机械毕业设计（论文）-HKD640微型客车后驱动桥与后悬设计（全套图纸） .pdf

1 hkd640 微型客车设计（后驱动桥与后悬设计）微型客车设计（后驱动桥与后悬设计） 摘 要 本次设计为微型客车后驱动桥、后悬架总成设计。驱动桥是汽车传动系主要 总成之一，具有承载车身和驱动汽车的功用。后悬架也是汽车重要的总成之一， 悬架的结构形式和性能参数直接对汽车行驶平顺性、 操纵稳定性和舒适性有很大 的影响。根据整车布置的特点和现有的生产水平，为降低成本，使该车具有良好 的燃油经济性，操纵性和舒适性的特点，决定采用以下形式：主减速器为双曲面 齿轮传动的单级主减速器；差速器为普通对称式圆锥齿轮差速器；半轴的形式为 半浮式半轴；驱动桥壳为焊接整体式桥壳。作为非断开式驱动桥，其后悬架应为 非独立悬架与之匹配，选择弹性元件为对称式钢板弹簧，减振器为液力筒双向作 用式该设计的整体特点是：结构简单紧凑，制造工艺性好，调整维修方便，成本 低廉。 在说明书的计算部分，说明了主要参数选择的依据，对主减速器，差速器， 半轴，驱动桥壳和钢板弹簧进行了尺寸和强度计算。此外，还计算了主减速器支 撑轴承的寿命。本文提供了关于以上计算的详细计算依据、步骤和计算数据。 关键词：驱动桥，悬架，主减速器，差速器，钢板弹簧，双曲面齿轮 2 hkd640 minibus design (after the rear driveaxle andsuspension design) abstract the design for the minibus after the drive axle, rear suspension assembly design. vehicle arrangement according to the characteristics and current production levels, to ensure needs, determine the following form: the main reducer for the two- surface single- stage main gear reducer; differential bevel gear for the general symmetric differential; axle in the form of semi- floating axle; drive axle shell for welding the whole bridge. as a non- disconnect type drive axle, then suspension should be non- independent suspension with matching elastic element selected for the symmetric leaf spring, shock absorber for the hydraulic cylinder type two- way effect. the overall features of the design: simple and compact structure, good manufacturing process, adjustment and easy maintenance, low cost. description of the calculation in part, explain the basis for the main parameters on the final drive, differential, axle, drive axle and leaf springs for the size and strength calculation. in addition, main gear box support calculate the bearing life. this article provides detailed calculations on the basis of the above calculation, steps and calculated data. 3 keywords: drive axle, suspension, final drive, differential, leaf springs, double- curved gear 目目 录录 前言前言1 第一章第一章 驱动桥的设计与计算驱动桥的设计与计算2 1.1驱动桥的结构方案分析.2 1.2 主减速器的设计与计算4 1.2.1 主减速器的结构形式4 1.2.2 主减速器主动锥齿轮的支撑形式及安置方法6 1.2.3主减速比的确定.6 1.2.4主减速器齿轮计算载荷的确定.6 1.2.5 主减速器齿轮基本参数的选择8 1.3 双曲面齿轮的强度计算.19 1.4 主减速器轴承的计算22 1.5差速器的设计与计算26 1.5.1参数选择26 1.5.2差速器齿轮的几何尺寸的计算和强度计算27 1.6 半轴的设计与计算.29 4 1.7 驱动桥壳设计.33 第二章第二章 悬架的设计与计算悬架的设计与计算.35 2.1弹性元件的设计35 2.2减振器的设计38 结论结论.40 参考文献参考文献.41 致致 谢谢.42 外文及译文外文及译文.43 前前 言言 随着我国人民生活水平的改善和提高以及汽车工业技术的发展和进步， 汽车 作为多功能的交通工具逐渐走进广大百姓家庭。 而微型车是汽车应用中发展最快 的一种车型。由于我国城乡经济的差距和人民收入的提高，以及受燃油税费的影 响，微型车因为有以下众多优点而备受人们的青睐。 首先，微型车价位最低，且维修方便，很适合一般的用户；其次微型车的排 量小，对环境的污染较小，税费负担轻；微型车的体积小，行驶、停靠都非常方 便，在一定程度上缓解了交通拥挤。 纵观汽车的发展历史可以看出， 微型车在它的发展中对汽车技术的应用和推 进起了很大作用。 我国的微型车近几年得到了较快的发展。 但在一些人的观念中， 微型车总是技术含量低，操纵性及舒适性差。然而从目前市场上的微型车来看， 它并不是这样。