1、車輛與動力工程學院畢業設計說明書前 言隨著我國人民生活水平的改善和提高以及汽車工業技術的發展和進步，汽車作為多功能的交通工具逐漸走進廣大百姓家庭。而微型車是汽車應用中發展最快的一種車型。由于我國城鄉經濟的差距和人民收入的提高，以及受燃油稅費的影響，微型車因為有以下眾多優點而備受人們的青睞。首先，微型車價位最低，且維修方便，很適合一般的用戶；其次微型車的排量小，對環境的污染較小，稅費負擔輕；微型車的體積小，行駛、停靠都非常方便，在一定程度上緩解了交通擁擠。縱觀汽車的發展歷史可以看出，微型車在它的發展中對汽車技術的應用和推進起了很大作用。我國的微型車近幾年得到了較快的發展。但在一些人的觀念中，微型

2、車總是技術含量低，操縱性及舒適性差。然而從目前市場上的微型車來看，它并不是這樣。像我國的長安新星、五菱陽光、飛民意等微型客車系列無論是在車身設計、底盤的開發和配置都跟隨時代的發展潮流。取得了人們的認可和信賴。在市場上獲得了較好的反應。本次設計的內容是微型客車的后驅動橋和后懸架。后驅動橋和后懸架是保證整車行駛平穩性，操縱穩定性，乘坐舒適性等性能的重要總成。根據微型客車的特點，我在設計中從實際出發，盡可能用簡單的結構來實現驅動橋和懸架的功能，并在傳統設計基礎上進行合理的改進，比如使用Excel編程對齒輪齒輪幾何尺寸進行計算。由于本人能力有限，在設計中也有不妥的地方，希望老師批評指正。第一章 驅動橋

3、的設計與計算1.1 驅動橋的結構方案分析驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。驅動橋設計應當滿足如下基本要求：a)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。c)齒輪及其它傳動件工作平穩，噪聲小。d)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。e)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 f)與懸架導向機構運動協調，對于轉

4、向驅動橋，還應與轉向機構運動協調。g)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構叫復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。斷開式驅動橋區別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹

5、配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。其結構如圖1-1所示：圖 1-1 斷開式驅動橋普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車

6、、客車和公共汽車上，在多數的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量大是它的一個缺點。本設計根據所定車型及其動力布置形式（前置后驅）采用了非斷開式驅動橋。 1半軸 2圓錐滾子軸承 3支承螺栓 4主減速器從動錐齒輪 5油封 6主減速器主動錐齒輪 7彈簧座 8墊圈 9輪轂 10調整螺母 圖1-2 非斷開式驅動橋1.2主減速器的設計與計算1.2.1 主減速器的結構形式主減速器的結構形式主要是根據齒輪形

7、式，減速形式的不同而不同。其主要的應用齒輪形式有螺旋錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。圖1-3 主減速器齒輪傳動形式1)當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。2)當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度；雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪較小，因而有較大的離地間隙。另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優點：1)在工作過程中，雙曲面齒輪副縱向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩性。2)由于存在偏移距，雙曲面齒輪副同時嚙合的齒數較多，重合度較大，不僅提

8、高了傳動平穩性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30。3)雙曲面齒輪相嚙合輪齒的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪為大，其結果使齒面的接觸強度提高。4)雙曲綿主動齒輪的變大，則不產生根切的最小齒數可減少，故可選用較少的齒數，有利于增加傳動比。5)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。但是，雙曲面齒輪傳動也存在如下缺點：1)沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為96，螺旋錐齒輪副的傳動效率約為99。2)齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力較低。3)雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。4)雙

9、曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑油即可。由于雙曲面齒輪具有一系列的優點，因而它比螺旋錐齒輪應用更廣泛。一般情況下，當要求傳動比大于45而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。這是因為如果保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據了過多空間，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。本設計的主減速器傳動比達到5.68，所以選用雙曲面齒輪傳動，有利于減小體積，增大離地間隙。1.2.2 主減速器主動錐

