后驱动桥和后悬架的设计,,我

1、车辆与动力工程学院毕业设计说明书前 言随着我国人民生活水平的改善和提高以及汽车工业技术的发展和进步，汽车作为多功能的交通工具逐渐走进广大百姓家庭。而微型车是汽车应用中发展最快的一种车型。由于我国城乡经济的差距和人民收入的提高，以及受燃油税费的影响，微型车因为有以下众多优点而备受人们的青睐。首先，微型车价位最低，且维修方便，很适合一般的用户；其次微型车的排量小，对环境的污染较小，税费负担轻；微型车的体积小，行驶、停靠都非常方便，在一定程度上缓解了交通拥挤。纵观汽车的发展历史可以看出，微型车在它的发展中对汽车技术的应用和推进起了很大作用。我国的微型车近几年得到了较快的发展。但在一些人的观念中，微型

2、车总是技术含量低，操纵性及舒适性差。然而从目前市场上的微型车来看，它并不是这样。像我国的长安新星、五菱阳光、飞民意等微型客车系列无论是在车身设计、底盘的开发和配置都跟随时代的发展潮流。取得了人们的认可和信赖。在市场上获得了较好的反应。本次设计的内容是微型客车的后驱动桥和后悬架。后驱动桥和后悬架是保证整车行驶平稳性，操纵稳定性，乘坐舒适性等性能的重要总成。根据微型客车的特点，我在设计中从实际出发，尽可能用简单的结构来实现驱动桥和悬架的功能，并在传统设计基础上进行合理的改进，比如使用Excel编程对齿轮齿轮几何尺寸进行计算。由于本人能力有限，在设计中也有不妥的地方，希望老师批评指正。第一章 驱动桥

3、的设计与计算§1.1 驱动桥的结构方案分析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。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)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e)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。 f)与悬架导向机构运动

4、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。驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，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叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。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。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与

5、独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。其结构如图1-1所示：图 1-1 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

6、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，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装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量大是它的一个缺点。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。 1半轴 2圆锥滚子轴承 3支承螺栓 4主减速器从动锥齿轮 5油封 6主减速器主动锥齿轮 7弹簧座 8垫圈 9轮毂 10调整螺母 图1-2 非断开式驱动桥§1.2主减速器的设计与计算§1.2.1 主减速器的结构形

7、式主减速器的结构形式主要是根据齿轮形式，减速形式的不同而不同。其主要的应用齿轮形式有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。图1-3 主减速器齿轮传动形式1)当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；双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮较小，因而有较大的离地间隙。另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点：1)在工作过程中，双曲面齿轮副纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副同

8、时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30。3)双曲面齿轮相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触强度提高。4)双曲绵主动齿轮的变大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99。2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3)双曲面主动齿轮具有较

9、大的轴向力，使其轴承负荷增大。4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。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。一般情况下，当要求传动比大于45而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮传动均可采用。本设计的主减速器传动比达到5.68，所以选用双曲面齿轮传动，有利于减小体积，增大

10、离地间隙。§1.2.2 主减速器主动锥齿轮的支撑形式及安置方法现代汽车主减速器主动锥齿轮的支撑形式主要有两种：悬臂式和跨置式。图1-4 主减速器锥齿轮的支撑形式本设计主动齿轮的支撑形式采用悬臂式。§1.2.3 主减速比的确定主减速比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油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一起由整车动力计算来确定。i0=0.377×rr×np/vamax×igH （1-1）式中 rr: 车轮的滚动半径 rr0.3015m np: 最大功率时发动机的转速

11、np5500r/min vamax: 最高车速 vamax110 Km/h igH: 变速器最高档传动比 igH1代入数据得 ：i0 = 0.377×rr×np/vamax×igH 0.377×0.3015×5500=5.68§1.2.4 主减速器齿轮计算载荷的确定根据书明书及计算结果，发动机最大扭矩为57Nm，主减速比5.68由于汽车行驶时，传动系的载荷是不断的变化的，很难测到，也不稳定我们可以令经济机好发动机复合以后所输出的最大扭矩，配以最低挡传动比和驱动轮在良好的路面上行驶开始滑转这两种情况下作用在主减速器上的转矩（）的较小者，

