车桥锥齿轮研究

万方数据机械传动２００８年改进方案中所加凸台或连皮，由于过渡圆角的设计不尽合理，直接在凸台（连皮）与轮齿的过渡处产生强烈的应力集中，并使得此处的应力扩展受到阻碍，易产生凸台（连皮）与轮齿间材料的撕裂；同时应力扩展方式也呈现出一定的规律性，轮齿小端应力扩展方向主要为径向，如果齿轮基体强度不足，将直接导致齿轮的径向断裂失效（如图２所示）。

２失效实例分析经过对实际失效齿轮的对比分析（如图３所示），可发现具有明显的一致性。

行星齿轮的失效形式主要是基体的剖分断裂，在轮齿尚未出现明显磨损、点蚀、黏合等现象时，就直接出现图ｌ某型号差速器齿轮方案了径向的齿轮断裂。

而半轴啮合模型齿轮的失效形式主要是轮齿的折断，且以偏向轮齿大端成一定角度的斜向断裂。

故可得出第一阶段的分析结论为，行星齿轮的基体薄弱，应力扩展形式呈径向，进一步削弱了基体的承载能力，也导致了上述主要针对行星齿轮轮齿强度的改进方案效果不明显，没有针对性的解决行星齿轮最薄弱的失效环节。

同时半轴齿轮的改进方案也应调整为改善轮齿的应力分布，促使应力从小端逐步向大端平滑过渡发展，形成一个与实际使用受力状况相一致的等强度应力分布方案。

３结构优化设计在第一阶段分析计算的基础上，进一步提出了第二阶段的针对性改进分析方案，在增加压力角、减小齿高等轮齿强度增强设计意图基础上，直接将目标调整为主要解决应力集中与应力不合理分布扩展的问题，以获得直观有效的失效状况削减结果。

运用有限元法对新改进型方案差速器齿轮啮合过程的分析计算，其半轴齿轮的危险应力值为３．００Ｅ＋９Ｐａ，行星齿轮的危险应力值为３．５０Ｅ＋９Ｐａ，且危险部位出现在了齿根过渡圆弧处，与轮齿悬臂形式相一致（如图４所示）。

从分析结果的对比来看，第二阶段的改进方案较原始方案有了较大的性能提升，半轴齿轮的危险应力值从４．１０Ｅ＋９Ｐａ下降到３．００Ｅ＋９Ｐａ，承载能力提高了２６．８％，行星齿轮的危险应力值从４．６０Ｅ＋９Ｐａ下降到３．５０Ｅ＋９Ｐａ，承载能力提高了２３．９％，且第一阶段分析过程中所表现出的应力集中现象得到了很好的改善，应力发展趋势也由径向朝周向发展，提高了基本的受力状况，应能有效促进差速器齿轮失效形式从折断向磨损方向变化。

重型汽车驱动桥主动锥齿轮加工工艺毕业设计1驱动桥主动锥齿轮结构与作用汽车的驱动桥位于传动系的末端，由主减速器、差速器、半轴、和驱动桥壳等组成是传动系的最后一个组成。

它的基本功用是将万向节传动装置传来的发动机转矩传给驱动轮，并经过降速增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右车轮，并使左、右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承载式车身之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。

主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。

对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。

主、从动锥齿轮啮合图如图1.1所示。

图1.1主、从动锥齿轮啮合图Fig.1.1 Host, driven bevel gear meshing chart汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。

