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1、下载可编辑目录一、课程设计目的 ································1二、课程设计内容 ·············
2、3;··················1三、驱动桥设计基本要求 ·····························1四、
3、驱动桥设计步骤 ·······························1五、驱动桥设计方案分析 ···············
4、83;·············1（一）驱动桥结构方案的选定 ························1（二）主减速器结构形式的选择·······
5、83;···············2（三）差速器形式选择 ····························2（四）车轮传动装置形式选择 ··
6、······················3（五）驱动桥壳设计 ··························&
7、#183;··3六、驱动桥设计数据及结果分析·························3（一）主减速器的设计分析及计算·················
8、·····3（二）差速器的设计分析及计算·······················9（三）车轮传动装置分析及计算 ·················
9、;······12 七、驱动桥设计数据校核 ····························15（一）校核主减速器校核齿面的接触强度··········
10、·········15（二）差速器齿轮弯曲应力校核 ·······················16 八、总结及心得体会 ·············
11、··················16 九、主要参考书 ······························&
12、#183;··17.专业 .整理 .下载可编辑一、课程设计目的汽车设计 课程设计是车辆工程专业的实践性教学环节 ，其目的是使学生在对汽车性能和基本结构知识有较系统了解的基础上 ，学习运用现代汽车设计方法 ，掌握先进汽车设计技术 ，从而达到基本具备分析和解决该领域问题的能力 ，并能系统的掌握汽车零部件设计的方法和步骤 。通过本次课程设计 （驱动桥的设计 ）了解驱动桥的组成 ，熟练掌握驱动桥设计过程中各种方案的选择标准 ，将理论与实际相结合 ，在实践中检验理论 ，并理解驱动桥的设计方法。二、课程设计内容驱动桥位于传动系末端 ，其基本功用首先是增扭 、降速，改变转矩的传递方向 ，
13、即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩 ，并将转矩合理地分配给左 、右驱动车轮 ；其次，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力 、纵向力和横向力 ，以及制动力矩和反作用力矩等 ，驱动桥一般由主减速器 、差速器 、车轮传动装置和桥壳等组成，转向驱动桥还有等速万向节 。驱动桥设计内容包括 ：驱动桥结构方案的选定 、主减速器 、差速器 、传动装置 、驱动桥壳分析及计算 、万向节设计 、转向结设计 。三、驱动桥设计基本要求（一）选择适当的主减速比 ，以保证汽车在给定条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。（二）轮廓尺寸小 ，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求 。（三）齿轮及其他传动件工
14、作平稳，噪声小。（四）在各种载荷和转速工况下有高的传动效率。（五）具有足够的强度和刚度 ，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩 ；在此条件下 ，尽可能降低质量 ，尤其是簧下质量 ，以减小不平路面的冲击载荷，提高汽车行驶平顺性 。（六）与悬架导向机构运动协调；对于转向驱动桥 ，还应与转向机构运动协调。（七）结构简单 ，加工工艺性好 ，制造容易 ，维修，调整方便 。四、驱动桥设计步骤（一）初步确定设计目标 ，如驱动桥的类型 、主减速器形式 、差速器形式 、车轮传动装置形式等的选择 ；（二）主减速器的设计分析及计算；（三）差速器的设计分析及计算；（四）车轮传动装置分析及计算；五、驱动桥
15、设计方案分析（一）驱动桥结构方案的选定根据已知数据分析 ，该驱动桥为乘用车驱动桥。根据发动机位置和驱动形式，该驱动桥为转向驱动桥 。首先转向驱动桥在轿车中是指具有转向功能的驱动桥。其主要功能有 ：一是把变速器.专业 .整理 .下载可编辑传出的功率经其减速后传递给车轮使车轮转动 ；二是通过转向器把方向盘所受的转矩传递给转向杆从而使车轮转向 。 由于要求设计的是乘用车的前驱动桥 ，要设计这样一个级别的驱动桥 ，一般选用断开式驱动桥以与独立悬架相适应 。 该种形式的驱动桥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
16、 。 另外，它又总是与独立悬挂相匹配 ，故又称为独立悬架驱动桥 。 这种桥的中段 ，主减速器及差速器等是悬置在车架或车厢底板上，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架则可以彼此独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。综上所述 ，本设计选择断开式驱动桥的形式 。 断开式驱动桥结构复杂 ，成本较高 ，但它大大增加了离地间隙 ；减小了簧下质量 ，从而改善了行驶平顺性 ，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；
