毕业设计（论文）-某微型客车后驱动桥设计（全套图纸）.doc

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 153893706 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 号 表 大齿轮节锥距 0 A 从动锥齿轮中点锥距 m A 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 01 d 02 d 、分别为主、从动双曲面齿轮的节圆直径 1 d 2 d 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 H f 汽车或汽车系列的性能系数 P f 道路滚动阻力系数 R f 后轴对水平地面的荷重 2 G 汽车满载总重量 a G 、分别为主、从动齿轮的齿顶高 1 h 2 h 、分别为主、从动齿轮的齿根高 1 h 2 h 齿工作高 g h 齿工作高系数 1 H 齿全高系数 2 H 驱动桥主减速比 0 i 分动器高档传动比 FH i 变速器 1 档传动比 1g i 轮边减速器传动比 LB i 传动系低档传动比 TL i 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 a K 双曲面齿轮强度计算用表面质量系数 f K 双曲面齿轮强度计算用载荷分配系数 m K 双曲面齿轮强度计算用超载系数 0 K 双曲面齿轮强度计算用尺寸系数 s K 双曲面齿轮强度计算用质量系数 v K 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 p n 发动机最大功率 maxe P 单位齿长上的圆周力p 刀盘的名义半径 d r 车轮的滚动半径 r r 发动机转矩 e T 发动机最大转矩 maxe T 计算转矩 j T 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 je T 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 j T 主减速器从动齿轮的平均计算转矩 jm T 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 1 2 、分别为主、从动齿轮的面锥角 01 02 、分别为主、从动齿轮的根锥角 1R 2R 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.1 1.1 题目背景.1 1.2 研究意义.1 1.3 国内外相关研究情况.1 1.4 本设计研究的主要内容.3 2 驱动桥总成结构形式及布置驱动桥总成结构形式及布置.4 2.1 总体方案论证.4 2.2 驱动桥的分类.4 2.2.1 非断开式驱动桥.4 3 主减速器设计主减速器设计.6 3.1 主减速器结构方案的分析.6 3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案.8 3.3 主减速器锥齿轮设计.9 3.3.1 主减速比 I0的确定.9 3.3.2 主减速器齿轮计算载荷的确定.10 3.4 主减速器齿轮基本参数的选择.11 3.4.1 齿数的选择.11 3.4.2 从动锥齿轮节圆直径的选择.11 3.4.3 从动锥齿轮端面模数的选择.12 3.4.4 螺旋锥齿轮齿宽 F 的选择.12 3.4.5 螺旋锥齿轮的螺旋方向.12 3.4.6 螺旋角的选择.12 3.4.7 齿轮法向压力角的选择.13 3.5 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算.13 3.6 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算.15 3.6.1 单位齿长上的圆周力.15 3.6.2 轮齿的弯曲强度计算.16 3.6.3 轮齿的齿面接触强度计算.17 3.7 主减速器齿轮的材料及热处理.17 3.8 主减速器轴承的计算.18 3.8.1 作用在主减速器主动齿轮上的力.18 3.8.2 主减速器轴承载荷的计算.20 3.8.3 主减速器轴承额定寿命的计算.21 II 3.9 主减速器的润滑.22 4 差速器设计差速器设计.24 4.1 差速器结构形式的选择.24 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计.25 4.2.1 差速器齿轮的基本参数选择.25 4.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算.27 4.3 差速器齿轮的材料选择.28 4.4 差速器齿轮的强度计算.28 5 半轴设计半轴设计.30 5.1 半轴的型式.30 5.2 半轴的设计与计算.31 5.2.1 全浮式半轴计算载荷的确定.31 5.2.2 全浮式半轴杆部直径的初选.31 5.2.3 半轴的结构设计、材料与热处理.31 5.2.4 半轴的强度计算.32 6 驱动桥壳体设计驱动桥壳体设计.34 6.1 驱动桥壳的分类.34 6.1.1 可分式桥壳.34 6.1.2 整体式桥壳.35 6.1.3 组合式桥壳.36 6.2 驱动桥壳的选择.36 7 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.41 1 绪论 1 1 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 1251480606000103 165/70 R13 1290 后轮 驱动 2 驱动桥总成结构形式及布置 5 2 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 8 3 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 12 12 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4.5 0 i4.5 0 i 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。 11 a）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： 0 max 0.377 rP agH r n i i （3.1） 式中： 车轮的滚动半径，由 GB T 29781997 轿车轮胎系列查得 rr =0.273mrr 12 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 / jeeTLT TTi Kn （3.2） 2r j LB LB Gr T i （3.3） 式中: 发动机最大转矩，=103Nm； maxe T maxe T 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； TL i 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 LB LB i 效率和传动比。 =0.97, =0.95 LB LB i 13 代入式（3.2） 、(3.3)，有：=2748 Nm；=3781 Nm je T j T 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 () () aTr jmRHp LBLB GGr Tfff in （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：pf max 0.195()1 16 100 aT p e GG f T 将、代入上式得：=15.316，取=0.0061 a G T G maxe T max 0.195() aT e GG T pf 代入（3.5） ，有：=442.2 Nm 。jmT 3.4 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 2 3 2dj dKT （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。2d 3.4.3 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2d 3 j m mKT 行校核： 将、代入,有：=3.1，取=32d2z22/mdzmm 则，= 180mm，=36mm22dmz11dmz 用下式进行校核： 3 mj mKT （3.6） 式中： 齿轮大端端面模数；m 模数系数，取=0.30.4； m K m K 从动齿轮的计算转矩，Nm。 j T 代入（3.6） ，有：=2.63.4，满足要求。m 3.4.4 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 2 0.155Fd （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。m 3.4.5 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。 15 3.4.6 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： 2 1 12 25590 ZE Zd （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