另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。

所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，也可使变速箱的尺寸质量减小，操纵省力。

圆锥齿轮与圆柱齿轮不同，圆锥齿轮在其齿线的全长上，齿轮的模数是均匀连续变化的，圆锥齿轮为渐近线齿轮，其齿形有直齿、斜齿等几种。

直齿锥齿轮的啮合接触是一个接触面，其啮合过程并不是连续的，啮合瞬间会造成冲击，而且载荷大，传动不平稳，噪声大。

易造成齿面的磨损，点蚀等，严重时会使轮齿折断。

斜齿锥齿轮啮合时，其瞬时接触线是斜直线，且长度变化。

一对轮齿从开始啮合起，接触线的长度从零逐渐增加到最大，然后又由长变短，直至脱离啮合。

因此，轮齿上的载荷也是逐渐由小到大，再由大到小，所以传动平稳，冲击和噪声较小。

汽车驱动桥锥齿轮疲劳寿命试验规范的分析2004年11月30日汽车驱动桥锥齿轮疲劳寿命试验规范的分析汽车驱动桥锥齿轮减速装置是汽车驱动桥中的一个重要的组成部分，主传动锥齿轮副又是这个装置的核心部件，它的质量直接影响锥齿轮减速装置及至整个车桥总成的质量，锥齿轮的疲劳寿命是考核驱动桥总成质量的一个主要指标。

可以通过对车桥总成也可以通过对单对锥轮副进行台架寿命试验来测定锥齿轮的疲劳寿命，检验生产质量，暴露总成中的薄弱环节，为产品的质量改进提供依据。

无论是用驱动桥总成进行试验还是用单对锥齿轮副进行试验，以及是用哪种形式的试验台进行试验，在试验以前首先应确定用什么样的试验规范进行试验，使用不同的试验规范可能得到不同的试验结果，一般情况下，不同的国家和不同的生产企业，其使用的试验规范都不完全相同，可以根据自己的实际情况进行选择或按照顾客要求进行。

1汽车驱动桥锥齿轮疲劳寿命试验规范简介1.1 日产柴试验规范1.1.1 试验条件①空载情况下分别按②、③条规定的转速走合2小时；②输出载荷为29400N.m，输出转速为50r/min；③输出载荷为17640N.m，输出转速为100r/min；1.1.2 评价指标①按上述试验条件②运转次数不低于10万次；②按上述试验条件③运转次数不低于20小时。

1.2 欧洲依维客公司的试验规范1.2.1 试验条件1.2.1.1 主动锥齿轮试验扭矩M主：单车在坡度为18%+1.5%时使用的扭矩为M主=[sin(arctan0.195)*G*r k*g]/0.9*i0式中：G为汽车总质量，kg；g为重力加速度，9.8m/s2；i0为驱动桥总传动比；r k为轮胎滚动半径，m。

1.2.1.2 主动锥齿轮转速总质量5T以下的汽车，主动锥齿轮的转速不低于150* i0r/min；总质量9T以下的汽车，主动锥齿轮的转速不低于100* i0r/min；总质量13T以下的汽车，主动锥齿轮的转速不低于50* i0r/min。

基于Kisssoft的车桥锥齿轮建模摘要：在车桥的NVH检测研究中，需要对主减速器等模型利用Ansys进行模态分析，前期建立模型中最困难的就是螺旋齿锥齿轮的建模，目前常用的方法有用UG的齿轮工具或者Ansys的APDL建模，但效果不佳或是效率较低，而利用Kisssoft可以进行参数化建模，这种方法不仅高效而且准确。

关键词：NVH；模态分析；螺旋齿锥齿轮建模；准双曲面锥齿轮1、导言Kisssoft由瑞士一家研究公司研发，是一款用于机械传动设计分析的软件，计算操作过程简便，计算结果精确。