10、齒輪的支撐形式及安置方法現代汽車主減速器主動錐齒輪的支撐形式主要有兩種：懸臂式和跨置式。圖1-4 主減速器錐齒輪的支撐形式本設計主動齒輪的支撐形式采用懸臂式。1.2.3 主減速比的確定主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃油經濟性都有直接影響。i0的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定。i0=0.377rrnp/vamaxigH （1-1）式中 rr: 車輪的滾動半徑 rr0.3015m np: 最大功率時發動機的轉速 np5500r/min vamax: 最高車速 vamax110 Km/h igH: 變速器最高

11、檔傳動比 igH1代入數據得 ：i0 = 0.377rrnp/vamaxigH 0.3770.30155500=5.681.2.4 主減速器齒輪計算載荷的確定根據書明書及計算結果，發動機最大扭矩為57Nm，主減速比5.68由于汽車行駛時，傳動系的載荷是不斷的變化的，很難測到，也不穩定我們可以令經濟機好發動機復合以后所輸出的最大扭矩，配以最低擋傳動比和驅動輪在良好的路面上行駛開始滑轉這兩種情況下作用在主減速器上的轉矩（）的較小者，作為經濟轎車在強度計算中用以演算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷，即： （1-2）式中：發動機的最大扭矩，Nm； 由發動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低擋

12、傳動比；本車為6.4傳動系上的部分傳動效率；取0.9；由于猛結合離合器而產生的沖擊載荷的超載系數，對于一般貨車，礦用車和越野車等取；當性能系數時，可取，或有實驗決定； 汽車滿載時，經濟轎車一個驅動橋給水平地面的最大負荷（對于后驅動橋來說，應考慮汽車最大加速時的負荷增大量）；n 經濟轎車的驅動橋數，此時為1； 輪胎對地面的附著系數，對于一般車輪的公路用汽車，可取0.85，越野車可取1.0；車論的滾動半徑；本車輪胎 155R13LT.，分別有計算所得從動齒輪到兩車輪之間穿傳動效率；G2=mg55%=9055N=575.746.6810.9/1= 1672.1 Nm=16809.855%0.850.

13、3015/0.96=2417.3Nm計算的載荷轉矩為最大轉矩，而不是正常的持續轉矩，不能用于疲勞損壞的依據應按所謂的平均牽引力的公式計算，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩： （1-3）式中： 汽車滿載時總重，；本車為16464N .所牽引的掛車的滿載總重，僅用于牽引車的計算；道路的滾動阻力系數，計算時，對于轎車可取f0.0100.015；對于載貨車，可取0.0150.09，對于越野汽車可取0.0200.035；汽車正常使用時平均爬坡系數,載貨汽車0.051.09 ; 取 0.07 。車論的滾動半徑，m； 本車 0.3015m 。起初的性能系數: （1-4）當 16時，可取 0 ，帶入得 0.1

14、9560450/20216取 0 ， 等見式（1-3）從動齒輪 Tim=16809.80.3015(0.015+0.08)/0.96=491.2N.1.2.5 主減速器齒輪基本參數的選擇1、主、從動齒輪齒數的選擇對于本輕型載貨汽車采用的單級主減速器，首先應根據的大小選擇主減速器的主、從動齒輪的齒數，。為了使磨合均勻，之間應避免有公約數；為了得到理想的齒面重合系數，其齒數之和對于微型客車應不小于40 。當較大時，盡量的取小，以得到滿意的離地間隙。本車主減速器傳動比達到5.68，初步取=7 ，=40 。2、從動齒輪節圓直徑及端面模數的選擇主減速器準雙曲面齒輪從動齒輪的節圓直徑，可以根據公式2-1較

15、小的結果，按經驗公式選出： （1-5）式中： 從動錐齒輪節圓直徑，mm；直徑系數，可取1316；按2-1計算結果的最小者；計算結果 15=178mm ;對于微型客車以按主減速器主動錐齒輪的計算載荷 預選該齒輪的大端端面模數： m = ， （1-6） 式中： 主動錐齒輪的計算轉矩 ，Nm ；計算得 m = 4.74由機械設計手冊表16.4-3 取m =4.5.3、.雙曲面齒輪齒寬F的選擇通常推薦雙曲面齒輪傳動從動齒輪的齒寬F 為其節錐距的0.30倍，但F不應超過端面模數的m 的10倍 。 對于汽車工業，主減速器圓弧齒錐齒輪推薦采用： F=0.155=0.155178=27.59圓整為28mm。

