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机械毕业设计全套

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CL01-008@4座微型客货两用车设计（后驱动桥、后悬架设计）,机械毕业设计全套

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车辆与动力工程学院毕业设计说明书 1 第一章 前 言 汽车是 20 世纪最具代表性的人文景观，也是 21 世纪最具影响力的社会事物。而作为汽车组成部分的后驱动桥、后悬架的设计对汽车的性能影响是相当大的，对汽车工业的发展也具有深远的意义。 本次设计的车型为 4 座微型客货两用车，属于轻型车系列。由于该车型是大批量生产，使用条件较好，且后悬架的结构形式定为非独立悬架，故本次设计中将后驱动桥设计为与后悬架结构形式和特性相适应的非断开式驱动桥。非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，大大降低了设计和制造成本。随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，在驱动桥结构设计中还应朝 着能以几种典型的零部件、以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化和变型的方向发展。 悬架，在英语里悬架系统对应的是单词 Suspension。顾名思义，它是将车轮通过弹簧连接在车体上，并与其它部件构成可动的机构。在本次设计中， 4 座客货两用车的载重量为 0.5 吨，整车质量也不大，故考虑采用钢板弹簧式非独立悬架。在这种悬架中，钢板弹簧被用做非独立悬架的弹性元件。这种形式的悬架技术成熟，结构简单，成本低廉。 这样既降低了生产成本，又保证了汽车的行驶平顺性和衰减振动的能力。 在本次设计中，后驱动桥和后 悬架的设计都在满足汽车性能要求的前 提下采用了经济合理的设计理念，这对汽车的批量生产提供了可靠的保证，也使此类汽车在市场竞争中处于有利地位。物美价廉的汽车产品对消费者也具有相当的吸引力。 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 2 第二章 驱动桥结构设计 2.1 驱动桥的组成与结构方案分析 在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器，差速器，驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。 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。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。 具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单 ，制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分小轿车上。但整个驱动桥属于簧下质量，对汽车的平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥结构较复杂，成本较高，但它大大地增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶时作用在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的合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。 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。 2.2 主减速器的结构形式的分析和确定 主减速器的结构形式，主要是依据其齿轮类型和主动齿轮的安装方法及减速形式的不同而异。 2.2.1 主减速器传动齿轮的类型 主减速器传动齿轮的类型有：“格里森”或“奥利康”制螺旋锥齿轮和双曲面齿轮传动；圆柱齿轮传动；涡轮涡杆。 由于双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最小齿数可减小，所以可选用较小的齿数，这样可以增大传动比，并可使进入啮合的齿数增多，因而双曲面齿轮传动要比螺旋锥齿轮传动更加平稳，无噪声，强度也高；双nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 3 曲面齿 轮的偏移距还给汽车的总布置带来了方便。综上所述，本设计采用双曲面齿轮传动。 2.2.2 主减速器的减速形式 主减速器的减速形式主要有：单级主减速器； 双速主减速器；单级贯通式主减速器；双级贯通式主减速器；单级（或双级）主减速器附轮边减速器。 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低等优点，因此，它广泛地用在主减速比小于 7.6 的各种中、小型汽车上。根据本车总布置对传动比的要求，本设计采用单级主减速器。 