像我国的长安新星、五菱阳光、飞民意等微型客车系列无论是在 车身设计、 底盘的开发和配置都跟随时代的发展潮流。 取得了人们的认可和信赖。 在市场上获得了较好的反应。 本次设计的内容是微型客车的后驱动桥和后悬架。 后驱动桥和后悬架是保证 整车行驶平稳性，操纵稳定性，乘坐舒适性等性能的重要总成。根据微型客车的 特点， 我在设计中从实际出发， 尽可能用简单的结构来实现驱动桥和悬架的功能， 并在传统设计基础上进行合理的改进， 比如使用 excel 编程对齿轮齿轮几何尺寸 5 进行计算。 由于本人能力有限，在设计中也有不妥的地方，希望老师批评指正。 。 第一章第一章 驱动桥的设计与计算驱动桥的设计与计算 1.1 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。 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。 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 6 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。 由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂， 故这种结构主要见于 对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上， 且后者多属于轻型以下 的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。 其结构如图 1-1 所示： 图 1-1 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，即桥壳 7 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。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量大 是它的一个缺点。 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。 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 图 1-2 非断开式驱动桥 1.2 主减速器的设计与计算 1.2.1 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。 8 图1-3 主减速器齿轮传动形式 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，而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。 4)双曲绵主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少 的齿数，有利于增加传动比。 5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削 刃寿命较长。 但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点： 1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动 效率约为96，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99。 9 2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合 能力较低。 3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。 4)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， 螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。 由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。 一般情况下，当要求传动比大于45而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮 传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺 旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得 过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速 器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。 本设计的主减速器传动比达到 5.68，所以选用双曲面齿轮传动，有利于减 小体积，增大离地间隙。 1.2.2 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 1-4 主减速器锥齿轮的支撑形式 本设计主动齿轮的支撑形式采用悬臂式。 1.2.3 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。 