16、（1-7） 式中： 從動齒輪節圓直徑，mm；4、準雙曲面小齒輪偏移距以及方向的選擇E過大則導致齒面縱向滑動的增大，引起齒面的過早損傷。E過小則不能發揮準雙曲面的優點。傳動比越大則對應的E就越大。大傳動比的雙曲面齒輪傳動偏移距E可達從動齒輪節圓直徑的2030% ，當偏移距E大于從動齒輪節圓直徑的20%時，應檢查是否存在根切。關于雙曲面齒輪偏移方向的規定：小齒輪為左旋，從動齒輪右旋為下偏移；，主動齒輪右旋，從動輪為左旋 為上偏移。本設計采用下偏移 。初選E = 0.2 =35.6mm。5、螺旋角的選擇雙曲面齒輪傳動，由于主動齒輪相對于從動齒輪有了偏移距，使主、從動齒輪的名義螺旋角不相等，且主動齒輪

17、的大，從動齒輪的小。選擇齒輪的螺旋角時，應考慮它對齒面重疊系數、輪齒強度，軸向力大小的影響。螺旋角應足夠大以使齒面重疊系數不小于1.25 ，因為齒面重疊系數越大，傳動就越平穩，噪音就越低。 雙曲面齒輪大、小齒輪中點螺旋角平均值多在3540范圍內 。 “格里森”制推薦用下式預選主動齒輪螺旋角名義值：=55 （1-8）雙曲面齒輪傳動，當確定了主動齒輪的螺旋角之后，用下式近似確定從動齒輪的名義螺旋角： 式中：準雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值計算得：= 28， = 27。雙曲面齒輪傳動的平均螺旋角 ： 6、法面壓力角的選擇加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的齒數。但對于尺寸小的齒輪，大壓力

18、角易使齒頂變尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數下降。對于雙曲面齒輪來說，雖然打的齒輪輪齒兩側齒形的壓力角是相等的，但小齒輪輪齒兩側的壓力角不相等。因此，其壓力角按平均壓力角考慮。在車輛驅動橋主減速器的“格里森”制雙曲面齒輪傳動中，轎車選用19的平均壓力角；載貨車選用2230的平均壓力角。本微型客車采用19。7、圓弧齒錐齒輪銑刀盤名義直徑的選擇“格里森”制圓弧齒雙曲面齒輪銑刀盤的名義直徑是指通過被切齒輪齒間中點的假想同心圓的直徑。選擇時通常是兼顧兩個方面，即設計及使用提出的最合適的齒向曲率以及加工時用最經濟的刀盤直徑。可用下式初步估算刀盤的名義直徑： mm （1-9）式中： K 系數，選取0.9

19、1.1范圍內的某值，以使為標準值； ，分別為從動齒輪的節錐距和中點錐距 mm ； 從動齒輪的螺旋角 。按上式 初步估算值在下表中選出其最接近的刀盤名義半徑的標準值，或按從動齒輪節圓直徑直接在該表鐘選取刀盤名義半徑。本車從動齒輪節圓直徑為178mm中選取刀盤名義半徑為79.4mm。8、雙曲面齒輪參數的計算。下表給了“格里森”制（圓弧齒）雙曲面齒輪的幾何尺寸的計算步驟，該表參考“格里森”制雙曲面齒輪1971年新的標準而制定的。表中的(65)項求得的齒線曲率半徑 與第七項的選定的刀盤半徑的差值不得超過值的。否則要重新計算(20)到(65)項的數據。當時，則需要第(20)項tan的數據增大。否則，ta

20、n減小。若無特殊的考慮，第二次計算時，將tan的數據增大10%即可。如果計算的結果還不能和接近，要進行第三次計算，這次tan的數據應根據公式： （1-10）表1-1 圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算結果序號計算公式結果注釋（1）7小齒輪齒數（2）40大齒輪齒數（3）0.175齒數比的倒數（4）F27.59大齒輪齒面寬（5）E35.6小齒輪軸線偏移距（6）178大齒輪分度圓直徑（7）79.4刀盤名義半徑（8）55小輪螺旋角的預選值（9）1.428147957（10）0.21（11）0.978653497（12）75.49947501大輪中點節圓半徑（13）0.461461016齒輪偏置角初值（14

