货车驱动桥设计(2)

1、实用第一章课程设计的基本容及要求课程设计的基本容本课程设计是根据给定的设计参数和要求，对某轻型货车整体式单级主减 速器及驱动桥进行设计，设计的基本容包括：1）根据给定的设计参数及要求，对汽车主减速器进行详细的结构设计和参 数计算；2）对差速器、半轴、驱动桥壳等进行选型设计；3）绘制出主减速器及驱动桥的装配图。已知给定的设计参数和要求如下：汽车最大总质量ma4310kg驱动轴轴荷分配74% ()额aE载重重m5000kg车轮滚动半径rr0.5m发动机最大扭矩Temax/转速nT380N.m/3000(r/min)最小离地间隙Hmin280mm发动机取大功率Pemax/转速n p99.36kw/1

2、300(r/min)驱动方式6X 2最大车速Vamax110km/h发动机旋转方向逆时针（输出端）变速器最高档传动比igh0.81变速器I档传动比il7.7文档 第二章整体式单级主减速器设计2.1主减速器的结构形式1、主减速器齿轮的类型:现代汽车单级主减速器中多采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮两种。(a)螺旋锥齿轮(b)双曲面齿轮图1主减速器齿轮类型1)螺旋锥齿轮如图1 (a)所示，其主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，且两者的螺旋角1和2相等，可知螺旋锥齿轮的传动比为：ioi21 。1(2-1)式中：卬、一螺旋锥齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径。2)双曲面齿轮如图1 (b)所示，主、从动齿轮轴线偏移了

3、一个距离 E,称为偏移距，12,两者之差称为偏移角(如图2所示)。F1cos 1cos 2(2-2)2一双曲面齿轮主、从动根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比为：式中：FF2一双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力;齿轮的螺旋角。图2双曲面齿轮啮合时受力分析双曲面齿轮传动比为:iosF2 r2sLscos 2Firisris cos 1(2-3)式中：Fi、F2一双曲面齿轮主、从动齿轮的圆周力；1、2一双曲面齿轮主、从动齿轮的螺旋角；ris、r2s 一双曲面齿轮主、从动齿轮的平均分度圆半径令K cos 2 / cos 1 ,则i os K2s / 小。由于12 ,所以K 1 ，通常为1

4、.25-1.5002、主减速器减速形式：主减速器的减速形式主要有单级减速、双级减速、双速、单级贯通式、双级 贯通式和轮边减速等形式。单级主减速器由一对锥齿轮传动，具有结构简单、质量小、成本低、使用简 单等优点，广泛应用于主减速比io7.6的各种轿车和轻、中型货车上(对于双 曲面齿轮通常要求io6.5);而双级减速和双速主要用于重型载货汽车，贯通式则用于多桥驱动的汽车。3、主减速器主动锥齿轮的支承方式：主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。(a)悬臂式支承(b)跨置式支承图3主动锥齿轮的支承方式(1)悬臂式支承如图3 (a)所示，其特点是主动锥齿轮轴上两圆锥滚子轴 承的大端向外，

5、以减少悬臂长度 b ,增加支承距a ,提高支承刚度；为了尽可能 地增加支承刚度，支承距a应大于2.5倍的悬臂长度b ,且应比齿轮节圆直径的 70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸b。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴 承。悬臂式支承结构简单，但支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货 车的主减速器。(2)跨置式支承如图3 (b)所示，支承强大高，但加工和安装不便。通常装 载质量2吨以上的货车才采用此支承方式。4、主减速器从动锥齿轮的支承方式及调整：e -6时,g=0.85,当 i06时，g=0.90)。对于本设计：(1)齿轮最

6、大应力计算时，齿轮计算载荷为：从动锥齿轮：Tce =1758.19N.m ( iTL = i1 i0 =0.81x6.3468, K0 =1, n =1,cet=0.9);Tcs=3390N.m取Tc=1758.19 N.m作为计算载荷。主动锥齿轮：Tz=Z =307.799N.m ( G =0.9)。i 0 G3、主减速器齿轮基本参数的选择：主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数乙和Z2、从动锥齿轮大端 分度圆直径d2、端面模数m、齿面宽b2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋 角、法向压力角等。1)齿数的选择选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：(1)为了磨合均匀，乙、Z2之间应避免