2.3 差速器的方案分析及确定 差速器的结构型式有多种，其主要的结构型式有： 对称式圆锥行 星齿轮差速器；强制锁止式防滑差速器；自锁式差速器；带有摩擦元件的圆锥齿轮防滑差速器；滑块 凸轮式高摩擦差速器；涡轮式高摩擦差速器；带有常作用式摩擦元件的圆锥齿轮差速器；自由轮式差速器；变传动比式差速器。 多数汽车都属于公路运输车，对于在公路上行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数几乎没有差别，且附着较好，因此，几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用与公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器。对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车 ，则可采用防滑差速器。由于本设计为 4 座微型客货两用车在良好路面上行驶，故采用对称式 圆锥行星齿轮差速器即可满足使用要求。 2.4 半轴 驱动车轮的传动装置位于汽车传动系统的末端，其功用是将转矩有差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支撑形式或受力状况的不同而分为半浮式、 3/4 浮式和全浮式三种。 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 4 全浮式半轴理论上只承受转矩而不承受弯矩，工作可靠，故广泛的应用于轻型以上的各类汽车上。本设计采 用全浮式半轴的支撑型式。 2.5 驱动桥壳结构方案分析 驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种形式。 组合式桥壳是将主减速器壳和部分桥壳铸为一体，而后用无缝钢管分别压入壳体两端，两者间用塞焊或销钉固定。优点是从动齿轮轴承的支承刚度较好，主减速器的装配、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高的加工精度，常用于轿车、轻型货车中。由于本设计是 4 座微型客货两用车，整备质量小，故采用整体式桥壳。 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 5 第三章 驱动桥尺寸计算 3.1 主减速器的基本参数选择与设计计算 3.1.1 主 减速比 0i 的确定 对于有很大功率储备的轿车， i0的值应能满足汽车达到的最高车速时发动机正发出最大功率。 所以 i0=0.377iv nr gha prmax（ 3-1） =0.3771150 05.1460 0268.0 =5.137 式中 ，r 车轮的滚动半径； Migh 变速器最高档传动比； np 发动机最大功率时对应的转速； rr 车轮滚动半径。 考虑到主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对 i0值予以校正为 14.50 i。 3.1.2 主 减速器齿轮计算载荷的确定 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jeT。 jeT=n KiT TTLe 0max（ 3-2） =1 9.014.5502.372 =1167.74 N m 式中，jeT为计算转矩（ N m）。 按驱动桥打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩jT。 jT=LBLBrirG 2（ 3-3） =11 2 68.085.02.11 00 4 5 =2745.98 N m 式中，jT为计算转矩。 在式（ 3-2） （ 3-3）的计算中： nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 6 0K 猛接离合器所产生的动载系数； maxeT 发动机最大转矩， N m； TLi 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间传动系最低档传动比； T 传动系上述传动部分的传动效率，取 T =0.9； n 该汽车的驱动桥数目； 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，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 =0.85； r 车轮滚动半径。 m; LB , LBi 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率和传动比。 主减速器从动齿轮的平均计算转矩cFT为： )(2 PHRLBLBrcF fffni rGT （ 3-4） = )008.0015.0(111 268.08.91640 = mN.19.409 3.1.3 主 减速器齿轮基本参数的选择 减速器齿轮应满足以下条件： 1)为了磨合均匀和得到理想的齿面重叠系数，并避免小齿轮根切和两齿轮齿数有公约数。 2)为了得到理想的齿面重合度和高的齿轮弯矩强度，主从动齿轮齿数和应不小于 40。 3)为了啮合 平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，对于轿车 1Z 不小于 9，对于货车 1Z 一般不小于 6。 4)当主动比 0i 较大时，应尽量使 1Z 取得少些，以便得到满意的离地间隙。 5)对于不同的主传动比， 1Z 和 2Z 应有适当的搭配。 