某微型客車后驅動橋設計含開題及7張CAD圖,微型,客車,驅動,設計,開題,cad XX 設計(XX) 題目：某微型客車后驅動橋設計 系 別： 專 業(yè)： 班 級： 學 生： 學 號： 指導教師： 20XX 年 09 月 某微型客車后驅動橋設計 摘 要 驅動橋是汽車行駛系統(tǒng)的重要組成部分。其基本功用是增大有傳動軸或直接 有變速器傳來的轉矩。并將動力分配給左、右兩個驅動輪，使左、右驅動輪具有 汽車形式運動學所要求的差速功能。所以其設計質量直接關系到整車性能的好壞。 在設計過程中，需要嚴謹和認真的態(tài)度進行設計。 在緒論部分，對本課題的背景研究意義及國內外情況簡明扼要的說明。在方 案論證部分，對驅動橋及其總成結構形式的選擇作了具體的說明。本設計選用了 單級減速器，采用的是雙曲面齒輪嚙合傳動，盡量的簡化結構，縮減尺寸，有效 的利用空間，充分減少材料浪費，減輕整體質量。由于是微型客車，主要行駛在 路面較好的條件下，決定使用對稱式圓錐行星齒輪差速器。半橋則選用全浮式半 橋。在設計計算與強度校核部分，對主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼等重要 部件的參數作了選擇。同時也對以上的幾個部件進行了必要的校核計算。 結束語是對本次畢業(yè)設計的一些看法和心得體會，并對悉心幫助和指導過我 的指導老師和同學表示衷心的感謝和深深的敬意。 關鍵詞： 微型客車；驅動橋；主減速器；差速器 Design of drive axle minibus Abstract Drive axle is an important part of the car system. Its basic function is to increase the shaft or directly with the transmission of torque. And distributes power to the left and right two driving wheels, make the left and right driving wheels car form required by the kinematic differential function. So its design quality directly related to vehicle performance is good or bad. In the process of design, need strict and serious attitude to carry on the design. In the introduction part, the background of this topic research significance and the situation at home and abroad and brief description.Part of the project demonstration, the choice of drive axle and assembly structure forms the specific instructions. This design chooses a single stage reducer, USES a hyperboloid gear meshing transmission, try to simplify the structure, reduced size, effective use of space, sufficient to reduce material waste, reduce the overall quality. Being minivans, main drive under the condition of the pavement better, decided to use the symmetric cone planetary gear differential. A half bridge is semi floating half bridge.In design calculation and intensity, the Lord reducer, differential and half shaft and drive axle housing, and other important components of the parameters has made the choice. And at the same time for more than a few parts for the necessary checking calculation. Is the conclusion of this graduation design of some of the views and comments, and carefully to help and guidance of my instructor and classmates express my heartfelt thanks and deep respect. Key words: minivans;drive axle;The main reducer;differential 主 要 符 號 表 大齒輪節(jié)錐距0A 從動錐齒輪中點錐距mA 軸承的額定動載荷C 、 分別為主、從動雙曲面齒輪的外圓直徑01d2 、 分別為主、從動雙曲面齒輪的節(jié)圓直徑 雙曲面齒輪偏移距E 雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數Hf 汽車或汽車系列的性能系數P 道路滾動阻力系數Rf 后軸對水平地面的荷重2G 汽車滿載總重量a 、 分別為主、從動齒輪的齒頂高1h2 、 分別為主、從動齒輪的齒根高 齒工作高g 齒工作高系數1H 齒全高系數2 驅動橋主減速比0i 分動器高檔傳動比FH 變速器 1 檔傳動比1gi 輪邊減速器傳動比LB 傳動系低檔傳動比Ti 雙曲面齒輪輪齒彎曲計算用綜合系數J 雙曲面齒輪的從動齒輪齒頂高系數aK 雙曲面齒輪強度計算用表面質量系數f 雙曲面齒輪強度計算用載荷分配系數m 雙曲面齒輪強度計算用超載系數0 雙曲面齒輪強度計算用尺寸系數s 雙曲面齒輪強度計算用質量系數vK 軸承的額定壽命L 齒輪模數、端面模數m 發(fā)動機最大功率下的轉速pn 發(fā)動機最大功率axeP 單位齒長上的圓周力 刀盤的名義半徑dr 車輪的滾動半徑r 發(fā)動機轉矩eT 發(fā)動機最大轉矩max 計算轉矩j 