对于各类零件如齿轮、弹簧、链轮、花键、轴承等很多的零件提供了计算方法，类似于中国的机械设计手册，功能十分齐全。

唯一不足的是该软件计算整个系统传动时，操作性、结果不如Romax和Masta详细方便，但这里我们只需用到它的参数化齿轮建模功能。

[[[] 吕小波，《KISSsoft实例教程》，2013.09.]]2、螺旋齿锥齿轮的简介锥齿轮按齿的形状可以分为直齿锥齿轮，斜齿锥齿轮和螺旋齿锥齿轮。

而螺旋齿锥齿轮又可以分为两种，一种是弧齿锥齿轮，其大轮轴线和小轮轴线相交；一种是准双曲面螺旋锥齿轮，其大轮轴线和小轮轴线有一定偏置距。

如图1所示，①②④属于第一种，③属于第二种。

根据曲线的不同，螺旋齿锥齿轮现行有三种，分属于不同的公司。

美国格里森公司设计的准双曲面齿轮（包括圆弧齿锥齿轮），瑞士奥利康公司的延伸外摆线齿轮以及德国克林根贝格的准渐开线齿轮。

纵观全球，日美车系都装备格里森制齿轮如BUICK、TOYOTA。

而欧洲车系如BENZ、BMW及AUDI则采用奥利康齿轮。

螺旋锥齿轮因其重叠系数大、承载能力强、传动比高、传动平稳、噪声小等优点广泛应用于汽车、航空、矿山等机械传动领域。

由于我国广泛应用的是格里森齿制的螺旋锥齿轮，所以本文主要讨论准双曲面锥齿轮的设计与建模。

[[[] 马雪洁，《基于ANSYS的准双曲面齿轮建模及有限元分析》，2004.07.]]3、螺旋齿锥齿轮的计算准双曲面锥齿轮的计算过程十分复杂，一般由计算机叠代计算，这里只提出计算过程中重要的参数。

1234差速器作用与分类齿轮式差速器实验数据分析总结一、差速器作用与分类差速器的作用主要是在车辆转弯或沿不平路面行驶时，使左右车轮以不同的角速度运转，且保证两侧车轮与地面做纯滚动，即v=ωr r。

差速器分为：1）轮间差速器：将动力横向分配给一个车桥的两个车轮。

2）轴间差速器（分动器）：将动力纵向分配给多个驱动桥。

常见差速器类型：1）锥齿轮差速器；2）圆柱齿轮行星齿轮差速器（直线差速器）；3）蜗杆式差速器；根据转矩对称分布传递能力，锥齿轮差速器常常用于轮间差速器，直线式差速器通常用于轴间差速器，蜗杆式差速器（TORSEN差速器）既用作轴间差速器又用作轮间差速器。

其它差速器：当两侧驱动轮或前后驱动轮与路面间的附着条件相差较大的情况时，车轮驱动力只能取决于附着条件较小的一侧附着力，传统差速器将不能保证车辆得到足够的驱动力，为克服传统差速器这一缺点，须采用防（限）滑差速器，对差速器差速能力加以限制。

二、齿轮式差速器齿轮式差速器有锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。

按两侧的输出转矩是否相等，齿轮式差速器有对称式（等转矩式）和不对称式（不等转矩式）两类。

目前汽车上广泛应用的时对称式锥齿轮差速器。

1、差速器原理和计算对称式锥齿轮差速器，差壳3与行星齿轮轴5连为一体，构成行星架，该行星架与主减齿轮6连为一体，是差速器的主动件，其角速度为ω0，半轴齿轮1和半轴齿轮2是差速器的从动件，其对应角速度分别为ω1和ω2。

设定行星齿轮4和半轴齿轮1的啮合点为A点，行星齿轮4和半轴齿轮2的啮合点为B点，行星齿轮中心点为C点。

半轴齿轮1和半轴齿轮2为相同的两个齿轮，根据结构关系得知A、B、C三点到差速器旋转轴线距离相等且为R，AC=BC=r。

1.1、差速器转速特性计算：已知：V A=ω1R，V B=ω2R，V C=ω0R（1）当ω0=ω1=ω2时，即无差速状态时：V A=V B=V C将角速度以每分钟转速n表示，即：n1=n2=n0（2）当ω1≠ω2时，即差速状态时，行星齿轮4除公转外且自转，设：ω1>ω2，行星齿轮4角速度为ω4，则：V C=ω0RV A=ω1R=ω0R+ω4rV B=ω2R=ω0R−ω4r推出：ω1+ ω2=2ω0n1+n2=2n0综上：半轴齿轮直径相等的对称式锥齿轮差速器，无论差速器运行状态如何，n1+n2=2n0，即两侧半轴齿轮的转速之和等于差壳转速的两倍，与行星齿轮状态无关，注意n1，n2，n0有大小和方向之分，沿某一方向看去同向为正异向为负。