17、由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增中汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性 。（二）主减速器结构形式的选择1.主减速器选用单级减速器中央单级减速器是驱动桥结构中最为简单的一种，具有质量小 、尺寸紧凑 、制造成本低等优点 ，是驱动桥的基本形式 ，因而广泛用于主传动比 i 0 7 的汽车上 。 因为乘用车一般 i0 3 4.5 ，所以在主传动比较小的情况下 ，应尽量采用中央单级减速驱动桥 。中央单级主减速器优点如下：（1）结构最简单 ，制造工艺简单 ，成本较低 ，是驱动桥的基本类型 ，在传动比较小的乘用车
18、应用广泛 ；（2）乘用车发动机前置前驱 ，使得驱动桥的布置形式要求简单，而且结构紧凑 ；（3）随着公路状况的改善 ，特别是高速公路的迅猛发展 ，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低 。（4）与带轮边减速器的驱动桥相比 ，由于产品结构简化 ，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少 ，可靠性提高 。2.齿轮类型选择弧形锥齿轮传动由于发动机采用的是纵置的形式 ，变速器采用横置式 ，所以动力输出的方向与前桥轴线的方向垂直 。 因此，此设计采用圆柱齿轮传动就可以满足要求 。3.主、从动齿轮支撑形承形式选择跨置式支承采用跨置式支承结构 ，可以使刚度大为增加 ，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，由于结构的
19、原因 ，主减速器的小斜齿轮采用跨置式安装 ，而主减速器的大齿轮也采用跨置式安装 。（三）差速器形式选择汽车在行使过程中 ，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的 ，左右两轮胎内的气压不等 、胎面磨损不均匀 、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相.专业 .整理 .下载可编辑等；左右两轮接触的路面条件不同 ，行使阻力不等等 。 这样，如果驱动桥的左 、右车轮刚性连接 ，则不论转弯行使或直线行使 ，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转 ，一方面会加剧轮胎磨损 、功率和燃料消耗 ，另一方面会使转向沉重 ，通过性和操纵稳定性变坏。为此 ，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器 。差速器是个差速传
20、动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑 。 差速器按其结构特征可分为齿轮式 、凸轮式 、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。1.差速器选择对称锥齿轮式差速器汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器 ，具有结构简单 、质量较小等优点，应用广泛 。 它可分为普通锥齿轮式差速器 、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器 。普通锥齿轮式差速器的传动机构为锥齿轮 。2.锥齿轮式差速器齿轮设计及参数选择由于在差速器壳上装着主减速器的从动齿轮 ，所以在确定主减速器从动尺寸时 ，应考虑差速器的安装 。差速器壳的轮廓尺寸
21、也受到主减速器从动齿轮轴承支座及主动齿轮导向轴承支座的限制 。选择 4 个行星齿轮结构 。（五）车轮传动装置形式选择驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端 ，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮 。 在断开式驱动桥和转向驱动桥中 ，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向节 。1.半轴选用半浮式半轴结构半浮式半轴除传递转矩外 ，还要承受车轮传来的弯矩 。由此可见 ，半浮式半轴所承受的载荷较复杂 ，但它具有结构简单 、质量小 、尺寸紧凑 、造价低廉等优点 ，故被质量较小、使用条件较好 、承载负荷也不大的乘用车采用 。（五）驱动桥壳设计驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一 ，非
22、断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮 作用在驱动车轮上的牵引力 ，制动力 、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬架及车架或车厢上 。 因此桥壳既是承载件又是传力件 ，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置 (如半轴 )的外壳 。在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度 。 为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量 桥壳还应结构简单 、制造方便以利于降低成本 。 其结构还应保证主减速器的拆装 、调整、维修和保养方便 。在选择桥壳的结构型式时 ，还应考虑汽车的类型