發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低擋傳動比時作用在主減速器從動齒e 輪上的計算轉矩 驅動車輪滑轉時作用在主減速器從動齒輪上的計算轉矩jT 主減速器從動齒輪的平均計算轉矩m 齒輪齒數z 齒輪壓力角 中點螺旋角或名義螺旋角 、 分別為雙曲面齒輪主、從動齒輪的節(jié)錐角12 、 分別為主、從動齒輪的面錐角0 、 分別為主、從動齒輪的根錐角1R2 輪胎與路面的附著系數 汽車傳動系效率T 輪邊減速器的傳遞效率LB 接觸應力j 彎曲應力W 扭轉應力 剪切應力s I 目 錄 1 緒論 ........................................................................................................1 1.1 題目背景 ..............................................................................................................1 1.2 研究意義 ..............................................................................................................1 1.3 國內外相關研究情況 ..........................................................................................1 1.4 本設計研究的主要內容 ......................................................................................3 2 驅動橋總成結構形式及布置 ................................................................4 2.1 總體方案論證 ......................................................................................................4 2.2 驅動橋的分類 ......................................................................................................4 2.2.1 非斷開式驅動橋 ...........................................................................................4 3 主減速器設計 ........................................................................................6 3.1 主減速器結構方案的分析 ..................................................................................6 3.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 ..............................................................8 3.3 主減速器錐齒輪設計 ..........................................................................................9 3.3.1 主減速比 I0 的確定 .......................................................................................9 3.3.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 .................................................................10 3.4 主減速器齒輪基本參數的選擇 ........................................................................11 3.4.1 齒數的選擇 .................................................................................................11 3.4.2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑的選擇 .....................................................................11 3.4.3 從動錐齒輪端面模數的選擇 .....................................................................12 3.4.4 螺旋錐齒輪齒寬 F 的選擇 .........................................................................12 3.4.5 螺旋錐齒輪的螺旋方向 .............................................................................12 3.4.6 螺旋角的選擇 .............................................................................................12 3.4.7 齒輪法向壓力角的選擇 .............................................................................12 3.5 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 ................................................13 3.6 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 ....................................................................15 3.6.1 單位齒長上的圓周力 .................................................................................15 3.6.2 輪齒的彎曲強度計算 .................................................................................16 3.6.3 輪齒的齒面接觸強度計算 .........................................................................17 3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理 ........................................................................17 3.8 主減速器軸承的計算 ........................................................................................18 3.8.1 作用在主減速器主動齒輪上的力 .............................................................18 3.8.2 主減速器軸承載荷的計算 .........................................................................20 3.8.3 主減速器軸承額定壽命的計算 .................................................................21 II 3.9 主減速器的潤滑 ................................................................................................22 4 差速器設計 ..........................................................................................24 4.1 差速器結構形式的選擇 ....................................................................................24 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 ................................................................25 4.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇 .....................................................................25 4.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 .....................................................................27 4.3 差速器齒輪的材料選擇 ....................................................................................28 4.4 差速器齒輪的強度計算 ....................................................................................28 5 半軸設計 ..............................................................................................30 5.1 半軸的型式 ........................................................................................................30 5.2 半軸的設計與計算 ............................................................................................31 5.2.1 全浮式半軸計算載荷的確定 .....................................................................31 5.2.2 全浮式半軸桿部直徑的初選 .....................................................................31 5.2.3 半軸的結構設計、材料與熱處理 .............................................................31 5.2.4 半軸的強度計算 .........................................................................................32 6 驅動橋殼體設計 ..................................................................................34 6.1 驅動橋殼的分類 ................................................................................................34 6.1.1 可分式橋殼 .................................................................................................34 6.1.2 整體式橋殼 .................................................................................................35 6.1.3 組合式橋殼 .................................................................................................36 6.2 驅動橋殼的選擇 ................................................................................................36 參考文獻 ..................................................................................................37 1 緒論 1 1 緒論 1.1 題目背景 21 世紀，汽車工業(yè)成為中國經濟發(fā)展的支柱產業(yè)之一，汽車企業(yè)對各系統(tǒng) 部件的設計需求旺盛。