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KD1110型载货汽车后桥总成设计【优秀汽车后桥全套课程毕业设计含4张CAD图纸】

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关键词：: 载货汽车后桥总成课程毕业设计 KD1110型载货汽车后桥总成设计

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KD1110型载货汽车后桥总成设计

KD1110型载货汽车后桥总成设计【优秀汽车后桥全套课程毕业设计含4张CAD图纸】

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KD1110型载货汽车后桥总成设计

摘要

本设计为中型载货汽车的后桥总成设计，在本设计中后桥为驱动桥。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。驱动桥主要包括驱动桥壳、主减速器、差速器和两个后桥半轴。

根据本车的各项具体参数，经过必要的论证分析，确定了本次所设计的驱动桥的结构方案。驱动桥壳为非断开式驱动桥壳。主减速器为双级主减速器，双级主减速器包括一对双曲面齿轮和一对圆柱齿轮。主动双曲面齿轮和中间轴凸缘上的双曲面齿轮啮合，中间轴和第二级传动中主动圆柱齿轮做成一个整体，圆柱齿轮与固定在差速器壳上的从动圆柱齿轮啮合。差速器为对称式圆锥行星齿轮差速器，这种差速器结构简单，使用可靠。半轴采用全浮式半轴，这样半轴只承受转矩。主减速器支撑轴承选用圆锥滚子轴承。

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，半轴和驱动桥壳进行了尺寸和强度计算。此外，还计算了主减速器支撑粥承的寿命。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：双曲面齿轮、差速器、驱动桥、半轴

KD1110 DESIGN OF REAR AXLE FOR GOODS VEHICLE

ABSTRACT

The aim of this project is to design the rear axle for the medium goods vehicle. The rear axle acts as the driving axle in this project. The rear axle is an important component of the truck, which is used to bear the frame and drive the truck. The driving axle includes a shell of drive axle, a main decelerator, a diff, and two axle shafts.

According the specific parameters of the driving system and necessary reasoning, the structure of the driving axle is adopted: the integrated driving axle housing, two-stage main reducing gears which consist of a pair of hypoid gears and a pair of spur gears. The driving hypoid gear that is fixed to the flange of the intermediate shaft forms an integral with the 2nd-stage driving spur gear. The spur gear meshes with the driven spur gear, which is fastened to the case of the diff. The diff with the symmetric taper planetary has a relatively simple structure, and it is reliable. The diff axle is full floating type; such axle shafts are acted upon only by the torque. The bearings that the rear axle uses are both taper roller bearings

The calculation section of this paper is mainly concerning about the physical dimension of the gear of the main drive, the diff, the driving axle, the driving axle housing and the strength of them. In addition, the life of the bearing of the main drive is also calculated in this section. Majority of computations basis, the step and the estimated data for these project are advanced in paper.

KEY WORDS: double camber gear, differential ，driving axle ，Axle shaft

前言...............................................1

第一章驱动桥总体设计 ...........................2

§1.1驱动概桥述.....................................2

§1.2 驱动桥总成的结构形式及选择......................2

第二章主减速器的设计.................................3

§2.1主减速器的结构形式和选择.........................3

§2.2 主减速比的确定和分配...........................3

§2.3主减速器齿轮计算载荷的确定.....................3

§2.4 主减速器齿轮参数的确定..........................6

§2.5主减速器齿轮的强度校核.........................11

第三章差速器的设计......................................28

§3.1差速器的结构形式的选择.........................28

§3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计...................28

第四章驱动车轮的传动装置.............................33

§4.1半轴概述....................................33

§4.2 半轴的设计计算.............................. 33

第五章驱动桥桥壳........................................36

§5.1驱动桥桥壳受力和强度计算..........................36

结论.....................................................41

参考书目..................................................42

致谢...................................................43

参考文献

[1] 刘惟信编著. 汽车车桥设计. 北京：清华大学出版社. 2004.

[2] 汽车工程手册编辑员.汽车工程手册: 基础篇.北京：人民交通出版社．2001

[3] 汽车工程手册编辑员.汽车工程手册:设计篇.北京：人民交通出版社．2001

[4] 刘惟信.汽车驱动桥设计. 第三版. 北京:清华大学出版社,2004年

[5] 王望予编著. 汽车设计第4版. 北京：机械工业出版社. 2004

[6] 刘惟信．汽车设计．北京：清华大学出版社，2001

[7] 徐灏．机械设计手册．北京．机械工业出版社：2004

[8] 刘惟信主编．圆锥齿轮与双曲面齿轮传动．北京：人民交通出版社．1985

[9] 余志生编著. 汽车理论第四版．北京：机械工业出版社．2008

[10] 陈家瑞主编. 汽车构造第二版．北京：机械工业出版社. 1995.

