毕业设计（论文）-CSU1110型中型载重汽车底盘驱动桥设计【全套图纸】.doc

CHANGSHA UNIVERSITY OF SCIENCE bridge driver; main reducer; differential; axis; drive axle CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 目录 1 绪论.1 1.1 课题研究的背景与目的 .1 1.2 国内外研究状况 .1 1.2.1 结构趋势 .1 1.2.2 技术趋势 .2 1.3 课题研究方法 .2 1.4 论文构成及研究内容.2 2 驱动桥的整体设计.3 2.1 概述 .3 2.2 驱动桥总成的结构型式分析 .4 3 主减速器的设计.6 3.1 主减速器的结构型式 .6 3.1.1 主减速器齿轮的选择.6 3.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法.7 3.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法.8 3.1.4 主减速器的减速型式.8 3.2 主减速器的基本参数的选择与计算 .11 3.2.1 主减速器齿轮的基本参数.11 3.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定.13 3.2.3 双曲面齿轮的几何尺寸计算.14 3.2.4 双曲面齿轮强度计算.23 3.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理.26 3.3 主减速器轴承的计算 .26 3.3.1 作用在主减速器上主动齿轮上的力.26 3.3.2 齿轮轴承载荷.27 3.4 主减速器的润滑 .30 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 4 差速器的设计.31 4.1 差速器的选择 .31 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器 .31 4.2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构.31 4.2.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计.31 4.2.3 差速器强度计算.35 5 半轴的设计.37 5.1 全浮式半轴设计计算 .37 5.2 全浮式半轴的强度计算 .38 6 驱动桥壳设计.40 6.1 驱动桥壳的结构型式 .40 6.2 驱动桥壳的受力分析及强度计算 .40 7 驱动桥的结构元件.46 7.1 支承轴承的预紧.46 7.2 锥齿轮啮合调整 .46 7.3 润滑 .46 8 总结.48 参考文献.49 致谢.50 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 1 页 共 50 页 1 绪论 1.1 课题研究的背景与目的 中吨位载重汽车在我国有非常广泛的应用，随着我国公路条件的改善和汽车平均 行驶速度的提高，对中型载重汽车的整体性能要求也随之提高，故而对其驱动桥的性 能也提出了更高的要求。 为了提高汽车运输效率，改善目前载货汽车普遍存在动力性不足，燃油经济性差 的状况，提高货车的安全性和可靠性，我们进行了中吨位货车底盘设计。在底盘系统 中，我负责的是驱动桥的设计。本设计的驱动桥具有结构简单、制造工艺性好、成本 低的特点，与同类车型相比较，还具有最佳动力性和燃油经济性。本设计的主减速器 合理的解决了左右驱动车轮的轮距的分配、齿轮和传动部件工作之间的啮合。本设计 的主要内容就是对主减速器、差速器、半轴、驱动桥壳等主要零部件的设计计算，以 及对驱动桥的强度和结构的设计，使其满足现代中型载重汽车适应高速工况的要求。 1.2 国内外研究状况 就目前的国内外情况来看，现代汽车驱动桥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，差速器最常见的是普通对称式圆锥行星齿轮差速器，其 结构简单、工作稳定、造价低，最广泛地用于各型汽车。乘用车一般采用断开式驱动 桥，货车一般采用非断开式驱动桥。主要有以下两种趋势： 1.2.1 结构趋势 过去，单级桥因为桥包尺寸大，离地间隙小，导致通过性较差，应用范围相对较 小，但是现在公路状况已经得到了显著改善，重型汽车使用条件对通过性的要求降低。 这种情况下，单级桥的劣势得以忽略，而其优势不断突出，所以在公路运输中的应用 范围肯定越来越广。 随着中国公路建设水平的不断提高，公路运输车辆正向大吨位、多轴化、大马力 方向发展，使得重型车桥总成也向传动效率高的单级减速方向发展。 “未来单级桥的使 用比例肯定会越来越高”。单级驱动桥结构简单，机械传动效率高，易损件少，可靠性 高。 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 2 页 共 50 页 随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化,重型汽车驱动桥技术已 呈现出向单级化发展的趋势.有关专家预测,未来我国的重型车桥产品中 75%的驱动桥将 是单级驱动桥. 1.2.2 技术趋势 “从国际趋势看，车桥向轻量化发展是必然”，只是由于国内卡车超载现象严重， 车桥不得不越做越大。现在出口的车桥都是在国内不能进入市场的产品。其实， “车桥 厂家都盼望限制超载的国家法规尽快出台，因为向轻量化发展，材料节省，可以降低 成本。 ” 在噪声方面，国内重型车桥跟国外的差距较大，今后需要在这方面有所提高。