某运动型轿车驱动桥整体设计(编辑修改稿)

某运动型轿车驱动桥整体设计(编辑修改稿)内容摘要：

 （ 21） 式中 r —— 车轮的滚动半径，此处给定轮胎型号为 195/60R14 85H，所以滚动半径为 195 65%+14 ； igh—— 变速器最高档传动， igh =； 把 pn =5200r/n , amaxv =180km/h 代入上式 计算得 i0 = 、从动锥齿轮齿数 1z 和 2z 选择主、从动锥齿轮的齿数时应考虑如下因素： 1）为了均匀磨合， 1z 和 2z 之间应防止有公约数。 2）为了得到高的轮齿弯曲强度和满足要求的齿面重合度，主、从动齿轮齿数之和应不小于 40,而轿车应不小于 50。 3）为了噪声较小，啮合平稳，具有高的疲劳强度，对于轿车 1z 一般不小于 9。 4）主传动比 0i 较大时， 1z 尽量取得小一些，以便获得满意的离地间隙。 5）对于不同的主传动比， 1z 和 2z 应有适宜的搭配。 根据以上要求参考《汽车车桥设计》 [5]中表 310 表 313 取 1z =10 2z =41 因 1z + 2z =51〉 50 满足要求 可反推主传动比 0i = 6 第三章 主减速器设计 6 主减速器计算载荷的确定 1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比来确定从动锥齿轮的计算转矩Ｔ ce nKiTT ToTLece /m a x  mN （ 22） 式中 TLi —— 发动机至所计算的主减速器从 动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，在此为 10 ii =*=； maxeT —— 发动机的输出的最大转矩，取 155 mN ； T —— 传动系上传动部分的传动效率，在此取 ； n —— 该汽车的驱动桥数目，在此取 1； oK —— 由于猛结合离合器而产生冲击 载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车可取 oK =。 由以上各参数可求 Tce Tce = 1  = mN 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT rLBLBcs irGT   r2 mN （ 23） 式中 2G —— 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，计算得15600*51%=7956N；  —— 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取 =；对于越野汽车取 ；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取。 在此取 ； r —— 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 195/60R14 85H，得滚动半径为 ； LB ， LBi —— 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比， LB 取 ，由于无轮边减速器， LBi 取。 南昌工程学院本科毕业设计 7 所以 LBLBrcs irGT   /2 = 29 %5115 600   = mN CT =min[Tce,Tcs]= mN 3. 按汽车日常行驶平均转矩来确定从动锥齿轮的计算转矩 cfT 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均比牵引力的值来确定：   mN )(  PHRLBLB rTacf fffni rGGT  （ 24） 式中 aG —— 汽车满载时的总重量，在此取 15600N； TG —— 所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算，所以取 0N； Rf —— 路面滚动阻力系数，对于轿车可在 ~ 取；在此取 ； Hf —— 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于轿车可取 ； pf —— 汽车的性能系数，在此取 0； LB ， LBi ， n—— 见式（ 21），（ 23）下的说明。 所以   )(PHRLBLB rTacf fffni rGGT   =    = mN 式（ 21） ～式 （ 24）参考《汽车车桥设计》 [5]式（ 310） ～式（ 312）。 主动锥齿轮的计算转矩为 Gi0CZ TT  mN （ 25） 式中 G —— 主、从动锥齿轮之间的传动效率。 计算时，对于弧齿锥齿轮副， G 取 95%。 按最大应力算时， ZT = mN 按汽车日常行驶平均转矩 确定时， ZT = mN 8 第三章 主减速器设计 8 主减速器锥齿轮基本参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数 1z 和 2z ，从动锥齿轮大端的分度圆直径 2D ，端面模数 tm ，主从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b ，中点螺旋角  ，法向压力角  等。 2D 和端面模数 tm 对于单级主减速器，增大尺寸 2D 会造成驱动桥壳的离地间隙减小，但是 2D 过小又影响安装。 2D 根据经验公式 初选，即 32 2 cD TKD = （ 26） 式中 2DK —— 直径系数，一般取 ～ ，在此取 ； Tc —— 从动锥齿轮的计算转矩， mN ， 为 Tce 和 Tcs 中的较小者。 所以 初选 2D = = 则 tm = 2D / 2Z =有参考《机械设计手册》 [6]表 中 tm 选取 则 2D = 1D = tm 1Z =45mm 根据 tm = 3 cm TK 来校核 sm = 选取的是否合适，其中 mK =（ ～ ） 此处， tm =（ ～ ） 31976 =（ ～ ），因此校核合格。 2. 主，从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 锥齿轮齿面宽过大和过小，都会降低齿轮的强度和寿命。 齿面宽大于规定，不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难 [5]。 但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽 2b ，推荐不大于节锥距 2A 的 倍，即 22 Ab  ，而且 2b 应满足 tmb 102 ，对于汽车主减速器圆弧齿锥齿轮推荐采用： 22 Db  （ 27） 得 22 Db  == 南昌工程学院本科毕业设计 9 为满足齿面接触宽和节省材料使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大 10%较为合适，在此取 1b = =  根据“格里森”制推荐预选从动锥齿轮螺旋角名义值公式进行预选 ‘1 =212 DE90ZZ525  （ 28） 式中 ‘1 —— 主动锥齿轮名义螺旋角预选值； 1Z , 2Z —— 主从动齿轮齿数； 2D —— 从动齿轮节圆直径 mm ； E—— 双曲面齿轮偏移距 mm ，对螺旋锥齿轮取 0mm。 ‘1 计算得  近似刀号 = 39。 21 s in20  ）（  近似刀号计算得 按近似刀号选取与其接近的标准刀号（计有 :21 ,121 ,221 ,3 21 ,„ ,20 21 ），然后按选定的标准刀号反算螺旋角。 选定标准刀号为 921 ，反算螺旋角 )21920sin(arc21   =  ‘1 与  之差没超过 5 ，合要求。 4. 