一、 主从动齿轮齿数的选择 71 Z ， 362 Z 二、 从动齿轮大端分度圆直径 2d 和齿轮端面模数 sm根据经验公式 2d =kd2 3Tc （ 3-5） nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 7 代入数据得 ： 2d =153 74.1167 =157.957mm 式中， kd2为直径系数，一般取 13.015.3； Tc为从动齿轮的计算转矩，Tc =min jeT jT 。 根据 sm =km 3Tc （ 3-6） =0.35 3 74.1167 =3.68 取 m=4 三、 主、从动齿轮的齿面宽 F 和偏移距 E 齿面宽 F： F =0.155 2d （ 3-7） =0.155 157.957 =24.48mm 双曲面齿轮的偏移距 E E 0.2 2d （ 3-8） =31.59 四、 双曲面齿轮的螺旋方向 从动齿轮左旋，主动齿轮右旋，主动齿轮轴线上偏移。这样可使主从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。 五、 中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，小端的螺旋角最小。选择 时，应考虑它对齿面重合度 、轮齿强度和轴向力大小的影响。 越大，重合度就大，同时啮合的齿数也越多，传动就平稳，噪声低。但是 过大，齿轮上受的轴向力也会过大。 根据“格里森”制推荐用公式近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值： 00002012001 34.54957.157 59.319073652590525 dEzz式中 ， 1 为主动齿轮的名义螺旋角的预选值； 1Z 和 2Z 为主 、从动齿轮齿数；2d 为从动齿轮的节圆直径；E 为双曲面齿轮的偏移距 。 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 8 六、 法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少不发生根切的最少齿数。一般为 19 或 20 ，本设计取 = 19 。 3.1.4 主减速器准双 曲面齿轮的几何尺寸计算 表 3-1 主减速器准双曲面齿轮几何尺寸计算用表 序号 算 例 注 释 （ 1） 1Z 7 小齿轮齿数 （ 2） 2Z 36 大齿轮齿数 （ 3） )2()1(0.1944 （ 4） F 24.48 大齿轮齿面宽 155.0F 2d （ 5） E 31.59 小齿轮轴线偏距 （ 6） 2d 157.957 大齿轮分度圆直径按式2d = 32 Jd TK 预选 （ 7） dr 63.5 刀盘名义直径按式2dr= 2(2 2202 mAAK预选 （ 8） 1 34.54 小齿轮螺旋角的预选值 （ 9） tan 1 1.3937 (10) cot i2 =1.2（ 3） 0.2333 (11) sin i2 0.9738 (12) 2mR0.2 )11)(4()6( 67.0587 大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径 （ 13） sin i =)12( )11)(5(0.4588 (14) cos i 0.8886 (15) (14)+(9)(13) 1.5279 (16) (3)(12) 13.0391 (17) 1mR =(15)(16) 19.9229 小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 9 (18) RT=0.02（ 1） +1.06 或 RT =1.30 1.2 (19) )10( )12(+(17) 307.3173 齿轮收缩系数 (20) Tan =)19( )5(0.102793 0.113072 0.124379 (21) 2)20(0.1 1.005269 1.006372 1.007705 (22) sin =)21( )20(0.102254 0.112356 0.123428 (23) 5.869 6.451 7.09 (24) sin 2 =)12( )22)(17()5( 0.440701 0.437699 0.434409 (25) tan 2 0.490947 0.486807 0.482294 (26) tan u1 =)25( )22(0.208279 0.230801 0.2559189 (27) cos u1 0.978991 0.974384 0.968778 (28) sin 2 =)27( )24(0.4501579 0.449206 0.448409 (29) cos 2 0.892949 0.893428 0.893828 (30) tan 1 =)28( )29()15( 1.410577 1.412499 1.414115 (31) （ 28） （ 9） -（ 30） -0.007597 -0.008444 -0.009154 (32) （ 3）（ 31） -0.0014773 -0.001642 -0.00178 (33) Sin 1 =(24)-(22)(23) 0.440852 0.437884 0.434629 (34) tan 1 0.491156 0.487061 