[11] 成大先主编.机械设计手册第四版.北京：化学工业出版社，2002

[12] 张洪欣.汽车设计.北京:机械工业出版社, 1989

[13] 张文春主编．汽车理论．北京．机械工业出版社：2007

[14] 刘惟信.汽车驱动桥设计. 第三版. 北京:清华大学出版社,2004年

[15] 濮良贵，纪名刚主编．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社．2006

[16] 孙恒，陈作模，葛文杰主编．机械原理．北京：高等教育出版社．2006

内容简介：: 1 KD1110 型载货汽车后桥总成设计摘要本设计为中型载货汽车的后桥总成设计，在本设计中后桥为驱动桥。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。驱动桥主要包括驱动桥壳、主减速器、差速器和两个后桥半轴。根据本车的各项具体参数，经过必要的论证分析，确定了本次所设计的驱动桥的结构方案。驱动桥壳为非断开式驱动桥壳。主减速器为双级主减速器，双级主减速器包括一对双曲面齿轮和一对圆柱齿轮。主动双曲面齿轮和中间轴凸缘上的双曲面齿轮啮合，中间轴和第二级传动中主动圆柱齿轮做成一个整体，圆柱齿轮与固定在差速器壳上的从动圆柱齿轮啮合。差速器为对称式圆锥行星齿轮差速器，这种差速器结构简单，使用可靠。半轴采用全浮式半轴，这样半轴只承受转矩。主减速器支撑轴承选用圆锥滚子轴承。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，半轴和驱动桥壳进行了尺寸和强度计算。此外，还计算了主减速器支撑粥承的寿命。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：双曲面齿轮、差速器、驱动桥、半轴 KD1110 DESIGN OF REAR AXLE FOR GOODS VEHICLE ABSTRACT nts2 The aim of this project is to design the rear axle for the medium goods vehicle. The rear axle acts as the driving axle in this project. The rear axle is an important component of the truck, which is used to bear the frame and drive the truck. The driving axle includes a shell of drive axle, a main decelerator, a diff, and two axle shafts. According the specific parameters of the driving system and necessary reasoning, the structure of the driving axle is adopted: the integrated driving axle housing, two-stage main reducing gears which consist of a pair of hypoid gears and a pair of spur gears. The driving hypoid gear that is fixed to the flange of the intermediate shaft forms an integral with the 2nd-stage driving spur gear. The spur gear meshes with the driven spur gear, which is fastened to the case of the diff. The diff with the symmetric taper planetary has a relatively simple structure, and it is reliable. The diff axle is full floating type; such axle shafts are acted upon only by the torque. The bearings that the rear axle uses are both taper roller bearings The calculation section of this paper is mainly concerning about the physical dimension of the gear of the main drive, the diff, the driving axle, the driving axle housing and the strength of them. In addition, the life of the bearing of the main drive is also calculated in this section. Majority of computations basis, the step and the estimated data for these project are advanced in paper. KEY WORDS: double camber gear, differential ， driving axle ， Axle shaft nts3 目录前言 .1 第一章驱动桥总体设计 .2 1.1 驱动概桥述 .2 1.2 驱动桥总成的结构形式及选择 .2 第二章主减速器的设计 .3 2.1 主减速器的结构形式和选择 .3 2.2 主减速比的确定和分配 .3 2.3 主减速器齿轮计算载荷的确定 .3 2.4 主减速器齿轮参数的确定 .6 2.5 主减速器齿轮的强度校核 .11 第三章差速器的设计 .28 3.1 差速器的结构形式的选择 .28 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 .28 第四章驱动车轮的传动装置 .33 4.1 半轴概述 .33 4.2 半轴的设计计算 . 