12、作为经济轿车在强度计算中用以演算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷，即： （1-2）式中：发动机的最大扭矩，Nm； 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比；本车为6.4传动系上的部分传动效率；取0.9；由于猛结合离合器而产生的冲击载荷的超载系数，对于一般货车，矿用车和越野车等取；当性能系数时，可取，或有实验决定； 汽车满载时，经济轿车一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于后驱动桥来说，应考虑汽车最大加速时的负荷增大量）；n 经济轿车的驱动桥数，此时为1； 轮胎对地面的附着系数，对于一般车轮的公路用汽车，可取0.85，越野车可取1.0；车论的滚动半径；本车轮胎 155R13LT

13、.，分别有计算所得从动齿轮到两车轮之间穿传动效率；G2=mg55%=9055N=575.746.6810.9/1= 1672.1 Nm=1680×9.8×55%×0.85×0.3015/0.96=2417.3Nm计算的载荷转矩为最大转矩，而不是正常的持续转矩，不能用于疲劳损坏的依据应按所谓的平均牵引力的公式计算，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩： （1-3）式中： 汽车满载时总重，；本车为16464N .所牵引的挂车的满载总重，仅用于牵引车的计算；道路的滚动阻力系数，计算时，对于轿车可取f0.0100.015；对于载货车，可取0.0150.09，对于越野

14、汽车可取0.0200.035；汽车正常使用时平均爬坡系数,载货汽车0.051.09 ; 取 0.07 。车论的滚动半径，m； 本车 0.3015m 。起初的性能系数: （1-4）当 >16时，可取 0 ，带入得 0.19560450/202>16取 0 ， 等见式（1-3）从动齿轮 Tim=1680×9.8×0.3015×(0.015+0.08)/0.96=491.2N.§1.2.5 主减速器齿轮基本参数的选择1、主、从动齿轮齿数的选择对于本轻型载货汽车采用的单级主减速器，首先应根据的大小选择主减速器的主、从动齿轮的齿数，。为了使磨合均匀，之

15、间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合系数，其齿数之和对于微型客车应不小于40 。当较大时，尽量的取小，以得到满意的离地间隙。本车主减速器传动比达到5.68，初步取=7 ，=40 。2、从动齿轮节圆直径及端面模数的选择主减速器准双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可以根据公式2-1较小的结果，按经验公式选出： （1-5）式中： 从动锥齿轮节圆直径，mm；直径系数，可取1316；按2-1计算结果的最小者；计算结果 15×=178mm ;对于微型客车以按主减速器主动锥齿轮的计算载荷 预选该齿轮的大端端面模数： m = ， （1-6） 式中： 主动锥齿轮的计算转矩 ，Nm ；计算得 m = 4

16、.74由机械设计手册表16.4-3 取m =4.5.3、.双曲面齿轮齿宽F的选择通常推荐双曲面齿轮传动从动齿轮的齿宽F 为其节锥距的0.30倍，但F不应超过端面模数的m 的10倍 。 对于汽车工业，主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用： F=0.155=0.155×178=27.59圆整为28mm。 （1-7） 式中： 从动齿轮节圆直径，mm；4、准双曲面小齿轮偏移距以及方向的选择E过大则导致齿面纵向滑动的增大，引起齿面的过早损伤。E过小则不能发挥准双曲面的优点。传动比越大则对应的E就越大。大传动比的双曲面齿轮传动偏移距E可达从动齿轮节圆直径的2030% ，当偏移距E大于从动齿轮节圆直径的2

