汽车后桥总体设计

随着我国农村和城乡经济的不断发展，交通运输已经不再仅限于畜力和人力，汽车几乎完全代替了畜力和人力。

轻型货车凭借其运输灵活、快捷、性价比高的优势被广泛应用于运输事业，包括家用运输和工业运输。

我国的汽车工业发展迅速，历经四十余年，汽车产量已居于世界前列，但是在产品技术开发上还依旧处于落后状况。

通过结合我国实际，总结自己的经验，又广泛吸收国外先进技术以及具有前瞻性的技术工具书，对于提高我国汽车行业技术水平将具有格外重要的意义。

作为一位机械设计制造及其自动化专业的毕业生，我们应该牢牢掌握机械设计与制造的基本知识及技能。

本次毕业设计给我们提供了一个非常重要的实践机会。

这本说明书记录了我这次毕业设计的主要内容和步骤，较详细地说明了汽车后桥的设计流程。

1 概述----结构方案的确定
1.1 概述
驱动桥是汽车传动系中的主要部件之一。

它位于传动系统的末端，其基本功用是增大由传动轴传来的转矩，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车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。

在一般的汽车结构中，驱动桥主要有主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和驱动桥壳等部件组成，保证当变速器置于最高档时，在良好的道路上有中够的牵引力以克服行驶阴力和获得汽车的最大车速，这主要取决于驱动桥主减速器的传动比。

虽然在汽车总体设计时，从整车性能出发确定了驱动桥的传动比，然而用什么型式的驱动桥，什么结构的主减速器和差速器等在驱动桥设计时要具体考虑的；绝大多数的发动机在汽车上是纵置的，为使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩的方向，同时根据车辆的具
体要求解决左右车轮的扭矩分配，如果是多桥驱动的汽车亦同时要考虑各桥间的扭矩分配问题。

整体式驱动桥一方面需要承担汽车的载荷，另一方面车轮上的作用力以及传递扭矩所产生的反作用力矩皆由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的刚度和强度，以保证机件可靠的工作。

驱动桥还必须满足通过性急平顺性的要求。

采用断开式驱动桥，可以使桥壳离地间隙增加，非簧载质量减轻等均是从这方面考虑；前桥驱动或多桥驱动的转向驱动轴要既能驱动又能转向。

所以，驱动桥的设计必须满足如下基本要求：
1）所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性；
2）结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易，拆装、调整方便；
3）在各种载荷及转速工况有高的传动效率；
4）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相协调；
5）驱动桥各零部件在保证其刚度、强度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；
6）轮廓尺寸不大以便于汽车总体布置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应；
7）齿轮与其它传动件工作平稳，噪声小。

1.2 结构方案分析及选择
不同形式的汽车，主要体现在轴数、驱动形式以及布置形式上有区别：汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。

影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量；汽车驱动形式有4×2、4×4、6×2、6×4、6×6、8×4、8×8等。

而采用4×2驱动形式的汽车结构简单、制造成本低，多用于轿车和总质量小些的公路用车辆上。

我们设计的汽车为轻型的货车，故只需采用4×2后桥驱动方式就能满足要求。

驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。

当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式(或称为整体式)。

即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁。

而主减速器、差速器及车轮传动装置(由左、右半轴组成)都装在它里面。

当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。

这种驱动桥
无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。

为了防止运动干涉，应采用滑动花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。

图1.1 整体式驱动桥
1-主减速器2-套筒3-差速器4、7-半轴５-调整螺母６-调整垫片８-桥壳
具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单，制造工艺性好，成本低，工作可靠。

维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分小轿车上。

但整个驱动桥均属于簧下质量。

对汽车平顺性和降低动载荷不利。

断开式驱动桥结构较复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙，减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速，减小了汽车在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；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增强了车轮的抗侧滑能力; 与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。