锥齿轮传动系统的优化设计与分析引言传动装置是机械工程中一项至关重要的技术，其作用是将动力从一个部件转移到另一个部件。

锥齿轮传动系统作为一种常用的传动方式，具有高效、稳定、承载能力强等特点，被广泛应用于机械设备中。

然而，在实际应用中，锥齿轮传动系统的效率和可靠性仍然存在一些问题，因此，优化设计和分析成为提升锥齿轮传动系统性能的重要手段。

锥齿轮传动系统的工作原理以汽车的后桥传动系统为例，锥齿轮传动系统的工作原理如下：当汽车行驶时，发动机产生的动力通过传动轴传递给后桥。

然后，传动轴上的齿轮通过与差速器连接的两个小齿轮，再传递给两个锥齿轮。

锥齿轮之间的齿轮齿条通过啮合传递动力，最终使驱动轮旋转，从而推动汽车前进。

锥齿轮传动系统的性能直接影响着汽车的操控性、承载能力和可靠性。

锥齿轮传动系统的设计优化锥齿轮传动系统的设计优化是提高其性能的关键。

首先，优化传动轴的材料选择和尺寸设计可以增加其刚性和承载能力，提高传动效率。

其次，优化齿轮的齿数、模数和模数系数可以减小齿面接触应力和啮合损失，提高传动效率和寿命。

此外，采用高品质的润滑油和冷却系统可以有效降低摩擦和磨损，延长传动系统使用寿命。

最后，进行合理的防护和密封设计可以防止外界物质进入齿轮箱，保证传动系统的稳定性和可靠性。

锥齿轮传动系统的分析方法为了评估锥齿轮传动系统的性能，需要采用合适的分析方法。

一种常用的方法是有限元分析，通过建立锥齿轮传动系统的数学模型，分析其应力分布、变形和疲劳寿命等参数，从而优化设计。

此外，还可以利用数值模拟和实验测试相结合的方式，验证有限元分析的结果。

此外，通过振动分析、热分析和声学分析等手段，可以全面评估锥齿轮传动系统的性能。

锥齿轮传动系统的挑战与前景在锥齿轮传动系统的设计与分析过程中，仍然面临着一些挑战。

首先，材料科学的进步和新材料的开发可以为锥齿轮传动系统带来更好的性能和可靠性。

其次，随着计算机技术的发展，数值模拟和仿真技术的应用将成为锥齿轮传动系统设计与分析的重要手段。

驱动桥主减速器锥齿轮支承刚性变形的试验分析与研究《汽车科技,驱动桥主减速器锥齿轮支承刚性变形的试验分析与究.岔东风汽车工程研究院唐善政邓祖国余启林摘要通过对"东风系列车型驱动桥主减速器齿轮支承刚性的试验分析t应用齿轮啮合的基车原理.研究了影响正常齿轮传动的支承变形参数.阐述了在各种变形参数作用下,齿轮啮合接魁中心区的穆动规律.并舟绍了各相对变形的合理限制量.不致过大地削弱齿轮的承载能力及不支承刚性1引盲主减速器齿轮(目前主要为弧齿锥齿轮和准双曲面齿轮)是汽车驱动桥的关键零部件驱动桥总成在工作载荷的作用下,有关零部件会发生弹性变形,当这种变形大到一定程度后,其轮齿的正常啮合接触区被破坏而导致齿轮及有关零部件的早期损坏和过大的噪声.然而,锥齿轮和准双曲面齿轮的接触区移动规律是相当复杂的,它受到齿轮几何参数,加工刀具和切齿法以及支承变形等多种因素的影响.因此,为了使锥齿轮或准双曲面齿轮副在实际工作条件下得到理想的接触区和最佳的受力中心位置,人们在进行主减速器总成结构设计和装配调整时, 需要反复试验和不断调试,且出现问题时很难明确其主要原因所在,这给设计工作造成了一定的困难.因而有必要明确啮合着的齿轮副在有负载情况下其相对位置如何变化, 进而全面分析齿轮在相对位置改变时齿面接触区的移动规律;同时给定出各相对位移量的合理限制,以不致过大地削弱齿轮的承载能力及不致产生过大的传动噪声.2影响齿轮传动的变形参数如图l所示,准双曲面齿轮传动和锥齿46轮传动的相对位置由下列参数确定:①小轮安装距H;②大轮安装距H;③小轮偏置距E,小轮左旋肘下偏.右旋时上偏,对于锥齿轮E一0④轴交角三.囝1齿轮加工和装配误差,承载变形对齿轮相对位置的影响均可表示为这四个参数的改变,印H,△H,△E,.确定两齿轮相对位置的各参数变化时,其符号规定如下:如图1所示,齿轮的安装距增加时Ⅳ,Ⅳ:为正;轴交角增加时为正;偏置距增加时(左旋传动指小轮下偏增加,右旋传动指小轮上偏增加)△E为正,反之为负.@l999年1期(总第148期3齿轮齿面接触区的确立与计算软件3.1齿轮啮台传动的接触点由齿轮啮舍原理可知,一对啮台传动的轮齿在接触点处一定满足啮舍条件.即:①接触点必须是两轮齿齿面的公共点;②两齿面在接触点处必须具有公法线:③两齿轮在接触点处的相对速度必须与齿面的公法线垂直.