21、）0.887160487（15）（14）+（9）（13）1.546195095小輪直徑放大系數k（16）(3)(12)13.21240813小輪中點節圓半徑（17）20.42896064（18）01.2輪齒收縮率（19）379.9502702截距（20）0.0897287470.0897287470.089728747小輪偏置角（21）1.0040175541.0040175541.004017554（22）sin0.08936970.08936970.0893697（23）5.1275.1275.127（24）0.4473444340.4473444340.447344434大輪偏置角（25

22、）0.5001828730.5001828730.500182873（26）0.178674050.1768080.188765673小輪節錐角初值（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)-0.00112356-0.00112356-0.00112

23、356（33）0.4474448460.4474448460.447444846（34）0.5003232450.5003232450.500323245（35）tan=0.178623920.178623920.188734467小齒輪節錐角（36）10.127586210.127586210.1275862（37）0.9844186320.9844186320.984418632（38）0.4545269990.4545269990.454526999齒輪偏值角校正值（39）27.034504627.034504627.0345046（40）0.8907329640.8907329640.

24、890732964（41）1.4279499181.4279499181.427949918（42）54.996266654.996266654.9962666（43）0.5736298240.5736298240.573629824（44）27.961762027.961762027.9617620（45）0.8832607150.8832607150.883260715（46）0.5308536680.5308536680.530853668（47）0.1997334430.1997334430.199733443大輪節錐角（48）78.7048 78.7048 78.7048 （49）0

25、.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）0.1444574840.1444574840.144457484

26、極限壓力角（57）8.22 8.22 8.22 （58）0.9897265310.9897265310.989726531（59）0.0099814510.0099814510.009981451極限曲率半徑（60）0.0001989420.0001989420.000198942（61）4513.1391474513.1391474513.139147（62）0.0003624940.0003624940.000362494（63）0.0105428870.0105428870.010542887（64）85.0901880385.0901880385.09018803（65）rln=85.

27、9734334685.9734334685.97343346極限法（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大輪節錐頂點到交叉點的距離（72）76.99071498大輪節點錐距（73）90.75789774大輪外錐距（74）(73)（72）13.76718277（75）9.518大輪平均工作（7

28、6）0.504775482（77）0.605463992（78）45兩側輪齒壓力角之和（79）sin0.707106772（80）22.49999962平均壓力角（81）cos0.923879535（82）tan0.414213555（83）1.461719408雙重收縮齒的大輪齒頂角和齒根角之和(84)385.8939236(85)0.17大輪齒頂高系數(86)0.98大輪齒根高系數(87)1.61806大輪中點齒頂高(88)9.37764大輪中點齒根高(89)72.25404104大輪齒頂角(90)0.01908168(91)5.338199277大輪齒根角(92)sin0.0930344

29、18(93)1.880760979大輪齒頂高(94)10.65846184大輪齒根高(95)C=0.150(75)+0.051.4777頂隙(96)12.53922282大輪全齒高(97)11.06152282大輪工作齒高(98)79.7981 大輪頂錐角(99)sin0.984189796(100)cos0.177117041(101)=（48）（）73.3666 大輪根錐角(102)sin0.958155644(103)cos0.286247728(104)cot0.298748674(105)178.7367497大論大端齒頂圓直徑(106)(70)+(74)(50)22.9623612

30、7大輪輪冠到軸交叉點的距離(107)21.11802891(108)-0.15134052(109)-2.31158022(110)-4.0102032大輪頂錐錐頂到軸交叉點的距離(111)-7.02343233大輪根錐錐頂到軸交叉點的距離(112)(12)+(70)(104)81.5538723工藝節錐的大輪節錐角(113)sin0.436521271(114)cos0.899693937(115)tan=(113)/(114)0.485188633(116)=(103)(114)0.257535345小輪頂錐角(117)14.92386861(118)cos0.966268879(119)