17、0%时，应检查是否存在根切。关于双曲面齿轮偏移方向的规定：小齿轮为左旋，从动齿轮右旋为下偏移；，主动齿轮右旋，从动轮为左旋 为上偏移。本设计采用下偏移 。初选E = ×0.2 =35.6mm。5、螺旋角的选择双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主、从动齿轮的名义螺旋角不相等，且主动齿轮的大，从动齿轮的小。选择齿轮的螺旋角时，应考虑它对齿面重叠系数、轮齿强度，轴向力大小的影响。螺旋角应足够大以使齿面重叠系数不小于1.25 ，因为齿面重叠系数越大，传动就越平稳，噪音就越低。 双曲面齿轮大、小齿轮中点螺旋角平均值多在35°40°范围内 。 “格里森”

18、制推荐用下式预选主动齿轮螺旋角名义值：=55° （1-8）双曲面齿轮传动，当确定了主动齿轮的螺旋角之后，用下式近似确定从动齿轮的名义螺旋角： 式中：准双曲面齿轮传动偏移角的近似值计算得：= 28°， = 27°。双曲面齿轮传动的平均螺旋角 ： 6、法面压力角的选择加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的齿数。但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降。对于双曲面齿轮来说，虽然打的齿轮轮齿两侧齿形的压力角是相等的，但小齿轮轮齿两侧的压力角不相等。因此，其压力角按平均压力角考虑。在车辆驱动桥主减速器的“格里森”制双曲面齿轮传

19、动中，轿车选用19°的平均压力角；载货车选用22°30的平均压力角。本微型客车采用19°。7、圆弧齿锥齿轮铣刀盘名义直径的选择“格里森”制圆弧齿双曲面齿轮铣刀盘的名义直径是指通过被切齿轮齿间中点的假想同心圆的直径。选择时通常是兼顾两个方面，即设计及使用提出的最合适的齿向曲率以及加工时用最经济的刀盘直径。可用下式初步估算刀盘的名义直径： mm （1-9）式中： K 系数，选取0.91.1范围内的某值，以使为标准值； ，分别为从动齿轮的节锥距和中点锥距 mm ； 从动齿轮的螺旋角 。按上式 初步估算值在下表中选出其最接近的刀盘名义半径的标准值，或按从动齿轮节圆直径直接

20、在该表钟选取刀盘名义半径。本车从动齿轮节圆直径为178mm中选取刀盘名义半径为79.4mm。8、双曲面齿轮参数的计算。下表给了“格里森”制（圆弧齿）双曲面齿轮的几何尺寸的计算步骤，该表参考“格里森”制双曲面齿轮1971年新的标准而制定的。表中的(65)项求得的齿线曲率半径 与第七项的选定的刀盘半径的差值不得超过值的。否则要重新计算(20)到(65)项的数据。当时，则需要第(20)项tan的数据增大。否则，tan减小。若无特殊的考虑，第二次计算时，将tan的数据增大10%即可。如果计算的结果还不能和接近，要进行第三次计算，这次tan的数据应根据公式： （1-10）表1-1 圆弧齿双曲面齿轮的几何

21、尺寸计算结果序号计算公式结果注释（1）7小齿轮齿数（2）40大齿轮齿数（3）0.175齿数比的倒数（4）F27.59大齿轮齿面宽（5）E35.6小齿轮轴线偏移距（6）178大齿轮分度圆直径（7）79.4刀盘名义半径（8）55°小轮螺旋角的预选值（9）1.428147957（10）0.21（11）0.978653497（12）75.49947501大轮中点节圆半径（13）0.461461016齿轮偏置角初值（14）0.887160487（15）（14）+（9）（13）1.546195095小轮直径放大系数k（16）(3)(12)13.21240813小轮中点节圆半径（17）20.428

22、96064（18）01.2轮齿收缩率（19）379.9502702截距（20）0.0897287470.0897287470.089728747小轮偏置角（21）1.0040175541.0040175541.004017554（22）sin0.08936970.08936970.0893697（23）5.127°5.127°5.127°（24）0.4473444340.4473444340.447344434大轮偏置角（25）0.5001828730.5001828730.500182873（26）0.178674050.1768080.188765673小轮节

23、锥角初值（27）0.9844100890.9844100890.984410089（28）0.4544289410.4544289410.454428941（29）0.8907829910.8907829910.890782991（30）1.4422763271.4422763271.442276327（31）-0.00642034-0.00642034-0.00642034（32）(3)(31)-0.00112356-0.00112356-0.00112356（33）0.4474448460.4474448460.447444846（34）0.5003232450.5003232450.50