圈2为一对准双曲面齿轮传动示意图, OO为两齿轮轴线的公垂线,取与机架固联的右旋直角坐标系(0…i,五,k.),(i一1, 2).0.为公垂线的垂足,各坐标轴方向如图2所示.三和置分别为齿轮l(小轮)和齿轮2(大轮)的齿面,假设为三和在某一瞬时的一个接触点,则在M点有下列方程:[13图2(2)2=(0【O2)+(n)2("】)2=(.)2式中:(r]).=尺[,一三]R[,0!):一R,](.):(,)2一:,一三]R】,(,2)2一^:,2](n)(()1O2)=一SaEj2在上式中.左旋传动时,取sa传动时,取Sa一一1.E为偏置距.(6)(7)1.右旋(r).和(nD.分别为经切齿啮合分析(参见)得到的在坐标系中,轮切齿啮合面上任一点的径向和在该点处齿面的单位法向量即(r)r:(q,)(8)(n).一n(q,)(9)式中:q.,0i一轮i切齿啮舍面的参数;%为两齿轮装在一起,为使其齿面接触,切齿啮台面转过的角度,其正向与w. 一致,如图l所示.R(j一∑)为旋转矩阵IJ为转轴的单位向量.(一)为转角,(r)为在坐标系里向量r的表示符号在式(1)和式(2)中共有q.,Q.卿.(】一1, 2)六个参数,将式(1)展开可以得到三个纯量方程.(AR)?i一0<10)(△R)?j2=0(]1)(△R)?k2—0t12)式中:(AR)z一(Rz):-t-SaEj一(r)由于n(i=l,2)为单位向量,故将式(2)展开可得到两个纯量方程,经变换后可以求出_【一.一a.--ai(13)d=argtg[()2×L)2]?():×(七,)]/[(,z),(),()%一argsin?{(n;)2?()2一[(n.)2?(k,)][【,):?(^.)])/f:).,(^.)2,(^)2]/cose(一1,一2,i一2,J一1J(})2:舡2,一()1(^)2尺[,一三这样,在方程(8),(9),(1O)中,只有四个参数,q.,o(i一1.2).只要确定其中一个,其余三个随之确定,接触点便可求出. 3.2齿轮相对位置改变时,齿面接触区的数学方程上面讨论的齿轮啮台传动的接触点是在齿轮处于标准的相对位置时得到的即两齿轮处于图纸要求的相对位置进行传动+但47n娌一;;)(]竹E汽车科技是,在实际传动中,由于加工和装配误差,承载变形等原因,使两齿轮的相对位置有所变动,从而使齿轮接触区的位置,形状,尺寸发生变化当相对位置改变都为正时,取静坐标系【o～i,k,k)(—I,2),OOi为改变前公垂线垂足,各坐标轴方向如图2所示,当.'-3H,△H,△三和AE均为零时,静坐标系与ao_萤台齿轮在相对位置改变时,其接触点仍应满足啮台条件,即满足式(1)和式(2),但其中(r),("),(0.0)应按下式计算:(r1):一RJ:,一(三+0三)]?R,一])(14)(1):=R-j:,一(三+)]?[矗.一]()(1)(o20)=一△H!kz—So(E~AE)j2+△】(】)z(16)式中:1)z—R[2,一(E+2sE)1(17)式(12).(13)中的().也相应地按上式(I7)计算.()按下式计算:():一RE./2,一(三+△三)]()33齿面接触区变化的计算软件48根据上述数学模型,应用相应的算法编制成计算机软件,其框图如3所示.4驱动桥主减速器齿轮支承刚性试验41试验台结构驱动桥主减速器齿轮支承刚陛试验台是由减速电机经变速箱,扭矩传感器驱动试验桥总成,其施加负载的方式由制动器的制动作用产生,根据气制动或液压制动的特点分别提供一定的气压或油压.其结构原理图如图4所示42试验方法试验采用东风公司引进的13产柴公司"驱动桥总成试验方法中有关支承刚性试验的试验方法5试验结果及其变形后齿面接触情况计算分析5.J东风系列基本车型的驱动桥主减速器齿轮支承刚性试验结果(见表1,2,3)表1EQ1092F减速器齿轮支承喇性试验结果表2EQ1141G主减速器齿轮支承刚性试验结果表3EQ1061T主减速器齿轮支承刚性试验结果注:上表试验结果是按日产柴试验方洼斌验后经计算出来的,评价指标是按日产柴推荐的公式计算出来的.l999年l期(总第148期接25651一储气筒;2一分水滤气器;3一诵压闽:4一气压表;5一电磁阎;6--气缸;7一主缸;8一油箱;9一单向阀;l0一油压表{11一电机;12一变速箱{13一扭矩传感器;14一减速器总成;15一制动器;16--高压油管图5.2试验结果分析从试验结果可知EQ1092F与EQ1141G主减速器齿轮支承刚性符合要求,EQ1061T主减速器齿轮在满负荷情况下有两个方向上支承刚性不足.