7、有公约数；(2)为了得到理想的重合系数和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和 应不少于40;(3)为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，乙一般不少于9;对于货车，乙一般不少于6;(4)当主传动比较大时，尽量使 乙取得少些，以便得到满意的离地间隙。当i0方6时，乙可取最小值并等于5,但为了啮合平稳并提高疲劳强度常大于5;当i0较小时(3.55),乙可取712。表2-1汽车主减速器主动锥齿轮齿数传动比（Z2/Z1）Z1推荐Z1允许围1.501.751412161.752.001311152.002.501110132.503.00109113.003.50109113.504.0010

8、9114.004.5098104.55.08795.006.007686.007.506577.5010.00556本设计例：根据之前计算得到的主减速器传动比i0=5.13,查表2-1取乙=7,Z2=36,重新计算传动比io=5.14,返回（2-6）、（2-7）和（2-8）计算得：Tc=1758.19N.mTz = 307.8 N.m2）从动锥齿轮大端分度圆（也称节圆）直径d2和端面模数ms对于单级主减速器，d2对驱动桥壳尺寸有影响，d2大将影响桥壳离地间隙；d2小则影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。d2可根据经验公式初选：d2 Kd23T；（2-10）式中：d2 从动锥齿

9、轮大端分度圆直径（mm）;Kd2一直径系数，一般为13.015.3;工一从动锥齿轮的计算转矩（N m）, Tc min %,1 。d2确定后，端面模数ms可由ms d?/z2进行计算，并用下式进行校核（取 较小者）：ms Km3Tc（2-11）式中：Km为模数系数（Km通常为0.30.4）表2-2锥齿轮模数（mm ）0.10.120.150.20.250.30.350.40.50.60.70.80.911.1251.251.3751.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578910111214161820222528303236404550注：1、表

10、中模数指锥齿轮大端端面模数；2、该表适用于直齿、斜齿及曲面锥齿轮。本设计：d2=181.04mm （KD2=15）;ms =4.023mm；取ms=4.0mm （对于螺旋齿轮端面模数用m表示）；反算 d2 =180mm。3）从动锥齿轮齿面宽b2一般要求b2小于10倍的端面模数。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。从动锥齿轮齿面宽b2推荐值为：b2=0.155d2（2-12）对于主动锥齿轮齿面宽通常较从动锥齿轮齿面宽大10%。本设计：b2=27.9mm4）锥齿轮螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向

11、影响其所受 轴向力的方向，判断轴向力方向时，可以用手势法则，左旋齿轮的轴向力的方向 用左手法则判断，右旋齿轮用右手法则判断；判断时四指握起的旋向与齿轮旋转 方向相同，其拇指所指方向则为轴向力的方向如图 7所示。当变速器挂前进挡时， 应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏立功由沱旋转方向轴向推山主动论轮鹿转方向主动齿轮放附方向轴向推为土劫齿轮旋转方间k轴牙I推!力I驰I向1推力生前得能先图8双曲面齿轮的偏移和螺旋方向3、b）主动也轮下偏移匚）、d）主动齿轮上偏移。图丫螃旋方向与柿力5）双曲面齿轮副偏移距E及偏移方向的选择轿车、轻型客车和轻型载货汽车主

12、减速器的 E值，不应超过从动齿轮节锥距 A0的40% （接近于从动齿轮大端分度圆直径 d2的20%）;而载货汽车、越野汽 车和公交车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距 A的20%（或取E为d2 的10%12%, 一般不超过12%）。传动比越大则E也应越大，大传动比的双曲 面齿轮传动，E可达到d2的20%30%,但此时需要检查是否存在根切。双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面 看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方， 则为上 偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相 反。图8a、b为下偏移，图8c、d为上偏