10 i0=0.377rrnp/vamaxigh （1-1） 式中 rr: 车轮的滚动半径 rr0.3015m np: 最大功率时发动机的转速 np5500r/min vamax: 最高车速 vamax110 km/h igh: 变速器最高档传动比 igh1 代入数据得 ：i0 = 0.377rrnp/vamaxigh 0.3770.30155500=5.68 1.2.4 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 57nm，主减速比 5.68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 （ jjet 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， 即： lblb r j ttle je i rg t n kit t 2 0max = = （1- 2） 式中： maxe t发动机的最大扭矩，nm； tl 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 6.4 t传动系上的部分传动效率；取t0.9； 0 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） ； n 经济轿车的驱动桥数，此时为 1； 11 轮胎对地面的附着系数，对于一般车轮的公路用汽车，可取 0.85，越野车可取1.0； r r 车论的滚动半径；本车轮胎 155r13lt. lb， lb i分别有计算所得从动齿轮到两车轮之间穿传动效率； g2=mg55%=9055n je t =575.746.6810.9/1= 1672.1 nm j t =16809.855%0.850.3015/0.96=2417.3nm 计算的载荷转矩为最大转矩，而不是正常的持续转矩，不能用于疲劳损坏的 依据 应按所谓的平均牵引力的公式计算， 即主减速器从动齿轮的平均计算转矩： ）（ ）（ phr llb rta jm fff ni rgg t+ + = （1-3） 式中： g 汽车满载时总重，；本车为 16464n . t g 所牵引的挂车的满载总重，仅用于牵引车的计算； r f 道路的滚动阻力系数， 计算时， 对于轿车可取 f0.0100.015； 对于载货车，可取 0.0150.09，对于越野汽车可取 0.0200.035； h f汽车正常使用时平均爬坡系数,载货汽车 0.051.09 ; 取 0.07 。 r r 车论的滚动半径，m； 本车 0.3015m 。 p f 起初的性能系数: + = max 195. 0 16 100 1 e ta p t gg f ）（ （1-4） 当 max 195 . 0 e ta t gg）（+ 16 时，可取 p f 0 ， 带入得 0.19560450/20216 取 p f 0 ， r r lb， lb i 等见式（1- 3） 从动齿轮 tim=16809.80.3015(0.015+0.08)/0.96=491.2n. 12 1.2.5 主减速器齿轮基本参数的选择 1、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，其齿数之和对于微型客车应不小于 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 5.68，初步取 1 z =7 ， 2 z =40 。 2、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，可以根据公式 2- 1 较小的结 果，按经验公式选出： 3 2 2 jd tkd = （1-5） 式中： 2 d从动锥齿轮节圆直径，mm； 2 d k直径系数，可取 2 d k1316； j t按 2- 1 计算结果的最小者； 计算结果 2 d15 3 1672.1=178mm ; 对于微型客车以按主减速器主动锥齿轮的计算载荷 jz t 预选该齿轮的大 端端面模数： m = (0.598 0.692) 3 jz t ， （1- 6） 式中： jz t 主动锥齿轮的计算转矩 ，nm ； 计算得 m = 4.74 由机械设计手册表 16.4-3 取 m =4.5. 3、.双曲面齿轮齿宽 f 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： f=0.155 2 d =0.155178=27.59 圆整为 28mm。 （1-7） 13 式中： 2 d 从动齿轮节圆直径，mm； 4、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。 本设计采用下偏移 。初选 e = 2d0.2 =35.6mm。 5、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 3540范围内 。 “格里森”制推荐用下式预选主动齿轮螺旋角名义值： 2 0 1 200 1 90525 d e z z += =55 （1-8） 双曲面齿轮传动，当确定了主动齿轮的螺旋角之后，用下式近似确定从动 齿轮的名义螺旋角： = 12 式中： 准双曲面齿轮传动偏移角的近似值 22 sin 2 fd e + 14 计算得： 2 = 28， = 27。 双曲面齿轮传动的平均螺旋角 ： 12 41.5 2 + = 6、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。 本微型客车采用 19。 7、圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择 “格里森”制圆弧齿双曲面齿轮铣刀盘的名义直径 d 2r 是指通过被切齿 轮齿间中点的假想同心圆的直径。选择时通常是兼顾两个方面，即设计及使用提 出的最合适的齿向曲率以及加工时用最经济的刀盘直径。 可用下式初步估算刀盘的名义直径： 2222 d022 22(2sin)sin mm rk aaa=+ mm （1- 9） 式中： k 系数，选取 0.91.1 范围内的某值，以使 d 2r 为标准值； 0 a ， m a 分别为从动齿轮的节锥距和中点锥距 mm ； 2 从动齿轮的螺旋角 。 按上式 初步估算值在下表中选出其最接近的刀盘名义半径的标准值，或按 从动齿轮节圆直径 2 d 直接在该表钟选取刀盘名义半径。 本车从动齿轮节圆直径为 178mm 中选取刀盘名义半径为 79.4mm。 8、双曲面齿轮参数的计算。 