机械毕业设计（论文）-轻型载货汽车驱动桥设计（全套图纸）.pdf

1 轻型载货汽车设计（驱动桥设计） 摘摘 要要 本说明书阐述的内容是关于轻型客车驱动桥总成设计和计算过程。 驱动桥是汽车行驶系的重要组成部分，其基本功用是增大由传动轴或直 接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右车轮，并使左、右驱动车轮具 有汽车行驶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。所以在设计过程中，设计者本着严谨和认真的态度进行设计。 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。由于是轻型货 车，主要形式在路面较好的条件下，因此没有使用差速锁。 在设计计算与强度校核部分，对主减速器主从动齿轮、差速器齿、轮车轮 传动装置和花键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。 关键词：驱动桥，轻型客车，差速器，主减速器 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 2 the design of light drive abstract the main content of this literature is the process of the design and calculation of the drive axle for mini-bus. as one of main component of vehicle drive line, its basic effect is to enlarge the torques that comes from the drive shafts or directly from the transmission, and distributes the torques to side wheels, and make the side wheels have the differential drive axle has an important effect on vehicle performance, therefore, we should keep a serious and earnest attitude during the course of design. in the part of selection and argumentation ,a concrete description of structure form of drive axle and its assemblies are made. in this design, it has selected the single-grade main-reducer drive axle, it is two hypoid gears, it can simplify the structure, reduce the size, make effect use of the space and materials, reduce the whole quality in the part of designing conclusion and strength check, parameter of the essential units such as the speed reduction,differential,wheel drive mechanism and so on are selected. at the same time, the author makes the strength check to the main speed reduction,differential wheels drive mechanism. key words ：drive axle ,mini-bus ,differential gear, main-reducer 3 目目 录录 前 言前 言 1 第 一 章第 一 章 驱 动 桥 的 结 构 方 案 分 析驱 动 桥 的 结 构 方 案 分 析 . 2 第 二 章二 章 主 减 速 器 齿 轮 的 设 计主 减 速 器 齿 轮 的 设 计 . 4 2.1 主减速器的结构形式4 2.2 主减速器主动锥齿轮的支撑形式及安置方法4 2.3 主减速比的确定5 2.4 主减速器齿轮计算载荷的确定6 2.4.1 从动齿轮计算载荷的确定6 2.4.2 主动齿轮的计算转矩 z t7 2.5 主 减 速 器 齿 轮 基 本 参 数 的 选 择 7 2.5.1 主、从动齿轮齿数的选择8 2.5.2 从动齿轮节圆直径及端面模数的选择8 2.5.3 双曲面齿轮齿宽 f 的选择8 2.5.4 准双曲面小齿轮偏移距以及方向的选择8 2.5.5 螺旋角的选择9 2.5.6 法面压力角的选择9 2.5.7 圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择9 2.5.8 准 双 曲 面 齿 