XX1020微型货车后桥总成设计

前 言 本说明书阐述的内容是通过合理确定 XX1020 微型货车后桥总成的主要结构形式， 完成主要零部件及后桥总成的设计，并对后桥总成性能参数进行确定和验算。 驱动桥位于传动系末端，主要由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。其 基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，实现降低转速。通过主减速器 锥齿轮副改变转矩的传递方向，并通过差速器实现两侧车轮的差速作用，保证内、外 侧车轮以不同转速转向。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， 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 用非断开式驱动桥的桥壳，相当于受力复杂的空心梁，它要求要有足够的强度和刚度， 同时还要尽量的减轻其重量。所选择的减速器比能满足汽车在给定的使用条件下具有 最佳的动力性和燃料经济性。由于驱动桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。所以 提高它们的加工精度、装配精度，还有就是增强齿轮的支撑刚度，是降低驱动桥工作 噪音的有效措施。驱动桥各零部件在保证其支承刚度、强度、可靠性及寿命的前提下 应当尽量减少簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车行驶的 平顺性。在驱动桥的设计中，主减速器的选择也是至关重要的，根据减速齿轮型式的 不同，单级贯通式主减速器又有双曲面齿轮式及涡轮-蜗杆式两种结构。双曲面齿轮 式单级贯通式主减速器利用双曲面齿轮传动的偏移距将一根贯通轴传过中桥通向后桥， 结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，且主动齿轮的工艺性差。通常主动齿 轮的最少齿数是 8，由此得主减速器比的最大值只能在 5 左右，故多用于轻型汽车的 贯通式驱动器上。所以本设计采用单级主减速器，并选用双曲面齿轮啮合传动。尽量 的使简化结构，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 于轻型货车是城市物流系统的主力车型，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，合理确定了微型货车后桥总体结构型式及主减速器、 差速器、半轴、桥壳等进行强度校核计算，并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。在整个的设计过程中，参考了大量 的文献资料和国家标准，使设计出的驱动桥符合国家各项轻型货车的标准，这样驱动 桥运行稳定可靠，成本降低，适合本国的行驶情况和国情。 目前，微型货车正越来越广泛的进入了运输市场。随着市场经济的发展，道路运 输以其快速、灵活的特点成为货物运输的主要运输方式，而轻型货车是城市物流系统 的主力车型。各大汽车制造企业为了占领市场，都加大对结构先进、布置合理，性能 优异的轻、中型货车新产品的开发力度。而汽车后桥是汽车的重要总成，直接影响到 汽车的动力性和经济性。并对汽车的通过性和行驶平顺性等都有较大的影响。所以设 计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车的总成本，改善汽车 的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善市场竞争地位并获得更大的经 济效益。 在整个的设计过程中，在遇到具体问题时做具体分析才能有效地解决问题。使我 能够顺利的完成整个微型货车驱动桥的设计，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。 目 录 摘摘 要要 I I ABSTRACTABSTRACT IIII 第第 1 1 章章 绪绪 论论 1 1 1.1 设计的主要内容1 1.1.1 国内外的研究现状1 1.1.2 目前研究工作中存在的问题2 第第 2 2 章章 驱动桥结构方案分析驱动桥结构方案分析 5 5 第第 3 3 章章 主减速器设计主减速器设计 8 8 3.1 主减速器的结构形式选择8 3.1.1 主减速器的齿轮类型 8 3.1.2 主减速器主、从动锥齿轮的支撑形式 9 3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算.10 3.2.1 主减速比的确定 .10 0 i 3.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 .11 3.2.3 主减速器锥齿轮主要参数的选择 .13 3.2.4 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 .15 3.2.5 主减速器锥齿轮的强度计算 .16 3.2.6 主减速器齿轮的材料及热处理 .18 3.2.7 主减速器轴承的计算 .19 第第 4 4 章章 差速器设计差速器设计 2525 4.1 差速器结构形式选择.25 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计.25 4.2.1 差速器齿轮主要参数的选择 .25 4.2.2 差速器齿轮的几何计算 .27 4.2.3 差速器齿轮的强度计算 .28 第第 5 5 章章 驱动半轴的设计驱动半轴的设计 3030 5.1 半轴直径的初选.31 5.2 半轴计算.32 5.3 半轴花键的强度计算.33 5.4 半轴的结构设计及材料与热处理.35 第第 6 6 章章 驱动桥壳的设计驱动桥壳的设计 3636 6.1 桥壳的结构.36 6.2 桥壳的受力分析与强度计算.37 6.2.1 桥壳的静弯曲应力的计算 .37 6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 .38 6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 .38 6.