毕业设计（论文）-某微型客车后驱动桥设计（全套图纸）

毕业设计毕业设计( (论文论文) )题目：某微型客车后驱动桥设计题目：某微型客车后驱动桥设计 系 别： 机电信息系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 学 生： 学 号： 指导教师： 2014 年 09 月某微型客车后驱动桥设计摘 要驱动桥是汽车行驶系统的重要组成部分。其基本功用是增大有传动轴或直接有变速器传来的转矩。并将动力分配给左、右两个驱动轮，使左、右驱动轮具有汽车形式运动学所要求的差速功能。所以其设计质量直接关系到整车性能的好坏。在设计过程中，需要严谨和认真的态度进行设计。在绪论部分，对本课题的背景研究意义及国内外情况简明扼要的说明。在方案论证部分，对驱动桥及其总成结构形式的选择作了具体的说明。本设计选用了单级减速器，采用的是双曲面齿轮啮合传动，尽量的简化结构，缩减尺寸，有效的利用空间，充分减少材料浪费，减轻整体质量。由于是微型客车，主要行驶在路面较好的条件下，决定使用对称式圆锥行星齿轮差速器。半桥则选用全浮式半桥。在设计计算与强度校核部分，对主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等重要部件的参数作了选择。同时也对以上的几个部件进行了必要的校核计算。结束语是对本次毕业设计的一些看法和心得体会，并对悉心帮助和指导过我的指导老师和同学表示衷心的感谢和深深的敬意。关键词：关键词： 微型客车；驱动桥；主减速器；差速器全套图纸加 153893706Design of drive axle minibusAbstractDrive 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 号 表大齿轮节锥距0A从动锥齿轮中点锥距mA轴承的额定动载荷C、分别为主、从动双曲面齿轮的外圆直径01d02d、分别为主、从动双曲面齿轮的节圆直径1d2d双曲面齿轮偏移距E双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽F汽车正常使用时的平均爬坡能力系数Hf汽车或汽车系列的性能系数Pf道路滚动阻力系数Rf后轴对水平地面的荷重2G汽车满载总重量aG、分别为主、从动齿轮的齿顶高1h2h、分别为主、从动齿轮的齿根高1h2h齿工作高gh齿工作高系数1H齿全高系数2H驱动桥主减速比0i分动器高档传动比FHi变速器 1 档传动比1gi轮边减速器传动比LBi传动系低档传动比TLi双曲面齿轮轮齿弯曲计算用综合系数J双曲面齿轮的从动齿轮齿顶高系数aK双曲面齿轮强度计算用表面质量系数fK双曲面齿轮强度计算用载荷分配系数mK 双曲面齿轮强度计算用超载系数0K双曲面齿轮强度计算用尺寸系数sK双曲面齿轮强度计算用质量系数vK轴承的额定寿命L齿轮模数、端面模数m发动机最大功率下的转速pn发动机最大功率maxeP单位齿长上的圆周力p刀盘的名义半径dr车轮的滚动半径rr发动机转矩eT发动机最大转矩maxeT计算转矩jT发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时作用在主减速器从动齿jeT轮上的计算转矩驱动车轮滑转时作用在主减速器从动齿轮上的计算转矩jT主减速器从动齿轮的平均计算转矩jmT齿轮齿数z齿轮压力角中点螺旋角或名义螺旋角、分别为双曲面齿轮主、从动齿轮的节锥角12、分别为主、从动齿轮的面锥角0102、分别为主、从动齿轮的根锥角1R2R 轮胎与路面的附着系数汽车传动系效率T轮边减速器的传递效率LB接触应力j弯曲应力W扭转应力 剪切应力s I目目 录录1 绪论绪论.11.1 题目背景.11.2 研究意义.11.3 国内外相关研究情况.11.4 本设计研究的主要内容.32 驱动桥总成结构形式及布置驱动桥总成结构形式及布置.42.1 总体方案论证.42.2 驱动桥的分类.42.2.1 非断开式驱动桥.43 主减速器设计主减速器设计.63.1 主减速器结构方案的分析.63.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案.83.3 主减速器锥齿轮设计.93.3.1 主减速比 I0的确定.93.3.2 主减速器齿轮计算载荷的确定.103.4 主减速器齿轮基本参数的选择.113.4.1 齿数的选择.113.4.2 从动锥齿轮节圆直径的选择.113.4.3 从动锥齿轮端面模数的选择.123.4.4 螺旋锥齿轮齿宽 F 的选择.123.4.5 螺旋锥齿轮的螺旋方向.123.4.6 螺旋角的选择.123.4.7 齿轮法向压力角的选择.133.5 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算.133.6 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算.153.6.1 单位齿长上的圆周力.153.6.2 轮齿的弯曲强度计算.163.6.3 轮齿的齿面接触强度计算.173.7 主减速器齿轮的材料及热处理.173.8 主减速器轴承的计算.183.8.1 作用在主减速器主动齿轮上的力.183.8.2 主减速器轴承载荷的计算.203.8.3 主减速器轴承额定寿命的计算.21II3.9 主减速器的润滑.224 差速器设计差速器设计.244.1 差速器结构形式的选择.244.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计.254.2.1 差速器齿轮的基本参数选择.254.