轮 的 计 算 9 2.5.9 准双曲面齿轮的强度计算17 2.5.10 主减速器齿轮的材料及热处理20 2.5.11 主减速器轴承的计算20 第三章差速器的设计第三章差速器的设计22 3.1 差 速 器 齿 轮 的 基 本 参 数 选 择 22 3.1.1 行星齿轮数目的选择 22 3.1.2 行星齿轮球面半径 b r的选择22 3.1.3 行星齿轮和半轴齿轮齿数的选择22 3.1.4 差速器锥齿轮以及半轴齿轮节圆直径的初步确23 3.1.5 压力角23 4 3.1.6 行星齿轮安装孔的直径以及深度 l23 3.2 差速器齿轮的几何尺寸的计算和强度计算24 第四章第四章 驱动车轮的传动装置驱动车轮的传动装置27 4.1 半轴结构型式分析27 4.2 半轴的设计计算27 4.2.1 全浮式半轴杆部直径的初选27 4.2.2 强度校核28 第五章驱动桥桥壳第五章驱动桥桥壳29 5.1 驱动桥壳结构方案分析29 结结 论论30 参考文献参考文献.31 致致 谢谢32 5 前前 言言 本课题是对轻载货车驱动桥的结构设计。故本说明书将以“驱动桥设计” 内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。随着汽车 工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计、制造工艺都在日趋完善。驱 动桥和其它汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着 “零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织的专业化目 标前进。 汽车后桥是汽车的重要大总成，承受着汽车的满载簧上荷重及地面净车 轮、车架或承载车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及 冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。 汽车车桥的结构形式和设计参数除对汽车的可靠性和耐久性有重要影响外， 也对汽车的行驶性能和操作性能有直接影响。因此，汽车后桥的结构形式选 择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。 本课题所设计的是轻型载货汽车后桥总成，要求传动平稳高效，要求最 大车速不小于 80 km/h ，最小离地间隙 160mm。设计思路可分为以下几点： 首先选择初始方案，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合轻型货 车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数， 设计出各主要尺寸。单级主减速器采用准双曲面齿轮，差速器采用对称式行 星齿轮差速器，整体式桥壳。 汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及组件的品种极为广泛，对这些零部 件、组件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通 过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与 机械设计的全面知识和技能。所以这次设计将对将来的学习工作有着深远影 响。 6 第一章驱动桥的结构方案分析第一章驱动桥的结构方案分析 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。 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)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应 尽量小，以改善汽车平顺性。 驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，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叫 复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。 断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接 左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼 此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立 悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器 等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速 器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车 轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应 地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。 