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 .39 6.2.5 汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算 .40 第第 7 7 章章 结论与展望结论与展望 4242 致致 谢谢 4343 参考文献参考文献 4444 附附 录录 4545 XX1020 微型货车后桥总成设计 摘摘 要要 驱动桥位于传动系末端，其基本功用是增矩、降速，承受作用于路面和车架或车 身之外的作用力。它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤其重要。 当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效 益的需要时，必须搭配一个高效、可靠的驱动桥，所以采用传动效率高的单级主减速 器驱动桥已经成为未来载重汽车的发展方向。目前，相对于轿车和一般的微型货车、 轻型货车和中型货车，采用单级主减速器即可满足汽车动力性的要求。 驱动桥设计应主要保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性，保 证结构简单，制造、维修方便，符合实际应用，总成及零、部件的设计能尽量满足零 件的标准化、部件通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。本设计根据给定的参数， 按照传统设计方法并参考同类型车确定汽车总体参数，再确定主减速器、差速器、半 轴、和桥壳的结构类型，最后进行参数设计并对主减速器的主、从动齿轮、半轴齿轮 和行星齿轮进行强度以及寿命的校核。 关键词：微型货车，驱动桥，主减速器，动力性，燃油经济性 I ABSTRACT Drive axle is located at the end of the powertrain, And its basic function is increasing the torque and reducing the speed, bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance,and for heavy trucks are especially important. When using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, high efficiency of the heavy loaded and high benefit,have to match a more efficient and reliable drive axle, Therefore, the high transmission efficiency of the single-stage main gear box drive axle has become the development direction of the truck. At present, as opposed to cars and mini trucks,light trucks and medium goods vehicles, Using single-stage main gear box can meet the requirements of automotive power. Design of the drive axle should be ensure the best dynamic property and Fuel Economy on given condition ,To ensure simple structure, easy manufacture and maintenance, in line with the practical application,Assembly and parts and components designed try to meet the standardization of parts,Universal of parts, Standardization of parts, Serialization of products and automotive variant the requirements .The design according to the given parameters, according to traditional design methods with reference to similar cars to determine the cars overall argument, and then determine the structure type of the main gear box, differential, axle, and axle housing, the last proceed parameter design and check of the drive pinionring gear of the final drive,axle gears and pinoin gears for strength and life. Keywords: Mini-truck,Drive axle,main gear box,Dynamic property, Fuel Economy XX1020 微型货车后桥总成设计 0 第第 1 1 章章 绪绪 论论 驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增扭、降速，改变转矩的传递方向，并 将转矩合理地分配给左、右驱动车轮。