汽车前驱动桥的结构设计(编辑修改稿)

汽车前驱动桥的结构设计(编辑修改稿)内容摘要：

器结构复杂，成本提高。 轿车和装载质量小于 2t 的货车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。 在这里采用悬臂式结构合理。 主减速器从动 锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。 为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。 两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。 主减速器 基本参数选择与设计计算 主减速比 0i 、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。 主减速比 0i 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料经济性都有直接影响。 0i 选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比 i 一起由整车动力计算来确定。 可利用在不同 0i 下的功率来研究 0i 对汽车动力性的影响。 通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 0i 值，可使汽车获得最佳的动 力性和燃料经济性。 在本设计中，主传动比 是已知确定的，其值 0 。 主减速器齿轮计算载荷的确定 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下。 作用于主减速器从动齿轮上的转矩的较小者，作为载货汽车和越野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 ， 即 ： 按照最低档传动比 求 Tje 汽车变速器最低档传动比选择，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 力、汽车的最低稳定车 速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等综合考虑、确定。 由最大爬坡度要求的变速器 Ⅰ 档传动比：  m a x 0 m a x m a x m a xc o s s i ne g I TrT i i m g f a a m gr      (31) 得 ： m a xm a x 01 5 9 0 9 . 8 0 . 7 0 . 3 6 2 1 5 3 . 3 8 3 82 2 4 5 . 7 9 1 0 . 9rgIem g ri Ti       (32) 式子中： M—— 汽车质量， 本车质量为 1590Kg； G—— 重力加速度 为 ； max — 道路最大阻力系数 取 ； r—— 驱动车轮的滚动半径 这里为 ； Te max—— 发动机最大转矩 为 224N•m； 0i —— 主减速比 为 ； η—— 传动系的传动效率。 据车轮与路面的附着条件： m a x 02e g I TrT i i Gr  (33) 得 ： 2m a x 0rgIeTGri Ti 1 5 5 8 2 0 . 8 5 0 . 3 6 2 1 5 4 . 1 0 8 52 2 4 5 . 7 9 1 0 . 9 式子中： G2 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷 这里取2 9 .8 1 5 5 8 2G G N  满 ； φ—— 道路的附着系数 为 ； 变速器 的最低档变化取值范围是 13 .3 8 3 8 4 .1 0 8 5gi ； 根据现有市场上的变速器我们选着其最低档的传动比为 1  黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 汽车的车轮型号为 225/65R17 则其半径为： 2 2 5 0 . 6 5 2 1 7 2 5 . 4 3 6 2 . 1 52rr m m    max 1 0T efje T ki i in  (34) 2 2 4 1 3 .8 3 3 1 5 .7 9 1 0 .9 014 4 7 9 .5 3 2Nm     式中： Tje — 从动齿轮转矩， N•m； maxeT — 发动机最大转矩，取 max 224eT  N•m； n — 驱动桥数，取 1n (选择 2WD 车型 )； fi — 分动器传动比， 1fi  ； 0i — 主减速器传动比， 0  ； — 变速器传动效率，  ； k — 超载系数， 1k ； 1i — 变速器最低挡传动比， 1  ； 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动 锥 齿圆柱齿轮的计算转矩 2T rjs mmGri  (35) 2 2 4 1 3 .8 3 3 1 5 .7 9 1 0 .9 014 4 7 9 .5 3 2 Nm     式中： Tjs — 计算转矩， N•m； 2G — 满载情况下前驱动桥对水平地面的的静载荷，为2 9 .8 5 5 % 1 0 2 4 1GG   满 N；  — 轮胎与路面间的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 上，取 ，对于安装防测滑轮胎的乘用车可取 ，对于越野车一般取 ； r — 车轮的滚动半径，取 ； mi — 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取 1； m — 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，为 ； 因此最小值为 T 3252c  N•m。 3. 上面求得的计算载荷，是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。 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩 jmT (Nm)为 ： () ()a T rj m R H PmmG G rT f f fin   (36)  18 90 0 62 15 1 8 01 7 63 5N m   式中： aG —汽车满载总重 ， 18900 N TG —所牵引的挂车满载总重，但仅用于牵引车； Rf —道路滚动阻力系数，计算时轿车取 Rf =～ ；载货汽车取 ～；越野汽车取 ～ ；该车取 Hf —汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。 通常轿车取 ；载货 汽车和城市公共汽车取 ～ ；长途公共汽车取 ～ ，越野汽车取 ～。 该车取 ； Pf —汽车或汽车列车的性能系数： ]/)(1 9 [ m a xeTaP TGGf  = ]19 5/22 58919 [  = 由于 Pf 计算为负，取 0 值。 