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 7 同特点，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 传动部件安装在其中 本设计根据所定车型及其动力布置形式（前置后驱）采用了非断开式驱 动桥。 其结构如图 1-1 所示： 图 1-1 驱动桥 1半轴 2圆锥滚子轴承 3支承螺栓 4主减速器从动锥齿轮 5油封 6主减速器主动锥齿轮 7弹簧座 8垫圈 9轮毂 10调整螺母 8 第二章二章 主减速器齿轮的设计主减速器齿轮的设计 2.1 主减速器的结构形式主减速器的结构形式 主减速器的结构形式主要是根据齿轮形式，减速形式的不同而不同。其 主要的应用齿轮形式有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形 式。 1)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。 2)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； 双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮较小，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优点： 1)在工作过程中，双曲面齿轮副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)由于存在偏移距，双曲面齿轮副同时啮合的齿数较多，重合度较大， 不仅提高了传动平稳性，且使齿轮的弯曲强度提高约30。 3)双曲面齿轮相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其 结果使齿面的接触强度提高。 2.2 主减速器主动锥齿轮的支撑形式及安置方法主减速器主动锥齿轮的支撑形式及安置方法 现代汽车主减速器主动锥齿轮的支撑形式主要有两种： 悬臂式和跨置式。 图 2-1 主减速器锥齿轮的支撑形式 a)主动锥齿轮悬臂式支撑形式 b)主动锥齿轮跨置式支撑形式 c）从动锥齿轮支撑形式 9 2.3 主 减 速 比 的 确 定主 减 速 比 的 确 定 主减速比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油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一起由整车动力计算来确定。 i0=0.377rrnp/vamaxigh 式中 rr: 车轮的滚动半径 rr0.318m np: 最大功率时发动机的转速 np3200r/min vamax: 最高车速 vamax80 km/h igh: 变速器最高档传动比 igh0.85 代入数据得：i0 = 0.377rrnp/vamaxigh 0.3770.3183200/801 4.8 2.4 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 根据书明书及计算结果，发动机最大扭矩为 97nm，主减速比 4.8由于汽车 行驶时，传动系的载荷是不断的变化的，很难测到，也不稳定我们可以令 经济机好发动机复合以后所输出的最大扭矩，配以最低挡传动比和驱动轮在 良好的路面上行驶开始滑转这两种情况下作用在主减速器上的转矩 ce t , cs t 的较小者，作为经济轿车在强度计算中用以演算主减速器从动齿轮最大应力 的计算载荷。 2.4.1 从动齿轮计算载荷的确定从动齿轮计算载荷的确定 1) 按发动机最大转矩计算 nm n kiit t tde ce 1 . 2030 1 9 . 0*1*875 . 4 *77 . 4 *97 01max = 式中： maxe t发动机的最大扭矩;这里为 97nm； 1 i 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡 传动比；本车为 4.77 10 t传动系上的部分传动效率；取t0.9； d k 由于猛结合离合器而产生的冲击载荷的超载系数，对于一般货 车，矿用车和越野车等取；当性能系数 p f 时，可取 0 k ，或有实验决定； 2 g 汽车满载时，经济轿车一 个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于后驱动桥来说，应考 虑汽车最大加速时的负荷增大量） ；这里取 1 n 经济轿车的驱动桥数;此时为 1； 2) 按驱动轮打滑 1*1 318.0*1.1*85.0*8.9*1310 22 = ll r cs i rmg t ， =3817.1nm 2 g :满载状态下的后桥静载荷 2 m ：最大加速度时的后轴负荷系数；这里取 1.1 ：轮胎与路面间的附着系数；这里取 0.85 r r ：轮胎的滚动半径 l i ：轮边减速比；本次设计无轮边减速器，则为 1 l ：轮边传动效率 3) 按汽车日常行驶平均转矩确定的从动轮的计算转矩 cf t： nm ni rfffg t ll rphr cf 2 . 