其次，驱动桥还有承受作用于路面和车架或车 身之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反制动力矩等。驱动桥一般由主 减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成。 设计驱动桥是应当满足如下基本要求： 1、选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油 经济性。 2、外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 3、齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4、在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。 5、具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架间的各种力和力矩; 在此条件下，尽可能的降低质量，尤其是簧下质量，以减少不平路面的冲击载荷，提 高汽车行驶平顺性。 6、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。 7、结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。4 1.1 设计的主要内容 1分析微型货车底盘的发展现状和市场需求，收集后桥总成相关资料； 2合理确定微型货车后桥总体结构型式及减速器、差速器、半轴的结构型式及 主要参数； 3完成微型货车后桥总成设计，绘制后桥总成图、主要零件图等； 4对减速器、差速器、半轴、桥壳等进行强度校核计算，完成设计说明书。 1.1.1 国内外的研究现状 中、重型车桥市场的企业竞争非常激烈 目前，国内中、重型车桥生产企业主 要集中在东风德纳车桥有限公司、一汽解放汽车有限公司车桥分公司、中国重汽济南 1 桥箱有限公司、陕西汉德车桥有限公司、安徽安凯福田曙光车桥有限公司、一汽山东 汽车改装厂及青特众力车桥有限公司等七家主要的生产企业，其 2007 年中重型车桥 产量均超过了 12 万根，它们在中重型车领域的市场份额之和高达 90以上，市场集 中度很高。造成这种态势的主要原因一是国内中重卡企业普遍偏爱采用自己建厂或控 股的车桥企业产品进行配套，二是由于中重型桥比轻型桥的利润率要高得多。也正是 这两个原因，本文下面比较分析的重点也主要针对此七家企业。 轻型车桥市场的企业竞争程度较低 由于轻型桥的附加值和技术壁垒相对较低， 再加上轻型整车厂家车桥采购体系相对开放，故目前的轻型车桥市场竞争激烈程度和 市场集中度均不高。目前国内轻型车桥生产企业多达 80 余家，其中比较知名的有三 环车桥公司、曙光车桥公司、湖南车桥厂、博盈车桥公司、江淮汽车底盘公司等，但 它们的市场份额普遍不高。不过轻型桥市场的这种竞争状况有利于轻型桥行业的技术 进步和新进入企业的快速发展。 车桥技术的最显著特点就是“你中有我，我中有你”。目前，热销的车桥产品遍 地开花，典型的就是 435 系列和 457 系列以及 LC300 系列。最初的国产中型车桥技术 来自日本，最早的重型冲焊车桥技术也是引进日产柴的产品。日产柴公司把车桥技术 先后卖给了东风和一汽，然后国内其他厂家开始纷纷仿制。这是国内车桥行业同质化 竞争的一个缩影。 要论起目前得到广泛应用的轮减驱动重型桥的技术，首推汉德车桥的斯太尔系列 和北奔车桥的奔驰系列。不难发现，它们都是源自欧洲的技术。而东风德纳车桥的新 产品系列和美驰车桥则是源自美国的技术。方盛车桥引进韩国减总的车桥在客车市场 应用广泛，证明韩国技术也是国产车桥的来源之一。 在使用过程中，我们发现欧美车桥产品设计所留负荷余量大，适合国内道路条件 差和超载的现实情况；日韩车桥则在轻量化等方面做的不错，适合卡车标载应用和客 车使用。不过，欧美的市场广阔，车桥企业众多，卡车和客车的最先进技术均来自欧 美。由此可见，以后参考欧美产品并自主开发适合国情的产品是我国车桥技术的发展 方向。 1.1.2 目前研究工作中存在的问题 目前面临的主要问题 （1）外资公司的威胁 近年来，随着普利适优迪车桥有限公司、美国车桥国际控股有限公司（AAM）等 XX1020 微型货车后桥总成设计 2 在中国的纷纷落户，在我国车桥行业内，外资公司由合资到独资的逐渐渗入也在加快 进程。曾经有业界专业人士称，在汽车底盘平台中，依靠国内现有技术，车桥总成最 有可能达到国际先进水平。但是，如今国内上百家商用车车桥企业中，具有一定实力、 水平及规模的只有十多家，如上面提到的七家中重型车桥制造公司，而大多数车桥企 业的自主开发能力非常低下，产品竞争力不高。 （2）研发投入不够 国内的车桥企业对研发的投入普遍较少，其主要原因有以下三点：第一，由于对 知识产权的保护力度不够，使得车桥行业内抄袭成风。每一个成功推向市场的优秀产 品都会成为竞争对手拷贝的对象，例如东风的 462 和解放的 457 等均被反复抄袭。因 此，车桥行业的研发投入成为了博奕论中“大猪小猪理论”的典型案例，谁也不愿意 在研发上给予大的投入。第二，封闭的集团内车桥市场使得企业缺乏研发投入的动力。 只有市场竞争才是推动企业前进的唯一因素，而商用车整车企业对于车桥资源的封闭 自守，使得车桥企业缺乏忧患意识、目光短浅，因此不愿意在研发上给予投入。