31、tan0.266525551(120)-18.3471896小輪面錐頂點到軸交叉點的距離(121)37.66541648(122)tan0.015350043嚙合線和小輪節錐母線的夾角(123)0.8794236010.99991(124)26.15508103齒輪偏置角和的差(125)4.796282358小輪齒頂角(126)0.184289333(127)1.113945517(128)67.78941937(129)0.969664365(130)(74)(127)15.33589152(131)(128)+(130)(129)+(75)(126) 84.41415277小輪輪冠到軸交叉

32、點的距離(132)(4)(127)(130)15.39786529小輪前輪冠到軸交叉點的距離(133)47.75728837(134)(121)+(131)122.0795692小輪大端齒頂圓直徑(135)65.07464886(136)79.14656451確定小輪根錐的大輪偏置角(137)0.449798424(138)26.73075225(139)cos0.893130101(140)-13.9405054小輪根錐頂點到軸交叉點的距離(14133.53747596(142)sin0.158188561小輪根錐角(143)9.101769586(144)cos0.987408922(14

33、5)tan0.160205724(146)0.2最小法向側隙(147)0.4最大法向側隙(148)(90)+(42)(149)(96)(4)(148)9.445939665(150)63.16789774圖1-5 雙曲面齒輪副的理論安裝距和另外幾個參數的關系1.3 雙曲面齒輪的強度計算(1) 單位齒上的圓周力在汽車工業中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常用在其齒輪的假定單位壓力即單位齒長的圓周力來估算，即： N/mm式中 ：P作用在齒輪上的圓周力，按照發動機的最大轉矩和最大附著力矩兩種工作載荷來計算，N ； F從動齒輪的齒面寬，mm 。按照發動機最大轉矩來計算： N/mm （1-11）式中： 主動

34、齒輪節圓直徑，mm； 變速器的傳動比。 按最大轉矩 =665.5Nmm893 按最大附著力 945 Nmm 8931.25=1116表1-2單位齒長上的圓周力參數汽車類別擋擋直接擋輪胎與地面附著系數轎車8935363218930.85載貨汽車142925014290.85公共汽車9822140.86牽引汽車5362500.86在現代汽車的制造業中，由于材料以及加工工藝等質量的提高，單位齒長的圓周力有時會高出上表中的數據。（微型客車類似轎車，因此可參考轎車的標準。）（2）輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器雙曲面齒輪的計算彎曲強度應力為： N/ （1-12）式中： 該齒輪的計算轉矩，Nm ；對于從動齒

35、輪，按中的較小者和 計算；對于主動齒輪，還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上 ； 超載系數 ，取 1 ； 尺寸系數，當端面模數 時 ， ； 載荷分配系數 ，取 =1.00 ； 質量系數，=1 ； F 計算齒輪的齒面寬 ，28mm; J 計算彎曲應力用的綜合系數，它綜合考慮了齒形系數。查得 J=0.264； 用計算： 大齒輪： =404.5 小齒：彎曲強度驗算合格。 （3） 齒輪的齒面接觸強度計算圓錐齒輪與雙曲面齒輪的齒面的計算接觸應力為： 用計算： （1-13）=1837.92800齒面接觸強度驗算合格。（4） 主減速器齒輪的材料及熱處理汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它

36、具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷，齒面疲勞點蝕，磨損和擦傷等。雙曲面齒輪用滲碳合金制造，選用材料為20GrMnTi，經滲碳，淬火，回火，噴丸處理后，輪齒表面硬度達HRC3245,滲碳層深度為0.91.3mm。1.4 主減速器軸承的計算初選主動齒輪上的軸承A，B為圓錐滾子軸承30000型，代號7305E,中窄（3）系列，額定動載荷49500N.從動錐齒輪上的軸承C,D為圓錐滾子軸承輕窄（2）系列，代號7208E,額定動載荷59800N.根據結構尺寸和布置形式，首先求出作用在軸承上的軸向力，徑向力，然后求出軸承反力。 圖1-6主動錐齒輪面的受力（1