734 1*1*1 )008 . 0 015 . 0 (*318 . 0 *8 . 9*2480 * *)(* = + = + = 式中： g 汽车满载时总重；本车为 60450 n . t g 所牵引的挂车的满载总重，用于牵引车的计算； r f 道路的滚动阻力系数，计算时，对于轿车可取 f0.010 0.015；对于载货车，可取 0.0150.09，对于越野汽车 可取 0.0200.035；这里取 0.015 h f 汽车正常使用时平均爬坡系数,载货汽车 0.051.09 ; 取 0.08 r r 车论的滚动半径;本车 0.318m 。 p f 起初的性能系数: + = max 195. 0 16 100 1 e ta p t gg f ）（ 11 当 max 195 . 0 e ta t gg）（+ 16 时，可取 p f 0 . 其它见前式 2.4.2 主动齿轮的计算转矩主动齿轮的计算转矩 z t g c z i t t 0 = c t ：从动齿轮的计算转矩；当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩 c t 应取前两 种的较小值，即 c t =min ce t , cs t ；当计算锥齿轮疲劳寿命时， c t 取 cf t 0 i ：主减速比 g ：主从动齿轮间的传动效率 1) 按发动机的最大扭矩和传动系最低档速比确定的主动锥齿轮的计算转矩 nm i t t g ce ze 1 . 438 96 . 0 *875 . 4 1 . 2050 0 = 2) 按驱动轮打滑转矩确定的主动锥齿轮的计算转矩 nm i t t g cs zs 6 . 815 96 . 0 *875 . 4 2 . 3817 0 = 3) 按汽车日常行驶平均转矩确定的主动锥齿轮的计算转矩 nm i t t g cf zf 9 . 156 96 . 0 *8754 2 . 734 0 = 2.5 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 2.5.1 主、从动齿轮齿数的选择主、从动齿轮齿数的选择 对于本轻型载货汽车采用的单级主减速器，首先应根据 0 i 的大小选择主 减速器的主、从动齿轮的齿数 1 z ， 2 z 。为了使磨合均匀， 1 z ， 2 z 之间应避免 有公约数；为了得到理想的齿面重合系数，其齿数之和对于载货汽车应不小 于 40 。当 0 i 较大时， 1 z 尽量的取小，以得到满意的离地间隙。本车主减速 器传动比达到 4.8，初步取 1 z =8 ， 2 z =39 。 2.5.2 从动齿轮节圆直径及端面模数的选择从动齿轮节圆直径及端面模数的选择 主减速器准双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可以根据经验公式选出： 12 3 2cd tkd = 公式： 2 d从动锥齿轮节圆直径，mm； d k直径系数，可取 d k1316； c t从动齿轮的计算转矩； c t = ce t , cs t 计算结果 2 dmmtkd cd 3 . 189 2 . 2050* 9 . 14 3 3 2 = 取2d =189 mm ； s m 由下式计算; 2 2 z d s m =4.8 式中 s m 为齿轮端面模数。 同时 s m 还应满足 mmtkm cms 8 . 4 2 . 2050*378 . 0 3 3 = 式中： c t 从动锥齿轮的计算转矩 ，nm ； 计算得 m = 4.8 . 2.5.3 双曲面齿轮齿宽双曲面齿轮齿宽 f 的选择的选择 通常推荐双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽 f 为其节锥距 0 a 的 0.30 倍， 但 f 不应超过端面模数的 m 的 10 倍 。 对于汽车工业，主减速器圆弧齿 锥齿轮 推荐采用： 2 b =0.155 2 d =0.155189 =29.9 mm 圆整取 30mm 式中： 2 d 从动齿轮节圆直径；mm； 1 b =1.1 2 b =33 2.5.4 准双曲面小齿轮偏移距以及方向的选择准双曲面小齿轮偏移距以及方向的选择 e 过大则导致齿面纵向滑动的增大，引起齿面的过早损伤。e 过小则不能 发挥准双曲面的优点。传动比越大则对应的 e 就越大。大传动比的双曲面齿 轮传动偏移距 e 可达从动齿轮节圆直径的 2030% ，当偏移距 e 大于从动齿 轮节圆直径的 20%时，应检查是否存在根切。关于双曲面齿轮偏移方向的规 定： 小齿轮为左旋， 从动齿轮右旋为下偏移； 主动齿轮右旋， 从动轮为左旋 为 上偏移。 本设计采用上偏移。初选 e =2d0.2=37.8,取 e=36。 2.5.5 螺旋角的选择螺旋角的选择 双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主、从 13 动齿轮的名义螺旋角不相等，且主动齿轮的大，从动齿轮的小。选择齿轮的 螺旋角时，应考虑它对齿面重叠系数、轮齿强度，轴向力大小的影响。螺旋 角应足够大以使齿面重叠系数不小于 1.25 ，因为齿面重叠系数越大，传动 就越平稳， 噪音就越低。 