33 第五章驱动桥桥壳 .36 5.1 驱动桥桥壳受力和强度计算 .36 结论 .41 参考书目 .42 致谢 .43 nts4 符号说明 A 汽车的迎风面积， 2m ；锥齿轮受的轴向力， N ；圆柱齿轮副中心距， mm 0A 圆锥齿轮节锥距， mm b 圆柱齿轮齿宽，花键齿宽， mm 21 bb、分别为主从动齿轮的齿宽， mm B 驱动车轮轮距， m C 轴承的额定动载荷， N ； DC 风力阻力系数 nc 顶隙系数 pC 材料的弹性系数， mmN /21 md 锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径； max0D 最高档动力因数； d 半轴杆部直径， mm ； BD 半轴花键轴外径， mm ； Ad 相配的花键孔内径， mm ； 0201 dd 、分别为主、从动螺旋锥齿轮的外圆直径， mm 21 aa dd 、分别为主、从动圆柱齿轮的齿顶圆直径， mm 21 ff dd 、分别为主、从动圆柱齿轮的齿根圆直径， mm 1d 、 2d 分别为主、从动螺旋锥齿轮和主、从动圆柱齿轮的节圆直径， mm 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， N aG 汽车满载总质量， N TG 所牵引的挂车的满载总质量， N ，仅用于牵引车的计算 Rf 道路滚动阻力系数 Hf 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数 Pf 汽车或汽车列车的性能系数；载荷系数 F 锥齿轮齿宽， mm tF 圆柱齿轮上的圆周力， N nts5 rF 圆柱齿轮上的径向力， N xF 圆柱齿轮上的轴向力， N G 材料的剪切弹性模量， Mpa ；汽车总质量的重力， N ； 2G 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷， N wg 车轮（包括轮毂、制动器等）的重力， N anh 齿顶高系数 0i 主减速比 gHi 变速器最高档传动比 TLi 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 LBi 为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间按的传动比 J 计算弯曲应力用的综合系数；计算接触应力用的综合系数； J 半轴横截面积的极惯性矩； 4mm sK 尺寸系数 mK 载荷分配系数 vK 质量系数 AK 使用系数 VK 动载系数 FK 齿向载荷分配系数 FK 齿间载荷分配系数 HK 齿间载荷分配系数 HK 齿向载荷分配系数 BK 行星齿轮球面半径系数 0K 由于“猛结合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数 2dK 直径系数 dk 动载荷系数 PL 花键工作长度， mm hL 轴承寿命， h l 半轴长度， mm M 弯矩 vM 垂向弯矩 hM 水平弯矩 nts6 M 合成弯矩 m 模数， mm nm 法向模数， mm 2m 汽车加速时的负荷转移系数 2m 汽车加速行驶时质量转移系数 2m 汽车紧急制动时质量转移系数 pn 最大功率时的发动机转速， min/r n 汽车的驱动桥数目；轴承的计算转速， min/r r 车轮的滚动半径， m P 作用在齿轮上的圆周力， N ；锥齿轮受的圆周力， N p 作用在齿轮单位齿长上的圆周力， N p 许用单位齿长上的圆周力， N Q 轴承的当量动载荷， N R 锥齿轮受的径向力； BR 球面半径， mm s 驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离， m dT 当量计算转矩， mN. maxeT 发动机最大转矩， mN. jeT 发动机最大转矩配以传动系最低档传动比计算从动齿轮的计算转矩， mN. jT 以驱动车轮在良好路面上开始滑转来计算从动齿轮的计算转矩， mN. jmT 按照平均牵引力来计算从动齿轮的计算转矩， mN. jT 计算转矩， mN. . jzT 主动齿轮的计算转矩， mN. au 汽车车速， hKm/ maxau 汽车的最高车速， hKm/ atu 汽车发动机最大转矩时的行驶速度， hKm/ u 主从动齿轮的齿数比 W 弯曲截面系数 hW 水平弯曲截面系数 vW 垂直弯曲截面系数 tW 扭转截面系数 nts7 nx 变为系数 FSY 复合齿形系数 Y 抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数 HZ 节点区域系数 EZ 材料弹性系数， 2/ mmN Z 接触强度计算的重合度与螺旋角系数 z 花键齿数；齿轮齿数 T 传动系的效率 LB 为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间按的传动效率轮胎对地面的附着系数螺旋角，度寿命指数差速器的转矩分配系数载荷分布的不均匀系数压力角，度轴交角 1 、 2 分别为主、从动螺旋齿轮的节锥角，度 1 、 2 分别为主、从动螺旋齿轮的齿根角，度 01、02 分别为主、从动螺旋齿轮的面锥角，度 21 RR 、分别为主、从动螺旋齿轮的根锥角，度剪切应力 w 弯曲应力 nts8 前言随着我国国民经济日新月异的高速发展，交通运输业已成为社会发展不可或缺的重要推动力。