23、、使用要求 、制造条件 、材料供应等 。1.驱动桥壳选用组合式桥壳组合式桥壳从动齿轮轴承的支承刚度较好 ，主减速器的装配 、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高的加工精度 ，常用于轿车 、轻型货车中 。六、驱动桥设计数据及结果分析.专业 .整理 .下载可编辑（一）主减速器的设计分析及计算1.主减速比 i 0 的确定主减速比 i 0 的大小对主减速器的结构型式、轮廓尺寸 、质量以及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的影响 。 主减速比 i 0 的选择，应在汽车总体设计时和传动系的总传动比 （包括变速器 、分动器和取力器 、驱动桥等传动装置的传动比）一起由汽车的整车动力计算来确定
24、 。由于发动机的工作条件和汽车传动系的传动比（包括主减速比 ）有关，可以采用优化设计方法对发动机参数与传动系的传动比及主减速比i0 进行最优匹配 ，以使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性 。对于具有很大功率储备的轿车 、客车、长途公共汽车 ，尤其是对竞赛汽车来说 ，在给定发动机最大功率 Pe m ax 的情况下 ，所选择的 i 0 值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速 Va max 。这时 i0 值就按下式来确定 ：rr n p（ 6 i0 0.377Vamax i gh1）式中： rr 车轮的滚动半径 ，m ；np 最大功率时发动机的转速 ，r/min ；va max 汽车的最高车速 ，km
25、/h ；i gh 变速器最高挡传动比 ，通常为 1。由已知数据得 ：车轮滚动半径为0.3m ，最高车速为 150km/h查资料得 ：最大功率时发动机的转速为 ： np(5000 6200) rpm 暂取 np 5000rpm带入公式 6 1 得： i0 0.377rr n p0.3 50003.770.377Va max igh150 12.主减速器齿轮强度计算由于汽车行驶时传动系载荷的不稳定性 ，因此要准确地算出主减速器齿轮的计算载荷是比较困难的 。 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（ T je 、 Tj
26、 ）的较小者，作为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：T jeTe m axiTL K 0 T（ 6 n2）G2rrT j（ 6 LB i LB3）式中： Te max 发动机最大转矩 ，N ·m ；.专业 .整理 .下载可编辑i TL 由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；T 传动系上述传动部分的传动效率，取T0.9 ；K 0 由于 “猛接合 ”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般载货汽车 、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取K01；当性能系数 f p 0 时，可取 K 0 2 ，或由实验决定 ； n 该汽车的驱
27、动桥数目 ；G2 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷（对于驱动桥来说 ，应考虑到汽车最大加速时的负荷增大量）， N ； 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取0.85 ；对于越野汽车 ，取1.0 ；对于安装专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25；rr 车轮的滚动半径 ， m ；LB , i LB 分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动桥之间的传动效率和传动比（例如轮边减速等 ）查资料得 ：Te max250 N ·miTL 3.4673.778 13.77792T 0.9由后面式 （3-5 ）计算得 f p 0，故： K 02由于该轿车只有一个驱动桥则
28、： n1由后面计算得 ：汽车满载有总重量为Ga1915 10 19150 Kg ，查参考文献1汽车轴荷分配中乘用车发动机前置前驱满载时前轴分配为47% 60% 。本设计中取 58% ， G2 191500.58 11107 N由于该轿车是安装一般轮胎的公路用汽车，则：0.85由上面计算可得 ： rr 0.32145 m由经验得 ： LB 0.96由于该轿车无轮边减速器 ，则： i LB1将上述参数值代入公式 （62）、（ 6 3）中计算得 ：T jeTe max i TL K 0 T25013.77792 20.96200 N ·mn1G 2 rr111070.850.3214531
29、61.2 N ·mTj0.961LB iLBG 2 rr111070.850.321453161.2 N ·mTj0.961LB iLB汽车的类型很多 ，行驶工况又非常复杂 ，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续.专业 .整理 .下载可编辑使用转矩 。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tm 为Tjm(G a GT )rr ( f R f H f p ) N ·m（6i LB LB n4）式中： Ga