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 15 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）（）（ ）（）（ ）（）（ + = （1- 10） 表 1-1 圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算结果 序号 计算公式 结果 注释 （1） 1 z 7 小齿轮齿数 （2） 2 z 40 大齿轮齿数 uzz 12 = （3） )2( ) 1 ( 0.175 齿数比的倒数 u 1 （4） f 27.59 大齿轮齿面宽 （5） e 35.6 小齿轮轴线偏移距 （6） 2 d 178 大齿轮分度圆直径 （7） d r 79.4 刀盘名义半径 （8） 1 55 小轮螺旋角的预选值 （9） 1 tan 1.428147957 （10） 2 cot1.2(3) i = 0.21 （11） 2 sin i 0.978653497 （12） 0 . 2 )11)(4()6( 2 = m r 75.49947501 大轮中点节圆半径 （13） )12( )11)(5( sin = i 0.461461016 齿轮偏置角初值 （14） cos i 0.887160487 （15） （14）+（9） （13） 1.546195095 小轮直径放大系数 k 16 （16） (3)(12) 13.21240813 小轮中点节圆半径 （17） )16)(15( 1 = m r 20.42896064 （18） 3 . 106 . 1 ) 1 (02 . 0 或+= r t 0 1.2 轮齿收缩率 （19） )17( )12( )10( + 379.9502702 截距 （20） )19( )5( tan= 0.089728747 0.089728747 0.089728747 小 轮 偏 置 角 （21） 2 201）（+ 1.004017554 1.004017554 1.004017554 （22） sin () () 20 21 = 0.0893697 0.0893697 0.0893697 （23） 5.127 5.127 5.127 （24） )12( )22)(17()5( sin 2 = 0.447344434 0.447344434 0.447344434 大轮 偏置 角 （25） 2 tan 0.500182873 0.500182873 0.500182873 （26） )25( )22( tan 1 = 0.17867405 0.176808 0.188765673 小轮 节锥 角初 值 （27） u1 cos 0.984410089 0.984410089 0.984410089 （28） )27( )24( sin 2 = 0.454428941 0.454428941 0.454428941 （29） 2 cos 0.890782991 0.890782991 0.890782991 （30） )28( )29()15( tan 1 = c 1.442276327 1.442276327 1.442276327 （31） )30()9()28( -0.00642034 -0.00642034 -0.00642034 （32） (3)(31) -0.00112356 -0.00112356 -0.00112356 （33） )32)(22()24(sin 1 = 0.447444846 0.447444846 0.447444846 （34） 1 tan 0.500323245 0.500323245 0.500323245 17 （35） tan 1 = ）（ ）（ 24 22 0.17862392 0.17862392 0.188734467 小齿 轮节 锥角 （36） 1 10.1275862 10.1275862 10.1275862 （37） 1 cos 0.984418632 0.984418632 0.984418632 （38） )37( )33( sin 1 = 0.454526999 0.454526999 0.454526999 齿轮 偏值 角校 正值 （39） = 2 )38(1 )38( arctg 27.0345046 27.0345046 27.0345046 （40） cos 0.890732964 0.890732964 0.890732964 （41） )38( )40()31(15) tan 1 + = 1.427949918 1.427949918 1.427949918 （42） 1 54.9962666 54.9962666 54.9962666 （43） 1 cos 0.573629824 0.573629824 0.573629824 （44） )39()42( 2 = 27.9617620 27.9617620 27.9617620 （45） 2 cos 0.883260715 0.883260715 0.883260715 （46） 2 tan 0.530853668 0.530853668 0.530853668 （47） )33( )20( 2 =ctg 0.199733443 0.199733443 0.199733443 大轮 节锥 角 2 （48） 2 78.7048 78.7048 78.7048 （49） 2 sin 0.980630912 0.980630912 0.980630912 （50） 2 cos 0.195864788 0.195864788 0.195864788 （51） )37( )32)(12()17(+ 20.66613921 20.66613921 20.66613921 （52） )50( )12( 385.4673204 385.4673204 385.4673204 （53） （51）+（52） 406.1334596 406.1334596 406.1334596 （54） )49( )45)(12( 2 =t 68.00287398 68.00287398 68.00287398 （55） )35( )51)(43( 1 =t 66.36688838 66.36688838 66.36688838 18 （56） )53( )54)(46()55)(41( tan 0 = 0.144457484 