造 成车桥噪声的主要因素在于齿轮精度不够，所以，车桥齿轮要向高强度、高精度方向 发展。 总体而言，现在重型汽车向节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求重型车桥 要轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本。 1.3 课题研究方法 为了课题研究的需要，我在车辆实验室进行了汽车驱动桥的拆装实验。熟悉驱动 桥的零件如主减速器、差速器、行星齿轮和驱动桥壳等的结构、尺寸，掌握它们的工 作原理；再查阅资料书来决定中型载重汽车底盘驱动桥主要尺寸的选定和工作方式的 选取。通过计算和构画草图来验证所取数据是否适合，从而使所设计的驱动桥性能最 佳。 1.4 论文构成及研究内容 本论文主要介绍的是驱动桥设计，由驱动桥的结构组成、功用、及设计要求讲起， 结合分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法，较好的介绍了驱动桥主要、零部件的 各种结构型式与设计计算方法。 研究内容主要有主减速器的设计计算、差速器的设计计算、半轴的设计计算、驱 动桥壳的设计计算及选型及结构元件的强度、结构设计。 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 3 页 共 50 页 2 驱动桥的整体设计 2.1 概述 驱动桥处于传动系的末端，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、右驱动轮，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；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢的铅垂力、纵向力和横向 力。它要保证当变速器处于最高挡时，在良好的路面上有足够的牵引力以克服行驶阻 力和获得汽车最大的速度，这主要取决于驱动桥的传动比。虽然在汽车的整体设计时， 从整车性能出发决定驱动桥的传动比，但是用什么形式的驱动桥、什么结构的主减速 器和差速器等在驱动桥设计中要具体考虑。决大多数的发动机在汽车上是纵置的，为 了使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩的方向，同时根据车辆的具体要求解决左右 扭矩的分配。整体式驱动桥一方面需要承担汽车的载荷；另一方面车轮上的作用力以 及传递扭矩所产生的作用力矩都要由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的 强度和刚度，以保证机件的可靠工作。驱动桥还必须满足通过性和平顺性的要求1。 在一般的确汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和 桥壳等组成。它们应具有足够的强度和寿命、良好的工艺、合适的材料和热处理等。 对零件应进行良好的润滑并减少系统的振动和噪音等2。 驱动桥的结构型式虽然可以各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的， 其基本要求可以归纳为2： 1)所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。 2)外行尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 4 页 共 50 页 3)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 5)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。 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相协调。 7)结构简单，加工工艺性好，制造有、容易，拆装、调整方便。 8)差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳 而连续不断（无脉动）地传递给左、右驱动车轮。 9)驱动桥总成及零部件的设计应能满足零件的标准化，部件的通用化和产品的系列化 及汽车变型的要求。 2.2 驱动桥总成的结构型式分析 在选择驱动桥总成的结构型式时，应当从所设计汽车的类型及使用、生产条件出 发，并和所设计汽车的其他部件，尤其是悬架的结构型式与特性相适应，以共同保证 整个汽车预期使用性能的实现。驱动桥的总成的结构型式，按其总体布置来说有三种： 普通的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥合和断开式驱动桥3。 驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时， 驱动桥应为非断开式（或称为整体式） ，即驱动桥是一根连接左右驱动车轮的刚性空心 梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在它里面。当采 用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳， 主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并 可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向传动机构。 为了防止运动干涉，应采用花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。 