我国近几年各种公路尤其是高速公路发展迅速，使得货车得到更加广泛的应用。货车运输不仅运输量大，而且成本低，机动灵活，比之其他运输方式有着可比拟的优势。货车按照载重量可分为重型货车、中型货车和轻型货车。在我国，伴随着公路承载能力的提高和长途运输需求量的不断增加，发展载货汽车已成为一种必然的趋势。 20 世纪 70 年代以来，由于对运输需求的增加和公路承载能力的提高，各国都在放宽对于轴重和车辆总重的限制，因而大吨位载货汽车不断增加。所以载货汽车作为运输车辆，在我国现代化建设和世界各国发展中做出很大的贡献！我此次设计的是总重量为 11 吨、载重量为 5.6 吨的中型载货汽车的后桥（驱动桥）。采用非断开驱动桥，整体式桥壳，全浮式半轴。采用非断开驱动桥，能够提高汽车行驶平顺性和通过性；采用整体式桥壳壳获得角度的强度和刚度；采用全浮式半轴，半轴只承受扭矩不承受弯矩，工作条件改善，寿命得到提高。由于本人的能力有限，专业知识也不够扎实，在设计中还存在诸多不足和缺陷，真诚希望老师批评指正。 nts9 第一章驱动桥总体设计 1 1 驱动桥概述驱动桥位于传动系的末端，由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成，转向驱动桥还有等速万向节。其基本功用是： 1 将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器，差速器，半轴等传到驱动车轮，实现降速、增扭； 2 通过主减速器改变转矩的传递方向； 3 通过差速器实现两侧车轮的差速作用，将转矩合理地分配给左右车轮； 4 承受各种力、力矩等。驱动桥的类型有断开式和整体式两种：整体式驱动桥：整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接，由于半轴套管与主减速器是刚性连接为一体的，所以两侧的半轴和驱动桥不可能在横向平面内作相对运动，故称为非断开式驱动桥，又名整体式驱动桥。断开式驱动桥：其结构特点是没有连接左右车轮的刚性整体外壳或梁，主减速器速、差速器及其壳体安装在车架或车身上，通过万向传动装置驱动车轮。两侧的驱动车轮经独立悬架与车架或车身作弹性连接，因此可以彼此独立地相对于车架或车身上下摆动，提高了汽车行驶的平顺性和通过性。 1 2 驱动桥总成的结构形式及选择驱动桥的结构形式与整车的性能有密切关系，所以其重要性不言而喻。在选择驱动桥总成的结构形式时，应当从所设计的类型及使用、生产条件出发，并和所设计的其他部件，尤其是与悬架的结构形式与特性相适应，以保证整个汽车预期的使用性能的实现。虽然对于驱动桥总成的设计，前述的基本要求都很重要，但是对于不同用途和类型的汽车来说，其重要程度又不一样。本次设计为中型载货汽车的后桥设计，采用非独立悬架，只有当所选驱动桥的结构形式与悬架的结构形式相适应时，才能发挥它们的优势。而且非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用于载货汽车上，所以应采用整体式驱动桥。 nts10 第二章主减速器的设计 2主减速器的结构形式和选择主减速器是根据齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式不同分类的。对于最常见的主减速器齿轮普通螺旋锥齿轮和双曲面齿轮来说，在模数已定的情况下，从动齿轮的齿数越少，则它的直径就越小，并由此使主减速器的垂向轮廓尺寸也越小，但是齿轮的选择是有一定范围的。在给定的主减速比的条件下，如果单级主减速器不能满足驱动桥下面的离地间隙要求，则可选用双极主减速器。由于重型载货汽车主减速器传递的转矩较大和主减速比较大，单级主减速器不能满足驱动桥下的离地间隙和强度的要求，所以采用双极主减速器。它能保证最小离地间隙和齿轮强度的同时，获得较大的主减速比。 2.2主减速比的确定对于普通圆锥 -圆柱双级主减速器来说，第一级减速比10i比第二级20i小一些，通常 01i / 02i 1.4 2.0。参照设计任务书，主减速比0 m a x0 . 3 7 7 )r p a g hi r n v i 其中 m a x 00 . 0 2 5 4 / 2 ( 1 0 . 0 2 5 4 2 2 . 5 / 2 1 0 ( 1 0 . 1 0 ) 0 . 5 1 4 3 5,1 0 0 / , 1 , 2 4 0 0 , 4 . 6 5 4rsa g h pr r d b mv k m h i n i 又因为故解得为得到理想的齿面重叠系数，两个配对齿轮齿数之和应不少于 40，对于普通的双级主减速器0 2 0 1/ 1 .4 2 .0ii,第一级主动锥齿轮的齿数1z约在 9到 15范围内，第二级圆柱齿轮的齿数和可选在 68 10 的范围内，由此可得0 2 0 1 0 2 0 1 0 1 0 21 . 5 , 4 . 6 5 4 ; 1 . 7 6 1 4 , 2 . 6 4 2i i i i i 解得，由于0 4.654i ，故第一级的齿轮齿数121 5 , 2 6zz，第二级齿轮齿数取3 4 0 2 3 42 0 , 5 1 . 0 6 , 5 1z z i z z 取。 2.3主减速器齿轮计算载荷的确定由于汽车行驶时传动系载荷的不确定性，因此要准确的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nts11 驱动车轮在良好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（jeT、jT）的较小者，作为载货汽车在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。