双曲面齿轮大、 小齿轮中点螺旋角平均值多在 35 40范围内。 2.5.6 法面压力角的选择法面压力角的选择 加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的齿数。但对于 尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数 下降。 对于双曲面齿轮来说，虽然打的齿轮轮齿两侧齿形的压力角是相等的， 但小齿轮轮齿两侧的压力角不相等。因此，其压力角按平均压力角考虑。在 车辆驱动桥主减速器的“格里森”制双曲面齿轮传动中，轿车选用 19的平 均压力角；载货车选用 2230的平均压力角。本轻型载货汽车选用 22 30。 2.5.7 圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择 根据机械设计手册预选刀盘半径mmrd 5 . 63= 2.5.8 准双曲面齿轮的计算准双曲面齿轮的计算 下表给了“格里森”制（圆弧齿）双曲面齿轮的几何尺寸的计算步骤， 该表参考“格里森”制双曲面齿轮 1971 年新的标准而制定的。表中的(65) 项求得的齿线曲率半径 d r 与第七项的选定的刀盘半径的差值不得超过 d r 值 的%1。 否则要重新计算(20)到(65)项的数据。 当 d r d r 时， 则需要第(20)项 tan 的数据增大。否则，tan减小。若无特殊的考虑，第二次计算时，将 tan 的数据增大 10%即可。如果计算的结果 d r 还不能和 d r 接近，要进行第三次 计算，这次 tan的数据应根据公式： 11 12 12 3 20661 6666 2020 tan）（）（ ）（）（ ）（）（ + = 序号 计算公式 结果 注释 （1） 1 z 8 小齿轮齿数 （2） 2 z 39 大齿轮齿数 14 （3） )2( ) 1 ( 0.205128205 齿数比的倒数 u 1 （4） b2 30 大齿轮齿面宽 （5） e 36 小齿轮轴线偏移距 （6） 2e d 189 大齿轮分度圆直径 （7） d r 63.5 刀盘名义半径 （8） 1 50 小轮螺旋角的预选值 （9） 1 tan 1.198 （10） 2 cot1.2(3) i = 0.24615 （11） 2 sin i 0.9710 （12） 0 . 2 )11)(4()6( 2 = m r 79.535 大轮中点节圆半径 （13） )12( )11)(5( sin = i 0.4395 齿轮偏置角初值 （14） cos i 0.89824 （15） （14）+（9） （13） 1.42476 小轮直径放大系数 k （16） (3)(12) 16.3149 小轮中点节圆半径 （17） )16)(15( 1 = m r 23.2448 （18） 3 . 106 . 1 ) 1 (02 . 0 或+= r t 0 1.22 轮齿收缩率 （19） )17( )12( )10( + 346.36 截距 （20） )19( )5( tan= 0.10394 0.114334 0.13352 小轮偏置角 （21） 2 201）（+ 1.00539 1.0065 1.0089 （22） sin () () 20 21 = 0.103383 0.113596 0.13235 （23） （24） )12( )22)(17()5( sin 2 = 0.42225 0.41922 0.4136 大轮偏置角 15 （25） 2 tan 0.46582 0.5086 0.4543 （26） )25( )22( tan 1 = 0.27194 0.22335 0.29134 小轮节锥角初值 （27） u1 cos 0.97625 0.97595 0.9601 （28） )27( )24( sin 2 = 0.432522 0.429551 0.4308 （29） 2 cos 0.9016232 0.90304 0.9025 （30） )28( )29()15( tan 1 = c 1.2095 1.214571 1.2123 （31） )30()9()28( -0.004974 -0.007118 -0.00616 （32） (3)(31) -0.0010203 -0.00146 -0.001264 （33） )32)(22()24(sin 1 = 0.42261 0.419386 0.41377 （34） 1 tan 0.46629 0.461976 0.4545 （35） tan 1 = ）（ ）（ 24 22 0.24484 0.27097 0.319995 小齿轮节锥角 （36） 1 13.7580 15.1614 17.7400 （37） 1 cos 0.9713 0.9652 0.9524 （38） )37( )33( sin 1 = 0.4351 0.4345 0.4344 齿轮偏值角校 正值 （39） = 2 )38(1 )38( arctg 25.7900 25.7500 27.7500 （40） cos 0.90039 0.9067 0.9007 （41） )38( )40()31(15) tan 1 + = 1.1938 1.1760 1.1921 （42） 1 