其中驅動橋是汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽 車的動力性性和操控性。 本課題根據長安之星 2 汽車的主要行駛參數和運動要 求，對其后驅動橋進行整體結構設計，目的在于實現汽車在各種路況下進行良 好的行駛，保證其動力性和操控性。改革開放 30 年來，我國汽車后橋設計行業(yè) 隨著整車行業(yè)的快速發(fā)展而不斷發(fā)展壯大，形成了一批頗具規(guī)模的汽車后橋設 計企業(yè)。大多數本土后橋設計企業(yè)在引進消化吸收國外先進技術方面取得了突 出成績，并不斷堅持自主創(chuàng)新，涌現了大量自主創(chuàng)新的產品。另外，一些跨國 公司獨資或合資企業(yè)開始陸續(xù)在中國設廠，為滿足持續(xù)高速增長的中國汽車市 場需求作出了非常大的貢獻 1。 1.2 研究意義 隨著中國緊急的發(fā)展，汽車企業(yè)自然就成為中國經濟不可或缺的重要部分， 在高速發(fā)展的當代社會，汽車已成為主要的運輸工具，在生活，商業(yè)，軍事， 等等，各方面扮演著主要角色，因此，發(fā)展汽車工業(yè)是刻不容緩的。汽車經歷 了一百多年的發(fā)展，已經相當成熟，汽車像人一樣，是一個有機的整體，它的 完美需要各個部件的組合。后橋是汽車的一個重要部分，就像人類的骨骼關節(jié) 一樣。后橋驅動系統(tǒng)設計的成功與否，將直接決定著汽車是否完美。 1.3 國內外相關研究情況 改革開放以來，中國的汽車工業(yè)得到了長足發(fā)展，尤其是加入 WTO 以后， 我國的汽車市場對外開發(fā)，汽車工業(yè)逐漸成為世界汽車整體市場的一個重要組 成部分。同樣，驅動橋也隨著整車的發(fā)展不斷成長和成熟起來。 隨著高速公路網狀況的改善和國家環(huán)保法規(guī)的完善，環(huán)保、舒適、快捷成 為客車和貨車市場的主旋律。對整車主要總成之一的驅動橋而言，小速比、大 扭矩、傳動效率高、成本低逐漸成為客車和貨車驅動橋技術的發(fā)展趨勢。 現狀：在產品設計開發(fā)上，CAD、CAE 等計算機應用技術，以及 UG、Pro/E 等設計軟件先后應用于主減速器的結構設計和齒輪加工中，有限元 分析、數模建立、虛擬試驗分析等也被采用；齒輪設計也初步實現了計算機編 1 緒論 2 程的電算化。 3 新一代驅動橋設計開發(fā)的突出特點是:不僅在產品性能參數上進一步進設計上完 全遵從模塊化設計原則，產品配套實現車型的平臺化，造型和結構更加合理， 更宜于組織批量生產，更適應現代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應對頻繁的車型換代和 產品系列化的特點，這些都對基礎件產品提出愈來愈高的配套要求，需要在產 品設計上不斷地進行二次開發(fā)和持續(xù)改進，以滿足快速多變的市場需求。 與國外相比，我國的驅動橋開發(fā)設計不論在技術上、制造工藝上，還是在 成本控制上都存在不小的差距，尤其是齒輪制造技術缺乏獨立開發(fā)與創(chuàng)新能力， 技術手段落后( 國外己實現計算機編程化、電算化)。目前比較突出的問題是， 行業(yè)整體新產品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放， 相當比例的產品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產品品牌，行業(yè)整體散亂 情況依然嚴重。這需要我們加快技術創(chuàng)新、技術進步的步伐，提高管理水平， 加快與國際先進水平接軌，開發(fā)設計適應中國國情的高檔車用驅動橋總成，由 仿制到創(chuàng)新，早日縮小并消除與世界先進水平的差距。 發(fā)展方向： a.驅動橋向重載方向發(fā)展 隨著我國基礎設施建設投資的不斷加大以及水電、礦業(yè)、油田、公路、城 市交通運輸和環(huán)保工程建設等項目的增加，加大了重型車的需要，為重型車的 發(fā)展創(chuàng)造了廣闊的市場空間。重型汽車近年來生產總量直線上升，2001 年全國 重型汽車比上年同期增長 91.67%，2002 年為 60.97%，2003 年為 3.22%，重型 汽車的用車環(huán)境及其它各項指標發(fā)生了很多的變化,標載噸位不斷向大的方向發(fā) 展，多軸車上升明顯。 b.驅動橋向多聯驅動橋發(fā)展 為了規(guī)范道路車輛的制造，為治理超限超載提供技術上的準則，由國家發(fā) 改委、交通部、公安部共同提出的強制性標準 GB1589-2004道路車輛外廓尺 寸、軸荷及質量限值于 2004 年 4 月 28 日發(fā)布，該標準對汽車車橋的載荷進 行了明確規(guī)定：單軸掛車軸荷的最大限值每側單胎為 6000kg，每側雙胎為 10000kg，并裝雙軸掛車軸荷的最大限值為 20000kg,并裝三軸掛車軸荷的最大限 值為 24000kg。這樣,為了實現車輛多拉快跑又不違反國家法規(guī)，各汽車生產廠 家在 6X4、8X4 等多軸車的基礎上推出了 10X6 以上的多軸重型車。但這些多 軸車都是在雙聯驅動橋的基礎上增加浮動橋而成，雖然其稱 10X6，但實際起驅 動作用的只有兩個驅動橋，這樣，由于驅動橋不能對車輪進行合理的扭矩分配， 使得增加浮動橋后的整車行駛系沒有很好地發(fā)揮車橋驅動的作用。為了能合理 地分配扭矩，以滿足某些獨立懸掛多軸驅動車型的使用，一些車橋生產廠家自 主研發(fā)了三聯驅動橋，三聯驅動橋的扭矩分配原理是：每一個驅動橋都可以得 4 到從發(fā)動機傳出的扭矩的 1/3。