0.482595 (35) tan 1 =)34( )22(0.208191 0.230681 0.255759 (36) 1 760446.11 9898437.12 346401.14 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 10 (37) cos 1 0.979008 0.974409 0.968815 (38) sin 1 =)37( )33(0.450304 0.449383 0.448619 (39) 1 763203.26 26.704133 26.655143 (40) cos 1 0.892875 0.893339 0.893723 (41) tan 1 =)38( )40()31()15( 1.39341 1.393348 1.393283 (42) 1 33437.54 333147.54 3318837.54 (43) cos 1 0.583053 0.583071 0.583089 (44) 2 =(42)-（ 39） 571167.27 629014.27 27.676741 (45) cos 2 0.886437 0.885969 0.885582 (46) tan 2 0 522146 0.523423 0.524493 (47) cot 2 =)33( )22(0.231946 0.256589 0.283985 (48) 2 9414.76 6090.75 1463.74 (49) sin 2 0.974139 0.968622 0.961962 (50) cos 2 0.225948 0.248538 0.273183 (51) )37( )32)(12()17( 20.248978 20.333196 20.441061 (52) )50( )12(296.787905 269.812965 245.471914 (53) (51)+(52) 317.036883 290.146161 265.912975 (54) )49( )45)(12(61.021325 61.336508 61.734216 (55) )35( )51)(43(56.708862 51.394255 46.602235 (56) -tan01=)53( )54)(46()55)(41( 0.148742 0.136154 0.122412 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 11 (57) - 01 8.46 7.75 6.98 (58) cos 01 0.989118 0.990858 0.992591 (59) )51( )56)(41(0.010235 0.00933 0.008344 (60) )52( )56)(46(0.000262 0.000264 0.000261 (61) (54)(55) 3460.449954 3152.344175 2876.952499 (62) )61( )55()54( 0.001246 0.003153 0.005259 (63) (59)+(60)+(62) 0.0117434 0.012748 0.013865 (64) )63( )46()41( 74.191796 68.238748 62.660645 (65) dr =)58( )64(75.0080189 68.868346 63.128372 (66) )65( )7(0.846576 0.922049 1.005887 (67) (3)(50);1.0（ 3） 0.0531189 0.805556 左栏用左公式；右栏用右公式 (68) );35)(17()34( )5( (35)(37) 60.363151 0.247784 左栏用左公式；右栏用右公式 （ 69） （ 37） +（ 40） 右）（ 67 1.016289 （ 70） mZ =（ 49）（ 50） 19.663527 （ 71） Z=（ 12）（ 47）（ 70） -0.619875 大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离，正 (+)号表示该节锥顶点越过了小齿轮轴线，负 (-)号表示该节锥点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间。 （ 72） mA =)49( )12(69.710313 在节平面内大齿轮齿面宽中点锥距 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 12 （ 73） 0A =)49( )6(5.082.101462 大齿轮节锥距 （ 74） （ 73）（ 72） 12.391149 （ 75） gmh =)2()45)(12(k 5.938598 gmh：大齿轮在齿面宽中点处的齿高工作系数 ， (76) )7( )46)(12(0.553887 (77) )45( )49(（ 76） 0.53236 （ 78） i 45 齿轮两侧压力角之和。 （ 79） Sin i 0.707106 (80) 0.2 )78(2 i5.22 (81) cos0.2i0.923879 (82) tan0.2i0.414214 (83) )82( )77(1.285232 (84) D =)2( )83(10560377.001311 双重收缩齿齿根角的总和（分） (85) k 0.13 大齿轮齿顶高系数 (86) )85(150.1 bk 1.02 (87) )85)(75( 2 mh 0.772018 大齿轮齿面宽中点处的齿顶高 (88) 05.0)86)(75( 2 mh 6.10737 大齿轮齿面宽中点处的齿根高 (89) 双重收缩齿： )85)(84(2 标准收缩齿： )72( )87(34382 074667.382 20562.3012 2 2 8 02 8 7.339s3, 08882.0 RT 4, RT 为负值。故大齿轮齿顶角 2 （单位为分）：为了得到良好的收缩齿，应按下述计算来确定采用双重收缩齿，还是倾根锥母线收缩 齿：1.用标准收缩齿的公式来计算nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 13 倾根锥母线收缩齿： 大齿轮齿顶角 TRT )85(2 )84( TR ，即用双重收缩齿， 5，按双重收缩齿计算)85)(84(2 =49.01 2 2.算 22 s 标准收缩齿齿顶角与齿根角之和； 3 计算 )18()84( sR 4.当 RT 为负数： TR=（ 84）即为双重收缩齿应按双重收缩齿计算公式；当 RT 为正数：TR =（ 18） s 为倾根锥母线收缩齿。 (90) sin 2 0.014256 (91) 双重收缩齿： )89()84(2 标准收缩齿： )72( )88(34382 倾根锥母线齿： TTRT 22 5.466519 大齿轮的齿根角（单位为分） (92) sin 2 0.095264 (93) )90)(74()87(2 h 0.948665 大齿轮齿顶高 (94) )92)(74()88(2 h 7.287801 大齿轮齿根高 (95) C=0.150(75)+0.05 0.940789 颈向间隙 C 为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的 15%再加上 0.05 (96) )94()93( h 8.236467 大齿轮齿全高 (97) )95()96( gh 7.295677 大齿轮齿工作高 (98) )89()48(02 9631.74 大齿轮面锥角 (99) sin 02 0.965759 (100) cos 02 0.259441 (101) 2R =(48) )91( 6797.68 大齿轮根锥角 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 14 (102) sin 2R 0.931563 (103) cos 2R 0.363581 (104) cot 2R 0.390291 (105) )6(5.0 )50)(93(02 d158.475318 大齿轮外圆直径 (106) (70)+(74)(50) 23.048575 (107) )49)(93()106(02 x22.135994 大齿轮外援至小 齿轮轴线的距离 (108) )99( )87()90)(72( 0.229635 (109) )102( )88()92)(72( 0.572713 (110) )108()71(0 z -0.849509 大齿轮面锥顶点至小齿轮轴线的距离正（ +）号表示该面锥顶点越过小齿轮轴线；负（ -）号表示该面锥顶点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间 (111) )109()71( Rz -0.047161 大齿轮根锥角顶点至小齿轮轴线的距离，正（ +）号表示该跟锥顶点越过小齿轮，负（ -）号表示该根锥顶点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间 (112) (12)+(70)(104) 74.733185 (113) sin)112( )5(0.422704 (114) cos 2)113(1 0.906268 (115) tan)114( )113(0.466423 (116) sin )114)(103(01 0.329502 (117) 01 19.238523 大齿轮面锥角 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 15 (118) cos 01 0.944155 (119) tan 01 0.348991 (120) )103( )95()111)(102( 2.466731 (121) )114( )120()113)(5(0 G12.012431 小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线的距离，正（ +）号表示该面锥顶点越过大齿轮轴线，负（ -）表示 该面锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线之间 (122) tan）（ ）（ 左6967)38( 0.023448 (123) cos; 343237.1；0.999725 (124) 左）（ 123)39( ;cos 311906.25 ; 0.90399 (125) 11 c o s3611 7 ）；（）（ 892122.4 ; 0.996357 (126) 右右 ）（）（ 6867)113( 0.092728: -0.5883 (127) 