第三， 大多数车桥企业缺乏技术积淀和研发人才的储备，没有能力投入研发，只能靠引进或 抄袭的手段扩充产品线或改进产品。 由于研发投入远远不够，使得国内车桥企业即使在目前普遍采用引进技术路线或 合资路线的情况下，产品研发和设计能力仍是相当低下。比如开发一款新车桥，多数 企业是依赖于传统计算方式或别人的经验而没有自己的设计能力。试验手段和试验数 据积累的缺乏也是国内企业研发能力上不去的原因之一。 （3）生产的工艺水平及制造质量普遍不高 目前国内车桥企业普遍存在这样一种观念：产品出来后，不出大毛病就行。但在 国外，哪怕是一个很小的螺钉问题都会认真调查、分析。实际上，国内企业在生产硬 件设备方面并不比国外差，其中多数都采用高档进口设备和自动化生产线，有的甚至 比国外企业还要先进。但由于工艺水平及制造质量不高，尤其是细节重视不够，从而 造成产品水平与国外企业差距很大。这种差距主要表现为以下几个特点：1）加工设 备多为标准机，工艺流程长，制造控制能力及生产力低；2）检测及分析技术落后； 3）出现“漏油、漏气”的现象较多；4）齿轮噪音高、早期失效普遍；5）制动器质 量缺陷较多；等等。 车桥最关键的部分是减速器，而减速最主要的组成部分就是减速锥齿轮和起差速 作用的行星齿轮。因此齿轮的加工技术和热处理能力从很大程度上决定了车桥的稳定 性和可靠性，同时齿轮的材料和加工精度决定着车桥的承载能力和使用寿命。据了解 3 国外先进的车桥能够保修 100 万甚至 150 万公里，而国内一些卡车车桥跑到 80 万公 里就基本报废了。车桥齿轮要求高强度和高精度，这就需要合理的选材、高精度淬火 技术、从动齿轮压力淬火技术等。而我国车桥行业现行的工艺制造技术还远达不到。 XX1020 微型货车后桥总成设计 4 第第 2 2 章章 驱动桥结构方案分析驱动桥结构方案分析 驱动桥的结构型式按总体布置来说共有三种，即普通的的非断开式驱动桥 a、带 有摆动半轴的非断开式驱动桥 b 和断开式驱动桥 c7。 图 2.1 驱动桥的总体布置型式简图 普通非断开式驱动桥的结构特点是桥壳为一支撑在左、右驱动轮上的刚性空心梁， 主减速器及半轴等传动机件均装在其中，整个驱动桥都属于簧下质量。桥壳经纵置钢 板弹簧与车架或车箱相联。其结构简单、造价低廉、工作可靠，最广泛地用在各种载 货汽车、客车、和部分乘用车上。 带有摆动半轴的非断开式驱动桥的结构特点是主减速器与差速器总成悬置于车架 横梁或车箱底梁上，使驱动桥的簧下质量显著减少；摆动半轴各由一对万向节和带有 滚柱或钢球的伸缩花键副组成，以适应车轮上、下跳动；而左、右轮瞉则由一管式横 梁联成一体，虽仍为非独立悬架驱动桥，但其结构特点使汽车的行驶平顺性显著提高， 车轮的接地性、汽车在坏路面上的行驶稳定性也得到改善。另外，由于主减速器及传 递轴无垂直 方向运动，故车箱底板用于传动轴通道的凸起部分可降低。但其结构复 杂、造价高，还有主减速器装在车体上引起的膈音、振动问题。故这种结构大多用于 赛车及部分高级轿车上。 断开式驱动桥没有连接左、右驱动车轮的刚性整体外壳或梁，桥壳是分段的，且 彼此间可作相对运动。因此，它与独立悬架相匹配，故又称为独立悬架驱动桥。由于 5 主减速器及差速器等是悬置在车架横梁或车箱底板上，或与脊梁式车架相联，使主减 速器、差速器、传动轴及部分驱动车轮的传动装置同属簧上质量，簧下质量小，又与 独立悬架相匹配，致使驱动车轮的接地性及各种地形的适应性好，汽车在不平路面上 行驶时的振动和车箱倾斜小，行驶平顺性好、平均车速高，采用断开式驱动桥并选择 适当的独立悬架导向装置与前悬架导向装置相匹配，可得到汽车不足转向特性，改善 汽车的操纵稳定性。但断开式驱动桥以及与之匹配的独立悬架结构复杂、造价高，主 要用于对平顺性要求高的轿车和越野汽车。断开式驱动桥又有不同的结构类型：单铰 接断开式驱动桥、双铰接断开式驱动桥。 桥驱动的布置，为了提高装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野 汽车都是采用多桥驱动，常采用 44、66、88 等驱动型式16 。在多桥驱动的情况 下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动 汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给哥驱 动桥，需分别由分动器经各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。对 于 88 汽车来说，这种非贯通式驱动桥就不适宜了，也很难布置。为了解决以上问题， 现在多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。在贯通式驱动桥的布置中，各 桥驱动分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相 邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥（第一、第四桥）的动力， 是经分动器并贯通中间桥（分别穿过第二、第三桥）而传递的。器优点不仅减少了传 动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积 和质量。对于汽车的设计、制造和维修都带来了方便。 经以上分析，考虑到本设计是微型载货汽车的后桥总成设计，其载重和各种要求， 其价格要求要尽量降低，故生产成本也尽可能的降低。由于微型载重汽车对驱动桥的 结构并无特殊要求，又是城市物流系统的主力车型，路面条件较好，故本设计采用普 通非断开式驱动桥。 