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算.274.3 差速器齿轮的材料选择.284.4 差速器齿轮的强度计算.285 半轴设计半轴设计.305.1 半轴的型式.305.2 半轴的设计与计算.315.2.1 全浮式半轴计算载荷的确定.315.2.2 全浮式半轴杆部直径的初选.315.2.3 半轴的结构设计、材料与热处理.315.2.4 半轴的强度计算.326 驱动桥壳体设计驱动桥壳体设计.346.1 驱动桥壳的分类.346.1.1 可分式桥壳.346.1.2 整体式桥壳.356.1.3 组合式桥壳.366.2 驱动桥壳的选择.367 结结 论论.37参考文献参考文献.38致致 谢谢.39毕业设计（论文）知识产权声明毕业设计（论文）知识产权声明.40毕业设计（论文）独创性声明毕业设计（论文）独创性声明.411 绪论11 绪论1.1 题目背景题目背景21 世纪，汽车工业成为中国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统部件的设计需求旺盛。其中驱动桥是汽车的一个重要组成部分，它直接影响汽车的动力性性和操控性。 本课题根据长安之星 2 汽车的主要行驶参数和运动要求，对其后驱动桥进行整体结构设计，目的在于实现汽车在各种路况下进行良好的行驶，保证其动力性和操控性。改革开放 30 年来，我国汽车后桥设计行业随着整车行业的快速发展而不断发展壮大，形成了一批颇具规模的汽车后桥设计企业。大多数本土后桥设计企业在引进消化吸收国外先进技术方面取得了突出成绩，并不断坚持自主创新，涌现了大量自主创新的产品。另外，一些跨国公司独资或合资企业开始陆续在中国设厂，为满足持续高速增长的中国汽车市场需求作出了非常大的贡献1。1.2 研究意义研究意义随着中国紧急的发展，汽车企业自然就成为中国经济不可或缺的重要部分，在高速发展的当代社会，汽车已成为主要的运输工具，在生活，商业，军事，等等，各方面扮演着主要角色，因此，发展汽车工业是刻不容缓的。汽车经历了一百多年的发展，已经相当成熟，汽车像人一样，是一个有机的整体，它的完美需要各个部件的组合。后桥是汽车的一个重要部分，就像人类的骨骼关节一样。后桥驱动系统设计的成功与否，将直接决定着汽车是否完美。1.3 国内外相关研究情况国内外相关研究情况改革开放以来，中国的汽车工业得到了长足发展，尤其是加入 WTO 以后，我国的汽车市场对外开发，汽车工业逐渐成为世界汽车整体市场的一个重要组成部分。同样，驱动桥也随着整车的发展不断成长和成熟起来。随着高速公路网状况的改善和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为客车和货车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为客车和货车驱动桥技术的发展趋势。现状：在产品设计开发上，CAD、CAE 等计算机应用技术，以及UG、Pro/E 等设计软件先后应用于主减速器的结构设计和齿轮加工中，有限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用；齿轮设计也初步实现了计算机编1 绪论2程的电算化。3新一代驱动桥设计开发的突出特点是:不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。与国外相比，我国的驱动桥开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后(国外己实现计算机编程化、电算化)。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。这需要我们加快技术创新、技术进步的步伐，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用驱动桥总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。发展方向： a.驱动桥向重载方向发展 随着我国基础设施建设投资的不断加大以及水电、矿业、油田、公路、城市交通运输和环保工程建设等项目的增加，加大了重型车的需要，为重型车的发展创造了广阔的市场空间。重型汽车近年来生产总量直线上升，2001 年全国重型汽车比上年同期增长 91.67%，2002 年为 60.97%，2003 年为 3.22%，重型汽车的用车环境及其它各项指标发生了很多的变化,标载吨位不断向大的方向发展，多轴车上升明显。 b.驱动桥向多联驱动桥发展为了规范道路车辆的制造，为治理超限超载提供技术上的准则，由国家发改委、交通部、公安部共同提出的强制性标准 GB1589-2004道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值于 2004 年 4 月 28 日发布，该标准对汽车车桥的载荷进行了明确规定：单轴挂车轴荷的最大限值每侧单胎为 6000kg，每侧双胎为10000kg，并装双轴挂车轴荷的最大限值为 20000kg,并装三轴挂车轴荷的最大限值为 24000kg。这样,为了实现车辆多拉快跑又不违反国家法规，各汽车生产厂家在 6X4、8X4 等多轴车的基础上推出了 10X6 以上的多轴重型车。但这些多轴车都是在双联驱动桥的基础上增加浮动桥而成，虽然其称 10X6，但实际起驱动作用的只有两个驱动桥，这样，由于驱动桥不能对车轮进行合理的扭矩分配，使得增加浮动桥后的整车行驶系没有很好地发挥车桥驱动的作用。为了能合理地分配扭矩，以满足某些独立悬挂多轴驱动车型的使用，一些车桥生产厂家自主研发了三联驱动桥，三联驱动桥的扭矩分配原理是：每一个驱动桥都可以得4到从发动机传出的扭矩的 1/3。这样就可以在很大限度上满足多轴车的需要,合理分配从发动机传到车轮上的扭矩，提高这类车型的可靠性和安全性，并为以后的四联、五联驱动桥打下科学基础。 c.增加驱动桥附件的技术含量 据分析，不管重型车的技术含量提升得多快，在未来 15 年内大多数重型车的车桥和悬架结构不会有明显的改变，传统的结构和型式仍处于主导地位。那怎样在相同结构的基础上推出各自车桥的亮点呢？这是每一个专业厂必须不断研究的问题。以前，各厂家主要是在载重吨位上进行竞争，但在国家法规的限定下，车桥的载重能力不可能有太多的增加,现在各专业厂采用最多的方法是：不断增加车桥及其附件的技术含量，从桥壳的制造工艺、车桥的减速形式、车轮的制动方式等方面入手，通过吸收国外一些先进的技术，推出具有本企业特色、结构先进、承载能力强的车桥，不断提升产品的制造质量及服务质量2。1.4 本设计研究的主要内容本设计研究的主要内容 a.了解汽车驱动桥系统的现状，熟悉其发展状况，掌握汽车驱动桥的详细构造和工作原理。 