37、）確定圓周力。根據主動齒輪齒面寬中點的圓周力；T為作用在主減速器齒輪上的當量轉矩；為齒輪齒面中點的分度圓直徑；根據對雙曲面齒輪： 為從動輪齒面寬中點的分度圓直徑；為從動齒輪節圓直徑；F為從動齒輪齒面寬；為主從動齒輪齒數；為從動齒輪根錐角；為雙曲面主從動齒輪的中點螺旋角； =17827.6sin73.4=151.6mm=151.6=40.8mmN （1-14）作用在從動齒輪齒寬中點的圓周力N. （1-15）（2）確定軸向力和徑向力。參考下圖圖1-7 軸向力和徑向力根據主動齒輪為左旋，旋轉方向為反時針，所以主動齒輪的軸向力 （1-16） 其中為法向壓力角，為根錐角。A=4116N.從動齒輪的軸向力

38、=959.2N. （1-17）主動齒輪的徑向力=1031N （1-18）從動齒輪的徑向力= 2683N （1-19）(3) 確定軸承的徑向力。軸承的徑向載荷就是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力三者所引起的軸承徑向支撐反力的向量和。圖1-8 懸臂式支撐主動錐齒輪軸承安裝位置關系其中，a=107，b=35，c=142 所以=1020N; （1-20）=3766N （1-21）圖1-9 騎馬式支撐從動錐齒輪軸承安裝位置關系其中b=52，c=66，a=118=1986N, （1-22）=2573N （1-23）(4) 按下式求軸承的當量載荷。Q=XR+YA,X為徑向系數，Y為軸向系數。對主動齒輪上的軸

39、承B,查表得e=0.83.0.83,這時X=0.4,Y=0.7.Q=37660.4+41160.7=4387.6. =353，取40。=353=2005。取1，=1.2。對主動齒輪上的軸承B, =14578小時 （1-24）對軸承A, e，X=0.4,Y=0.7;Q=XR+YA=3289.2N,=38093小時對軸承C, e，X=1,Y=0.Q=1986=196136小時，取1.8對軸承D, e，X=1,Y=0，Q=2573, =218946小時。以上軸承壽命的校核均滿足汽車的第一次大修里程時間，因此合格。1.5 差速器的設計與計算差速器的功能是保證汽車的驅動橋兩側車輪在形成不等時能以相應的不

40、同轉速旋轉，從而滿足汽車行駛運動學的要求。由于微型客車的行駛路況較好，因此選用普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，保證該車在行駛和轉向時的差速功能。1.5.1 參數選擇1、行星齒輪數目的選擇。 n=22、行星齒輪的球面半徑= =33.23、行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇。，。 4、差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節圓直徑，行星齒輪與半軸齒輪的節錐角的初步確定。=29 =61其中 分別為行星齒輪和半軸齒輪的齒數節圓直徑=40，=72.5、壓力角 目前汽車差速器錐齒輪的壓力角大多的選用=,齒高系數為0.8最小的齒數可以減小到10。6、行星齒輪安裝孔的直徑以及深度LL=1.1L=17 mm L=18.7mm其中

41、： 差速器傳遞的轉矩, Nm； n 行星齒輪數； l 為行星齒輪支撐面的中點到錐頂的距離,mm; l0.5, 為半軸齒輪齒面中點處的直徑,而0.8； 支撐面的許用擠壓應力,可取69MP。1.5.2差速器齒輪的幾何尺寸的計算和強度計算表1-3 汽車差速器的直齒錐齒輪幾何尺寸計算序 號項 目計算公式結 果（1）行星齒輪齒數 應盡量取小10（2）半軸齒輪齒數 切滿足安裝要求18（3）模數m4（4）齒面寬9.870410835（5）齒工作高6.4（6）齒全高7.203（7）壓力角一般汽車：22.5（8）軸交角90（9）節圓直徑=40=72（10）節錐角=29.0546=60.945（11）節錐距9.8

42、70410835（12）周節t=3.1416m12.5663704（13）齒頂高2.17679012（14）齒根高h1=2.92879012h2=2.17679012（15）徑向間隙0.803（16）齒根角=5=8.6（17）面錐角（18）根錐角（19）外圓直徑（20）節錐頂點至齒輪外緣距離33.9518.10（21）理論弧齒厚6.965.60（22）齒側間隙B0.1052差速器齒輪主要是進行彎曲強度計算,不考慮疲勞壽命,因為行星齒輪在差速器的工作中主要起著等比推力杠桿的作用,只是在左右驅動輪有轉速差時才有相對的滾動。汽車差速器的彎曲應力為: MP （1-25）式中 ： T 差速器一個行星齒輪