右右）（ ）（ 1241231.105898 (128) 右左 ）（）（ 688768 60.554444 (129) 右）（）（125118 0.947607 (130) (74)(127) 13.703351 (131) 左）（ 126)75()129)(130()128(0 B74.09051 小齿轮外圆至大齿轮轴线的距离 (132) (4)(127)（ 130） 13.36904 (133) 右）（ 12675)129)(132()128( iB44.392198 小齿轮轮齿前缘至大齿轮轴线的距离 (134) (121)+(131) 86.102942 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 16 (135) 5.0 )134)(119(01 d60.09829 小齿轮外圆直径 (136) )12()99( )100)(70( 72.341088 (137) sin)136( )5(0 0.436681 (138) 0 892326.25 (139) cos 0 0.899616 (140) )100( )95()100)(99( 0.463951 (141) )1 3 9( )1 4 0()1 3 7)(5( RG14.818329 小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离，正（ +）号表示该根锥顶点越过大齿轮轴线，负（ -）号表示该根锥顶点在小齿轮轮体与大齿轮轴线 之间 (142) sin )139)(100(1 R 0.233398 (143) 1R 497183.13 小齿轮根锥角 (144) cos 1R 0.972381 (145) tan 1R 0.240027 (146) minB 0.2 (147) maxB 0.4 (148) (90)+(92) 0.10952 (149) (96)（ 4）（ 148） 555416.5 (150) )4()73( iA 57.621462 在节平面内大齿轮内锥距 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 17 3.2 差速器的基本参数选择与设计计算 3.2.1 差速器齿轮的基本参数的选择 一、 行星齿轮数目的选择 轿车常用 2 个行星齿轮，载货汽车和越野车多用 4 个行星齿轮，少数汽车采用 3 个行星齿轮。根据载荷计算本车采用 4 个行星齿轮。 行星 球面半径 有公式： 3JBB TKR mm （ 3-9） 确定。式中： BK 行星齿轮球面半径系数， BK =2.52 2.99，对于 4 个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取最小值，对于 2 个行星齿轮的轿车以及所有越野车和矿车取最大值。jT 计算转距，取 Tc=minjeT jT。 则： 85.2674.116755.2 3 BR mm 0A（ 0.980.99） BR mm=26.45mm 上式中 ,0A为节锥距。 二 、 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两个半轴齿轮齿数 LZ2 、 RZ2 之和，必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀的分布于半轴齿轮的轴线周围，否则差速器无法安装。即应满足的安装条件为： IN ZZ RL 22（ 3-10） 式中， RL ZZ 22 , 左、右半周齿轮的齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说， RL ZZ 22 ； n 行星齿轮数目； I 任意整数。 取 RL ZZ 22 =14 则 行星齿轮齿数为： 111 Z ，半轴齿轮齿数为 142 Z 。 三、 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先，初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角 1 、 2 ； arctan1 21ZZ（ 3-11） nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 18 122 arctan ZZ（ 3-12） 则 16.381 ； 84.512 式中， 21,ZZ 分别为行星齿轮与半轴齿轮齿数。 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m 22 011 0 s in2s in2 ZAZAm （ 3-13） 得： m=2.986 取 m=3 反推出 0A26.74mm 节圆直径 d 即可根据齿数 Z 和模数 m 由下式求得： d=mz （ 3-14） 则 mmd 331 , mmd 422 四、 压力角 的确定 取 5.22 ，齿高系数为 0.8，最少齿数可减至 10。 