24、0323245（35）tan=0.178623920.178623920.188734467小齿轮节锥角（36）10.1275862°10.1275862°10.1275862°（37）0.9844186320.9844186320.984418632（38）0.4545269990.4545269990.454526999齿轮偏值角校正值（39）27.0345046°27.0345046°27.0345046°（40）0.8907329640.8907329640.890732964（41）1.4279499181.42794991

25、81.427949918（42）54.9962666°54.9962666°54.9962666°（43）0.5736298240.5736298240.573629824（44）27.9617620°27.9617620°27.9617620°（45）0.8832607150.8832607150.883260715（46）0.5308536680.5308536680.530853668（47）0.1997334430.1997334430.199733443大轮节锥角（48）78.7048 °78.7048 °

26、;78.7048 °（49）0.9806309120.9806309120.980630912（50）0.1958647880.1958647880.195864788（51）20.6661392120.6661392120.66613921（52）385.4673204385.4673204385.4673204（53）（51）+（52）406.1334596406.1334596406.1334596（54）68.0028739868.0028739868.00287398（55）66.3668883866.3668883866.36688838（56）0.1444574840.

27、1444574840.144457484极限压力角（57）8.22 8.22 8.22 （58）0.9897265310.9897265310.989726531（59）0.0099814510.0099814510.009981451极限曲率半径（60）0.0001989420.0001989420.000198942（61）4513.1391474513.1391474513.139147（62）0.0003624940.0003624940.000362494（63）0.0105428870.0105428870.010542887（64）85.0901880385.0901880385

28、.09018803（65）rln=85.9734334685.9734334685.97343346极限法（66）V=0.9235411080.9235411080.923541108（67）(50)(3); 1.0(3)0.0342763380.034276338（68）;67.5048985467.50489854（69）1.014949696（70）(49)(50)20.26585493（71）(12)(47) （70）-5.18608486大轮节锥顶点到交叉点的距离（72）76.99071498大轮节点锥距（73）90.75789774大轮外锥距（74）(73)（72）13.76718

29、277（75）9.518大轮平均工作（76）0.504775482（77）0.605463992（78）45两侧轮齿压力角之和（79）sin0.707106772（80）22.49999962平均压力角（81）cos0.923879535（82）tan0.414213555（83）1.461719408双重收缩齿的大轮齿顶角和齿根角之和(84)385.8939236(85)0.17大轮齿顶高系数(86)0.98大轮齿根高系数(87)1.61806大轮中点齿顶高(88)9.37764大轮中点齿根高(89)72.25404104大轮齿顶角(90)0.01908168(91)5.338199277大

30、轮齿根角(92)sin0.093034418(93)1.880760979大轮齿顶高(94)10.65846184大轮齿根高(95)C=0.150(75)+0.051.4777顶隙(96)12.53922282大轮全齿高(97)11.06152282大轮工作齿高(98)79.7981 大轮顶锥角(99)sin0.984189796(100)cos0.177117041(101)=（48）（）73.3666 大轮根锥角(102)sin0.958155644(103)cos0.286247728(104)cot0.298748674(105)178.7367497大论大端齿顶圆直径(106)(70

31、)+(74)(50)22.96236127大轮轮冠到轴交叉点的距离(107)21.11802891(108)-0.15134052(109)-2.31158022(110)-4.0102032大轮顶锥锥顶到轴交叉点的距离(111)-7.02343233大轮根锥锥顶到轴交叉点的距离(112)(12)+(70)(104)81.5538723工艺节锥的大轮节锥角(113)sin0.436521271(114)cos0.899693937(115)tan=(113)/(114)0.485188633(116)=(103)(114)0.257535345小轮顶锥角(117)14.92386861(118