13、移。本设计：考虑到为轻型货车，取 E=0.2d2=36mm取E=30,并采用主动锥齿 轮下偏移，考虑到发动机为逆时针旋转（输出端），主动锥齿轮选择左旋，从动 锥齿轮选择右旋。6）中点螺旋角因此，常用齿面宽中点处螺旋锥齿轮和双曲面齿轮螺旋角沿齿宽是变化的，的螺旋角来表示，称为中点螺旋角或名义螺旋角。螺旋锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，而双曲面齿轮副由于存在偏移距 E, 而使其中点螺旋角不相等，且主动齿轮螺旋角1要比从动齿轮螺旋角 2大，两者 之差称为偏移角（如图2所示）。选择 时，应考虑它对齿面重合度 f、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而

14、且轮齿 的强度越高。一般 F应不小于1.25,在1.52.0时效果最好。但是 过大，齿 轮上所受的轴向力也会过大。“格里森”制齿轮推荐用下式预选主动齿轮螺旋角的名义值：i 25 5 z 90 （2-13）zid2式中：；一主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值；乙、Z2 一主、从动齿轮齿数；d2 一从动齿轮的分度圆直径；E一双曲面齿轮副的偏移距。对于双曲面齿轮，所得螺旋角名义值还需按照选用的标准刀号进行反算，最终得到的螺旋角名义值1与预选值1之差不超过5。本设计：对于螺旋齿轮1=35。7）齿轮法向压力角的选择格里森制齿轮规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用14。30或16。的法向压力角，载货汽车和重型汽

15、车选用 20。或22。30的法向压力角；对于双曲面齿 轮轿车选用19。的平均压力角，载货汽车选用22 30的平均压力角。当乙方8 时，其平均压力角均选用21 15。本设计：螺旋锥齿轮 =200 o8）铳刀盘名义直径Q的选择刀盘名义直径可按从动齿轮分度圆直径 d2直接按表3选取:表3螺旋锥齿轮和双曲面齿轮名义刀盘半径的选择从动齿轮节圆直径心刀盘芈径Q从幼齿轮节叨直径*刀盘半径Q(in)(mm)(mm)1 0005. 25075 1251.75044. 4506.500-11. 2501552853,7509S. 2503. 875乳 7501001702,25057. 15。7+ 75013.

16、5001953454. 500134.3OQ4. 250-7. 50011019。2. 5006工 50010.250-18. 0002604556. OOO152- 4005. 125-9. 0001302303. g。76. 20013, 75024. 000350-6108. QDO203. 2005. 375-9. 375135-2403. 1Z579. 375)8. 00031. 500455 jg0O10. 500256.700计算公式计算注释Zi7Z245齿数z2由Z1及主减速比i0确定，但Zi和Z2之间应避免公约数；对轿车：z1 +z2应在5060围，而载货汽车一般要求40。m

17、4端面模数ms可由ms d2/z2进行计算，并用式（2-11）进行校核 后查表2。b227.9从动齿轮面宽b2=0.155d2 ,同时b2 w 10 m。20法向压力角，轿车14 30或16，货车20，重型汽车 22 30。螺旋方向主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。旋转力向主动齿轮顺时针，从动齿轮逆时针。本设计：由于d2为180mm,故查表3,选择 =76.2mm。2. 3差速器直齿锥齿轮几何尺寸计算计算公式计算注释Zi11Z222齿数Z2由Z1及主减速比io确定，但Z1和z2之间应避免公约数；对轿车：z1 + z2应在5060围，而载货汽车一般要求40。m3端面模数ms可由ms d2/z2进行计算

18、，并用式（2-11）进行校核 后查表2。20法向压力角，轿车14 30或16，货车20，重型汽车 22 30。h H 1m g14.8齿工作高hg ,其中Hi见表5、表6。h H 2m5.415齿全同h ,其中H 2见表5、表6。90轴交角d1mz142小齿轮分度圆直径,Zi1 arctan Z226.565小齿轮节锥角290163.434 大齿轮节锥角Aod12 sin 134.65节锥距一h2Kam1.5675,，一、,.大齿轮齿顶高h2 ,其中Ka见表5、表 6。.hihgh23.2325小齿轮齿顶局h1.hihhi2.1825小齿轮齿根高h2hh)23.8475大齿轮齿根高c hhg0