b.根据微型客车性能要求，对驱动桥系统的主减速器、差速器机构和半轴等进行结构设计，运用 Auto CAD 软件绘制驱动桥总装配图，实现汽车的行驶功能并满足动力性要求。 表 1.1 车桥相关设计参数车型名称最高车速（km/h）车重（kg）最大功率（kw）最大功率转速（rpm）最大扭矩（Nm）后轮胎型号后轮距（mm）驱动方式长安之星2 型1251480606000103165/70R131290后轮驱动2 驱动桥总成结构形式及布置52 驱动桥总成结构形式及布置2.1 总体方案论证总体方案论证驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成3-5。驱动桥设计应当满足如下基本要求：a. 所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。b. 当两驱动车轮以不同角速度转动时，应能将转矩保持平稳且连续不断（无脉动）地传递到两个驱动车轮上。c. 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d. 能承受和传递路面与车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。e. 驱动桥各零部件在强度高、刚性好、工作可靠及使用寿命长的条件下，应力求做到质量小，以减小不平路面给驱动桥的冲击载荷，从而改变汽车的平顺性。 f. 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协调。g. 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。2.2 驱动桥的分类驱动桥的分类驱动桥的结构型式，可以分为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。然而本课题研究的是微客车桥，无需在条件困难的公路上长期工作，故而选取非断开式驱动桥。2.2.1 非断开式驱动桥非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，2 驱动桥总成结构形式及布置6即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安7装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于汽车的非悬挂质量，汽车的非悬挂质量交大，这是它的一个缺点，如图 2.1。在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。1-轮毂 2-桥壳 3-半轴 4-差速器 5-主减速器图 2.1 非断开式驱动断开式驱动桥（如图 2.2）的两侧驱动轮分别用弹性元件与车架相连，没有一个连接左、右驱动车轮的刚性整体外壳或梁，桥壳是分段的，并且彼此之间可以作相对运动。一般将主减速器壳固定在车架或车身上，左、右驱动车轮的半轴必须分为两段并用万向节连接，半轴套管与主减速器壳也必须采用个铰链式连接，如图 2.2 所示。断开式驱动桥结构较为复杂，成本高，但利于改善汽车的平顺性、操纵稳定性和通过性，故适用于对行驶平顺性要求较高的乘用车及通过性要求较高的越野汽车。 图 2.2 断开式驱动桥3 主减速器设计83 主减速器设计 3.1 主减速器结构方案的分析主减速器结构方案的分析 主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，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后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力6-18。驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：a. 所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。b. 外廓尺寸要小，保证有足够的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。c. 在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构运动协调。d. 在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。e. 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器如图 3.1.1 所示和双级式主减速器如图 3.1.2 所示。 图 3.1 单级式主减速器 图 3.2 双级式主减速器为了清晰地讲述单级式主减速器和双级式主减速器的优缺点，我们采用列9表的方法进行对比如表 3.1 所示。表 3.1 单级式与双级式主减速器对比类别单级式主减速器双级式主减速器结构简单复杂质量较小较大成本较低较高减速比i07i07应用范围轿车，轻、中型货车中、重型货车，大客车故本设计主减速器采用单级主减速器。按齿轮副结构型式分类，主减速器的齿轮传动主要可分为螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动（如图 3.3）等形式。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。 （a）螺旋锥齿轮传动； （b）双曲面齿轮传动图 3.3 齿轮副结构形式分类 主减速器传动类下面将列表展示双曲面齿轮传动和螺旋锥齿轮传动的优缺点如表 3.2 所示。10表 3.2 双曲面齿轮传动和螺旋锥齿轮传动比较类别双曲面齿轮传动螺旋锥齿轮传动轴线垂直但不相交垂直且相交于一点偏移距有无螺旋角1212齿轮尺寸相同时传动比大传动比小从动齿轮尺寸相同时主动齿轮直径大主动齿轮直径小传动比相同时主动齿轮尺寸相同时主动齿轮直径小主动齿轮直径大运转平稳性优秀良好抗弯强度提高 30%较低滑动速度大小抗胶合能力较弱强轴承负荷小齿轮的轴向力大小齿轮的轴向力小传动效率约 96%约 99%传动比范围4.50i4.50i润滑油有多种添加剂的特种润滑油普通润滑油由于本次毕业设计选择的是微型客车后驱动桥设计，选择单级式主减速器。