非断开式驱动桥的桥壳是一跟支承在左右驱动车论上的刚性空心梁，而主减速器、 差速器及半轴等传动机件都装在其中。这时，整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动 轴的部分质量都是属于汽车的非悬挂质量，使汽车的非悬挂质量较大，这是普通非断 开式驱动桥的一个缺点。整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接。非断开式驱动桥的整 个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都是属于汽车的非悬挂质量。因此， 在汽车的平顺性、操纵稳定性和通过性等方面不如断开式驱动桥。但是断开式驱动桥 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 5 页 共 50 页 结构简单、制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易，因而广泛用在各种载 货汽车、客车及多数的越野汽车和部分轿车上。 从外观上看，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。断开式驱动桥结构比较复杂，成本较高， 但它大大地增加了离地间隔；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车 的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使 用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增强了车 轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的不足转 向效应，提高汽车的操纵稳定性。由于断开式驱动桥及与之相匹配的独立悬架的结构 复杂，故这种驱动桥在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当广泛3。 参考以前设计示例，货车一般采用非断开整体式驱动桥。因此本设计同样采用非 断开式驱动桥4（如图 2-1 所示） 。 图图 2-1 非断开整体式驱动桥非断开整体式驱动桥 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 6 页 共 50 页 3 主减速器的设计 3.1 主减速器的结构型式 3.1.1 主减速器齿轮的选择 在现代汽车的驱动桥上，应用最广泛的主减速齿轮型式是“格里森”制或“奥利康” 制螺旋锥齿轮和双曲线齿轮。当发动机纵向布置时，主减速器要将从变速器传来的转 矩转化成直角以改变方向，通常采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮。当主减速比 i2 时， 选用螺旋锥齿轮比较好。当 2i4.5 时，螺旋锥齿轮和双曲面齿轮都可选用。本设计 中主减速比为 4.44，故选用准双曲面齿轮2。 这是因为与螺旋锥齿轮相比，准双曲面齿轮不仅齿轮的工作平稳性更好，齿轮的 弯曲强度和接触强度更高，还具有主动齿轮的轴线可相对从动齿轮轴线偏移的特点。 当主动锥齿轮轴线向下偏移时，在保证一定离地间隙情况下，可降低主动锥齿轮和传 动轴的位置，因而使车身和整个重心降低，还有利于提高汽车行驶稳定性。但是，准 双曲面齿轮工作时，齿轮间有较大的相对滑动，且齿面间压力较大，齿面油膜易被破 坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油2 4。 1)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。 3)当传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮 为小，因而有较大的离地间隙。 4)双曲面主动齿轮布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动 轴的离地高度。布置在从动齿轮下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低桥车车 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 7 页 共 50 页 身高度，并且减少车身地板中部凸起通道的高度。 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3。 表表 3-1 准双曲面齿轮和锥齿轮的对比准双曲面齿轮和锥齿轮的对比1 特点准双曲面齿轮锥齿轮 运转平稳性优良 弯曲强度提高 30%较低 接触强度高较低 抗胶合能力较差强 滑动速度大小 传动效率96%98% 对安装误差的敏感度取决于支撑刚度和刀盘直径 轴承负荷小齿轮的轴向力大小齿轮的轴向力小 润滑油专用润滑油普通润滑油 3.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。 齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、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度相关。 主减速器主动锥齿轮的支承型式有悬臂式支承和跨置式支承。跨置式支承（如图 3-1） ，它的特点是在锥齿轮两端均有轴承支撑，这样可以大大增加支承刚度，又使轴 承的负荷减少，齿轮啮合条件改善，并且有利于整车的布置。悬臂式支承结构简单， 支承刚度相对差一些，通常用于传递转矩较小的轿车、轻货车的单级主件速器及许多 双级主减速器中2。