50.0470 49.6245 50.0080 （43） 1 cos 0.64215 0.64779 0.6427 （44） )39()42( 2 = 24.2570 23.8745 24.3580 （45） 2 cos 0.9117 0.9144 0.9117 （46） 2 tan 0.4506 0.4426 0.4506 16 （47） )33( )20( 2 =ctg 0.2459 0.2726 0.3227 大轮节锥角 2 （48） 2 76.1725 74.7505 72.1160 （49） 2 sin 0.9711 0.9648 0.9517 （50） 2 cos 0.2388 0.26302 0.3071 （51） )37( )32)(12()17(+ 23.8481 23.963 24.301 （52） )50( )12( 333.0600 302.3900 258.9800 （53） （51）+（52） 356.91 325.35 283.3 （54） )49( )45)(12( 2 =t 74.6740 75.3840 76.1920 （55） )35( )51)(43( 1 =t 62.5470 57.2868 48.8 （56） )53( )54)(46()55)(41( tan 0 = 0.1149 0.1037 0.0840 极限压力角 （57） 01 6.5558 5.921 4.81 （58） 01 cos 0.9935 0.9947 0.9965 （59） ）（ ）（ 51 5641 0.0058 0.0051 0.0042 极限曲率半径 l r （60） ）（ ）（ 52 5646 0.0001555 0.0001516 0.0001460 （61） ）（5554 4670.6 4318.5 3718.2 （62） ）（ ）（）（ 61 5554 0.002596 0.004191 0.007367 （63） ）（）（）（626059+ 0.008505 0.00943 0.0117 （64） 63 4641）（）（ = l r 87.388 77.790 63.377 （65） rln= ）（ ）（ 58 64 87.95 77.79 63.599 极限法 17 （66） v= ）（ ）（ 65 7 0.72 0.80 0.998 （67） (50)(3); 1.0(3) 0.062995 0.79487 （68） )35)(17( 34 5 ）（ ）（ ; )37)(35( 71.7697 0.30476 （69） 左 ）（）674037(+ 1.00914 （70） (49)(50) 23.1273 （71） (12)(47) （70） 2.5380 大轮节锥顶点到交叉点的距离 （72） ）（ ）（ 49 12 83.5715 大轮节点锥距 （73） ）（ ）（ 49 6 198.5620 大轮外锥距 （74） (73)（72） 15.7245 （75） )2( )45)(12(k hmk= 6.8790 大轮平均工作 （76） )7( )46)(12( 0.5644 （77） )76( )45( )49( 0.47947 （78） i 45 两侧轮齿压力角之和 （79） sin i 0.707106772 （80） 0 . 2 78）（ 22.5 平均压力角 （81） cos 0 . 2 i 0.923879535 （82） tan 0 . 2 i 0.414214 （83） ）（ ）（ 82 77 1.15755 双重收缩齿的大轮齿顶角和齿根角之和 18 (84) ）（ ）（ 2 8310560 = d 5.2238 (85) k 0.15 大轮齿顶高系数 (86) ）（85150 . 1 = b k 1 大轮齿根高系数 (87) )85)(75( 2 = m h 1.03185 大轮中点齿顶高 (88) 05. 0)86)(75( 2 += m h 6.925 大轮中点齿根高 (89) = ）（ ）（ 72 88 arctan 2a 0.7074 大轮齿顶角 (90) 2 sin a 0.01235 (91) = ）（ ）（ ）；（）（ 72 88 8984 2 arctag f 4.7369 大轮齿根角 (92) sin 2 0.0826 (93) )90)(74()87( 2 += h 1.2260 大轮齿顶高 (94) )92)(74()88( 2 += h 8.2246 大轮齿根高 (95) c=0.150(75)+0.05 1.0819 顶隙 (96) )94()93(+=h 9.4506 大轮全齿高 (97) )95()96(= g h 8.3687 大轮工作齿高 (98) )89()48( 02 += 72.8234 大轮顶锥角 (99) sin 02 0.9554 (100) cos 02 0.2953 (101) 2r =（48）（） 67.3790 大轮根锥角 (102) sin 2r 0.9231 (103) cos 2r 0.3846 (104) cot 2r 0.4167 (105) )6( 5 . 