五、 行星齿轮安装孔直径 及深度 L 的确定 nlT C 1.1 1030 （ 3-15） =13.483 取 mm14 l=1.1 =15.4 3.2.2 差速器齿轮的几何尺寸设计计算 表 3-2 差速器齿轮的几何尺寸计算 序号 项目 计算公式 （ 1） 行星齿轮数 111 Z （ 2） 半轴齿轮 2Z =14 （ 3） 模数 M=3 （ 4） 齿面宽 F=7.975269 （ 5） 齿工作高 8.46.1 mh g (6) 齿全高 415.5051.0788.1 mh nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 19 （ 7） 压力角 5.22 （ 8） 轴交角 = 90 （ 9） 节圆直径 331 d , 422 d （ 10） 节锥角 arctan1 21ZZ， 16.381 122 arctan ZZ， 84.512 （ 11） 周节 T=3.1416m=9.4248 （ 12） 节锥距 74.26)99.098.0(0 bRA （ 13） 齿顶高 8 2 4 7 4 5.221 hhh g 9 7 5 2 5 5 1.137.04 3 0.02122 mZZh (14) 齿根高 539255.2788.1 11 hmh3 8 8 7 4 5.37 8 8.1 22 hmh （ 15） 径向间隙 C= 615.0051.0188.0 mhh g （ 16） 齿根角 4 3 1 3 0 8.5a r c ta n011 Ah 2 3 1 4 5 9.7a r c ta n022 Ah （ 17） 面锥角 388686.452101 274083.571202 （ 18） 根锥角 7 2 5 9 1 8.32111 R611315.44222 R （ 19） 外圆直径 4 4 2 2 9 7.37c o s2 11101 hdd4 4 0 7 1.44c o s2 22202 hdd （ 20） 节锥顶点至外缘距离 25481 1.19s in2 11201 hdxnts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 20 946 82.14s in2 22102 hdx （ 21） 理论弧齿厚 21 sts =4.92027 5 0 4 5 2 9.4t a n2 212 mhhts （ 22） 齿侧间隙 B=0.21 （ 23） 弦齿厚 79704.426 213111 Bdsssx390894.426 223222 Bdsssx（ 24） 弦齿高 9 6 8 9 5 7.24c o s112111 dshh x 0 4 9 8 7 5.24c o s222222 dshh x 3.3 全浮式半轴的设计计算 在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行： Td 3)18.205.2( (3-16) 因为半轴承受的最大纵向力为 NGmXX RL 4.52238.02 8.9625.016403.12 222 式中 , m 为汽车加速或减速时的质量转移系数； 2G 为满载静止汽车的驱动桥对水平地面的载荷。 则左右半轴承受的转矩 T 为： MNrXrXT rRrL .87.1399268.04.522322 所以 mmd 0 5 1.2487.1 3 9 915.2 3 取 mmd 25min nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 21 3.4 驱动桥桥壳的设计计算 驱动桥壳 的主要功用是支撑汽车质量，并承受由车轮传来的路面的反力和反力矩，并经悬架传给车架（或车身）；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。 3.4.1 驱动桥壳结构方案分析 驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种形式。 一、 可分式桥壳 可分式桥壳 (图 3 1)由一个垂直接合面分为左右两部分，两部分通过螺栓联接成一体。每 一部分均由一铸造壳体和一个压入其外端的半轴套管组成，轴管与壳体用铆钉连接。 这种桥壳结构简单，制造工艺性好，主减速器支承刚度好。但拆装、调整、维修很不 图 3-1 可分式桥壳 方便，桥壳的强度和刚度受结构的限制，曾用于轻型汽车上，现已较少使用 。 二、 整体式桥壳 整体式桥壳 (图 3 2)的特点是整个桥壳是一根空心梁，桥壳和主减速器壳为两体。它具有强度和刚度较大，主减速器拆装、调整方便等优点。 图 3-2 整体式桥壳 按制造工艺不同，整体 a)铸造式 b）钢板冲压焊接式 式桥壳可分为铸造式 (图 3 2a)、 钢板冲压焊接式 (图 3 2b)和扩张成形式三种。 铸造式桥壳的强度和刚度较 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 22 大，但质量大， 制造工艺复杂， 但整体式桥壳可以制成复杂的形状，壁厚能够变化，可得到理想的应力分布，故其强度和刚度均较好，工作可靠， 主要用于中、 重型货车上。钢板冲压焊接式和扩张成形式桥壳质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产， 但其桥壳不能做成复杂而理想的断面，因壁厚一定，故难于调整应力分布。钢板冲压焊接式桥壳主要 应用于轿车和中、小型货车及部分重型货车上。 三、组合 式桥壳 组合式桥壳 (图 3 3)是将主减速器壳与部分桥壳铸为一体，而后用无缝钢管分别压入壳体两端，两者间用塞焊或销钉固定。它的优点是从动齿轮轴承的支承刚度较好，主减速器的装配、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高的加工 精度，常用于轿车、轻型货车 图 3-3 组合式桥壳 中。 