分别将试验结果代人齿轮面接触分析程序后,经计算发现:如图所示,当齿轮受载发生支承变性后,EQ1092F与EQl141G主减速器齿轮齿面接触中心稍向齿轮大端移动,传动曲线连续,传动误差曲线也比较正常;EQ1061T主减速器齿轮的接触情况如图6所示,从图中可以看出,其空载状况下表现正常,但在满负荷作用下,由于轴交角△增加和小轮安装距,AH的增加均超过了标准值,齿轮齿面接触中心移到齿面边界之外.如图6所示图7为其变化过程的示意图,图中丁r,为接触中心移动轨迹.E.为变形后的接触中心.这种'隋况将使齿轮的运动由X点右边的齿边E来传递,造成边沿接触,从图5, 6中可以看出,其传动曲线不连续,传动误差曲线也不正常.这些因素正是导致该车实际运转时驱动桥噪声大,台架试验时齿轮疲劳试验寿命偏低的原因之一.1～-0.000125dl1.=?0010866oF,1～=-0.000'33dl1:?0011378Eqi091F汽车驱动桥主减速器齿轮在满载下的接触情况Ⅲ06齿轮支承刚性变形参数对齿轮传动的影响为进一步探讨各变形参数对齿轮传动的影响,以EQu41G车型为例进行试验和计算分析单因素变化情况,其结果如下:①当△Ⅳ.增加时,正车齿面接触中心移向齿轮大端齿顶;②当AH增加时,正车齿轮面接触中心沿齿长方向变动不多,但接触中心向齿顶偏移.③,AE增加时,齿面接触区的变化最为明显,接触中心措齿长方向向大端移动.④当轴交角三增加时.齿面接触中心偏向齿轮小端.当齿轮的安装距,偏置距,轴交角变小时,齿面接触中心区的移动规律与上述增加时'情况相反.当所有因素综合变化时,不仅要分析齿面接触中心的变化,齿轮传动曲线49《汽车科技;也是很重要的考虑方面.FdF,～一-0000125dI1-0010866dFa[]dF一0000133dl;_0011376EQlu6IT汽车驱动桥主减速器齿轮在满载下的接触情况凰6固7EQ1061T汽车驱动桥主减速器齿轮在满载下的接触情况7支承剐性变形量的合理限制量竟如何对支承刚性变形量作出合理限制,我们对"日产柴"公司推荐公式计算的支承形变允用量进行了分析.分别将以上三种车型按日产柴推荐公式计算的齿轮支承变形允用值代A计算软件,所得的计算结果与正常情况一致.当单因素或部分量超过允用值时虽然其接触区同样表现为满齿接触,但齿面接触中心发生较大移动,传动曲线也不连续.综上所述."日产柴"公司推荐公式计算的允用值能有效地限定驱动桥主减速器锥齿轮支承刚性变形量.8结束语通过对东风系列基本车型的试验与分析,掌握了驱动桥主减速器齿轮支承刚性试验的分析和研究方法,为今后驱动桥总成产品开发过程中的试验后改进明确了思路参考文献l董学朱齿轮啮台原理.北京:高教出版杜2刘惟信编着.驱动桥.人民交通出版社3AnalyslsofMoufingDefictionOnBvelandHypoidGearsWe】】sColemanG[easonwork4郭熹晨编写.驱动桥台架试验方法.中华人民共和国机械工业部标准.JB3803--84收穑日期;1998一唧11(上接第22页)M.shoeibeta1.InfluenceofEthoxylateE】ecrrodedepos1tL0n.1987,32(3){465.Sue~antsonZincPhosphateCoatingsvo1.958唐春华等现代磷化技术回答.Electroplafing&No.97Sept1998<MeatalFinishlng~口0f]unonc.ntrofIMay98.61-OantetalQuickOrganicphosp—hatingat9Mats.ErikssonZincphosphatingMeatall RoomTemperaturevo1.95No.971998<FinishingV o1.4No.91995 MeatalFinishing~10目前与未来欧洲汽车防护技术研究.7CachetC—ChamiZetEIectfodepDs1t10nKineticsChemetallOmbH技术资料. ConnectedtoDepositGrowthforZinc牧稿日期:1998102750。