本设计选用吉利牌的微型货车，基本参数如下： 表 2.1 金杯牌 SY1020SB3JA 微型货车的基本参数 车辆名称:金杯牌 SY1020SB3JA 微型货车 公告批次: 236 总质量: 1765 额定质量: 490 整备质量: 950 最高车速: 105(km/h) 接近离去角 (): 27/27 前悬/后悬: 690/1308 前排乘客(人) : 2 弹簧片数: -/6 燃料种类:汽油 XX1020 微型货车后桥总成设计 6 轮胎数: 4 轮胎规格: 165/70R14 前轮距: 1300 后轮距: 1310 轴数: 2 轴距: 2760 外形尺寸 (mm): 3965/1640/1435 底盘型号: -/-/-/- 货箱尺寸 (mm): 2080*1440*340,500 发动机厂商:发动机型 号: 发动机排量(ml):发动机功率 (kw): 沈阳新光华晨汽 车发动机有限公 司 DL465Q599863 7 第第 3 3 章章 主减速器设计主减速器设计 3.1 主减速器的结构形式选择 主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应的降低转速，以及当发动机纵置时还 具有改变转矩旋转方向的作用5。 1） 为了较为清晰的分析，下面将列表说明单级与双级主减速器缺点和使用条件。 表 3.1 单级与双级主减速器对比表 类别单级主减速器双级主减速器 结构简单复杂 质量较小较大 成本较小较大 减速比小于 7712 应用范围轿车，轻，中型货车中，重型货车，大客车 由于本设计为城市中的微型载货汽车，对于最高车速要求不高、驱动桥结构较为 简单，因此采用单级主减速器即可满足要求。 3.1.1 主减速器的齿轮类型 主减速器广泛采用格里森或奥利康制的螺旋锥齿轮和双曲面齿轮，双曲面齿轮的 主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用 90。主动齿轮轴 相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置3。偏移量称为双曲面 齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这 样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的支撑。当大齿轮直径相同的情况下，双曲面 小齿轮比螺旋锥齿轮小齿轮由更大的直径和更好的支撑刚度及强度，并且接触应力反 而降低，故可加大负荷大 175%。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少 齿数壳减少，因此可以选用减少的齿数，有利于增加传动比。当要求传动比大而轮廓 尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一 样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比大于 4.5 的传动 XX1020 微型货车后桥总成设计 8 有其优越性。对中等传动比，两种齿轮传动均可采用。由于双曲面主动齿轮螺旋角的 增大，还导致其进入啮合的平均齿数比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传 动比螺旋锥齿轮传动更加平稳、低噪声、强度也提高。它还给汽车的总布置带来方便。 综上所述，为保证有足够的离地间隙和减少从动齿轮的尺度，本设计采用双曲面 齿轮传动。 3.1.2 主减速器主、从动锥齿轮的支撑形式 主减速器必须保证主、从动齿轮油良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿 轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度 有关以外，还与齿轮的支撑刚度有关5。 主动锥齿轮的支撑 主减速器小齿轮的支撑型式有悬臂式支撑和跨置式支撑两种5。 悬臂时支撑机构的特点实在锥齿轮的大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆 锥滚子轴承。为了减小悬臂长度和增加两轴承间的距离，以改善支撑刚度，应该是两 个圆锥滚子轴承的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承 受，而反向轴向力则由另一个轴承承受。悬置式支撑机构简单，支撑刚度较差，用于 传递扭矩较小的轿车，微型、轻型货车的单级逐渐速器中。 跨置式支撑结构的特点是在锥齿轮的两端均由轴承支撑，这样可以大大增加支撑 刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此 外由于齿轮大端一侧轴颈上的两个圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮 轴的长度，使布置更加紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支 撑必须在主减速器壳体上有支撑导向轴承所需的导向轴承座，从而使主减速器壳体制 造结构复杂，加工成本提高。另为，因主从动锥齿轮之间的空间很小，以致使主动齿 轮轴得到向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或者使齿轮拆装困难。跨置式支撑 中的导向轴承为圆柱磙子轴承，并且内外全可以分离，他仅仅承受径向力，此村根据 布置位置而定，是易损坏的一个轴承。 由于本设计是微型货车的驱动桥，所传递的扭矩较小，采用悬臂式支撑已经足够， 这样可以式结构简单，布置容易，成本降低。 从动齿轮的支撑 9 从动锥齿轮采用骑马式支撑。从动齿轮的支撑刚度与轴承的形式、支撑间的距离 及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支撑。为了增加支撑刚度， 两圆锥滚子轴承的大端应向内，以减少轴承之间的距离。