上述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。汽车的类型很多，形使工况又非常复杂，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。 2.3.1 以发动机最大转矩配以传动系最低档传动比计算从动齿轮的载荷以发动机最大转矩配以传动系最低档传动比计算从动齿轮的载荷的公式为： nKiTT TTLeje /0m a x (21) 式中： maxeT 发动机最大转矩， mN. ； TLi 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； T 传动系上述传动部分的传动效率； 0K 由于“猛结合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数； n 汽车的驱动桥数目；上式各个参数的确定： maxeT： 481 mN. ； TLi ：变速器一档传动比 1i =7.77，第一级主减速比 10i =1.7614，主减速比0i=4.654。所以计算第一级圆锥从动齿轮时 TLi =1.7614 7.77 1=13.686，计算第二级圆柱从动齿轮 TLi =4.654 7.77 1=36.162； T ：计算第一级圆锥从动齿轮时 T =0.9。圆柱齿轮传动的效率可取 0.99，所以计算第二级圆柱从动齿轮时 T =0.891； 0K：对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速的各类汽车取0K=1； n ：这次设计的载货汽车是后桥单桥驱动，所以 n =1。代入上式 )32( 得：第一级圆锥从动齿轮计算载荷 1jeT=m a x 1 0 1 / 5 9 2 4 . 6 6 9 4e T l TT i k n N m 5924.7 mN. ；第二级圆柱从动齿轮计算载荷 2jeT=m a x 2 0 2 / 1 5 4 9 7 . 9 8 4 5e T l TT i k n N m =15498 mN. 。 nts12 2.3.2 以驱动车轮在良好路面上开始滑转来计算从动齿轮的载荷以驱动车轮在良好路面上开始滑转来计算从动齿轮的载荷的公式为： LBLBrj i rGmT 22(2 2) 式中： 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， N ；轮胎对地面的附着系数； 2m 汽车加速时的负荷转移系数； r 车轮的滚动半径 , m ； LB 为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间按的传动效率； LBi 为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间按的传动比。上述各参数的确定： 2m ：商用车的后轴负荷转移系数 1.1 1.2 之间，此时为重型载货汽车，所以可取 1.2； 2G ：依照参考车型为 11000 0.665 9.8=71687N ；：对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 =0.85； r ：取 0.5144mm; LB ：因为没有轮边减速，且第二级圆柱斜齿轮传动的效率取 0.99，所以在计算第一级圆锥齿轮传动时， LB =0.99，在计算第二级圆柱斜齿轮传动时， LB =1； LBi ：因为没有轮边减速，且第二级圆柱斜齿轮传动的传动比为 2.642，所以在计算第一级圆锥齿轮传动时， LBi =2.642，在计算第二级圆柱斜齿轮传动时，LBi =1。将上述参数带入式 (2 2) 中，得；第一级圆锥从动齿轮计算载荷1jT=11982.6 mN. ；第二级圆柱从动齿轮计算载荷2jT=31341.4 mN. 。因为发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时所得的计算载荷，小于驱动车轮在良好路面上开始滑转时所得的计算载荷，所以主减速器齿轮的计算载荷应取按照发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时所得的计算载荷，即：第一级圆锥从动齿轮计算载荷1jeT=5924.7 mN. ；第二级圆柱从动齿轮计算载荷2jeT=15498 mN. 。 nts13 2.3.3 按照平均牵引力来计算从动齿轮的载荷主减速器从动齿轮的平均计算转矩jmT为： )()( PHRLBLBrTajm fffni rGGT (2 3) 式中： aG 汽车满载总质量， N ； TG 所牵引的挂车的满载总质量， N ，仅用于牵引车的计算； Rf 道路滚动阻力系数； Hf 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数； Pf 汽车或汽车列车的性能系数；其他参数 r 、 LB 、 LBi 、 n 等见 (2 2) 、 (2 3) 下的说明。式中各参数的确定： aG： 11000 9.8=107800N ； TG ：因仅用于牵引车的计算，所以此处为 0N ； Rf ：道路条件按“一般条件”，即是级公路，此时在 0.015 0.020 中来取，因现代高速公路的迅速发展，公路条件也有很大的改善，所以此处可取 0.02； Hf ：按照汽车平均爬坡能力来算，载货汽车在 0.05 0.09 中来取，依上述，本次设计的载货汽车的动力性能较好，所以此处可取 0.08； Pf m a x)(195.0161001eTap T GGf ，当 16)(195.0m a xeTaT G时，取 Pf =0，此处 16)(195.0m a xeTaT GG，所以 Pf =0；其他参数 r 、 LB 、 LBi 、 n 等见 (2 2) 、 (2 3) 下的说明。