43、給予一個半軸的轉矩 Nm；Tj 計算轉矩；n 差速器行星齒輪數目；Z2 半軸齒輪齒數； K0 超載系數，取 K01； Ks 尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關。當端面模數m1.6mm時，Ks； Km 載荷分配系數，取Km1；Kv 質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、周節及徑向跳動精度高時，可取Kv1；F 齒面寬 mmm 端面模數 J 計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數。由 計算 ：=906MPa 由計算可知 ： 錐齒輪的彎曲應力能夠符合要求 。1.6 半軸的設計與計算半軸根據其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、34浮式和全浮式三種形式。半軸的形式取決于半

44、軸的支撐形式。根據非斷開式驅動橋，該設計采用半浮式半軸。半浮式半軸計算載荷的確定：一、第一種載荷工況下車輪所收的縱向力最大，同時承受垂向力。對左右半軸來說，垂向力為，為一側車輪本身對地面的垂直載荷；為汽車滿載靜止于水平地面上時驅動橋給地面的載荷；為汽車加速或減速時的質量轉移系數。=5133N （1-26）縱向力按最大附著力計算=4346N （1-27）對驅動輪來說，當按發動機最大轉矩及傳動系最抵擋傳動比計算的縱向力小于最大附著力決定的縱向力時，按下式計算， （1-28）為差速器的轉矩分配系數，為發動機最大轉矩，i為最低檔傳動比，為汽車的傳動效率，為輪胎的滾動半徑。左右半軸所承受的彎矩為=611

45、.7N （1-29）轉矩為二 、在第二種載荷工況下由于側向力最大時沒有縱向力作用，所以半軸只受彎矩，并且左右車輪承受的垂向力和側向力各不相等。; （1-30） （1-31）; （1-32） （1-33）為左右驅動車輪的輪距，為汽車的質心高度，為輪胎與路面的側向附著系數。 =8053N; =402N; =8353N; =702N在左右半軸上由，引起的合成彎矩分別為； （1-34） （1-35）將數據帶入計算得：=1713.4N; =171.5N三 、在第三種載荷的工況下由于垂向力最大時沒有縱向力和側向力作用，所以半軸只受垂向彎矩；， （1-36）其中，為動載荷系數；=740N四、半軸強度的計算計

46、算轉矩TN （1-37） （1-38）所以合格。半浮式半軸在上述三種載荷下的彎曲應力和合成應力分別為：1. 230.9MPa; =431MPa2. 650MPa; =745.2MPa64.7MPa; =370MPa3. 279.3MPa; 由于，所以上述的校核都合格。五、半軸花鍵的剪切應力和擠壓應力的校核；半軸花鍵的剪切應力：= （1-39）半軸的花鍵的擠壓應力=133.2MPa； （1-40）因為=71.05MPa，=196MPa，所以半軸花鍵合格。1.7 驅動橋殼設計 驅動橋殼的主要功用是支撐汽車質量，并承受由車輪傳來的路面的反力和反力矩，并經過懸架傳給車架，它又是主減速器，差速器，半軸的

47、裝配基體。驅動橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種形式。該設計采用的是焊接式整體式橋殼。選定橋殼的形式后，對其進行受理分析和強的計算。一 、汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算；在左右鋼板彈簧座之間的彎矩M為 M=116.3Nm (1-41)在左右鋼板彈簧座之間的垂向彎矩Mv為 (1-42)水平彎矩 = (1-43)在左右鋼板彈簧座之間轉矩 T=730Nm (1-44)在該斷面的合成彎矩為 1449Nm (1-45)在該斷面處的合成應力為二、汽車緊急制動時的橋殼強度計算在左右鋼板彈簧座之間垂向彎矩水平彎矩為=； (1-46)， (1-47)取0.588。制動力引起的轉矩為 T= (1-48)在該斷面的合成彎矩為Nm， (1-49) (1-50)橋殼的需用彎曲應力為300-500MPa，所以以上校核均合格。第二章 懸架的設計與計算懸架是現代汽車上重要的總成之一，它把車架與車軸彈性的鏈接起來。其主要作用是傳遞車輪和車架之間的一切力和力矩，緩和路面