0.144457484 0.144457484 极限 压力 角 （57） 01 8.22 8.22 8.22 （58） 01 cos 0.989726531 0.989726531 0.989726531 （59） ）（ ）（ 51 5641 0.009981451 0.009981451 0.009981451 极限 曲率 半径 l r （60） ）（ ）（ 52 5646 0.000198942 0.000198942 0.000198942 （61） ）（5554 4513.139147 4513.139147 4513.139147 （62） ）（ ）（）（ 61 5554 0.000362494 0.000362494 0.000362494 （63） ）（）（）（626059+ 0.010542887 0.010542887 0.010542887 （64） 63 4641）（）（ = l r 85.09018803 85.09018803 85.09018803 （65） rln= ）（ ）（ 58 64 85.97343346 85.97343346 85.97343346 极限 法 （66） v= ）（ ）（ 65 7 0.923541108 0.923541108 0.923541108 （67） (50)(3); 1.0(3) 0.034276338 0.03427633 8 （68） )35)(17( 34 5 ）（ ）（ ; )37)(35( 67.50489854 67.5048985 4 （69） 左 ）（）674037(+ 1.014949696 （70） (49)(50) 20.26585493 （71） (12)(47) （70） -5.18608486 大轮节锥顶点到交叉点的距离 （72） ）（ ）（ 49 12 76.99071498 大轮节点锥距 （73） ）（ ）（ 49 6 90.75789774 大轮外锥距 （74） (73)（72） 13.76718277 （75） )2( )45)(12(k hmk= 9.518 大轮平均工作 （76） )7( )46)(12( 0.504775482 （77） )76( )45( )49( 0.605463992 （78） i 45 两侧轮齿压力角之和 19 （79） sin i 0.707106772 （80） 0 . 2 78）（ 22.49999962 平均压力角 （81） cos 0 . 2 i 0.923879535 （82） tan 0 . 2 i 0.414213555 （83） ）（ ）（ 82 77 1.461719408 双重收缩齿的大轮齿顶角和齿根角之 和 (84) ）（ ）（ 2 8310560 = d 385.8939236 (85) k 0.17 大轮齿顶高系数 (86) ）（85150 . 1 = b k 0.98 大轮齿根高系数 (87) )85)(75( 2 = m h 1.61806 大轮中点齿顶高 (88) 05. 0)86)(75( 2 += m h 9.37764 大轮中点齿根高 (89) = ）（ ）（ 72 88 arctan 2a 72.25404104 大轮齿顶角 (90) 2 sin a 0.01908168 (91) = ）（ ）（ ）；（）（ 72 88 8984 2 arctag f 5.338199277 大轮齿根角 (92) sin 2 0.093034418 (93) )90)(74()87( 2 += h 1.880760979 大轮齿顶高 (94) )92)(74()88( 2 += h 10.65846184 大轮齿根高 (95) c=0.150(75)+0.05 1.4777 顶隙 (96) )94()93(+=h 12.53922282 大轮全齿高 (97) )95()96(= g h 11.06152282 大轮工作齿高 (98) )89()48( 02 += 79.7981 大轮顶锥角 (99) sin 02 0.984189796 20 (100) cos 02 0.177117041 (101) 2r =（48）（） 73.3666 大轮根锥角 (102) sin 2r 0.958155644 (103) cos 2r 0.286247728 (104) cot 2r 0.298748674 (105) )6( 5 . 0 )50)(93( 02 +=d 178.7367497 大论大端齿顶圆直径 (106) (70)+(74)(50) 22.96236127 大轮轮冠到轴交叉点的距离 (107) )49)(93()106( 02 =x 21.11802891 (108) )99( )87()90)(72( -0.15134052 (109) )102( )88()92)(72( -2.31158022 (110) )108()71( 0 =z -4.0102032 大轮顶锥锥顶到轴交叉点的距离 (111) )109()71(+= r z -7.02343233 大轮根锥锥顶到轴交叉点的距离 (112) (12)+(70)(104) 81.5538723 工艺节锥的大轮节锥角 (113) sin )112( )5( = 0.436521271 (114) cos 2 )113(1= 0.899693937 (115) tan=(113)/(114) 0.485188633 (116) 01 sin=(103)(114) 0.257535345 小轮顶锥角 (117) 01 14.92386861 (118) cos 01 0.966268879 (119) tan 01 0.266525551 (120) )103( )95()111)(102(+ -18.3471896 小轮面锥顶点到轴交叉点的距离 (121) )114( )120()113)(5( 0 =g 37.66541648 (122) tan ）（ ）（ 左 69 6738 = 0.015350043 啮合线和小轮节锥母线的夹角 21 (123) ； cos 0.879423601 0.99991 (124) 左 ）（）（ = cos 12339 