30、汽车满载总重量 ，N ；Gr 所牵引的挂车的满载总重量， N ，但仅用于牵引车的计算 ；rr 车轮的滚动半径 ， m ；f R 道路滚动阻力系数 ，计算时对于轿车可取f R =0.010 0.015 ；对于载货汽车可取 0.015 0.020 ；对城越野汽车可取0.020 0.035 ；f H 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08；对载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；对长途公共汽车取0.06 0.10；对越野汽车取 0.090.30 ；f p 汽车或汽车列车的性能系数：f p1 160.195(Ga GT )(6 5)100Tem a x当0.195(G aGT )1
31、6 时，取 f p0Temax由参考文献 1 得查得汽车总质量ma 的计算方法 ：乘用车的总质量 ma 是指装备齐全 ，并按规定装满客 、货时的整车质量 。乘用车的总质量 ma 由整备质量 m0 、乘员和驾驶员质量以及乘员的行李质量三部分组成 。其中 ，乘员和驾驶员每人质量按每人质量按 65kg 计，于是：mam065nn该式中，n 为包括驾驶员在内的载客数 ；a 为行李系数 ，可按参考文献 1 表 1-5 提供的数据取用 。已知数据 ：整车整备质量为1020Kg ；故 ma10206551051395Kg ；即 Ga 1395 10 13950Kg ；由于是轿车 ，所以 Gr0 ；由上得：r
32、r0.3；轿车选用 f R 0.010 0.015，取 f R0.0125；.专业 .整理 .下载可编辑汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，通常对轿车取 f H0.08 ；经计算 0.195(G aGT )14.937 16Te max则按 f p1160.195(GaGT) 计算得：100Te maxf p10.195(GaGT )16Temax0.01063100把各参数代入式 （3-4 ）中得到：(GaGT )rr( f Rf Hf p )(191500)0.32145N ·TjmLB n10.96(0.0125 0.08 0.01063) 661.3i LB1m3.主减速器齿轮
33、基本参数的选择对一单级主减速器 ，首先根据 i 0 的大小选择主减速器主 、从动齿轮的齿数 Z1 , Z2 。 为了使磨合均匀 ， Z1 , Z 2 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小于 40，对于轿车应不小于 50 。（1）斜齿轮设计计算由于齿轮转速比较高 ，选用硬齿面 。先按轮齿弯曲疲劳强度设计，再较核齿面接触强度 ，其设计步骤如下 ：先选择齿轮材料 ，确定许用应力 ：均选用 20CrMnTi 钢渗碳淬火 ，硬度 56 62HRC。由参考文献 4图 5-32C 查得弯曲疲劳极限应力Flin430MPa ；由参考文献 4图 5-33C 查得接触疲
34、劳极限应力Hlin1500 MPa ；（2）按轮齿弯曲疲劳强度设计由式参考文献 4 中式（5-45b）知:KT1YFS（ 6mn 12.43d Z12FP6）1）确定轮齿的许用弯曲应力FP按参考文献 4（5-26 ）计算两齿轮的许用弯曲应力FP 1 ，FP 2 （ MPa ）分别按下式确定.专业 .整理 .下载可编辑FPF lim YST YN（ 6SF min7）式中： Flim 试验齿轮齿根的弯曲疲劳极限 ，查参考文献 4 图 5-32 ；YST 试验齿轮的应力修正系数，本书采用国家标准给定的F lim 值计算时 ，YST 2；YN 弯曲疲劳强度计算的寿命系数 ，一般取 YN 1 。当考虑
35、齿轮工作在有限寿命时，弯曲疲劳许用应力可以提高的系数 ，查参考文献 4 图 5-34 ；SF min 弯曲强度的最小安全系数。 一般传动取 SF min =1.3 1.5 ；重要传动取SF min =1.6 3.0；由上得： Flin430MPa取 YST2 ， YN 1 ， SF min 1.8把各参数代入式 （3-7 ）中得：FPF lim YST YN43021 477.7778MPaSF min1.82)计算小齿轮的名义转矩 T1T1 661.3/ 3.467190.7413 N ·m3）选取载荷系数 K因为是斜齿轮传动 ，且加工精度为了7 级，故 K 可选小些 ，取 K=1
36、.44）初步选定齿轮参数取 Z123, Z 2 i Z13.647 23 83.881.取 Z 284，5）齿宽系数d 的选择：d 选大值时 ，可减小直径 ，从而减小传动的中心距 ，并在一定程度上减轻包括箱体在内的整个传动装置的重量 ，但是却增大了齿宽和轴向尺寸 ，增加了载荷分布的不均匀性。d 的推荐值为 ：当为软齿面时 ，齿轮相对于轴承对称布置时 ， d =0.8 1.4；非对称布置时 ， d =0.6 1.2；悬臂布置或开式传动时 ，d =0.3 0.4。当为硬齿面时 ，上述d值相应减小 50% 。取 d =0.5 ，并取15；得到 u=84/23=3.652。6）确定复合系数.专业 .整