3.4.2 驱动桥壳强度计算 对于具有全浮式半轴的驱动桥，强度计算的载荷工况与半轴强度计算的：三种载荷工况相同。图 3-4 为驱动桥壳受力图，桥壳危险断面通常在钢板弹簧座内侧附近，桥儿端郎的轮毂轴承座根部也应列为危险断面进行强度验算 。 桥壳的许用弯曲应力为 300 500MPa，许用扭转切应力为 150 400MPa。可锻铸铁桥壳取较小值，钢板冲压焊接桥壳取较大值。 nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 23 一、 桥壳的静弯曲应力计算 图 3-4 桥壳受力简图 桥 壳像一个空心梁 ,两端经过轮毂支撑在车轮上 ,在钢板弹簧座处承受汽车的簧上载荷 。 两个钢板弹簧座之间的弯矩为 ： 22 2sBgGMw Nm （ 3-17） 计算结果 为： 3102 91012908.9632 8.91025 M =836.97Nm 由于桥壳的危险截面在钢板弹簧座的附近 ,通常由于 wg 远小于 22G ,而且设计时不易准确的预计 ,当 没有数据时 ,可以忽略 . 而静弯曲应力则为 : 310Vwj WM MPa （ 3-18） 其中 M -为地面对车轮垂直反力在危险断面引起的垂直平面内的弯矩 VW -危险截面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数： 443 132 DdDWV （ 3-19） nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 24 44368581326814.3 =14523.8 计算 M P awj 63.57108.14523 97.836 3 关于桥壳的危险截面在钢板弹簧座的附近的形状 ,主要有桥壳的结构形式和制造工艺来确定 。 二、 在不平的路面冲击载荷的作用下的强度计算 当汽车在不平的路面行驶 ,桥可还会另外的 承受附加的冲击载荷 ,在这两种载荷的作用下所产生的弯曲应力： w d d w jk M P a（ 3-20） 其中 dk -动载荷系数，对轿车、客车取 1.75，对货车取 2.5，对越野汽车取 3.0。此处取 2.5。 计算结果 ： M P ak wjdwd 26.11563.570.2 三、 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 为使计算简化 ,不考虑侧向力 ,汽车直线行使 .假设地面 对后驱动桥左右轮的垂直反作用力 为： L hPL LGZZZ gaRL m a x1222 212（ 3-21） 而作用于左右驱动轮的转矩所引起的地面对左右驱动轮的最大切向反作用力为 ： m a x 0m a x e g TrT i iPr （ 3-22） 7 2 3 . 5 0 4 5 . 1 4 2 9 0 . 90 . 2 6 8 4357.7N 由于驱动桥车轮所承受的地面对其作用的最大切向力反作用力 maxP ，使驱动桥壳也承受着水平方向的弯矩 hM ，对于装有普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，由于其左、右驱动车轮的驱动转矩相等，故有： nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 25 m a x22h P BsM （ 3-23） 4 3 5 7 . 7 1 . 2 9 0 . 9 122413.98 Nm 桥壳还承受因为驱动桥传递转矩而引起的反作用力矩 ,这时 ,两个钢板弹簧座之间的桥壳承受的转矩为 : m ax2e TL TTiT （ 3-24） 7 2 3 . 5 0 4 5 . 1 4 9 0 . 92584.56 Nm 设计中 ,钢板弹簧座附近的桥壳为圆管断面 ,在该处合成的弯矩为 : 2 2 2VhM M M T （ 3-25） 该危险截面的合成应力为 : MW （ 3-26） 2 2 2VhM M TW 75.85MPa 桥壳的许用 弯曲应力为 300 500Mpa,许用扭转应力为 150 400Mpa,可锻铸铁桥壳取小值，钢板冲压焊接桥壳取大值 。 四、 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 假设地面对驱动桥左右轮的垂直反作用力相等 ,则 : aghLLGZZZ gaRL 1222 212（ 3-27） 因为 aa GgaG （ 3-28） nts车辆与动力工程学院毕业设计说明书 26 所以制动减速度为： a=g （ 3-29） 代入 式 （ 3-27） 得 : 2222 21212 mGLGhGZ ag （ 3-30） 因此 ,可以求的紧急制动时 ,两钢板弹簧座之间的垂向弯矩VM以及水平方向的弯矩 : 222VwGm BsMg （ 3-31） 1 0 2 5 9 . 8 1 . 2 9 0 . 9 10 . 8 6 3 9 . 822 6 4 6 .1 1 4 Nm 2 ()22h Gm BsM （ 3-32） 1 0 2 5 9 . 8 0 . 8 0 0 . 8 1 . 2 9 0 . 9 122 610.74 Nm 桥壳在两个钢板弹簧座的外侧部分还承受由于制动力所引起的转矩 T为： 222 rG m rT （ 3-33） 1 0 2 5 9 . 8 0 . 8