32、)cos0.966268879(119)tan0.266525551(120)-18.3471896小轮面锥顶点到轴交叉点的距离(121)37.66541648(122)tan0.015350043啮合线和小轮节锥母线的夹角(123)0.8794236010.99991(124)26.15508103齿轮偏置角和的差(125)4.796282358小轮齿顶角(126)0.184289333(127)1.113945517(128)67.78941937(129)0.969664365(130)(74)(127)15.33589152(131)(128)+(130)(129)+(75)(126)

33、 84.41415277小轮轮冠到轴交叉点的距离(132)(4)(127)(130)15.39786529小轮前轮冠到轴交叉点的距离(133)47.75728837(134)(121)+(131)122.0795692小轮大端齿顶圆直径(135)65.07464886(136)79.14656451确定小轮根锥的大轮偏置角(137)0.449798424(138)26.73075225(139)cos0.893130101(140)-13.9405054小轮根锥顶点到轴交叉点的距离(14133.53747596(142)sin0.158188561小轮根锥角(143)9.101769586(1

34、44)cos0.987408922(145)tan0.160205724(146)0.2最小法向侧隙(147)0.4最大法向侧隙(148)(90)+(42)(149)(96)(4)(148)9.445939665(150)63.16789774图1-5 双曲面齿轮副的理论安装距和另外几个参数的关系§1.3 双曲面齿轮的强度计算(1) 单位齿上的圆周力在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常用在其齿轮的假定单位压力即单位齿长的圆周力来估算，即： N/mm式中 ：P作用在齿轮上的圆周力，按照发动机的最大转矩和最大附着力矩两种工作载荷来计算，N ； F从动齿轮的齿面宽，mm 。按照发动机

35、最大转矩来计算： N/mm （1-11）式中： 主动齿轮节圆直径，mm； 变速器的传动比。 按最大转矩 =665.5Nmm893 按最大附着力 945 Nmm 893×1.25=1116表1-2单位齿长上的圆周力参数汽车类别挡挡直接挡轮胎与地面附着系数轿车8935363218930.85载货汽车142925014290.85公共汽车9822140.86牵引汽车5362500.86在现代汽车的制造业中，由于材料以及加工工艺等质量的提高，单位齿长的圆周力有时会高出上表中的数据。（微型客车类似轿车，因此可参考轿车的标准。）（2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器双曲面齿轮的计算弯曲强度应力为：

36、 N/ （1-12）式中： 该齿轮的计算转矩，Nm ；对于从动齿轮，按中的较小者和 计算；对于主动齿轮，还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上 ； 超载系数 ，取 1 ； 尺寸系数，当端面模数 时 ， ； 载荷分配系数 ，取 =1.00 ； 质量系数，=1 ； F 计算齿轮的齿面宽 ，28mm; J 计算弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数。查得 J=0.264； 用计算： 大齿轮： =404.5 小齿：弯曲强度验算合格。 （3） 齿轮的齿面接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮的齿面的计算接触应力为： 用计算： （1-13）=1837.92800齿面接触强度验算合格。（4） 主减速器齿轮的材料及

37、热处理汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断，齿面疲劳点蚀，磨损和擦伤等。双曲面齿轮用渗碳合金制造，选用材料为20GrMnTi，经渗碳，淬火，回火，喷丸处理后，轮齿表面硬度达HRC3245,渗碳层深度为0.91.3mm。§1.4 主减速器轴承的计算初选主动齿轮上的轴承A，B为圆锥滚子轴承30000型，代号7305E,中窄（3）系列，额定动载荷49500N.从动锥齿轮上的轴承C,D为圆锥滚子轴承轻窄（2）系列，代号7208E,额定动载荷59800N.根据结构尺寸和布置形式，首先求出作用

38、在轴承上的轴向力，径向力，然后求出轴承反力。 图1-6主动锥齿轮面的受力（1）确定圆周力。根据主动齿轮齿面宽中点的圆周力；T为作用在主减速器齿轮上的当量转矩；为齿轮齿面中点的分度圆直径；根据对双曲面齿轮： 为从动轮齿面宽中点的分度圆直径；为从动齿轮节圆直径；F为从动齿轮齿面宽；为主从动齿轮齿数；为从动齿轮根锥角；为双曲面主从动齿轮的中点螺旋角； =17827.6sin73.4°=151.6mm=151.6=40.8mmN （1-14）作用在从动齿轮齿宽中点的圆周力N. （1-15）（2）确定轴向力和径向力。参考下图图1-7 轴向力和径向力根据主动齿轮为左旋，旋转方向为反时针，所以主动