且为保证有足够的离地间隙，减小从动齿轮尺寸，选择双曲面齿轮传动。3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中心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，除了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。要使主减速器良好工作，必须保证主、从动齿轮的良好啮合。齿轮的啮合状况除与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整以及轴承、主减速器壳体的刚度有关外，还与齿轮的支承形式有关。主动锥齿轮支承有两种型式：悬臂式支承和跨置式支承两种，如图 3.4。11a）悬臂式支撑 b)跨置式支承图 3.4 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法悬臂式支承结构简单、布置方便、结构紧凑及成本较低，并且也能满足本课题设计要求，经方案论证，主减速器主动锥齿轮采用悬臂式支承。3.3 主减速器锥齿轮设计主减速器锥齿轮设计主减速比 i0、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。3.3.1 主减速比主减速比 i0的确定的确定 主减速比 i0的大小，对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比 i 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同 i0下的功率平衡图来研究 i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性13。对于具有较大功率储备的客车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率 Pemax及其转速 np的情况下，所选择的 i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速 vamax。这时 i0值应按下式来确定： 0max0.377rPagHr nii（3.1）式中：车轮的滚动半径，由 GB T 29781997 轿车轮胎系列查得 rr =0.273mrr12最大功率时的发动机转速，=6000 r/min；pnpn汽车的最高车速，=125km/h；maxVmaxV变速器最高档传动比，=1。gHigHi 经计算，得 i0=4.94主减速比 i0=4.947.6 用单级主减速器，单级主减速器具有结构简单、质量小、制造成本低等优点。3.3.2 主减速器齿轮计算载荷的确定主减速器齿轮计算载荷的确定 除了主减速比 i0及驱动桥离地间隙外，另一项原始参数便是主减速器齿轮齿轮的计算载荷。由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮在良好的路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（、）的较小者，作为载货汽车和越野汽车在jeTjT强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷，即： max0/jeeTLTTTi Kn（3.2） 2rjLB LBGrTi（3.3）式中:发动机最大转矩，=103Nm；maxeTmaxeT由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；TLi传动系上述传动部分的传动效率，=0.9；TT由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于载货汽车，0K取=1；0K该汽车的驱动桥数目，=1；nn汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷, =12900N;2G2G轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；车轮的滚动半径，=0.273m；rrrr，分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动LBLBi效率和传动比。 =0.97, =0.95LBLBi13代入式（3.2） 、(3.3)，有：=2748 Nm；=3781 NmjeTjT由式（3.2） 、 （3.3）求得的计算载荷为最大转矩，而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩为jmT ()()aTrjmRHpLBLBGGrTfffin（3.4）式中：汽车满载总重量，=16200N；aGaG所牵引的挂车的满载总重量，单位为 N，仅用于牵引车的计算；TG车轮的滚动半径，=0.273m；rrrr道路滚动系数，对于载货汽车可取 0.0150.020，取=0.012；RfRf汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，对载货汽车取 0.050.09，取 Hf=0.08；Hf汽车或汽车列车的性能系数：pfmax0.195()116100aTpeGGfT将、代入上式得：=15.316，取=0.0061aGTGmaxeTmax0.195()aTeGGTpf代入（3.5） ，有：=442.2 Nm 。jmT3.4 主减速器齿轮基本参数的选择主减速器齿轮基本参数的选择在选定主减速比 i0、主减速器的减速形式、齿轮类型及计算载荷后，便可根据这些已知参数选择主减速齿轮的最主要的几项参数。3.4.1 齿数的选择齿数的选择对于单级主减速器，首先应该根据 i0的大小选择主减速器主、从动齿轮参数 z1、z2，为了使得磨合均匀，z1、z2之间应避免存有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于微型客车来说应保持在 4065。 