为了使从东锥齿轮背面的差 速器壳体有足够的空间来布置加强筋以增加支撑稳定性，轴承之间的距离应该不小于 从动锥齿轮大端分度圆直径的 70%。为了使载荷能尽量平均的分配在两侧的轴承上， 应尽量使从东锥齿轮两侧轴承的距离相等或是从动锥齿轮距离左侧轴承的距离大于右 侧轴承的距离。在具有大主动传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为 了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支 撑（图 3.1） 。 图 3.1 从动锥齿轮辅助支撑 3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 3.2.1 主减速比的确定 0 i 1、为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，按下式计算工程师手册。 0 i （3-1） gha pr iV nr i = max 0 )472 . 0 377 . 0 ( 式中：车轮滚动半径,（m） 。F 为计算常数，子午线轮胎 F=3.05， r r p = 2 dF rr 斜角轮胎 F=2.99，d 为车轮的自由直径，由所选用的轮胎规格 165/70R13 可得 d=561.2mm，F=3.05。所以得到=272.6mm。 r r 变速器最高档传动比，取为 1。 gh i 汽车最高车速 105Km/h。 maxa V XX1020 微型货车后桥总成设计 10 发动机最大转速取为 3500r/min。 p n 得主减速器比为： 29. 443. 3 1105 35002726 . 0 )472 . 0 377 . 0 ()472 . 0 377 . 0 ( max 0 = = = gha pr iV nr i 为了得到足够的储备功率，取最大值，则=4.29 0 i 0 i 选择主减速器主、从动齿轮齿数 1）为了磨合均匀，、之间应避免有公约数。 1 z 2 z 2）为了得到理想的齿面重叠系数，主、从动齿轮齿数和对于载货汽车应不小于 40，对于轿车应不小于 50。 3）当较小（如等于 3.55）时，可去为 712。 0 i 1 z 为了得到满意的离地间隙，取=9，则=4.29*=38.61 1 z 2 z 1 z 所以取 38 最为合适汽车车桥设计，因此主减速器传动比=4.222 0 i= 9 38 3.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 一、由于汽车行驶时传动系载荷不稳定，因此难于准确地确定主减速器齿轮的 计算载荷。通常将发动机最大转矩配以传动系有关部分的最低档传动比时和驱 maxe T TL i 动轮打滑时作用在主减速从动齿轮上的这两种情况下的转矩、的较小者，作为 ce T cs T 载货汽车和越野汽车主减速从动齿轮的计算载荷16： 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 maxe T TL i ce T （3-2） n kiT T TTLe ce h = 0max 由所选发动机型号 MR479Q 得到发动机最大转矩为 128Nm。 maxe T 传动系有关传动部分的最低档传动比，则=。 TL i TL i222 . 4 452 . 4 超载系数，一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车，以及液力传动的各类汽车 0 k 均取=1。 0 k 传动系有关传动部分的传动效率，可取=0.9。 T h T h 汽车的驱动桥数目为 1。n 得：= (Nm) n kiT T TTLe ce h = 0max 34.2165 1 9 . 01222 . 4 452 . 4 128 = 2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cs T 11 （3-3） LBLB r cs i rmG T h j = 22 满载状态下一个驱动桥上的静载荷，=11259.8（N） 。 2 G 2 G 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，商用车：=1.1。 2 m 2 m2 . 1 轮胎对路面的附着系数，安装一般轮胎的公路用汽车取=0.85。jj 分别为由所计算的主减速从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和减速比。 LBLB i ,h 得：= （Nm） LBLB r cs i rmG T h j = 22 84.2786 11 2726 . 0 85 . 0 2 . 18 . 91125 = 由以上两式求得的计算载荷和，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用 ce T cs T 它作为疲劳损坏的依据。对于轿车等一般在高速轻载条件下运行的公路车辆，使用条 件稳定，主减速器从动齿轮的平均计算转矩按下式计算。 cf T (3-4) nii rfffG T LBLB rPHR cf + = )( G汽车满载时的总重力，G=17650(N)。8 . 9 道路滚动阻力系数，轿车取，货车取，越野汽车取 R f015 . 0 010 . 0 020 . 0 015 . 0 。035 . 0 020 . 0 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常轿车取 0.08，货车和城市大型客 H f 车取，长途大型客车取，越野汽车取。09 . 0 05 . 0 10 . 0 06 . 0 30 . 0 09 . 