這樣就可以在很大限度上滿足多軸車的需要 ,合 理分配從發(fā)動機傳到車輪上的扭矩，提高這類車型的可靠性和安全性，并為以 后的四聯、五聯驅動橋打下科學基礎。 c.增加驅動橋附件的技術含量 據分析，不管重型車的技術含量提升得多快，在未來 15 年內大多數重型 車的車橋和懸架結構不會有明顯的改變，傳統(tǒng)的結構和型式仍處于主導地位。 那怎樣在相同結構的基礎上推出各自車橋的亮點呢？這是每一個專業(yè)廠必須不 斷研究的問題。以前，各廠家主要是在載重噸位上進行競爭，但在國家法規(guī)的 限定下，車橋的載重能力不可能有太多的增加,現在各專業(yè)廠采用最多的方法是： 不斷增加車橋及其附件的技術含量，從橋殼的制造工藝、車橋的減速形式、車 輪的制動方式等方面入手，通過吸收國外一些先進的技術，推出具有本企業(yè)特 色、結構先進、承載能力強的車橋，不斷提升產品的制造質量及服務質量 2。 1.4 本設計研究的主要內容 a.了解汽車驅動橋系統(tǒng)的現狀，熟悉其發(fā)展狀況，掌握汽車驅動橋的詳細 構造和工作原理。 b.根據微型客車性能要求，對驅動橋系統(tǒng)的主減速器、差速器機構和半軸 等進行結構設計，運用 Auto CAD 軟件繪制驅動橋總裝配圖，實現汽車的行駛 功能并滿足動力性要求。 表 1.1 車橋相關設計參數 車型 名稱 最高車 速 （ km/h ） 車重 （kg ） 最大功 率 （kw ） 最大功 率轉速 （rpm ） 最大扭 矩 （Nm ） 后輪 胎型 號 后輪距 （ mm ） 驅動 方式 長安 之星 2 型 125 1480 60 6000 103 165/70R13 1290 后輪驅動 2 驅動橋總成結構形式及布置 5 2 驅動橋總成結構形式及布置 2.1 總體方案論證 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來 的轉矩，并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架 或車身之間的垂直力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝 置和驅動橋殼等組成 3-5。 驅動橋設計應當滿足如下基本要求： a. 所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。 b. 當兩驅動車輪以不同角速度轉動時，應能將轉矩保持平穩(wěn)且連續(xù)不斷 （無脈動）地傳遞到兩個驅動車輪上。 c. 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 d. 能承受和傳遞路面與車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力及其力 矩。 e. 驅動橋各零部件在強度高、剛性好、工作可靠及使用壽命長的條件下， 應力求做到質量小，以減小不平路面給驅動橋的沖擊載荷，從而改變汽車的平 順性。 f. 與懸架導向機構運動協調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協調。 g. 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。 2.2 驅動橋的分類 驅動橋的結構型式，可以分為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。 當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨 立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋； 后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構可以大大提高汽車在不平路面 上的行駛平順性。然而本課題研究的是微客車橋，無需在條件困難的公路上長 期工作，故而選取非斷開式驅動橋。 2.2.1 非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各 種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數的越野汽車和部分轎車上也采用這種 結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點， 2 驅動橋總成結構形式及布置 6 即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安 7 裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于汽車的非懸掛質量， 汽車的非懸掛質量交大，這是它的一個缺點，如圖 2.1。 在少數具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車 上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以 得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。 1-輪轂 2-橋殼 3-半軸 4-差速器 5-主減速器 圖 2.1 非斷開式驅動 斷開式驅動橋（如圖 2.2）的兩側驅動輪分別用彈性元件與車架相連，沒有 一個連接左、右驅動車輪的剛性整體外殼或梁，橋殼是分段的，并且彼此之間 可以作相對運動。一般將主減速器殼固定在車架或車身上，左、右驅動車輪的 半軸必須分為兩段并用萬向節(jié)連接，半軸套管與主減速器殼也必須采用個鉸鏈 式連接，如圖 2.2 所示。斷開式驅動橋結構較為復雜，成本高，但利于改善汽 車的平順性、操縱穩(wěn)定性和通過性，故適用于對行駛平順性要求較高的乘用車 及通過性要求較高的越野汽車。 圖 2.2 斷開式驅動橋 3 主減速器設計 8 3 主減速器設計 3.1 主減速器結構方案的分析 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數 少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐 齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必 須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一 個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所 傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力 6-18。 