毕业设计说明书（论文）作者: 学号：学院: 交通工程学院专业: 车辆工程题目: 车用普通锥齿轮式差速器的设计副教授指导者：评阅者：2014 年06 月目录1 绪论 ............................................. 错误!未定义书签。

1.1背景和意义...................................... 错误!未定义书签。

1.2汽车锥齿轮式差速器的概述 (1) (2)1.3 本文研究的内容 ................................. 错误!未定义书签。

2 锥齿轮式差速器参数的计算、强度校核和材料选择 (4)2.1 初始数据的来源与依据 (4)2.2 锥齿轮式差速器齿轮参数的确定 ................... 错误!未定义书签。

2.3 差速器齿轮的几何计算图表 ....................... 错误!未定义书签。

2.4 锥齿轮式差速器齿轮材料的选择 ................... 错误!未定义书签。

2.5 差速器齿轮的强度计算 ........................... 错误!未定义书签。

2.6 半轴直径的初选及强度计算 (12)2.7 半轴花键的计算 (12)2.8 十字轴的计算 (13)3 锥齿轮式差速器的实体建模 ......................... 错误!未定义书签。

3.1 建模工具的选择 ................................. 错误!未定义书签。

3.2 锥齿轮式差速器建模的过程 ....................... 错误!未定义书签。

3.2.1 一些零件的建模过程 ........................... 错误!未定义书签。

4 锥齿轮式差速器的虚拟装配 ......................... 错误!未定义书签。