将上述参数代入式 (2 3) 得：第一级圆锥从动齿轮计算载荷1jmT=2120N 第二级圆柱从动齿轮计算载荷2jmT=5545N 2.4主减速器齿轮参数的确定在现代汽车的驱动桥上，应用最广泛的主减速齿轮是“格里森”制或“奥利康”制螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双极主减速器中，通常还加一对圆柱齿轮或nts14 一组行星齿轮。在本次设计中，第一级减速的螺旋锥齿轮采用的是“格里森”制齿轮，第二级减速的圆柱齿轮采用的是斜齿轮。 2.4.1 第一级螺旋齿锥齿轮参数的确定主减速器螺旋锥齿轮从动齿轮的端面大端模数，可根据该齿轮上述的计算转矩 (选择 32 、 42 中较小者 )，按照经验公式选出； 3( 0 . 5 9 8 0 . 6 9 2 )jsmT (2 4) 式中： m 从动锥齿轮的端面大端模数， mm ; jsT 计算转矩， mN. . 式中各参数的确定： jsT ：取 32 、 42 中较小者，即 6132.03 N 。带入 62 式中得： m=10.9 12.7mm 。取 m=11 主从动齿轮齿数的选择应遵循以下原则： 1、为了磨合均匀， 1z 、 2z 应避免有公约数； 2、为了得到理想的齿面重叠系数，对于载货汽车齿数之和应不小于 40 ； 3、对于普通的双级主减速器，第一级主动锥齿轮齿数 1z 可选的较大，约在915 范围内；第二级圆柱齿轮传动的齿数和可选在 68 10 范围内； 4、对于载货汽车，传动比在 1.51.75 时，推荐主动锥齿轮最小齿数 1z =14，允许齿数范围 1216；依据以上原则，选择第一级锥齿轮传动主动齿轮齿数1z=15 从动轮齿数2z=26，01i=21zz =1.7614 选择第二级圆柱齿轮传动主动齿轮齿数1z=20从动轮齿数2z=51，02i=21zz =2.55在选择齿宽时，通常对于汽车工业来说，推荐主减速器圆锥齿轮的齿宽采用如下： mFdF 10;155.0 2 82 将 2d =286mm 代入式 82 中得 F =0.155 286=44.33mm ，取 F =45mm 。一般习惯是螺旋锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮的齿面宽稍大，使其在大齿轮轮齿nts15 两面都超出一些。通常小齿轮的齿面宽加大 10%较为适合。则大齿轮齿面宽mmFF 502 ，小齿轮齿面宽。 21 1 .1 4 9 .5FF，取 1 50F 依据上述螺旋锥齿轮基本参数的确定，可以计算出螺旋锥齿轮的各个参数，列表如下：表 2-1 圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算用表号项目计算公式计算结果单位 1 主动齿轮数 1 15Z 2 从动齿轮数 2 26Z 3 端面模数 11m mm 4 齿面宽 125 0 , 4 5FF mm 5 齿工作高 18.7gh mm 6 齿全高 20.768h mm 7 法向压力角 20.5 度 8 轴交角度 9 节圆直径 121 6 5 , 2 8 6dd mm 10 节锥角 122 9 . 9 8 2 , 6 0 . 0 2 度 11 节锥距 0 166.7A mm 12 周节 34.5576t mm mFdF 10;155.0 2 m888.1, 22 HmHh700.1, 11 HmHh g22110 s in2s in2 ddA o90mt 1416.32211 , mzdmzd 1z2z112221190a r c ta n,a r c ta nozzzznts16 13 齿顶高 121 2 . 2 1 2 , 6 . 4 8 8hhmm 14 齿根高 128 . 5 5 6 , 1 4 . 2 8hh mm 15 径向间隙 C=2.068 mm 16 齿根角 122 . 9 6 5 , 4 . 9 4 4 度 17 面锥角 0 1 0 23 4 . 9 2 6 , 6 2 . 9 8 5 度 18 根锥角 122 7 . 0 1 7 , 5 5 . 0 7 6RR 度 19 外圆直径 0 1 0 21 8 6 . 1 5 6 , 2 9 2 . 4 8 4ddmm 20 节锥顶点至齿轮外缘距离 0 1 0 21 3 6 . 8 9 7 , 7 6 . 8 8mm 21 理论弧齿厚 122 2 . 2 , 1 2 . 4ssmm 22 齿侧间隙 0 .3 0 5 0 .4 0 6B mm 23 螺旋角度 24 螺旋方向主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋 25 驱动齿轮小齿轮 26 螺旋方向向齿轮背面看去，主动齿轮为顺时针，从动齿轮为逆时针 2.4.2 第二级圆柱斜齿轮参数的确定双极主减速器的圆柱齿轮副中心距 A 可按经验公式选取： 3)92.1151.10( jzTA (2 5) 式中： 2211 , hhhhhh ghhc 022011 ar ct an,ar ct an AhAh 222111 , RRB o35221221)(39.046.0,zzKmKhhhhaag2210211201sin2,sin2hdhd2220211101 co s2 ,co s2 hdd hdd 1 26 5.1 , 221 K KS mSssts12022101 , nts17 jzT 该圆柱齿轮副主动齿轮的的计算转矩， mN. 。前面已经确定出螺旋齿圆锥从动锥齿轮的计算转矩，由于螺旋齿圆锥从动锥齿轮和圆柱主动齿轮在一根轴上，所以此时的转矩跟从动锥齿轮上的计算转矩一样，即jzT=5924.6694 mN. 。代入上式 92 得：。 1 9 0 . 1 7 7 2 1 5 . 6 9A mm，取 203A mm 斜齿圆柱齿轮的螺旋角值，可选择在 oo 2016 范围内。可初选为 16 。