39、齿轮的轴向力 （1-16） 其中为法向压力角，为根锥角。A=4116N.从动齿轮的轴向力=959.2N. （1-17）主动齿轮的径向力=1031N （1-18）从动齿轮的径向力= 2683N （1-19）(3) 确定轴承的径向力。轴承的径向载荷就是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力三者所引起的轴承径向支撑反力的向量和。图1-8 悬臂式支撑主动锥齿轮轴承安装位置关系其中，a=107，b=35，c=142 所以=1020N; （1-20）=3766N （1-21）图1-9 骑马式支撑从动锥齿轮轴承安装位置关系其中b=52，c=66，a=118=1986N, （1-22）=2573N （1-23）(4

40、) 按下式求轴承的当量载荷。Q=XR+YA,X为径向系数，Y为轴向系数。对主动齿轮上的轴承B,查表得e=0.83.0.83,这时X=0.4,Y=0.7.Q=3766×0.4+4116×0.7=4387.6. =353，取40。=353×=2005。取1，=1.2。对主动齿轮上的轴承B, =14578小时 （1-24）对轴承A, e，X=0.4,Y=0.7;Q=XR+YA=3289.2N,=38093小时对轴承C, e，X=1,Y=0.Q=1986=196136小时，取1.8对轴承D, e，X=1,Y=0，Q=2573, =218946小时。以上轴承寿命的校核均满足

41、汽车的第一次大修里程时间，因此合格。§1.5 差速器的设计与计算差速器的功能是保证汽车的驱动桥两侧车轮在形成不等时能以相应的不同转速旋转，从而满足汽车行驶运动学的要求。由于微型客车的行驶路况较好，因此选用普通对称式圆锥行星齿轮差速器，保证该车在行驶和转向时的差速功能。§1.5.1 参数选择1、行星齿轮数目的选择。 n=22、行星齿轮的球面半径= =33.23、行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择。，。 4、差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径，行星齿轮与半轴齿轮的节锥角的初步确定。=29° =61°其中 分别为行星齿轮和半轴齿轮的齿数节圆直径=40，=72.5、

42、压力角 目前汽车差速器锥齿轮的压力角大多的选用=,齿高系数为0.8最小的齿数可以减小到10。6、行星齿轮安装孔的直径以及深度LL=1.1L=17 mm L=18.7mm其中： 差速器传递的转矩, Nm； n 行星齿轮数； l 为行星齿轮支撑面的中点到锥顶的距离,mm; l0.5, 为半轴齿轮齿面中点处的直径,而0.8； 支撑面的许用挤压应力,可取69MP。§1.5.2差速器齿轮的几何尺寸的计算和强度计算表1-3 汽车差速器的直齿锥齿轮几何尺寸计算序 号项 目计算公式结 果（1）行星齿轮齿数 应尽量取小10（2）半轴齿轮齿数 切满足安装要求18（3）模数m4（4）齿面宽9.870410

43、835（5）齿工作高6.4（6）齿全高7.203（7）压力角一般汽车：°22.5°（8）轴交角°90°（9）节圆直径=40=72（10）节锥角=29.0546°=60.945°（11）节锥距9.870410835（12）周节t=3.1416m12.5663704（13）齿顶高2.17679012（14）齿根高h1=2.92879012h2=2.17679012（15）径向间隙0.803（16）齿根角=5°=8.6°（17）面锥角°°（18）根锥角°°（19）外圆直径（20）节