0 )50)(93( 02 +=d 189.75 大论大端齿顶圆直径 (106) (70)+(74)(50) 27.9560 大轮轮冠到轴交叉点的距离 (107) )49)(93()106( 02 =x 26.7895 19 (108) )99( )87()90)(72( -0.0000824 (109) )102( )88()92)(72( -0.02303 (110) )108()71( 0 =z 2.5380 大轮顶锥锥顶到轴交叉点的距离 (111) )109()71(+= r z 2.5100 大轮根锥锥顶到轴交叉点的距离 (112) (12)+(70)(104) 83.397 工艺节锥的大轮节锥角 (113) sin )112( )5( = 0.4317 (114) cos 2 )113(1= 0.9020 (115) tan=(113)/(114) 0.4786 (116) 01 sin=(103)(114) 0.3470 小轮顶锥角 (117) 01 20.3 (118) cos 01 0.9380 (119) tan 01 0.3699 (120) )103( )95()111)(102(+ 3.768 小轮面锥顶点到轴交叉点的距离 (121) )114( )120()113)(5( 0 =g 13.06 (122) tan ）（ ）（ 左 69 6738 = 0.027 啮合线和小轮节锥母线的夹角 (123) ； cos 1.55 0.9996 (124) 左 ）（）（ = cos 12339 24.2；0.912 齿轮偏置角和的差 (125) 1 1 cos 36117 ）；（）（= 2.56； 0.999 小轮齿顶角 (126) 右右 ）（）（6867113 -0.27757； -0.3319 (127) 右 右 ）（ ）（ 125 123 1.0006 20 (128) 右左 ）（）（688768+ 72.0830 (129) 右 ）（ ）（ 125 118 0.9389 (130) (74)(127) 15.734 (131) (128)+(130)(129) +(75)(126) 左 84.9460 小轮轮冠到轴交叉点的距离 (132) (4)(127)(130) 14.283 小轮前轮冠到轴交叉点的距离 (133) 右 ）（ ）（）（ 12675 132129128 1 + = ki a 56.4750 (134) (121)+(131) 97.9960 小轮大端齿顶圆直径 (135) 5 . 0 )134)(119( 01 =d 72.4970 (136) ）（ ）（ ）（ 12 99 100)(70 + 86.68 确定小轮根锥的大轮偏置角 a (137) ）（ ）（ 136 5 sin 0 = 0.415 (138) 0 24.54 (139) cos 0 0.9097 (140) ）（ ）（）（ 100 9511099+ 11.8749 小轮根锥顶点到轴交叉点的距离 (141 ）（ ）（）（ 139 1401375 = r g 3.369 (142) sin)139)(100( 1=r 0.2686 小轮根锥角 (143) 2 1 1421 142 ）（ ）（ = arctag r 15.58 (144) cos 1r 0.963 (145) tan 1r 0.279 (146) min b 0.15 最小法向侧隙 (147) max b 0.2 最大法向侧隙 (148) (90)+(42) 0.206 21 (149) (96)(4)(148) 3.271 (150) ）（）（473 = i a 69.296 2.5.9 准双曲面齿轮的强度计算准双曲面齿轮的强度计算 单位齿上的圆周力 在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常用在其齿轮的假定单位 压力即单位齿长的圆周力来估算，即： f p p = n/mm 式中 ：p作用在齿轮上的圆周力，按照发动机的最大转矩和最大附着力 矩两种工作载荷来计算，n ； f从动齿轮的齿面宽，mm 。 按照发动机最大转矩来计算： 3 emax g 2 ti10 p d f 2 = n/mm 其中 1 d 主动齿轮节圆直径，mm； g i 变速器的传动比。 按最大转矩 3 emax g 2 ti10 p d f 2 =1429 8 . 856 2 36 30 100077 . 4 97 = 按最大附着力 =21000r d pr 2 2 f g 13881429 表 2-1 许用单位齿长上的圆周力 p 表 参数汽车类 别 3 2r 2 gr10 p d f 2 = 轮胎与地面 附着系数 挡 挡 直接挡 轿车 893 536 321 893 0.85 载货汽车 1429 250 1429 0.85 公共汽车 982 214 0.86 22 牵引汽车 536 250 0.86 在现代汽车的制造业中，由于材料以及加工工艺等质量的提高，单位齿 长的圆周力有时会高出上表中的数据 0 0 0 0 1510。 （2）齿轮的弯曲强度计算 汽车主减速器双曲面齿轮的计算弯曲强度应力为： j t w sv ms c w bdmk kkk0 3 10*2 = n/ 2 mm 式中： c t 该齿轮的计算转矩，nm ；对于从动齿轮 0 k 超载系数 ，取 1 ； s k 尺寸系数，当端面模数 m1.6mm时 ， 4 5 .24 m ks= ； m k载荷分配系数 ，取 m k =1.00 ； v k 质量系数， v k =1 ； b计算齿轮的齿面宽 ,30 mm ; w j计算弯曲应力用的综合系数。