依据公式： 12()2 c o s nz z mA (2 6) 将 203A mm 、122 0 5 1ZZ、 16带入式 (2 6) 中，得出： 5.479nm mm 。选择 6nm mm 。然后再将 6nm mm 带入上式 (2 5) 中，对 A 取整，可得222A 。调整螺旋角 16.37 。双极主减速器的齿面宽 b 可按经验公式选取： ( 0 .5 0 .6 )bA (2 7) 将 222A mm 带入式 (2 7) 中， 1 1 1 1 3 3 .2b mm，选择 115b mm 。为了使主从动齿轮捏合完全，常常将主动齿轮齿宽大于从动齿轮的齿轮nm)21(，即可得主动齿轮的齿宽1 120b mm。选取齿顶高系数和顶隙系数时，依据常规的来选取即是 1anh， 25.0nc。依据上述圆柱斜齿轮基本参数的确定，可以计算出圆柱斜齿轮的各个参数，列表如下：表 2-2 圆柱斜齿轮齿轮的几何尺寸计算用表圆柱斜齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果单位 1 主动齿轮齿数 20 2 从动齿轮齿数 51 3 端面模数 6 mm 4 齿数比 2.55 1z2znm12zzunts18 5 中心距 222 mm 6 压力角度 7 螺旋角 16.37 度 8 分度圆直径 121 2 5 . 0 7 , 3 1 8 . 9 2 9dd mm 9 变位系数 0 10 齿顶高系数 1 11 顶隙系数 0.25 12 齿顶高 6 mm 13 齿根高 7.5 mm 14 齿顶圆直径 121 3 7 . 0 7 , 3 3 0 . 9 2 9aadd mm 15 齿根圆直径 121 1 0 . 0 7 , 3 0 3 . 9 2 9ffdd mm 16 当量齿数 122 2 . 6 4 4 , 5 7 . 7 4 1vvzz 17 齿宽 121 2 0 , 1 1 5bb mm 18 螺旋方向小齿轮左旋，大齿轮右旋 19 驱动齿轮小齿轮 2.5主减速器齿轮的强度校核在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行验算，以保证其有足够的强度和寿命及安全可靠地工作。 2.5.1 齿轮的损坏形式及寿命齿轮损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、吃面磨损等。汽车驱动桥齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。下表给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值，coszmd nnxanhncnnana mxhh )( nnnanf mxchh )( aa hdd 2ff hdd 23coszzv b22.5oco s2)( 21 nmzzA nts19 破坏的循环次数为 6106 ：表 2-3 汽车驱动桥齿轮的许用应力表汽车驱动桥齿轮的许用应力计算载荷主减速器齿轮的许用弯曲应力主减速器齿轮的许用接触应力差速器齿轮的许用弯曲应力单位最大输入转矩和最大附着转矩中的较小者 700 2800 980 平均计算转矩 210.9 1750 210.9 实践证明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷，即平均计算转矩有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输入转矩和最大附着转矩并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能用来作为疲劳损坏的依据。 2.5.2 主减速器圆弧齿锥齿轮的强度计算（ 1）“格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其轮齿上的假定单位压力即单位齿长上的圆周力来估算，即按下式： FPp(2 8) 式中： P 作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩 maxeT 和最大附着力矩 rrG2两者当中载荷工况小的进行计算， N ; F 从动齿轮的齿面宽， mm 。如上所述，按发动机计算转矩 maxeT 较小，所以应作为计算式 122 的转矩，即得下式： FdiTp ge21013m a x (2 9) 2mmN2mmNnts20 式中的参数如上述所示，按照一般计算经验，可载货汽车可只计算档和直接档时单位齿长上的圆周力。将 maxeT =481 1gi=7.7 5gi=1、 F =45mm 代入上式 (2 9) 得：档时： 1006.7p mmN. ；直接档时： 129.6p mmN. 。许用单位齿长上的圆周力可依据下表：表 2-4 载货汽车许用单位齿长上的圆周力表载货汽车许用单位齿长上的圆周力单位挡直接挡 1429 250 N/mm 因为档时： 1006.7p mmN. p =1429 mmN. ；直接档时： 129.6p mmN. p =250 mmN. ，所以圆弧齿螺旋锥齿轮的强度合格。（ 2）圆弧齿螺旋锥齿轮的轮齿弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮的计算弯曲应力为： JF zmKKKKTvmsjw203102 (2 10) 式中： jT 该齿轮的计算转矩， mmN. ；对于从动齿轮，按照jeT、jT两者中间较小者和jmT计算；对于主动齿轮还需要将上述计算转矩换算到主动齿轮上； 0K 超载系数； sK 尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。当端面模数 mmm 6.1 时，4 4.25mK s； mK 载荷分配系数，两个齿轮均为骑马式时，取 1.00 1.10；当一个齿轮用骑马式支撑时，取 1.10 1.25。