螺旋方向 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影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏 [7]。 所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。 5. 法向压力角 加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对 于尺寸小的齿轮，大压力角易使刀尖宽度过小及齿顶变尖，并使齿轮的端面重合度下降。 对于弧齿锥10 第三章 主减速器设计 10 齿轮，轿车的  一般选用 16176。 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 表 21 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表 序 号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 1 主动齿轮齿数 1z 10 2 从动齿轮齿数 2z 41 3 端面模数 m ㎜ 4 齿面宽 b 1b= ㎜ 2b = ㎜ 5 工作齿高 mhh ag *2 gh ㎜ 6 全齿高  mchh a *2  h = ㎜ 7 法向压力角   =16176。 8 轴交角   =90176。 9 节圆直径 d =m z 1d45㎜ 2d = ㎜ 10 节锥角 1 arctan21zz 2 =90176。 1 1 =176。 2 =176。 11 节锥距 A0 =11sin2 d =22sin2 d A0 =95 ㎜ 12 周节 t= m t= ㎜ 13 齿顶高 mhh aa * ah = ㎜ 14 齿根高 fh = mcha ** fh = ㎜ 15 径向间隙 c= mc* c= ㎜ 16 齿根角 0arctan Ahff  f =′ 南昌工程学院本科毕业设计 11 续表 序 号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 17 面锥角 211 fa   122 fa   1a =176。 2a =176。 18 根锥角 1f = 11 f 2f = 22 f  1f =176。 2f =176。 19 齿顶圆直径 1111 co s2 aa hdd  2ad = 221 cos2 ahd  1ad = ㎜ 2ad = ㎜ 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 1121 sin2 ak hdA  212 dAk  22sinah 1kA = ㎜ 2kA = ㎜ 21 理论弧齿厚 21 sts  mSs k2 1s = 2s = 22 齿侧间隙 B=～ 23 螺旋角   =176。 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。 在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。 1） 齿轮轮齿的损坏形式及寿命 齿轮的损坏主要是轮齿损坏而不能正常工作，常见形式有齿面磨损、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、轮齿折断等。 汽车驱动桥的齿 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12 第三章 主减速器设计 12 折断和由表面点蚀引起的剥落。 表 22给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。 表 22 汽车驱动桥齿轮的许用应力 N／ mm2 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 按式（ 22）、式（ 23）计算出的最大计算转矩 Tec， Tcs中的较小者 700 2800 980 按式（ 24）计算出的平均计算转矩 Tcf 1750 实践表明，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出转矩 Tec 和最大附着转矩 Tcs 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，不能作为疲劳损坏的依据。 2） 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算 （ 1） 单位齿长上的圆周力 汽车主减速器齿轮表面的耐磨性，常用作用在轮齿上单位齿长圆周力来估算，即 2bPp N／ mm (29) 式中 P—— 作用在齿轮上的圆周力，按最大附着力矩 rrG2 和发动机最大转矩 Temax两种载荷工况进行计算， N； 2b —— 从动齿轮的齿面宽，在此取。 按发动机最大转矩计算时： 213max210bdiTp ge  N／ mm （ 210） 式中 maxeT —— 发动机输出的最大转矩，在此取 155 mN ； gi —— 变速器的传动比； 1d —— 主动齿轮节圆直径，在此取 45mm.。 按上式一档计算时 3 2104 5 5 5 3 p N／ mm 南昌工程学院本科毕业设计 13 按上式四档计算时 3 3109 6 5 5 3 p N／ mm 按最大附着力矩计算时： 2232210bdrGp r   N／ mm （ 211） 式中 2G —— 汽车满载时一个驱动桥作用于水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还要考虑汽车加速度最大时的负荷增加量，在此取 15600 51%N；  —— 轮胎与地面的附着系数，在此取 ； r —— 轮胎的滚动半径，在此取。 按上式 8 4102 9 4 %511 5 6 0 0 3p = N／ mm 在现代汽车的设计中，由于加工工艺及材质等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时高于许用数据的 20%～ 25%。 查《汽车设计课程设计指导书》 [7]表 69 得乘用车 1 档计算用的许用单位齿长上的圆周力 [p]=893 直接档时 [p]=321 按最大附着力矩计算时 [p]=893， p[p] （ 2）轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯 曲应力为 JmzbK KKKTvms  203102 N/ 2mm （ 2～ 12） 式中 T —— 该齿轮的计算转矩， N m； 0K —— 超载系数；在此取 ； sK —— 尺寸系数，反映材质的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理相关，当ｍ  时，4  ，在此 4 sK ＝ ； mK —— 载荷分配系数，当齿轮采用悬臂式支承型式时， mK ＝ ～ ，支承刚度大时取小值，此处取 ； 14 第三章 主减速器设计 14 vK —— 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当周节及径向跳动精度高，齿轮接触良好时，可取 ； b —— 计算齿 轮的齿面宽， ； z —— 计算齿轮的齿数 ,41； m —— 端面模数， ； J —— 计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数。 按图 21选取小齿轮的 J ＝ ，大齿轮 J ＝ . 按上式从动轮齿根弯曲应力为 2 3 4 9 7 5102 232   = N/ 2mm 700 N/ 2mm 2 3 4 2 8102 232   = N/ 2m。