可知 z1+z2=4060，z1=1014，则取 z1=8，z2=40。3.4.2 从动锥齿轮节圆直径的选择从动锥齿轮节圆直径的选择 螺旋锥齿轮从动齿轮的节圆直径，可根据该齿轮的计算转矩，按经验公式选出：14 232djdKT（3.5）式中：从动锥齿轮的节圆直径，mm；2d直径系数，取=1316；2dK2dK计算转矩，=442.2 Nm：按式（3.2） 、 （3.3） 、 （3.4）求得，并取jTjT其中较小者。代入（3.5） ，有：=177mm203mm。2d3.4.3 从动锥齿轮端面模数的选择从动锥齿轮端面模数的选择从动锥齿轮节圆直径选定后，可按算出大端端面模数，并进2d3jmmKT行校核：将、代入,有：=3.1，取=32d2z22/mdzmm则，= 180mm，=36mm22dmz11dmz用下式进行校核： 3mjmKT（3.6）式中：齿轮大端端面模数；m模数系数，取=0.30.4；mKmK从动齿轮的计算转矩，Nm。jT代入（3.6） ，有：=2.63.4，满足要求。m3.4.4 螺旋锥齿轮齿宽螺旋锥齿轮齿宽 F 的选择的选择对于汽车工业，主减速器双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽为：F 20.155Fd（3.7）式中：从动齿轮节圆直径，=180mm2d2d代入（3.7） ，有=27.9mm，主动齿轮 f 大于从动齿轮 F 的 10%，故 f=30.69mmF齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽不能超过端面模数的 10 倍，否则，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。m3.4.5 螺旋锥齿轮的螺旋方向螺旋锥齿轮的螺旋方向选取主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。153.4.6 螺旋角的选择螺旋角的选择螺旋锥齿轮的螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。齿轮上任一点 C处的螺旋角，是该点处的切线 T 与该点和节锥顶点的连线 OL 之间的夹角，如图 3.5 所示。图 3.5 螺旋角 “格里森”制推荐用下式来近似的预选主动齿轮螺旋角的名义值： 211225590ZEZd（3.8）式中：主动齿轮的名义（中点）螺旋角的预选值；1 、主、从动齿轮齿数，=8，=40；1z2z1z2z 从动齿轮的节圆直径，=180mm2d2d 双曲面齿轮的偏移量，mm；对螺旋锥齿轮取 E=0 mm。E代入（3.8） ，有：=34 ，一般与之差不超过 5 ，取=35 。113.4.7 齿轮法向压力角的选择齿轮法向压力角的选择法向压力角大一些可以增加齿轮强度，减少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，对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于螺旋锥齿轮，乘用车一般选用 1430或 16；商用车 为20；总质量较大的商用车 为 2230。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧压力角是不等的，选取平均压力角时，乘用车为 19或 20，商用车为 20或 2033。本车选取压力角为 2230。163.5 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸按照“格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算如表 3.5 所示。表 3.5 “格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算序号项目计算公式结果（1）主动齿轮齿数1z8（2）从动齿轮齿数2z40（3）端面模数m3（4）齿面宽20.155Fd28mm（5）齿工作高1ghH m8.8mm（6）齿全高2hH m10.125mm（7）法相压力角19（8）轴交角90 （9）节圆直径；11dmz22dmz=36 mm；=180mm1d2d（10）节锥角112arctanzz221arctanzz=11；=7912（11）节锥距120122sin2sinddA92mm（12）周节3.1416tm14.14mm（13）齿顶高；12ghhh 2ahk m =4.5mm1h =0.81 mm2h （14）齿根高；11hhh 22hhh =5.625mm1h =4.5mm2h 17（15）径向间隙gchh1.125mm（16）齿根角110arctanhA220arctanhA=2；=2 12（17）面锥角；01120221=21 ；=75 0102（18）根锥角；111R222R=15 ；=69 1R2R（19）齿顶圆直径011112cosddh022222cosddh=44.8mm01d=181.76mm02d（20）节锥顶点至齿轮外缘距离20111sin2dh10222sin2dh=56.33 mm01=15.72 mm02（21）理论弧齿厚；12stS 2ksS m=6.5868 mm1s=2.8380 mm2s（22）齿侧间隙B0.07 mm（23）螺旋角35 （24）螺旋方向主动齿轮左旋，从动齿轮右旋（25）驱动齿轮小齿轮（26）旋转方向主动齿轮顺时针，从动齿轮逆时针183.6 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算主减速器螺旋锥齿轮的强度计算3.6.1 单位齿长上的圆周力单位齿长上的圆周力在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其轮齿上的假定单位压力即单位齿长上的圆周力来估算，即： pPF（3.9）式中：作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩PmaxeT两种载荷工况进行计算，N；2rGr从动齿轮的齿面宽，mm。