随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化,由于跨 置式支承增设了导向轴承支座，使主减速壳的结构复杂，加工成本高，有时因空间有 限布置不下或时齿轮拆装困难。通过分析，悬臂式支承也可以满足其支承刚度的要求， 因此此设计我采用的是结构简单、布置方便及成本较低的悬臂式支承。 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 8 页 共 50 页 图图 3-1 主动锥齿轮的跨置式支承主动锥齿轮的跨置式支承 其中 l=124mm,a=74mm,b=50mm。 3.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间 的分布即载荷离两端轴承支承中心的距离 c 和 d 之比例而定。为了增强支承刚度，支 承间的距离（c d）应尽量缩小。然而，为了使从动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的 位置设置增强筋及增强支承的稳定性，距离（c d）应不小于从动锥齿轮节圆直径的 70%。为了使载荷能尽量均匀分布在两个轴承上，并且让出位置来加强从动锥齿轮连 接凸缘的刚度，应尽量使尺寸 c 不小于尺寸 d3。 所设计的中型货车主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并以细牙螺钉以精度高的 紧配合固定在主减速器壳的突缘上，能增强刚度 4。 图图 3-2 从动锥齿轮的从动锥齿轮的跨置式支承跨置式支承 3.1.4 主减速器的减速型式 主减速器结构种类：A.按参加减速传动的齿 轮副数目分,有单级式主减速器和双级式主减速 器5。B.按主减速器主传动比挡数分,有单速式和 3-33-3 齿轮传动机构的变速原理齿轮传动机构的变速原理 1-主动轴；2-主动齿轮；3-从动齿轮；4-从动 轴；5-车轮 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 9 页 共 50 页 双速式.前者的传动比是固定的,后者有两个传动比供驾驶员选择,以适应不同行驶条件的 需要。C.按齿轮副结构形式分,有圆柱齿轮式、圆锥齿轮和准双曲面齿轮式3。 主减速器型式的选择主要是取决于动力性、燃油经济性等整车性能所要求的主减 速比的大小及驱动桥下的离地间隙；驱动桥的数目及布置型式等。由于单级主减速器 具有结构简单、体积及质量小且制造成本低等优点，因此，广泛用于主减速比 i0为 4.44，故选用单级主减速器（见图 3-4）2。 单级主减速器的结构型式，尤其是其齿轮的支承型式和拆装方法，与桥壳的结构型 式密切相关。根据桥壳结构型式，本设计采用整体式桥壳的单级主减速器。 主动和从动齿轮之间必须有正确的相对位置，方能使两齿轮啮合传动时冲击噪声较 轻，并且齿轮沿其长度方向磨损较均匀。为此，在结构上一方面要使主动和从动锥齿 轮有足够的支承刚度，使其在传动过程中不至于发生较大变形而影响正常啮合；另一 方面应有必要的啮合调整装置1。 为保证主动锥齿轮有足够的支承刚度，主动锥齿轮用悬臂式支承。环状的从动锥齿 轮连接在差速器壳上，且差速器则用两个圆锥滚子轴承支承在主减速器壳的塞孔中。 在主动锥齿轮的背面，装有支承螺柱，以限制从动锥齿轮过度变形而影响齿轮正常工 作。装配时，支承螺柱与从动锥齿轮端面之间的间隙为 0.30.5mm。 装配主减速器时，圆锥滚子轴承应有一定的预紧。目的是为了减少在锥齿轮传动 过程中产生的轴向力所引起的齿轮的轴向位移，以提高轴的支撑刚度，以保证锥齿轮 的正常啮合。但不能过紧，若过紧则传动效率低，且加速轴承磨损。为调整圆锥滚子 轴承的预紧度，在两轴承座之间的隔离套的一端装有一组厚度不同的调整垫片。如发 现过紧，则增加垫片厚度，反之减少厚度，传动叉形凸缘到扭矩为 1.01.5Nm 为适 合，支承差速器的圆锥滚子轴承的预紧度靠拧动两端调整螺母调整。调整时应用手转 动从动锥齿轮，使轴承滚子处于正确的位置，调整后，应能以 1.52.5Nm 转动差速 器组件。应指出：圆锥滚子轴承的预紧度调整必须在齿轮啮合调整之前进行。 为减小驱动桥的外廓尺寸，目前主减速器基本不用圆锥齿轮，当选定车轮的规格后， 驱动桥的中间部分在的高度上的尺寸 H，对上将影响车身的地板高度，对下决定了汽 车的最小离地间隙。间隙太小将使驱动桥易与地面凸起的障碍物碰撞，减低了汽车的 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 10 页 共 50 页 通过性。而驱动桥的 H 尺寸主要取决于主减速器从动锥齿轮的直径的大小，因此在主 传动比一定的条件下，从动齿轮的直径需保证足够的汽车最小离地间隙3 5。 图图 3-4 单级主减速器单级主减速器 故本设计采用准双曲面锥齿轮式单级主减速器（见图 3-5）。 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 11 页 共 50 页 图图 3-5 准双曲面锥齿轮式单级主减速器准双曲面锥齿轮式单级主减速器 3.2 主减速器的基本参数的选择与计算 3.2.1 主减速器齿轮的基本参数 主减速器锥齿轮主要有主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2、从动锥齿轮大端分度圆直径 和端面摸数、主、从锥齿轮齿面宽 F、双曲面齿轮副的偏移距 E、中点螺旋角、 2 d s m 法向压力角等3 6。 1、主、从动齿轮齿数的选择 选择主、从动锥齿轮齿数应该考虑如下因素： 1)为了使磨合均匀，Z1、Z2之间应避免有公约数。 