0 汽车或汽车列车的性能系数， P f 时当 时当 16195. 0 16195 . 0 0 )195 . 0 -16( 100 1 max maxmax = 6 时,取 85%, G h 0 i G h 当 6 时,取 90%。 0 i G h 1）按发动机最大转矩和最低档传动比确定主动锥齿轮的计算转矩 maxe T TL i ze T = （Nm） G ce Ze i T T h = 0 868.569 9 . 0222 . 4 34.2165 = 2)按驱动轮打滑转矩确定主动锥齿轮的计算转矩 zs T = （Nm） G cs Zs i T T h = 0 4 .733 9 . 0222 . 4 84.2786 = 3)按汽车日常行驶平均转矩确定主动锥齿轮的计算转矩 zf T = （Nm） G cf Zf i T T h = 0 79.96 9 . 0222 . 4 78.367 = 3.2.3 主减速器锥齿轮主要参数的选择 在以下各项计算中，=2165.34 （Nm）,min cscec TTT = 1)从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数 2 D s m 对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，根据 2 D 2 D 经验公式初选，即 （3-6） 3 2 2 cD TKD = 为直径系数，一般为 13.015.3. 2 D K = （mm） 3 2 2 cD TKD =86.20322.17374.2365) 3 . 1513( 3 = 由下式计算 s m （mm） （3-7）36 . 5 5 . 4 38 86.20322.173 2 2 = z D ms 同时，还应该满足 s m （3-8） 3 cms Tkm = 为模数系数，取 0.30.4。 m k 所以，= （mm） 3 cms Tkm =17. 588. 334.2165)4 . 03 . 0( 3 = 13 得端面模数=4.5，5.17 （mm） s m 本设计取端面模数=4.5（mm）,则=171（mm） s m s mZD= 22 2)主、从动锥齿轮齿面宽和 1 b 2 b 对于从动齿轮，经验公式估算：（mm）505.26171155 . 0 155 . 0 22 =Db 取为=26.5mm。 2 b 则主动齿轮齿面宽=110%=29.15mm,取为=29mm. 1 b 1 b 1 b 双曲面齿轮副偏移距 E E 值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E 值过小则不 能发挥双曲面齿轮传动的特点。 所以对于轿车、轻型载货汽车的主减速器来说，E 值应接近 0.2且 2 D E0.4。 0 A ：大齿轮节锥距，后面程序计算得=91.186mm。 0 A 0 A 0.2=34.2mm, 0.4=36.47mm。 2 D 0 A 所以，取 E=30mm。 中点螺旋角b 越大，则重合度越大，轮齿强度越大，啮合齿数越多，传动平稳。b 越小，齿轮上所受的轴向力越大，轴承载荷越大，轴承寿命缩短。b 预选主动齿轮的螺旋角： （3-9） 21 2 1 90525 D E z z +=b = 21 2 1 90525 D E z z +=b 06.51 螺旋方向的选择 选用原则：挂前进当时，齿轮轴向力为离开锥顶的方向，使主从动齿轮有分离的 趋势，防止齿轮卡死7。 选取主动齿轮为左旋（从锥顶看，齿形从中心线上半部分向右倾斜） ，从动齿轮 为 右旋。 法向压力角a 法向压力角大一些可以增加齿轮强度，减少不发生根切的最小齿数。但对于小尺 寸的齿轮，压力角大易使齿顶尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。 对双曲面齿轮，虽然大齿轮两侧齿形的压力角是相等的，但小齿轮尺两侧的压力 XX1020 微型货车后桥总成设计 14 角不相等，因此，其压力角按平均值考虑。在车辆驱动桥主减速器的“格里森”制双 曲面齿轮传动中，本设计选取平均压力角为。1521 7）圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择 根据表 3-14 圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择车桥设计预选刀盘半径 mm. 5 . 63= d r 3.2.4 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算 表 3.1 双曲面齿轮程序计算结果尺寸参数 序 号 符 号 名称数值 序 号 符号名称数值 1 1 Z小齿轮齿数918h 大齿轮全齿高， mm 8.5116 2 2 Z 大齿轮齿数3819 g h 大齿轮轮齿工作 高，mm 7.5251 3 2 b大齿轮齿面宽,mm26.520 02 r大齿轮的面锥角 71.089 5 4E 小齿轮轴线偏移 距，mm 3021 2R r大齿轮的根锥角 65.665 5 2 D 大齿轮分度圆直 径，mm 17122 02 d 大齿轮外圆直径， mm 171.86 82 6 d r刀盘名义半径， mm 63.523 02 x 大齿轮外缘至小 齿轮轴线的距离， mm 27.362 1 7 1 r 小齿轮节锥角 18.537 4 24 0 z 大齿轮面锥顶点 至小齿轮轴线的 距离，mm 2.0774 8 1 b 小齿轮中点螺旋 角 51.050 2 25 R z 大齿轮根锥顶点 至小齿轮轴线的 距离，mm 2.1646 15 9 2 b 大齿轮中点螺旋 角 28.195 8 26 01 r 小齿轮的面锥角 22.620 2 10 2 r 大齿轮节锥角 70.167 4 27 0 G 小齿轮面锥顶点 至大齿轮轴线的 距离，mm 10.477 