这种驱动桥在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。

图1.2 非断开式驱动桥
本课题要求设计2吨轻型货车的驱动桥，根据结构、成本和工艺等特点，驱动桥我们采用整体式结构，这样成本低，制造加工简单，便于维修。

2主减速器设计
2.1主减速器型式及选择
驱动桥主减速器为适应使用要求发展多种结构型式：如单级主减速器、双级主减速器、和单级主减速器加轮边减速等。

(1)单级主减速器常由一对锥齿轮所组成。

这对锥齿轮的传动比是根据整车动力性和燃油经济性的要求来选定的。

它结构简单，质量轻，所以在可能条件下尽量采用单级主减速器的型式。

然而单级主减速器的传动比一般在3.5－6.7，太大的传动比将会使从动锥齿轮的尺寸过大，影响驱动桥壳下的离地间隙。

离地间隙越小，汽车通过性就越差，这也就限制了从动锥齿轮的最大尺寸。

(2)双级减速器是由第一级圆锥齿轮副和第二级圆柱齿轮副或第一级圆柱齿轮副和第二级圆锥齿轮副所组成。

采用双级主减速器可达到两个目的：一是可获得较大的传动比6－10，其二是采用双级减速器后第二级的传动比可以小一些，由此第二级的从动齿轮尺寸在差速器安装尺寸允许情况下可以相应减小，由此减小桥壳的外形尺寸，增加了离地间隙。

然而双级主减速器的重量及制造成本都比单级主减速器要高很多。

(3)双速主减速器内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。

它与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的挡位。

双速主减速器的高低挡减速比是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各挡速比的大小来选定的。

大的主减速比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间挡位的变换次数；小的主减速比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车的燃料经济性和提高平均车速。

但是，该减速器的成本也相当高的。

(4)单级主减速器加轮边减速器，越野车、重型矿用自卸车和重型货车需要减速比更大的驱动桥，同时也要很大的离地间隙，因此发展了轮边减速器。

于是驱动桥分成两次减速具有两个减速比－－主减速传动比和轮边减速器传动比。

相
对这时的主减速器传动比要比没有轮边减速的主减速器传动比要大得多。

其结果使驱动桥中央部分的外形尺寸减小很多，相对地增加了离地间隙。

同时，在主减速器后和轮边减速器前的零件如差速器、半轴等载荷大大减少，其零件尺寸也相应地减小。

它能缩短桥中心到连接传动轴凸缘的距离，能减少传动轴的夹角。

当然这种减速器结构复杂，制造装配精度要求高，成本自然也是普通主减速器的几倍。

根据以上信息，针对我们的普通的轻型货车，选择单级锥齿轮主减速器就
满足要求。

2.2主减速器齿轮的齿型
汽车主减速器广泛采用的是螺旋圆锥齿轮，它包括圆弧齿锥齿轮、准双曲面齿轮、延摆线齿锥齿轮等多种形式。

图1.3 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动
(a)螺旋锥齿轮传动；(b)双曲面齿轮传动
螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。

另外，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，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。

但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。

为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。

圆弧齿锥齿轮一般采
用格里森制。

双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂 直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E ，此距离称为偏移距。

由于偏移距正的存在，使主动齿轮螺旋角β1大于从动齿轮螺旋角β 2。

根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比：
F 2/F 1 = cos β 2/cos β 1
式中， F 1 、 F 2 分别为主、从动齿轮的圆周力； β 1 、 β2 分别为主、从动齿轮的螺旋角。

双曲面齿轮传动比为:
1
12211220c o s c o s ββr r r F r F i s == 式中， s i 0为双曲面齿轮传动比； r 1 、 r 2 分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。

对于圆弧锥齿轮1
2r r i d =，令 K = cos β 2 / cos β1 ，则传动比为： K i r Kr i d os ==1
2 由于 β1 > β 2 ，所以系数K>1， 一般为1.25～1.5。

这说明：当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。

当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。

当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮小，因而有较大的离地间隙。

另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下特点：
1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。

纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。

2)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。

3)齿面间大的压力和摩擦力，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。

因此，双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特
种润滑油。

综上信息，考虑到生产条件、材料问题、以及经济性问题，我们选择采用格 里森圆弧齿锥齿轮。

2.3 主减速器齿轮设计和计算
齿轮型式选定后可进行载荷计算、参数初步计算、齿轮几何尺寸计算和强度计算等等，并根据计算结果拟定齿轮工作图。

2.3.1 载荷计算
影响汽车驱动桥锥齿轮副合理设计的重要因素之一是要合适地选择齿轮副上所受的扭矩。

过去计算扭矩是根据发动机的最大输出扭矩来推算出从动锥齿轮上的扭矩，或者根据轮胎不打滑时的最大附着力矩来计算，而这两种情况都比较极端，它不能反映齿轮副在日常工作时所受的实际载荷。