2)为了得到理想的齿轮重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数之和应不小于 40。 3)为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，对于货车主动齿轮数不少于 6 个。 4)当较大时，则尽量使 Z1取得少些，以便得到满意的离地间隙。 0 i 5)对于不同的主传动比，Z1和 Z2应有适宜的搭配。 取Z1=9 ，Z2=40 2、从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择3 7 （3-1） 3 22cd TKd 式中： 从动锥齿轮大端节圆直径，mm； 2 d 直径系数，取=13-16；=15 2d K 2d K 2d K Tc 主减速器从动齿轮的计算转矩；Tc=13569.2mN =357.7744mm 2 d 从动锥齿轮节圆直径 选定，端面模数可按 m=/ Z2计算，并用下式进行计算校核 2 d 2 d 3 （3-2） 3 cms TKm 模数系数=0.3-0.4；取=0.375 m K m K m K CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 12 页 共 50 页 =8.944 mm s m 经过附录后面的齿轮参数优化设计 取=360mm , =9mm 2 d s m 3、主、从动齿轮齿面宽 F 的选择 齿面宽 F 过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。齿面宽过大，不但不能提高 齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。另外，齿面宽过大会引起装配空间的减 小8。 对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用3 且 22 155 . 0 dF s mF10 2 所以初步取=55.8mm，取=55mm 能有效减小主减速器的体积。 2 F 2 F 由于双曲面齿轮的几何特性，双曲面齿轮小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽大 10%左 右。故取。mmFF 5 . 60%)101 ( 21 4、双曲面小齿轮偏移距和偏移方向的选择 在双曲面齿轮传动中，小齿轮中心线对大齿轮中心线的偏移距 E 的大小和偏移方 向是该传动的主要参数。选择 E 值时应考虑到：E 值过大，将导致齿面纵向滑动的增 大，从而引起齿面的早期磨损或擦伤；E 值过小，则不能充分发挥双曲面齿轮的特点。 在双曲面齿轮传动中，小齿轮中心线对大齿轮中心线的偏移距 E 的大小和偏移方向是 该传动的主要参数。选择 E 值时应考虑到：E 值过大，将导致齿面纵向滑动的增大， 从而引起齿面的早期磨损或擦伤；E 值过小，则不能充分发挥双曲面齿轮的特点1。 E，取 22 %2012 . 0 10 . 0 AED，且），（4011 . 0 2 DE 在本设计中，双曲面齿轮的偏移方向为下偏移，即主动齿轮的螺旋方向总是左旋， 从动齿轮的螺旋方向为右旋。 5、螺旋角的选择 选择齿轮的螺旋角时，应考虑它对齿面（或纵向）叠系数 mF、齿轮强度和轴向力 的大小的影响。螺旋角应足够大，以使 mF不大于 1.25。 格里森制齿轮推荐用下面的公式预选主动齿轮螺旋角1 2 （3-3） 21 2 1 90525 d E Z Z ooo CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 13 页 共 50 页 经过计算取=45o 从动齿轮螺旋角 1 8230o 2 6、螺旋方向的选择 主动齿轮的螺旋方向为左旋，即向齿轮的背面看去，齿轮的旋转方向为顺时针。 从动齿轮的螺旋方向为右旋，即向齿轮的背面看去，齿轮的旋转方向为逆时针10。 7、法向压力角的选择 在车辆驱动桥主减速器的格里森制双曲面齿轮传动中，载货汽车选用=2230 的平均压力角。 法向压力角大将增大齿轮强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，小齿轮法向 压力角大，易使重合系数下降。 3.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 1、按发动机最大转矩和传动系最低档传动比确定从动锥齿轮计算转矩2 （3-4） n KiT T ToTLe je max 式中： 发动最大转矩，已知=539； maxe TmN maxe TmN 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 =27.972 01i ii gTL 传动系上述传动部分的传动效率，取=0.9； T T 由于猛接合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽 o K 车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取=1； o K N该汽车的驱动桥数目，n=1 =13569.2 je TmN 2、按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮计算扭矩2 （3-5） LBLB r j i rG T 2 式中： 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷(对于后驱动桥来说,应考虑到汽 2 G CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 14 页 共 50 页 