F按发动机最大转矩计算时： 3emax g1i10pd2TF（3.10）式中：发动机最大转矩，=103 Nm；maxeTmaxeT变速器传动比，=3.0；gigi主动齿轮节圆直径，=36mm。1d1d代入（3.10） ，有：=2372.5N/mm。p 按最大附着力矩计算时： 32r2r10pd2GF（3.11）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，=12600N2G2G轮胎与地面的附着系数，=0.85轮胎的滚动半径，=0.273mrrrr主减速器从动齿轮节圆直径，=180mm2d2d代入（3.11） ，有：=760 Nm。p19 查表许用 p=1429 Nm，故满足设计要求。3.6.2 轮齿的弯曲强度计算轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为： 3j0smw2v2 10mT K K KK FZJ（3.12）式中：该齿轮的计算转矩，=442.2 Nm；jTjT超载系数, =1；0K0K尺寸系数，反应材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。sK当端面模数1.6 时， 即，=0.586；m425.4smK sK载荷分配系数，当一个齿轮用跨置式支承时，=1.101.25，取mKmK=1.10；mK质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳vK动精度高时，可取=1；vK计算齿轮的齿面宽，=28mm；FF计算齿轮的齿数，=8，=40；z1z2z端面模数，=3 mm；mm计算弯曲应力的综合系数，它综合考虑了齿形系数。对于小齿轮J=0.425，大齿轮=0.42。1J2J代入（3.12）有：大齿轮弯曲强度为=644 N/mm2。小于许用 700 w2N/mm2；满足设计要求。3.6.3 轮齿的齿面接触强度计算轮齿的齿面接触强度计算 螺旋锥齿轮轮齿齿面的计算接触应力为： 3p1max0smf13j1v1max210CTK K K KTK FJT（3.13）式中：主动齿轮最大转矩；1maxT主动齿轮工作转矩，Nm ；1T材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6N/mm；pC2/120主动齿轮节圆直径，mm；1，见式（3.12）下的说明；0KvKmK尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情sK况下，可取=1；sK表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质，即表面粗糙度及表面fK覆盖层的性质。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取=1；fK齿面宽，=28mm；取齿轮副中的较小值；FF计算接触应力的综合系数。它综合地考虑了啮合齿面的相对曲率半J径、载荷作用位置、轮齿间的载荷分配、有效齿宽及惯性系数等因素的影响。取=0.162J 常常将式（3.13）简化为： 3p0smfj1v210jzCT K K K KdK FJ（3.14）式中：主动齿轮计算转矩，Nm jzT主、从动齿轮的齿面接触应力相等。代入（3.14） ，有：=1575 N/mm2；小于许用 1750 N/mm2；故满足设计要求。j3.7 主减速器齿轮的材料及热处理主减速器齿轮的材料及热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落） 、磨损和擦伤等。根据这些情况，对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：a.具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；b.轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；c.钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易控制，以提高产品质量、缩短制造时间、减小生产成本并降低废品率；d.选择齿轮的合金元素时要适应我国的情况。例如，为了节约镍、铬等元素，我国发展了以锰、钒、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。21 e.汽车主减速器用的双曲面齿轮以及差速器的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。渗碳合金钢经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度为 3245 HRC，芯部硬度较低，渗碳层深度为 1.21.6 mm。 对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25%。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，故即使使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。3.8 主减速器轴承的计算主减速器轴承的计算 轴承的计算主要是计算轴承的寿命。影响主减速器轴承使用寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，首先应求出作用在齿轮上的轴向力、径向力，然后再求出轴向反力，以确定轴承载荷。3.8.1 作用在主减速器主动齿轮上的力作用在主减速器主动齿轮上的力通常主减速器的主动齿轮为螺旋锥齿轮或双曲面齿轮的小齿轮，图 3.6 给出了其受力简图。图 3.6 主减速器主动齿轮的受力简图螺旋锥齿轮的螺旋方向：主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。