支撑刚度大时取小值； vK 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取 1； FdiTp ge 210 13m a x nts21 J 计算弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数。 F 、 z 、 m 同上所述。对于主动锥齿轮按照峰值载荷计算时各个参数的确定： jT： 5545 mN. ; 0K：对于一般载货汽车来说取 1； sK： 0.83； mK：可取 1.1； vK：可取 1； J ：查综合系数图表取 0.185； F ： 50mm ; z ： 15； m ： 11 mm 。将上述各参数带入式 142 中，得w=603.09 2mmN ，小于许用弯曲应力 w =700 2mmN ，所以合格。对于主动锥齿轮按照平均计算载荷时各个参数的确定： jT： 1522 mN. ; 0K：对于一般载货汽车来说取 1； sK： 0.83； mK：可取 1.1； vK：可取 1； J ：查综合系数图表取 0.185； F ： 50mm ; z ： 15； m ： 11 mm 。将上述各参数带入式 142 中，得w=131.2 2mmN ，小于许用弯曲应力小于许用弯曲应力 w=210.9 2mmN ，所以合格。对于从动锥齿轮按照峰值载荷计算时各个参数的确定： jT： 9387 mN. ; 0K：对于一般载货汽车来说取 1； sK： 0.83； mK：可取 1.1； nts22 vK：可取 1； J ：查综合系数图表取 0.18； F ： 45mm ; z ： 26； m ： 11 mm 。将上述各参数带入式 (2 10) 中，得w=529.9 2mmN ，小于许用弯曲应力小于许用弯曲应力 w=700 2mmN ，所以合格。对于从动锥齿轮按照平均计算载荷时各个参数的确定： jT： 2643 mN. ; 0K：对于一般载货汽车来说取 1； sK： 0.83； mK：可取 1.1； vK：可取 1； J ：查综合系数图表取 0.18； F ： 45mm ; z ： 26； m ： 11 mm 。将上述各参数带入式 142 中，得w=149.2 2mmN ，小于许用弯曲应力小于许用弯曲应力 w=210.9 2mmN ，所以合格。（ 3）圆弧齿螺旋锥齿轮的轮齿接触强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮的计算接触应力为： FJKKKKKTdCvfmsjzpj301102 (2 11) 式中： pC 材料的弹性系数， mmN /21 ； 1d 主动锥齿轮的分度圆直径， mm ； jzT 主动齿轮的计算转矩， mmN. ；对于主动齿轮还需要将从动齿轮的计算转矩换算到主动齿轮上； sK 尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况nts23 下，可取 1； J 计算接触应力用的综合系数，它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用位置、轮齿间的载荷分配、有效齿宽及惯性系数等因素的影响，可有图表查的。 F 、 0K 、 sK 、 mK 同 (2 10) 下说明。主、从动齿轮的齿面接触应力相等，所以只计算主动齿轮即可。按照峰值载荷计算时各个参数的确定： pC：对于钢制齿轮副取 232.6 mmN /21 ； 1d ： 165mm ； jzT： 5404 mN. ; 0K：对于一般载货汽车来说取 1； sK：可取 1； fK：可取 1； mK：可取 1.1； vK：可取 1； J ：查综合系数图表取 0.085； F ： 45mm 。将上述各参数带入式 (2 11) 中，得j=2161 2mmN ，小于许用弯曲应力 j =2800 2mmN ，所以合格。按照平均计算载荷时各个参数的确定： pC：对于钢制齿轮副取 232.6 mmN /21 ； 1d ： 165mm ； jzT： 5404 mN. ; 0K：对于一般载货汽车来说取 1； sK：可取 1； fK：可取 1； mK：可取 1.1； vK：可取 1； J ：查综合系数图表取 0.085； nts24 F ： 45mm 。将上述各参数带入式 (2 11) 中，得j=1147 2mmN ，小于许用弯曲应力 j =1750 2mmN ，所以合格。 2.5.3 主减速器圆柱齿锥齿轮的强度计算（ 1）主减速器圆柱齿锥齿轮的齿根弯曲强度校核圆柱斜齿轮传动齿根弯曲应力计算的公式为： YYKKKKbmFFSFFVAntF (2 12) 式中： tF 圆柱齿轮上的圆周力， N ； AK 使用系数； VK 动载系数； FK 齿向载荷分配系数； FK 齿间载荷分配系数： FSY 复合齿形系数： Y 抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数； b 、 nm 参看表 22 。按照峰值载荷计算时主从动齿轮各个参数的确定： tF：d TFt 2000，对于主动圆柱齿轮 T =9387 mN. ，则tF=160489N ；从动圆柱齿轮 T =26406 mN. ，则tF=160518N ； AK ：对于原动机为多缸内燃机的汽车，原动机为中等振动，所以使用系数可选 1.1； VK：2212111001 uuvzKbFKKKtAV ，式中的 1 =34.8， 2K =0.0087，v =0.7302 sm/ ， AK 、 tF 如上所述， b 、 u 、 1z 参看表 22 ，带入各个参数得 1.0025； FK：

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