车最大加速度时的负荷增量)，N；=73206N； 2 G 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； 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，=1； LB LB 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，=1； LB i LB i 车轮的滚动半径，m；=0.487m；rrrr =30303.62 j TmN 主减速器从动齿轮的计算转矩 Tj=min ， ，所以 Tj=13569.2 je T j TmN 由主减速器从动齿轮的计算转矩可以求出主减速器主动齿轮的计算转矩2 （3-6） go j i T T 式中：传动系的主减速比 =4.44 o i o i 主减速器的传动效率 =0.96 g g = 3216.97 z TmN 3.2.3 双曲面齿轮的几何尺寸计算 表表 3-2 双曲面齿轮的几何尺寸双曲面齿轮的几何尺寸2 序 号 名称计算说明结果 1小齿轮齿数 1 z9 2大齿轮齿数 2 z40 3 第一项计算值和第二 项计算值的比值 2 1 0.225 4大齿轮齿面宽F55 5小齿轮轴线偏移距E40 6大齿轮分度圆直径 2 d360 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 15 页 共 50 页 7刀盘名义直径 d r152.4 8小齿轮螺旋角的预选值 1 45 9 1正切值 tg 1 1 10初选大轮分锥角余切 32 . 1cot 2 i 0.27 续表续表 3-2 11 2i的正弦值 sin i2 0.9629 12 大齿轮在齿面宽中点 处的分度圆半径 0 . 2 1146 2 m R153.5214 13 大、小螺旋角的正弦 值 12 115 sin i 0.2509 14 i的余弦值 cos i 0.968 15初定小轮扩大系数 13914 1.2189 16小轮中点分度圆 12334.5423 17 小齿轮在齿面宽中点 处的分度圆半径 1615 1 m R42.1033 18 齿轮收缩系数 TR；当 Z112 时， TR=0.02（1） ； 06 . 1 102 . 0 R T1.24 19 近似计算公法线 kk 在 大轮轴线上的投影 17 10 12 610.7009 20 大轮轴线在小轮回转 平面内偏置角正切 19 5 tg 0.0654990.0720490.066694 21 角余弦值 cos 1.0214321.0025921.0022216 22 角正弦值 sin 0.0653590.0718630.0665462 23 大轮轴线在小轮回转 平面内偏置角 3.80786684.1209833.815634 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 16 页 共 50 页 24 初算大轮回转平面内 偏置角正弦 12 2275 sin 2 0.2426250.0.2408420.242300 25 2角正切 tg 2 0.2500980.2481460.0.249742 26初算小轮分锥角正切 25 22 tan 1 0.2614580.1896000.266460 续表续表 3-2 27 1角余弦 cos 1 0.9674780.9605320.966285 28 第一次校正螺旋角差 值 2的正弦 27 24 sin 2 0.2507810.2507380.250754 29 2角余弦cos2 0.9680340.9680550.968051 30 第一次校正螺旋角正 切 28 2915 tan 1 1.0002601.0003871.000399 31扩大系数的修正量 30928-0.000065-0.000097-0.000085 32 大轮扩大系数的修正 量的换算量 313-0.000015-0.000022-0.000019 33 校正后大轮偏置角的 正弦值 322224sin 1 0.2426260. 2408440.242301 34 1正切 tan 1 0.2500960.2481480.249743 35 校正后小轮偏置角的 正弦角 34 22 tan 1 0. 2614800.2895970.266458 36小齿轮节锥角 1 14.46975516.15087614.920272 37 1角的余弦 cos 1 0. 9673440.9605330.966285 38 第二次校正螺旋角差 值 2的正弦 37 33 sin 1 0.2507810.2507400.250756 39 11 14.51668514.52130314.522224 CSU1110 型中型载重汽车底盘驱动桥设计 第 17 页 共 50 页 40 1的余弦cos1 0.9680440.9680540.968050 41 第二次校正螺旋角差 值 1的正弦 38 403115 tan 1 111 42 小齿轮中点螺旋角 1，应与 8 项预选值 接近 1 454545 续表续表 3-2 43 1的余弦 cos 1 0.7071070.7071070.707107 44确定大轮的螺旋角 3942 2 30.48611430.47869330.477776 45 2的余弦cos2 0.8618390.8618180.861826 46 2的正切tan2 0.5884870.5885440.5988523 47大轮分锥角的余切 33 22 cot 2 0.2693840.2983800.274642 48大齿轮节锥角 2 74.94283773.38594974.642801 49 2的正弦 sin 2 0.96557