主动齿轮轴向力 111(tansinsincos)cosPA（3.15）主动齿轮径向力 111(tancossinsin)cosPR（3.16）22从动齿轮轴向力 222(tansinsincos)cosPA（3.17）从动齿轮径向力 222(tancossinsin)cosPR（3.18） 式中：齿廓表面的法向压力角；齿面宽中点处的螺旋角；节锥角；齿面宽中点处的圆周力，N。P式（3.15） 、 （3.16） 、 （3.17） 、 （3.18）中齿面宽中点处的圆周力为：P m2TPd（3.19）式中：作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩见；T该齿轮齿面宽重点的分度圆直径。md而对于圆锥齿轮2m22=sinddF 11m2m2=zddz（3.20）式中：从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径；2md主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径；1md从动齿轮节圆直径；2d从动齿轮齿面宽；F，主、从动齿轮齿数；1z2z从动齿轮的节锥角。2将=180 mm，=28 mm 带入式（3.19） ，则 =10070 N（对于圆锥齿轮传动2dFP来说，作用在主、从动齿轮上的圆周力相等） ，23代入（3.15） 、 （3.16） 、 （3.17） 、 （3.18） ，有：主动齿轮轴向力 =7819 N；主动齿轮径向力 =1383 N1A1R从动齿轮轴向力 =1383 N；从动齿轮径向力 =7819 N2A2R3.8.2 主减速器轴承载荷的计算主减速器轴承载荷的计算 a 悬臂式支承主动锥齿轮的轴承的径向载荷悬臂式支承主动锥齿轮的轴承的径向载荷如图 3.7 所示，轴承 A、B 的径向载荷分别为图 3.7 主减速器轴承的尺寸分布 221m1()(0.5)ARPbRbaAda（3.21） 221m1()(0.5)BRPcRcaAda（3.22）式中：、见式（3.15） 、 （3.16） 、 （3.19） ；PAR见式（3.20） 。1md这里取=130 mm，=50 mm，则=5086 N，=12956 N。abARBR b 主减速器轴承的当量载荷主减速器轴承的当量载荷汽车在行驶过程中，由于变速档位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践证明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主dT动锥齿轮上的当量转矩可按下式求得：dzT 133333max1100100100100100TTTTRdzeigigigiRgRffffTTfifififi24（3.23）式中：发动机最大转矩，103Nm；emaxT，变速器在各挡的使用率；ifififRif，变速器各挡 I,II,III挡及倒挡传动比；gigigigRi ，变速器在各挡时的发动机转矩利用率。TfTfTfTRf式中各数据根据机械设计手册可知=0.8 %，=2.5 %，=16 ififif%，=80.7 %,=16 %；=3，=1.562，=1，=0.697，=2.310；IVifRifgigigig VigRi=65 %，=60 %，=50 %，=50 %，=50 %；得=3752.6 TfTfTfT VfTRfdzTNm。 按当量转矩求出轴承的径向载荷及轴向载荷以后，即可按下式求轴承RA的当量动载荷：Q （3.24）QXRYA式中：径向系数；X轴向系数。Y这里选取型号为 30205 的轴承，查阅机械设计手册可知 e=0.35，对于单列滚子轴承=5.650.35；取=0.4，=1.7。ARXY代入（3.24） ，有：=13845.5 N。Q3.8.3 主减速器轴承额定寿命的计算主减速器轴承额定寿命的计算 当量转矩已考虑了变速器的各挡使用率及在各挡时的发动机转矩利用率，故可直接利用式（3.25）计算的值求出轴承的额定寿命：QL （3.25）610tpf CLf Q式中：额定动载荷，查阅机械设计手册可知=68800 N；CC温度系数，标准轴承的工作温度可达 100,当超过 100时，值应tfC进行修正，取=1；tf载荷系数，考虑载荷性质平稳性、振动的或剧烈冲击的载荷对pf轴承寿命的不同影响，对于车辆，取=1.2；tf寿命指数，对滚子轴承取=10/3。代入（3.25） ，有：=8.53107 sL25在实际计算中，常以工作小时数表示轴承的额定寿命： h60LLn（3.26）式中：轴承的计算转速，r/min；可根据汽车的平均行驶速度计算。对于namv无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器从动锥齿轮（或差速器）轴承的计算转速为2n （3.27）am22.66rvnr式中：汽车轮胎的滚动半径，=0.273 m；rrrr汽车的平均行驶速度，km/h，对于微客车可取为 5055 km/h，这amv里取=55 km/h，则=454 r/min。amv2n则主动齿轮的轴承计算转速为1520 r/min，将=1520 r/min 带入102ni n1n式（3.26） ，=915 h。hL在设计时，轴承的寿命应该根据总成的大修间隔里来考虑，即应使轴承的额定寿命满足： ham=SLv（3.28）式中：汽车的大修里程数，=50000 km。SS这里=909h915h，固轴承满足使用条件。hL3.9 主减速器的润滑主减速器的润滑主减速器及差速器的齿轮及其轴承，均应有良好的润滑，否则极易引起早期磨损。其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承。对于轴承距油面及齿轮的距离较远，润滑条件极差的减速器，其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现，而必须采取加强润滑的专门措施。通常是在从动锥齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速器壳内壁上设一专门的集油槽，后者将由旋转的齿轮甩出并飞溅到壳体前面内壁上的部分润滑油收集起来，在经过进油孔引至前轴承圆锥滚子小端处。