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： a. 所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經濟性。 b. 外廓尺寸要小，保證有足夠的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪 音小。 c. 在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構運動協調。 d. 在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。 e. 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。 按參加減速傳動的齒輪副數目分，有單級式主減速器如圖 3.1.1 所示和雙級 式主減速器如圖 3.1.2 所示。 圖 3.1 單級式主減速器 圖 3.2 雙級式主減速器 為了清晰地講述單級式主減速器和雙級式主減速器的優(yōu)缺點，我們采用列 9 表的方法進行對比如表 3.1 所示。 表 3.1 單級式與雙級式主減速器對比 類別 單級式主減速器 雙級式主減速器 結構 簡單 復雜 質量 較小 較大 成本 較低 較高 減速比 i07 i07 應用范圍 轎車，輕、中型貨車 中、重型貨車，大客車 故本設計主減速器采用單級主減速器。 按齒輪副結構型式分類，主減速器的齒輪傳動主要可分為螺旋錐齒輪式傳 動、雙曲面齒輪式傳動（如圖 3.3）等形式。 在發(fā)動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪； 在發(fā)動機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面 齒輪式傳動。 （a）螺旋錐齒輪傳動； （b）雙曲面齒輪傳動 圖 3.3 齒輪副結構形式分類 主減速器傳動類下面將列表展示雙曲面齒輪傳動和螺旋錐齒輪傳動的優(yōu)缺 點如表 3.2 所示。 10 表 3.2 雙曲面齒輪傳動和螺旋錐齒輪傳動比較 類別 雙曲面齒輪傳動 螺旋錐齒輪傳動 軸線 垂直但不相交 垂直且相交于一點 偏移距 有 無 螺旋角 1 21 2 齒輪尺寸相同時 傳動比大 傳動比小 從動齒輪尺寸相 同時 主動齒輪直徑大 主動齒輪直徑小傳動比相 同時 主動齒輪尺寸相 同時 主動齒輪直徑小 主動齒輪直徑大 運轉平穩(wěn)性 優(yōu)秀 良好 抗彎強度 提高 30% 較低 滑動速度 大 小 抗膠合能力 較弱 強 軸承負荷 小齒輪的軸向力大 小齒輪的軸向力小 傳動效率 約 96% 約 99% 傳動比范圍 4.50i 4.50i 潤滑油 有多種添加劑的特種潤 滑油 普通潤滑油 由于本次畢業(yè)設計選擇的是微型客車后驅動橋設計，選擇單級式主減速器。 且為保證有足夠的離地間隙，減小從動齒輪尺寸，選擇雙曲面齒輪傳動。 3.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好 地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量裝配調整及軸承主減速器殼 體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。 要使主減速器良好工作，必須保證主、從動齒輪的良好嚙合。齒輪的嚙合狀況 除與齒輪的加工質量、齒輪的裝配調整以及軸承、主減速器殼體的剛度有關外， 還與齒輪的支承形式有關。主動錐齒輪支承有兩種型式：懸臂式支承和跨置式 支承兩種，如圖 3.4。 11 a）懸臂式支撐 b)跨置式支承 圖 3.4 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安置方法 懸臂式支承結構簡單、布置方便、結構緊湊及成本較低，并且也能滿足本 課題設計要求，經方案論證，主減速器主動錐齒輪采用懸臂式支承。 3.3 主減速器錐齒輪設計 主減速比 i0、驅動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數據， 應在汽車總體設計時就確定。 3.3.1 主減速比 i0的確定 主減速比 i0的大小，對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當 變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。i 0的選擇應 在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比 i 一起由整車動力計算來確定?？衫?在不同 i0下的功率平衡圖來研究 i0對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā) 動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇 i0值，可使汽車獲得最佳的動力性 和燃料經濟性 13。 對于具有較大功率儲備的客車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定 發(fā)動機最大功率 Pemax及其轉速 np的情況下，所選擇的 i0值應能保證這些汽車 有盡可能高的最高車速 vamax。這時 i0值應按下式來確定： 0max.37rPgHnii （3.1） 式中： 車輪的滾動半徑，由 GB T 29781997 轎車輪胎系列查得 r =0.273mr 12 最大功率時的發(fā)動機轉速， =6000 r/min；pnpn 汽車的最高車速， =125km/h；maxVmaxV 變速器最高檔傳動比， =1。gHi gHi 經計算，得 i0=4.94 主減速比 i0=4.947.6 用單級主減速器，單級主減速器具有結構簡單、質量 小、制造成本低等優(yōu)點。 3.3.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 除了主減速比 i0及驅動橋離地間隙外，另一項原始參數便是主減速器齒輪 齒輪的計算載荷。