一种新的分析驱动桥计算扭矩的方法是从日常工作载荷和整车性能出发来考虑的，这种计算扭扭矩称为性能扭矩或日常行驶扭矩。

除那些具有高性能的运动汽车外，用这一计算扭矩来确定一般驱动桥齿轮副的尺寸是比较合适的。

在计算载荷之前必须知道发动机的最大转矩M emax 和确定主传动比0i 。

由汽车总体设计得：
轮胎型号为7.00-20 10PR 121/117 G,轮胎滚动半径r r ＝0.43m ；
发动机型号:新柴495B 发动机最大转矩2.180max =T N/m,3200=p n r/min, 最大功率5.52max =P Kw ，最高车速90max =V Km/h 。

可按下式计算确定max T ：
33.1723200/5.521.19549/9549max max =⨯⨯=⨯⨯=p n p T αN ·m
式中，α－－3.11.1-=α，取1.1 ；
主减速比0i 的确定：
19.6~946.4190320043.04720377047203770max 0=⨯⨯=⋅⋅=).~.(i v n r )
.~.(i gh p r 取625.50=i 。

下面分别介绍三种确定计算扭矩的方法：
１）按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮载荷
07.11889195.043.01.168.2387822=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⋅⋅=
m m r cs i r m G T ηϕ 式中，G 2－－汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷， 68.238788.93930%622=⨯⨯=G N;
2m －－加速时重量转移系数，2m ＝1.1~1.2,取1.1；
r r －－轮胎的滚动半径，m ；
m i －－主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动比，取１；
m η－－主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率，取0.95；
ϕ－－轮胎对路面的附着系数，安装一般轮胎的公路用汽车取ϕ＝0.85。

２）按最大使用扭矩确定从动锥齿轮载荷
97.68411
95.02.180625.5175.6111max 010=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=n T i i i K K K T T
f d ce η式中，1i －－变速器一档传动比，取6.75；
0i －－主减速器传动比，5.625；
f i －－分动器传动比，此处不采用分动器，故取１；
0K －－超载系数，取１；
d K －－考虑由于接合离合器发生冲击的超载系数，取１；
K －－液力变矩器变矩比，这里不采用液力变矩器，故取１；
n --驱动桥数目；
T η－－发动机到主减速器的传动效率，取为0.95 。

３）按日常行驶扭矩确定从动锥齿轮载荷
07.1534)07.00018.0(95.0143.08.93930)(=++⨯⨯⨯=++=
P H R m m r a cm f f f i r G T η 式中，a G －－汽车满载时的总重力，N ；
R f －－道路滚动阻力系数，货车取0.015~0.020，取0.018；
H f －－汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常货车取0.05~0.09，取0.07; P f －－汽车的性能系数，0)2
.1808.93930195.016(1001)195.016(1001max <⨯⨯-=-=
T G f a P ，故取P f ＝０。

对于最大计算转矩，应取发动机最大扭矩和驱动轮打滑扭矩两者的最小值； 当按最大扭矩计算齿轮强度时，所得应力不超过齿轮材料应力允许值。

当按日常行驶扭矩计算齿轮强度时，所得应力不应超过齿轮材料的疲劳极限； 2.3.2 主、从动齿轮主要参数的选择
（1） 从动齿轮齿数的选择
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑Z 1、Z 2之间应避免有公约数,以便在齿轮
在使用过程中各齿之间都能互相啮合,起到自动磨合作用并均匀磨合的效果。

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。

根据经验及《齿轮传动设计手册》，初步拟定我们设计的主、从动齿轮齿数Z 1=8、Z 2=45。

（2） 从动齿轮大端分度圆直径和端面模数的确定
对于单级主减速器，2d 对驱动桥壳尺寸有影响，2d 大将影响桥壳的离地间隙；2d 小则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。

2d 可根据经验公式初选：
32C D T K d = ，mm
式中，2d --从动锥齿轮大端分度圆直径（mm ） ；
D K --直径系数， 一般为 13.0～16,取15；
C T --从动锥齿轮的计算转矩 N • m） （ ],min[Cs Ce C T T T =) 代入数据：76.28497.68411532=⨯=d mm
从动锥齿轮分度圆直径选好后可按22/Z d m =求得m=6.33,标准化为6.5。