44、锥顶点至齿轮外缘距离33.9518.10（21）理论弧齿厚6.965.60（22）齿侧间隙B0.1052差速器齿轮主要是进行弯曲强度计算,不考虑疲劳寿命,因为行星齿轮在差速器的工作中主要起着等比推力杠杆的作用,只是在左右驱动轮有转速差时才有相对的滚动。汽车差速器的弯曲应力为: MP （1-25）式中 ： T 差速器一个行星齿轮给予一个半轴的转矩 N·m；Tj 计算转矩；n 差速器行星齿轮数目；Z2 半轴齿轮齿数； K0 超载系数，取 K01； Ks 尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m1.6mm时，Ks； Km 载荷分配系数，取Km1；Kv 质量系

45、数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv1；F 齿面宽 mmm 端面模数 J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。由 计算 ：=906MPa 由计算可知 ： 锥齿轮的弯曲应力能够符合要求 。§1.6 半轴的设计与计算半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、34浮式和全浮式三种形式。半轴的形式取决于半轴的支撑形式。根据非断开式驱动桥，该设计采用半浮式半轴。半浮式半轴计算载荷的确定：一、第一种载荷工况下车轮所收的纵向力最大，同时承受垂向力。对左右半轴来说，垂向力为，为一侧车轮本身对地面的垂直载荷；为汽车满载静止于水平地面上时驱动桥给地面的载荷；为

46、汽车加速或减速时的质量转移系数。=5133N （1-26）纵向力按最大附着力计算=4346N （1-27）对驱动轮来说，当按发动机最大转矩及传动系最抵挡传动比计算的纵向力小于最大附着力决定的纵向力时，按下式计算， （1-28）为差速器的转矩分配系数，为发动机最大转矩，i为最低档传动比，为汽车的传动效率，为轮胎的滚动半径。左右半轴所承受的弯矩为=611.7N （1-29）转矩为二 、在第二种载荷工况下由于侧向力最大时没有纵向力作用，所以半轴只受弯矩，并且左右车轮承受的垂向力和侧向力各不相等。; （1-30） （1-31）; （1-32） （1-33）为左右驱动车轮的轮距，为汽车的质心高度，为轮胎

47、与路面的侧向附着系数。 =8053N; =402N; =8353N; =702N在左右半轴上由，引起的合成弯矩分别为； （1-34） （1-35）将数据带入计算得：=1713.4N; =171.5N三 、在第三种载荷的工况下由于垂向力最大时没有纵向力和侧向力作用，所以半轴只受垂向弯矩；， （1-36）其中，为动载荷系数；=740N四、半轴强度的计算计算转矩TN （1-37） （1-38）所以合格。半浮式半轴在上述三种载荷下的弯曲应力和合成应力分别为：1. 230.9MPa; =431MPa2. 650MPa; =745.2MPa64.7MPa; =370MPa3. 279.3MPa; 由于，所

48、以上述的校核都合格。五、半轴花键的剪切应力和挤压应力的校核；半轴花键的剪切应力：= （1-39）半轴的花键的挤压应力=133.2MPa； （1-40）因为=71.05MPa，=196MPa，所以半轴花键合格。§1.7 驱动桥壳设计 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，并经过悬架传给车架，它又是主减速器，差速器，半轴的装配基体。驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种形式。该设计采用的是焊接式整体式桥壳。选定桥壳的形式后，对其进行受理分析和强的计算。一 、汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算；在左右钢板弹簧座之间的弯矩M为 M=116.3Nm (1-41)在左右钢板弹簧座之间的垂向弯矩Mv为 (1-42)水平弯矩 = (1-43)在左右钢板弹簧座之间转矩 T=730Nm (1-44)在该断面的合成弯矩为 1449Nm (1-45)在该断面处的合成应力为二、汽车紧急制动时的桥壳强度计算在左右钢板弹簧座之间垂向弯矩水平弯矩为=； (1-46)， (1-47)取0.588。制动力引起的转矩为 T= (1-48)在该断面的合成弯矩为Nm， (1-49) (1-50)桥壳的需用弯曲应力为300-500MPa，所以以上校核均合格。第二章 悬架的设计与计算悬架是现代汽车上重要的总成之一，它把车架与车轴弹性的链接起来。其