则 Pf =0 主减速器齿轮基本参数的选择 1. 主动齿轮的转矩计算 黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 03252T 5 7 95 .7 9 1 0 .9 7cz Ti    Nm 39。 0 635T 1 1 35 .7 9 1 0 .9 7jmz Ti    Nm 2. 主减速器 锥齿轮的参数选择 (1) 齿数的选择 对于单级主减速器，当 i0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。 当 i0≥6 时， z1的最小值可取为 5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度， Z1最好大于 5。 当 i0较小 (如 i0=～ 5)时，引可取为 7～ 12，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。 为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数 z1， z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于 40，对于轿车应不少于 50。 本车的主减速比为 ，主减速比较小，参考文献 [5]表 3 313 后选用 Z1=9，Z2=52；实际主减速比为 ； Z1+Z2=6150 符合要求。 (2) 节圆直径的选择 可根据文献 [1]推荐的从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出： 3322 325214  cd TKd =245mm (37) 式中： d2——从动锥齿轮的节圆直 径， mm； Kd2——直径系数， Kd2=～ ； Tc——计算转矩， Nm。 Tc 为 3252 Nm 根据该式可知从动锥齿轮大端分度圆直径的取值范围为 ～ 考文献 [5]中推荐当以 Ⅰ 挡传递 maxeT 时，节圆直径 2d 应大于或等于以下两式算得数值中较小值： mmiiTd ge 0m a x2 1  mmrGd r 1 9 43 6 2 1 0 2 4 4 4 22  即在本设计中需使 2d 200mm 当以直接传递 maxeT 时， 2d 则需满足以下条件 黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 mmiTd e 2 0 77 9 2 45 7 7 0m a x2  最后根据上两式中所选得的 2d 值中的较大者，即可取 2d =245mm (3) 齿轮端面模数的选择 d2选定后，可按式 m=d2/z2算出从动锥齿轮大端端面模数为 ，并用下式校核：~)~( 33  TcKm m (38) 式中： Tc——计算转矩， Nm ， 3252Nm； Km——模数系数，取 Km=。 由 (27)可得模数的取值范围为 ～ ,故模数取 合适。 (4) 齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽 F(mm)推荐为 [10]： F= (39) = 245＝ 式中： d2——从 动齿轮节圆直径， 245mm。 并且 B 要小于 10m 即。 考虑到齿轮强度要求取 40mm。 小锥齿轮的齿面宽一般要比大锥齿轮的大 10%,故取 44mm。 (5)双曲面齿轮的偏移距 E E 值过大将使齿面纵向滑动过小，从而引起齿面早期磨损和擦伤； E 值过小则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。 轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的 E 值，不应超过从动齿轮节锥距 A0的 40%(接近于从动齿轮节圆直径 d 2的 20%)；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动， E 则不应超过从动齿轮节锥距 A0的 20%(或取 E值为 d：的 10%～ 12%，且一般不超过 12%)。 传动比愈大则 E 也应愈大，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 d2的 20％～ 30％。 但当 E 大干 d2的 20％时，应检查是否存在根切。 该车属轻负荷传动，故取 E 为 49mm。 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，本次设计选择的是上偏移。 (6)螺旋方向 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 从动齿轮的锥顶向其齿面 看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。 双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。 该车取下偏移主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。 (7) 齿轮法向压力角的选择 法向压力角大些可以增加齿轮强度，减少齿轮不发生根切的最小齿数，在 格里森制规定 中， 轿车主减速器螺旋锥齿轮 的 法向压力角选用 14176。 30′ 或 16176。 ；载货汽车和重型汽车的法向压力角则应分别选用 20176。 或 22176。 30′。 对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用 22176。 30′ 的平均压力角，轿车选用 19176。 或 20176。 的平均压力角。 当 zl≥8 时，其平均压力角均选用 21176。 15′。 因此在本次设计中 取齿轮法向压力角为 16176。 (8)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，轮齿小端的螺旋角最小，汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为 35176。 ~40176。 乘用车选用  较大的 以 保证较大的 F ， 使运转平稳，噪声低；商务车选用较小的  值以防止轴向力过大，通常取 35176。 ，在本设计中我们选取的螺旋角即为 35176。 表 31 圆弧螺旋锥齿轮的几何尺寸计算用表 序号 项目 计算说明 结果 1 主动齿轮齿数 Z1 9 2 从动齿轮齿数 Z2 52 3 端面模数 m 4 齿面宽 F=。 10Fm 40 5 齿工作高 1gh Hm 6 齿全高 2h Hm 单位 mm 7 法向压力角  16176。 8 轴交角  90176。 9 节圆直径 11d mz ； ； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 22d mz 10 节锥角 112arctanzz  ； 229。