由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準確地算出 主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系 最低檔傳動比時和驅動車輪在良好的路面上開始滑轉時這兩種情況下作用在主 減速器從動齒輪上的轉矩（ 、 ）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在jeTj 強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷，即： max0/jeTLiKn （3.2） 2rjLBGi （3.3） 式中: 發(fā)動機最大轉矩， =103Nm；maxeT maxeT 由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；Li 傳動系上述傳動部分的傳動效率， =0.9；TT 由于“猛接合” 離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，對于載貨汽車，0K 取 =1； 該汽車的驅動橋數目， =1；nn 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷, =12900N;2G 2G 輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取 =0.85； 車輪的滾動半徑， =0.273m；r r ， 分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動LBi 效率和傳動比。 =0.97, =0.95LBLBi 13 代入式（3.2） 、(3.3) ，有： =2748 Nm； =3781 NmjeTjT 由式（3.2） 、 （3.3）求得的計算載荷為最大轉矩，而不是正常持續(xù)轉矩，不 能用它作為疲勞損壞的依據。但對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn) 定，其正常持續(xù)轉矩根據所謂平均比牽引力的值來確定，即主減速器從動齒輪 的平均計算轉矩 為jmT ()()aTrjmRHpLBGffin （3.4） 式中： 汽車滿載總重量， =16200N；aGaG 所牽引的掛車的滿載總重量，單位為 N，僅用于牽引車的計算；T 車輪的滾動半徑， =0.273m；r r 道路滾動系數，對于載貨汽車可取 0.0150.020，取 =0.012；Rf Rf 汽車正常使用時的平均爬坡能力系數，對載貨汽車取 0.050.09，取 H =0.08；f 汽車或汽車列車的性能系數：p max0.195()6TpeGf 將 、 、 代入上式得： =15.316，取 =0.0061aGTmaxe max0.195()TeGpf 代入（3.5） ，有： =442.2 Nm 。j 3.4 主減速器齒輪基本參數的選擇 在選定主減速比 i0、主減速器的減速形式、齒輪類型及計算載荷后，便可 根據這些已知參數選擇主減速齒輪的最主要的幾項參數。 3.4.1 齒數的選擇 對于單級主減速器，首先應該根據 i0 的大小選擇主減速器主、從動齒輪參 數 z1、z 2，為了使得磨合均勻， z1、 z2之間應避免存有公約數；為了得到理想的 齒面重疊系數，其齒數之和對于微型客車來說應保持在 4065。 可知 z1+z2=4060，z 1=1014，則取 z1=8，z 2=40。 3.4.2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑的選擇 螺旋錐齒輪從動齒輪的節(jié)圓直徑，可根據該齒輪的計算轉矩，按經驗公式 選出： 14 23djKT （3.5） 式中： 從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；2d 直徑系數，取 =1316；K2dK 計算轉矩， =442.2 Nm：按式（3.2） 、 （3.3） 、 （3.4）求得，并取jTjT 其中較小者。 代入（3.5） ，有： =177mm203mm。2 3.4.3 從動錐齒輪端面模數的選擇 從動錐齒輪節(jié)圓直徑 選定后，可按 算出大端端面模數，并進2d3jmKT 行校核： 將 、 代入 ,有： =3.1，取 =32dz2/mz 則， = 180mm， =36mm21 用下式進行校核： 3mjKT （3.6） 式中： 齒輪大端端面模數；m 模數系數，取 =0.30.4；KmK 從動齒輪的計算轉矩，Nm。jT 代入（3.6） ，有： =2.63.4，滿足要求。 3.4.4 螺旋錐齒輪齒寬 F 的選擇 對于汽車工業(yè)，主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬 為：F 20.15d （3.7） 式中： 從動齒輪節(jié)圓直徑， =180mm2d2d 代入（3.7） ，有 =27.9mm，主動齒輪 f 大于從動齒輪 F 的 10%，故 f=30.69mmF 齒面寬過大和過小，都會降低齒輪的強度和壽命。齒面寬不能超過端面模 數 的 10 倍，否則，不但不能提高齒輪的強度和耐久性，還會給制造帶來困難。m 3.4.5 螺旋錐齒輪的螺旋方向 選取主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。 15 3.4.6 螺旋角的選擇 螺旋錐齒輪的螺旋角 是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的。齒輪上任一點 C 處的螺旋角，是該點處的切線 T 與該點和節(jié)錐頂點的連線 OL 之間的夾角，如 圖 3.5 所示。 圖 3.5 螺旋角 “格里森”制推薦用下式來近似的預選主動齒輪螺旋角的名義值： 2112590ZEd （3.8） 式中： 主動齒輪的名義（中點）螺旋角的預選值；1 、 主、從動齒輪齒數， =8， =40；z2 1z2 從動齒輪的節(jié)圓直徑， =180mmd2d 雙曲面齒輪的偏移量，mm；對螺旋錐齒輪取 E=0 mm。E 代入（3.8） ，有： =34 ，一般 與 之差不超過 5 ，取 =35 。11 3.4.7 齒輪法向壓力角的選擇 法向壓力角大一些可以增加齒輪強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數。 但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面 重合度下降。因此，對于輕負荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可使齒輪運轉 平穩(wěn)，噪聲低。對于螺旋錐齒輪，乘用車一般選用 1430或 16；商用車 為 20；總質量較大的商用車 為 2230。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力 角是相同的，但小齒輪輪齒兩側壓力角是不等的，選取平均壓力角時，乘用車 為 19或 20，商用車為 20或 2033。