查得 j=0.3 ； 1)主动锥齿轮强度校核 1.以发动机最大扭矩和传动系最低当速比所确定的主动锥齿轮的转矩用 c t =min ce t , cs t 计算： awa wsv msc w mpmp bdjmk kkkt 700 9 . 193 3 . 0*68*8 . 4*33*1 1 . 1*65 . 0 *1* 1 . 438*10*210*2 3 0 3 = 2.以汽车日常行驶平均转矩所确定的主动锥齿轮转矩 cf t为计算扭矩来 校核 awawcf mpmp 9 . 21069 3 . 0*8 . 4*68*33*1 1 . 1*65 . 0 *1* 9 . 156*10*2 2 3 = 2)从动锥齿轮强度校核 1.以发动机最大扭矩和传动系最低当速比所确定的从动锥齿轮的转矩 c t =min ce t , cs t 为计算扭矩来校核 awawcf mpmp700324 3 . 0*8 . 4*187*30*1 1 . 1*65 . 0 *1* 1 . 2050*10*2 3 = 23 2.以汽车日常行驶平均转矩所确定的从动锥齿轮转矩 cf t为计算扭矩来 校核 awawcf mpmp 9 . 210118 3 . 0*8 . 4*187*30*1 1 . 1*65 . 0 *1* 2 . 734*10*2 3 = 弯曲强度验算合格。 (3)轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力公式： bjk kkktk d c v fmsp j 3 0 1 10*2 = t：为所计算齿轮的计算转矩； 0 k :过载系数； s k ：尺寸系数； m k ：齿面载荷分配系数； v k ：质量系数； 由于接触应力主从动齿轮相等，所以以下只计算主动轮的 1)按主动轮计算载荷计算 ajj mp2800 4 . 1119 3 . 0*30*1 10*1*1 . 1*1*1* 1 . 438*2 68 6 . 232 3 = 2)按日常行驶转矩计算 ajj mp1750 9 . 669 3 . 0*30*1 10*1*1 . 1*1*1* 9 . 156*2 68 6 . 232 3 = 齿面接触强度验算合格。 2.5.10 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，与传动系其它齿轮比较，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，磨损和擦伤等。双曲面齿轮用 渗碳合金制造，主要用 20grmnti ，22grmnmo , 20grnimo , 20mnvb 和 20mn2tib 。 由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合，咬死或 24 擦伤，防止早期磨合，圆锥齿轮与双曲面齿轮的传动副在热处理及精加 工时均处于以厚度 0.0050.0100.025 的磷化处理或镀铜，镀锡，这叫 表层镀层，不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿轮进 行喷完处理有可能提高寿命达 25% 。 2.5.11 主减速器轴承的计算主减速器轴承的计算 根据汽车设计 （刘惟信编）中介绍，主动轮的当量转矩为 3 34 44 33 33 32 22 31 11 max1 100 ) 100 *() 100 *() 100 *() 100 *( t gg t gg t gg t gg ed f if f if f if f if tt + = 3 33333 100 ) 100 60 *85. 0 (*5) 100 60 *308. 1 (*70) 100 70 *014. 2(*21) 100 60 *099. 3 (*3) 100 50 *77. 4(*1 96 + = nm104= 主从动锥齿轮的中点分度园直径如下： mmd m 1 . 159 2 = mm z z dd mm 25.46 cos cos * 12 21 21 = 主动轮受力为 kn d t p m d 5 . 4 25.46 104*22 1 1 1 = 从动轮受力 kn p p3 . 6 cos cos 1 21 2 = 则由此可计算出主从动轮上的轴向力和颈向力 主动轮的轴向力为： 1 11111 1 cos )cossinsin( = tgp a kn tg 2 . 4 008.50cos 74.17cos008.50sin74.17sin5 .22(6 . 4 = = o oooo 25 径向力 1 11111 1 cos )sinsincos( + = tgp r kn tg 99. 5 008.50cos 74.17sin008.50sin74.17cos 5 . 22(6 . 4 = + = o oooo 从动轮轴向力 kn tgp a7.0 cos )cossinsin( 2 22222 2 = + = 径向力 kn tgp r02.1 cos )sinsinco