7 11Z 大齿轮节锥顶点 到小齿轮轴线的 距离，mm 2.271328 0 B 小齿轮外缘至大 齿轮轴线的距离， mm 81.098 9 12 0 A大齿轮节锥距， mm 90.89129 i B 小齿轮轮齿前缘 至大齿轮轴线的 距离，mm 51.404 1 13 2 q 大齿轮齿顶角(单 位为分) 55.330 3 30 1D d 小齿轮的外缘直 径，mm 76.315 2 14 2 d大齿轮齿根角(单 位为分) 270.42 1 31 R G 小齿轮根锥顶点 至大齿轮轴线的 距离，mm 2.1616 15 2 h 大齿轮齿顶高， mm 1.279432 1R r小齿轮根锥角 17.519 0 16 2 h 大齿轮齿根高， mm 7.232133 min B 最小齿侧间隙允 许值，mm 0.108 17C径向间隙，mm0.986534 max B 最大齿侧间隙允 许值，mm 0.158 35 1m R 小齿轮在齿面宽 中点处的分度圆 半径，mm 24.276 1 36 a K齿顶高系数0.17 3.2.5 主减速器锥齿轮的强度计算 一、单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时p （3-10） 3 21 max 10 h = bnD kiT p ge XX1020 微型货车后桥总成设计 16 k液力变矩器系数，k=1。 直接档，=1。 g i g i 为主动齿轮齿面宽中点处的分度圆半径，=24.276mm。 1 D ml RD = 1 从动齿轮的齿面宽，=26.5mm。 2 b 2 b = 3 21 max 10 h = bnD kiT p ge 17910 5 .26276.241 9 . 011128 3 = mmN /250=pmmN / 按驱动轮打滑的转矩计算时 (3-11) 3 22 22 10 2 h y = mm r ibD rmG p = 3 22 22 10 2 h y = mm r ibD rmG p76.94810 9 . 015 .26171 6 . 27285 . 0 2 . 18 . 97102 3 = mmN /1429=pmmN / 齿轮单位尺长圆周力满足要求。 二、轮齿弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力公式 （3-12） 3 0 10 2 =s wsv msc w bDJmK KKKT 为所计算的齿轮的计算转矩。 c T 0 K 过载系数。 s K 尺寸系数，1.6mm，。 s m649 . 0 4 . 25 4 = s s m k m K 齿面载荷分配系数，。1 . 10 . 1= m k v K 质量系数 1。 轮齿弯曲应力综合系数。 w J 主动锥齿轮强度校核时=0.28 w J 时校核 zszszec TTTT=,min = 3 0 10 2 =s wsv msc w bDJmK KKKT Mpa238 28 . 0 76295 . 41 101649 . 0 116.5092 3 = Mpa w 700=s 2）以汽车日常行驶平均转矩所确定的转矩为计算扭矩来校核当 zfc TT = 17 = 3 0 10 2 =s wsv msc w bDJmK KKKT Mpa32 28 . 0 76295 . 41 101649. 0113.752 3 = Mpa w 210=s 从动锥齿轮强度校核时=0.243 w J 时校核 cscscec TTTT=,min = 3 0 10 2 =s wsv msc w bDJmK KKKT Mpa 8 . 506 243 . 0 171 5 . 265 . 41 101649. 0169.19342 3 = Mpa w 700=s 2）以汽车日常行驶平均转矩所确定的转矩为计算扭矩来校核当 zfc TT = = 3 0 10 2 =s wsv msc w bDJmK KKKT Mpa5 243 . 0 171 5 . 265 . 41 101649 . 0 147.2852 3 = Mpa w 210=s 轮齿弯曲强度校核合格。 轮齿接触强度 由于接触应力主从动齿轮相等，所以只计算主动轮的齿面接触应力。 锥齿轮轮齿的齿面接触应力公式： （3-13） Jv fmSZp j bJK KKKKT D C 3 0 1 10*2 =s 齿面品质系数，=1。 f K f K 综合弹性系数，。 p C/mm232.6N 2 1 = p C 齿面接触强度的综合系数，取 0.23。 J J 1）按时校核 zszszez TTTT=,min Jv fmSZp j bJK KKKKT D C 3 0 1 10*2 =s =Mpa 8 . 1007 23. 0 5 . 261 1011649 . 0 116.5092 76 6 . 232 3 = Mpa j 2800=s 2)以汽车日常行驶平均转矩所确定的转矩为计算扭矩来校核当 zfc TT = Jv fmSZp j bJK KKKKT D C 3 0 1 10*2 =s =Mpa438 23 . 0 5 .261 1011649 . 0 113.752 76 6 .232 3 = Mpa j 1750=s 轮齿接触强度满足要求。 XX1020 微型货车后桥总成设计 18 3.2.6 主减速器齿轮的材料及热处理 汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢来制造，主要有 20GrMnTi,20MnVB,20MnTiB,22CrNiMo 等3 。 本设计采用够内为比较多用的 20GrMnTi。其优点是表面可得到含碳量较高的硬化 层，具有相当高的耐磨性和抗压性，而心部较软，具有很好的韧性，因而它的弯曲强 度，表面接触强度和承受冲击的能力均很好。由于含碳量较低，使得锻造性能和切削 加工性能较好。其