本車選取壓力角為 2230。 16 3.5 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸按照“格里森”制圓弧齒螺旋錐齒 輪的幾何尺寸計算如表 3.5 所示。 表 3.5 “格里森”制圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 序號 項目 計算公式 結果 （1） 主動齒輪齒數 1z8 （2） 從動齒輪齒數 2 40 （3） 端面模數 m3 （4） 齒面寬 20.15Fd28mm （5） 齒工作高 ghH8.8mm （6） 齒全高 210.125mm （7） 法相壓力角 19 （8） 軸交角 90 （9） 節(jié)圓直徑 ；1dmz2z=36 mm； =180mm1d2d （10 ） 節(jié)錐角 1arctn221z =11； =7912 （11 ） 節(jié)錐距 120sinidA92mm （12 ） 周節(jié) 3.46tm14.14mm （13 ） 齒頂高 ；12ghahk =4.5mm1h =0.81 mm2 （14 ） 齒根高 ；122=5.625mm1 =4.5mm2h 17 （15 ） 徑向間隙 gch1.125mm （16 ） 齒根角 110artnA22c =2； =2 12 （17 ） 面錐角 ；0121 =21 ； =75 0102 （18 ） 根錐角 ；1R22 =15 ； =69 1R2R （19 ） 齒頂圓直徑 011cosdh22 =44.8mm01d =181.76mm2 （20 ） 節(jié)錐頂點至齒 輪外緣距離 011sindh22 =56.33 mm01 =15.72 mm2 （21 ） 理論弧齒厚 ；12stSksm =6.5868 mm1s =2.8380 mm2 （22 ） 齒側間隙 B0.07 mm （23 ） 螺旋角 35 （24 ） 螺旋方向 主動齒輪左旋，從動齒輪右旋 （25 ） 驅動齒輪 小齒輪 （26 ） 旋轉方向 主動齒輪順時針，從動齒輪逆時針 18 3.6 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 3.6.1 單位齒長上的圓周力 在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用在其輪齒上的假定單 位壓力即單位齒長上的圓周力來估算，即： pPF （3.9） 式中： 作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩 和最大附著力矩P maxeT 兩種載荷工況進行計算，N；2rG 從動齒輪的齒面寬，mm。F 按發(fā)動機最大轉矩計算時： 3emaxg1i0pd2TF （3.10） 式中： 發(fā)動機最大轉矩， =103 Nm；maxeT maxeT 變速器傳動比， =3.0；gi gi 主動齒輪節(jié)圓直徑， =36mm。1d1d 代入（3.10） ，有： =2372.5N/mm。p 按最大附著力矩計算時： 32r10pdGF （3.11） 式中： 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷， =12600N2G 2G 輪胎與地面的附著系數， =0.85 輪胎的滾動半徑， =0.273mr r 主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑， =180mm2d 2d 代入（3.11） ，有： =760 Nm。p 19 查表許用 p=1429 Nm，故滿足設計要求。 3.6.2 輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力為： 3j0smw2v1TKFZJ （3.12） 式中： 該齒輪的計算轉矩， =442.2 Nm；jTjT 超載系數, =1；0K0K 尺寸系數，反應材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關。s 當端面模數 1.6 時， 即， =0.586；m425.smsK 載荷分配系數，當一個齒輪用跨置式支承時， =1.101.25，取K mK =1.10；m 質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳v 動精度高時，可取 =1；v 計算齒輪的齒面寬， =28mm；FF 計算齒輪的齒數， =8， =40；z1z2 端面模數， =3 mm；mm 計算彎曲應力的綜合系數，它綜合考慮了齒形系數。對于小齒輪J =0.425，大齒輪 =0.42。12J 代入（3.12）有：大齒輪彎曲強度為 =644 N/mm2。小于許用 700 w2 N/mm2；滿足設計要求。 3.6.3 輪齒的齒面接觸強度計算 螺旋錐齒輪輪齒齒面的計算接觸應力為： 3p1max0sf1j vmax2CTKTFJ （3.13） 式中： 主動齒輪最大轉矩；1maxT 主動齒輪工作轉矩，Nm ； 材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取 232.6N /mm；pC 2/1 20 主動齒輪節(jié)圓直徑，mm；1 ， ， 見式（3.12）下的說明；0Kvm 尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情s 況下，可取 =1；s 表面質量系數，決定于齒面最后加工的性質，即表面粗糙度及表面f 覆蓋層的性質。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取 =1；fK 齒面寬， =28mm；取齒輪副中的較小值；FF 計算接觸應力的綜合系數。它綜合地考慮了嚙合齒面的相對曲率半J 徑、載荷作用位置、輪齒間的載荷分配、有效齒寬及慣性系數等因素的影響。 取 =0.162 常常將式（3.13）簡化為： 3p0smfj1v21jzCTKdFJ （3.14） 式中： 主動齒輪計算轉矩，Nm jzT 主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。 代入（3.14） ，有： =1575 N/mm2；小于許用 1750 N/mm2；故滿足設計要求。j 3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理 汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載 荷大、作用時間長