19、.615径向间隙+h11 arctan A03.6小齿轮齿根角+h22 arctan Ao6.33大齿轮齿根角011232.895 小齿轮面锥角022167.034 大齿轮面锥角Ri119.62小齿轮根锥角R22274.44大齿轮根锥角d01 d1 2h1 cos 157.2小齿轮外缘直径d02 d2 2h2 cos 2216.6大齿轮外缘直径d2,.x01- h1 sin 12106.5小齿轮节链顶点至齿轮外缘距离d1,x02h2 sin 2219.4大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离表5载货、公共、牵引汽车或压力角为20。的其他汽车螺旋锥齿轮的H1、H2和Ka主动齿轮齿数七6789101112从

20、动齿轮最小齿数益.34333231302926法向压力角a20n螺旋角R3540，35齿工作高系数H】(L 430)1, 5001.5601. 6101. 6501- 6801, 695】，700齿全高系数小(1. 588)1. 666L 7331. 7881, 8321. 865L 8821. 888大齿轮齿顶高系数K.(0, 160)0. 2150. 2700. 3250. 380d 435CL 490代.c,0,390- 46 + /ECt/zi J说明上当物时，推荐选用上表中幻=611各行数据，当孙7时选用双曲面齿轮a标 准中未给出%=5的数据，后者是摘自柯尔曼著“重型汽车驱动桥用耀旋

21、锥齿轮和双曲线齿轮的设计和 制造”一书。表6用展成法或半展成法加工的汽车螺旋锥齿轮的H1、H2和Ka2 a轿 车生动西轮齿数.E91011121314法向压力角a16*螺旋角35*-4035,齿工作高系数丹1.5501. 5701. 6001. 6401. 7001. 7001.700齿全高系数比L7381. 7581. 7881. 8281. 8881.8881.四从动齿轮与顶高系数K.0. 2350.240042500.2700* 3100.370n0_3&8 r / 燃朋；对载货汽车、公共汽车和牵引汽车：当町=5时2Of=35“4。:此=1.4。0,E上 =L 557.K. - 0* 1

22、65当钏=611 时同表 9-6表7螺旋锥齿轮的大齿轮理论弧齿后SkZb67891011300. 9110. 9570. 9750 9971. 0231. 053400. 803。*8180. 8370. 8600, S880. 948500 748)0. 7570, 7770. 8280. 8840. 94660,。,715)(0.729)0. 7770, 8280. 8830. 945说明（）内所列数字为1954年订的旧标准，在新标唯中。964年订）已取消.当选用上表中未列 出的齿数会时可用插入法求得S“表8 “格里森”制圆锥齿轮推荐齿侧间隙Bi6端面模数齿例间隙B/mm端面模数 m/ m

23、m齿侧间隙y/mm低精度高精度低精度高精度(AGMA 46 级)(AGMA 713 级)(AGMA 4-6 级)(AGMA 73 级)2. 11 2, 540. 076-0,1270. 0510.1028. 4710. 150. 381-0. 6350. 254-0. 3302. 54-3, 180. 102-0. 2030. 076-0- 1271q 15-12. 70. 508-0. 7620. 305-0. 4063. 18-4, 230. 127-0, 254._ 一0.102 0.1521 工 7 14. 50. 5087. 0160. 356-0. 4574. 23 - 5.080. 152-0, 3300. I27HI78114. 5 16. 90, 635-1. 1430. 406-0, 5595. 08&350.203 0,4060. 152-0. 20316. 9-20, 30. 8897. 3970. 457-0, 6606. 357. 250. 254-0. 5080.1780. 22820, 325.4L 3T 6510. 5080. 7627. 25& 470. 305 0. 5590- 2030. 279说明二L本表适用于直齿椎齿轮零度螺旋锥齿轮和螺旋椎齿轮#.对于上表中模数那爵于两行的齿轮，应选上一行的数值（莪小值）*.汽车主减速器