由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端。而主动锥齿轮前轴承的前面应有回油孔，是经过前轴承的润滑油再流回驱动桥壳中间的油盆中。这样，由于润滑油轴承的进出油孔畅通无阻，使润滑油得到26循环，不仅可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不会因润滑油有压力而漏油和损坏。4 差速器设计274 差速器设计差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。4.1 差速器结构形式的选择差速器结构形式的选择汽车在行驶过程中，左、右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，为了适应这一特点，在驱动桥的左右车轮之间都装有差速器。在多轴驱动的汽车上还常装有轴间差速器，以提高通过性，同时可以避免在驱动桥间产生功率循环以及由此引起的附加裁荷，以减少传动系零件的损伤、轮胎的磨损和燃料消耗。普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2 个半轴齿轮，4 个行星齿轮(少数汽车采用 3 个行星齿轮，小型、微型汽车多采用 2 个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装 4 个行星齿轮的差速器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。图 4.1 为普通圆锥行星齿轮差速器的工作原理简图。图 4.1 普通圆锥行星齿轮差速器的工作原理简图 大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动轮与路面的附着系数变化很小，因此，几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、性能可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动轮间的轮间差速器使用，本次设计同样选择对称式圆锥行星齿轮差速器。284.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计对称式圆锥行星齿轮差速器的设计对称式圆锥行星齿轮差速器在汽车上应用非常广泛。由于在差速器壳上装配着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支座及主动齿轮导向轴承支座的限制。4.2.1 差速器齿轮的基本参数选择差速器齿轮的基本参数选择 a 行星齿轮数目的选择行星齿轮数目的选择行星齿轮数目的选择 乘用车常用 2 个行星齿轮，载货汽车和越野车多用 4个行星齿轮，少数汽车再用 3 个行星齿轮，本次取差速器行星齿轮数 n2。 b 行星齿轮球面半径行星齿轮球面半径 RB 的确定的确定圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径，BR它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上也代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径可按如下的经验公式确定：BR 3BBjRKT（4.1）式中：行星齿轮球面半径系数，=2.522.99，对于有 2 个行星齿轮的BKBK微客取小值，取=2.52；BK计算转矩，=442.4 Nm。jTjT代入式（4.1） ，有：=42mmBR 差速器行星齿轮球面半径确定后，可根据下式预选其节锥距：BR （4.2）0(0.98 0.99)BAR按计算，代入式（4.2） ，有：=41 mm00.99BAR0A c 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了获得较大的模数从而使齿轮油较高的强度，应是行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于 10。半轴齿轮的齿数采用 1425。取半轴齿轮齿数为20，汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比应在 1.52 的范围内，取行星齿轮齿数=10，满足条件。1z 差速器的各个行星齿轮与 2 个半轴齿轮是同时啮合的，因此在确定这两种齿轮的齿数时，应考虑他们之间的装配关系。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数、之和，必须能被行星齿轮的数目所整除，以2Lz2Rz便行星齿轮能均匀的分布于半轴齿轮的轴线周围，否则差速器将无法安装。既29满足的条件为 22LRzzIn（4.3）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来2Lz2Rz说，；22LRzz行星齿轮数目，=2；nn任意整数，=20。II取=20，代入（4.3） ，有：=20，满足安装要求22LRzzI d 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮及半轴齿轮的节锥角、12 （4.4）132tanzarcz （4.5）241tanzarcz式中：，分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。1z 2z 代入（4.4） 、 （4.5） ，有：=33.7；=56.334 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m （4.6）002343422sinsinAAmZZ式中：、以在上面确定，代入（4.6） ，有；=2.5mm，确定半轴齿轮0A1z 2z 2m节圆直径。 222dm z （4.7）代入（4.7） ，有：=50mm2d e 压力角压力角汽车差速齿