径向力
2.锥齿轮轴承的载荷 轴承上的载荷
五、锥齿轮的材料
要求：
1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度 以保证有高的耐磨性。 2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿 根折断。 3）锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小 或变形规律易控制。 4）选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、 钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。 汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、 20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WmoV等。
按 min[Tce，Tcs] 计算的最大接触应力不应超过 2800MPa，按 TcF 计算的疲劳接 触应力不应超过1750MPa。 主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。
四、主减速器锥齿轮轴承的载荷计算
1.锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮啮合齿面上作用的法向力可分解为：沿齿轮切线方 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。
（二）差速器齿轮强度计算
主要应进行弯曲强度计算
2TK s K m w 103 K v mb2 d 2 Jn
T=0.6T0 当T0=min[Tce，Tcs]时，[σ w]=980MPa； 当T0=TcF时，[σ w]=980MPa。 材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和 20CrMo
悬臂式：
支承距离b应>2.5倍a，且>齿轮节圆直径的70%， 另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。 支承刚度除了与轴承开式、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。 结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、 轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。
大压力角可以增加轮齿强度，减少齿数；容易使小齿轮齿 顶变尖，降低齿轮端面重合系数。应合理选用：
车型
螺旋齿轮
双曲面齿轮 19°或20° 20° 22°30′
轿车 14°30′或16° 货车 20° 重型货车 22°30′
三、主减速器锥齿轮强度计算
（1）单位齿长圆周力：p=F/b (N/mm)
F—作用在齿轮上的圆周力
§5-4差速器设计
按结构特征可分为：齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等。 一、差速器结构形式选择 （一）对称锥齿轮式差速器 1.普通锥齿轮式差速器 锁紧系数k: 差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比 普通锥齿轮差速器锁紧系数k=0.05～0.15
Tr k T0
慢、快半轴的转矩比kb=1.11~1.35
二、主减速器主、从动齿轮的支 承方案
1.主动锥齿轮的支承
（1）悬臂式：根据支反力确 定靠近齿轮的轴承的受力 选用原则：刚度大，寿命 长，调整方便，效率高， 能承受双向轴向力
二、主减速器主、从动齿轮的支 承方案
1.主动锥齿轮的支承
（2）跨置式：
优点：支承刚度大，承载
能力大，偏转角为悬臂式 1／30；
（一）计算载荷的确定
3.按日常行驶平均转矩确定TGF
TCF
Ft rr im m n
三、主减速器锥齿轮强度计算
（二）齿轮上的作用力
1.圆周力
F=2T/Dm2
T—从动轮上的转矩 Dm2— 从动轮齿宽中点处的分度圆直径
2.轮齿弯曲强度 齿根弯曲应力:
从动齿轮:按T=min[Tce，Tcs]计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按TcF计 算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6×106。 3.轮齿接触强度 齿面接触应力
4.双曲面齿轮副偏移距E
下偏 移
上偏移
（二）、锥齿轮基本参数的选择 5.中点螺旋角β的选择
影响： （1）εF轴向重合系数，εF>1.25(1.5~2.0) （2）轴向力 （3）轮齿强度 中点螺旋角βm一般取值35～40°
5.中点螺旋角β β 越大，则 ε F 也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越 平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般ε F应不小于 1.25，在1.5~2.0时效果最好。 Β 过大，轴向力增大。 轿车选用较大的 β 值以保证较大的 ε F，使运转平稳，噪 声低； 货车选用较小β 值以防止轴向力过大，通常取35°。
5.节锥角
行星齿轮
半轴齿轮
6.大端模数
z1 1 arctg z2 z2 2 arctg z1
2 A0 2 A0 m sin 1 sin 2 z1 z2
7.压力角:一般取22°30″
8.行星齿轮轴直径及支承长度
T0 10 d 1.1 c nrd
3
L 1.1d
二、普通锥齿轮式差速器设计
（一）参数选择 1.行星齿轮数目：小车2个，大车4个
2.行星齿轮球面半径：
Rb K b 3 Td
3.节锥距A0=(0.98~0.99)Rb 半轴齿数：14～25
Kb=2.5~2.97
4.半轴齿轮齿数、行星轮齿数>10
2 z半 z半 n(整数) 1.5 ~ 2.0 行星轮数 z星
ω0
r4
T0
1 2 2 0
T1 T2 T0 T2 T1 Tr
ω2
T1 ω1
r
Tr
普通锥齿轮式差速器示意图
2.摩擦片式差速器
锁紧系数k可达0.6，kb可达4。这种差速器结构简单，工 作平稳，可明显提高汽车通过性。
3.强制锁止式差速器
假设4×2型汽车一驱动轮行驶在低附着系数φ min的路面上，另一驱动 轮行驶在高附着系数φ 的路面上。 装有普通锥齿轮差速器的汽车所能发挥的最大牵引力Ft为：
少用我国比较缺少的金属材料
三、主减速器锥齿轮强度计算
（一）计算载荷的确定
1.Temax和ig1确定（P114）
Temax最大使用转矩=80％～90％最大转矩
Tce
k d Te max k .i1 i f i0 n
（一）计算载荷的确定
2.按驱动轮打滑扭矩确定TGS
rr G2 m2 TGs im m
放油孔
通气塞
二、主减速器基本参数选择与计算载荷的确定
（一）主减速器齿轮计算载荷的确定 格里森齿制锥齿轮计算载荷