（3） 其它参数的确定
表2.1 名称 代号 计算公式和说明 计算结果(mm) 轴交角 ∑ 按需要确定,一般 10º~170º,最常用90º
90=∑
中点螺旋角 β 通常β=35º~40º,最常用β
=35º 35=β
压力角 n α 标准 20=n α 20=n α
大端分度圆直径 d mz d =
5.292,5221==d d 分锥角 δ 90,
/arctan 2211-∑==δδZ Z 92.79,08.1021==δδ
外锥距 R δsin 2/d R e = R=148.54
齿宽系数 R φ
31~5.31/==e R R b φ 2895.0=R φ 齿宽
b e R R b φ= b=43 中点模数 m m )5.01(R m m m φ-=
56.5=m m 中点法向模数 mn m m m mn m m βcos =
55.4=mn m 中点分度圆直径 m d )5.01(R e m d d φ-= 21.250,
48.4421==m m d d
中点锥距 m R b R R e m 5.0-=
04.127=m R 切向变位系数 t x 21t t x x -=,按查表得到 12.0,
12.021-==t t x x
径向变位系数 x 21x x -=,按查表得到 38.0,
38.021-==x x
顶隙 c e m c c *= c=1.222
齿顶高 a h e a a m x h h )(+=* 055.3,
995.721==a a h h
齿根高 f h e a f m x c h h )(-+=** 22.9,
28.421==f f h h
工作齿高 k h
e a k m h h *=2 05.11=k h 全齿高 h
f a h h h += 28.12=h
齿根角 f θ e f f e f f R h R h /arctan ,
/arctan 2211==θθ 55.3,65.121==f f θθ
齿顶角 a θ 1221,f a f a θθθθ== 65.1,
55.321==a a θθ
顶锥角 a δ a a θδδ-= 57.81,
63.1321==a a δδ
根锥角 f δ f f θδδ-= 37.76,
43.821==f f δδ
齿顶圆直径 a d δcos 2a a h d d += 57.293,
74.6721==a a d d
冠顶距 A
当 90=∑时,
δsin 2a e k h d A -= 24.143,60.2421==k k A A
当量齿数 v Z m v Z Z βδ3cos cos /= 87.313,
92.921==v v Z Z
（参考《齿轮传动设计手册》）
对计算数据的几点说明：
1）Z 1的确定原则：为了磨合均匀,Z 1、Z 2之间应避免有公约数。

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。

为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于货车，Z 1一般不少于6，对于轿车
Z 1一般不少于9，当主传动比0i 较大时，尽量使Z 1 取得小些，以便得到满意的离
地间隙。

对于不同的主传动比，Z 1和 Z 2应有适宜的搭配，可参阅一些优先值。

2）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旋转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，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。

当变速器在倒档时，轴向力方向改变，但此力因倒档偶尔应用故影响较小。

如将主齿轮可靠定位，虽用倒档可避免齿轮卡住。

根据上述原因及发动机为顺时针旋转，所以一般汽车主减速器所用的主动齿轮为左旋，而从动轮为右旋。

3）主、动锥齿轮的齿面宽1b 和2b ：一般推荐齿面宽的数值，对于螺旋锥齿轮b 在1/4-1/3节锥距之间。

主动齿比从动齿大10%左右，故主齿轮宽度为43，从动齿宽为48。

主、从动锥齿轮齿面宽1b 和2b 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轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖 圆角过小。

这样，不但减小了齿根圆半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。

此外，在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的减小。

但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。

2.3.3 主减速器螺旋锥齿轮强度校核
锥齿轮要安全可靠地工作，必须有足够的强度和寿命。

设计时应根据其所受载荷、尺寸大小验算其强度。

齿轮的损坏形式有很多，常见的主要有齿轮折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶
合、齿面磨损等。

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是由于材料、加工精度、热处理、装配调试以及使用条件不当造成损坏的。