26.15508103 齿轮偏置角和的差 (125) 1 1 cos 36117 ）；（）（= 4.796282358 小轮齿顶角 (126) 右右 ）（）（6867113 0.184289333 (127) 右 右 ）（ ）（ 125 123 1.113945517 (128) 右左 ）（）（688768+ 67.78941937 (129) 右 ）（ ）（ 125 118 0.969664365 (130) (74)(127) 15.33589152 (131) (128)+(130)(129) +(75)(126) 左 84.41415277 小轮轮冠到轴交叉点的距离 (132) (4)(127)(130) 15.39786529 小轮前轮冠到轴交叉点的距离 (133) 右 ）（ ）（）（ 12675 132129128 1 + = ki a 47.75728837 (134) (121)+(131) 122.0795692 小轮大端齿顶圆直径 (135) 5 . 0 )134)(119( 01 =d 65.07464886 (136) ）（ ）（ ）（ 12 99 100)(70 + 79.14656451 确定小轮根锥的大轮偏置角 a (137) ）（ ）（ 136 5 sin 0 = 0.449798424 (138) 0 26.73075225 (139) cos 0 0.893130101 (140) ）（ ）（）（ 100 9511099+ -13.9405054 小轮根锥顶点到轴交叉点的距离 (141 ）（ ）（）（ 139 1401375 = r g 33.53747596 (142) sin)139)(100( 1=r 0.158188561 小轮根锥角 (143) 2 1 1421 142 ）（ ）（ = arctag r 9.101769586 (144) cos 1r 0.987408922 22 (145) tan 1r 0.160205724 (146) min b 0.2 最小法向侧隙 (147) max b 0.4 最大法向侧隙 (148) (90)+(42) (149) (96)(4)(148) 9.445939665 (150) ）（）（473 = i a 63.16789774 图 1-5 双曲面齿轮副的理论安装距和另外几个参数的关系 23 1.3 双曲面齿轮的强度计算 (1) 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 （1- 11） 式中： 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 =665.5nmm893 按最大附着力 =21000r d pr 2 2 f g 945 nmm 8931.25=1116 表 1-2 单位齿长上的圆周力 p 参数汽车类 别 挡 挡 直接挡 3 2r 2 gr10 p d f 2 = 轮胎与地面 附着系数 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 牵引汽车 536 250 0.86 24 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 3 232.62 1.1 0.6487 1 1672.1 10 35.6427.59 0.2 5.68 0.96 00 00 20 25。 （微型客车类似轿车，因此可 参考轿车的标准。 ） （2）轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器双曲面齿轮的计算弯曲强度应力为： 3 j0sm w 2 v 2 10 tk k k k fjzm = n/ 2 mm （1- 12） 式中： j t 该齿轮的计算转矩， nm ； 对于从动齿轮， 按 jej t t 中的较小者和jm t 计算；对于主动齿轮，还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上 ； 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 ； f 计算齿轮的齿面宽 ，28mm; j 计算弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数。查得 j=0.264； 用 je t 计算： 大齿轮： 4.5 4 2 1000 1672.1 11.10 25.4 2 1 28 40 4.50.264 = =404.5700 小齿： 2 2000 491.2 0.6487 1.1 617.2 1 27.59 7 4.50.264 = 700弯曲强度验算合 格。 25 （3） 齿轮的齿面接触强度计算 圆锥齿轮与双曲面齿轮的齿面的计算接触应力为： 用 je t 计算： 3 1 maxsmp1 j 1v1 max 2tkok k10ct k fjt = （1- 13） = 3 232.62 1.1 0.6487 1 1672.1 10 35.6427.59 0.2 5.68 0.96 =1837.92800 齿面接触强度验算合格。 （4） 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，磨损和擦伤等。双曲面齿轮用渗碳合 金制造，选用材料为 20grmnti，经渗碳，淬火，回火，喷丸处理后，轮 齿表面硬度达 hrc3245,渗碳层深度为 0.91.3mm。 1.4 主减速器轴承的计算 初选主动齿轮上的轴承 a，b 为圆锥滚子轴承 30000 型，代号 7305e, 中窄（3）系列，额定动载荷 49500n.从动锥齿轮上的轴承 c,d 为圆锥滚子 轴承轻窄（2）系列，代号 7208e,额定动载荷 59800n. 根据结构尺寸和布置形式， 首先求出作用在轴承上的轴向力， 径向力， 然后求出轴承反力。 26 图 1-6 主动锥齿轮面的受力 （1）确定圆周力。 根据主动齿轮齿面宽中点的圆周力 1 1 2 m t p d =； t 为作用在主减速器齿轮上 的当量转矩； 1m d为齿轮齿面中点