正确的设计只是减少或避免上述损坏的产生，强度计算是检验设计可靠性办法之一。

目前强度计算多是近似的 ,在汽车行业中确定齿轮强度的主要依据是台架及道路试验，以及齿轮在实际使用中对情况的判断，而计算可作设计参考。

随着计算机技术在汽车设计中的应用、试验设备与技术的发展，为有限寿命和有限元计算方法创造了条件，使计算更符合实际使用情况。

下面是格里森齿轮验算性的强度计算方法：
（１）单位齿长上的圆周力
在汽车工业的实践中，主减速器齿轮的表面耐磨性常常用齿轮上单位齿长的圆周力来估算。

b
p p =（N/mm ） 式中，p--作用在齿轮上的圆周力,N;
b--从动齿轮的齿面宽，mm;
按发动机最大转矩max e T （ N ⋅mm ）计算时为：
b d i T p g e 2
1013
max ⋅⋅= （N/mm ） 式中，g i －－变速器传动比，常取一档或直接档的；
1d －－主动齿轮节圆直径，mm ； 直接档：250][18.161432
521012.1803
=<=⨯⨯⨯=p p 一档：1429][97.1087432
521075.62.1803
=<=⨯⨯⨯=p p
故，齿轮单位齿长上的圆周力符合安全要求，通过验证。

（２）齿轮弯曲强度计算
螺旋锥齿轮的弯曲应力强度计算公式为：
][102203P v m s c p J
m z b k K K K T σσ≤⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅= （N/mm ） 式中，c T －－计算转矩，（],min[Cs Ce C T T T =，对主动齿轮需将上述计算转矩按37.128095
.0625.597.68410=⨯=⋅=g c i T T ηN ·m 转换； 0K －－超载系数，取１；
s K －－尺寸系数，当端面模数6.1≥m mm ，取71.04.255.64.2544
===m K S ； m K －－载荷分配系数，取1.02;
v K －－质量系数，对驱动桥齿轮可取v K ＝１；
J －－计算弯曲应力的综合系数，查图4-9-32得255.01=J ，189.01=J ； ][p σ－－许用弯曲应力，按ce T 和cs T 较小都计算时取][p σ＝700N/2mm 。

主动齿轮：700][38.500255
.05.6843102.171.0137.128010223=≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=P p σσ 从动齿轮：700][85.656189
.05.64543102.171.0197.684110223=≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=P p σσ 故，齿轮弯曲强度符合安全要求，通过验证。

（３）齿轮接触强度计算
圆弧锥齿轮的接触强度计算公式为：
][1023011j v f m S c p
j J b K K K K K T d C σσ≤⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=
式中，p C －－材料的弹性系数，钢制齿轮副取232.6mm N /21
;
c T 1－－主动齿轮计算转矩，37.128095
.0625.597.68410=⨯=⋅=g c i T T ηN ·m; 0K －－超载系数，取１；
v K －－质量系数，对驱动桥齿轮可取v K ＝１；
m K －－载荷分配系数，取1.02；
f K －－表面质量系数，取1；
J －－计算接触应力综合系数，查图4-9-36得J ＝0.133;
][j σ－－许用接触应力，按ce T 和cs T 较小都计算时取][j σ＝2800N/2mm 。

代入数据得：
2800][08.2522133
.043110102.171.0137.12802526.2323
=≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=j j σσ 故，齿轮接触强度符合安全要求，通过验证。

2.3.4 主减速器齿轮材料的选择及表面热处理
驱动桥锥齿轮的工作条件是相当繁重的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击力等特点。

它是传动系的薄弱环节。

锥齿轮材料应满足以下要求：
（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，尽量少用镍、铬元素的材料，而先用锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢；
根据以上要求，我们选用20CrMnTi的渗碳合金钢作为驱动桥锥齿轮的材料。

它的优点是表面能得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%~1.2%）,具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性，故材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力较好。

由于较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。

其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以下的基层较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。

为改善新齿轮的磨合，防止其在运动初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.002~0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。

对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。

在齿轮执处理时，考虑到从动齿轮轮齿的使用频率比主动齿轮轮齿要低，为均衡零件的使用寿命及经济性，我们可以使从动齿轮的硬度弱小于主动齿轮。

主动齿轮齿面硬度在60HRC以上，配对的从动齿轮只需在58-60HRC之间。

2.3.5主减速器齿轮支承方案及轴承支承力计算
（1）主减速器锥齿轮支承方案
主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。

齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。

1）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。

悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。

为了减小悬臂长度a和增加两支承间的距离b，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一轴承承受。

为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70％还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。

为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一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，这时另一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。

跨置式支承结构的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。

此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。

但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。

另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。

图2.1 主齿轮支承示意图
a)悬臂式 b)跨越式。