37、理 .下载可编辑因两轮所选材料及热处理相同，则FP 相同，故设计时按小齿轮的复合齿形系数 YFS1代入即可 。 而Z1cos32325.52093ZV1cos3 15由参考文献 4 图 5-38 查得 YFS1 =4.18将上述参数代入式 （ 3-6 ），得mn 12.43KT1YFS12.43 1.4190.7413 4.182.56323mmd Z12FP0.5232477.7778按参考文献 4 表 5-1取标准模数 ，取 mn3 mm则中心距mn ( Z1 Z 2 )3(23 84)a2166.1618mm2 coscos15为了便于加工和校验 ，取中心距 a=166.1618mmmn
38、 (Z1 Z 2 )3(23 84)cos20.96592a166.1618故得到arccos(0.96559) 15.005727）计算其它几何尺寸mn Z1323d171.4341mmcos0.9659mn Z 2384d2260.8966mmcos0.9659b2d d10.5 71.4359735.71799 mm 取 b2 36mmb1b2(5 10) mm41 46mm 取 b1 45 mm（二）差速器的设计分析及计算1.差速器齿轮的基本参数的计算（1）行星齿轮球面半径RB 的确定.专业 .整理 .下载可编辑圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸 ，通常取决于行星齿轮背面的球面半径 RB ，
39、它就是行星齿轮的安装尺寸 ，实际上也代表了差速器圆锥齿轮的节锥距 ，因此在一定程度上也表征了差速器的强度 。球面半径 RB 可按如下的经验公式确定：RBK B 3 T j mm（68）式中： K B 行星齿轮球面半径系数， RB =2.522.99 ，对于有 4 个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值 ；对于有 2 个行星齿轮的轿车以及所有的越野汽车和矿用汽车取大值 ；取 K B =2.52 ；T j 计算转矩 ，取式（3-2 ），式（ 3-3 ）计算值的较小值 ，N ·m；取 Tj3161.2 N ·m ；RBK B 3 T j mm2.523 3163.236.9843m
40、m；差速器行星齿轮球面半径RB 确定以后 ，可根据下式预选其节距A0 ：A0(0.98 0.99) RB mm36.24482 36.61466 mm 取为 36.4mm（2）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度 ，应使行星齿轮的齿数尽量少 ，但一般不应少于 10 。半轴齿轮的齿数采用 14 25。 大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在 1.52 的范围内 。差速器的各个行星齿轮与2 个半轴齿轮是同时啮合的，因此在确定这两种齿轮的齿数时，应考虑它们之间的装配关系。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数 Z 2 L、 Z 2 R 之和，必须能被行
41、星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围 ，否则差速器将无法安装 。 即应满足的安装条件为Z 2LZ 2 RI（ 6n9）式（ 6 9）中： Z 2L 、 Z 2R 左、右半轴齿轮的齿数 ，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说， Z 2LZ2R；n 行星齿轮的数目 ；I 任意整数 ；由于本设计选用的差速器为对称式圆锥行星齿轮差速器 ，选定半轴齿轮齿数为 Z 2 L Z 2R 16 ，行星齿轮数目 n 4 ，行星齿轮齿数为 10。（3）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定.专业 .整理 .下载可编辑首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角：1arctan Z132.0
42、0538 ； 2arctan Z 257.99462Z2Z1式中： Z1 ， Z 2 分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m:m2A0 sin 12A0 sin 2 3.858392Z1Z 2考虑到差速齿轮弯曲应力的校核，取m5.5求出模数 m 后，节圆直径 d 即可根据齿数 z 及模数 m 由下式求得 ：dmz（4）压力角汽车差速器齿轮过去都选用 20°压力角 ，这时齿高系数为 1，而最少齿数为 13。 目前大都选用 22°30的压力角 ，齿高系数为 0.8，最少齿数可减少到 10，并且小齿轮 （行星齿轮）齿顶不变尖的条件下 ，还可由切向修
43、正加大半轴齿轮的齿厚 ，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度 。由于这种齿形的最少齿数比压力角为 20°的少 ，故可用较大的模数以提高轮齿的强度 。 某些重型汽车和矿用汽车的差速器也可采用 20 °压力角。本设计中选用压力角为 22°30。（5）行星齿轮安装孔直径及其深度 L行星齿轮安装孔的直径与行星齿轮轴的名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度L 就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取L1.1（610）L1.1 2T0 103（6c n l11）T01031.1（6c nl12）.专业 .整理 .下载可编辑式中： T0 差速器传递的转矩 ，N ·m ；n
44、行星齿轮数目 ；l 如图 4-6 所示，为行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm; l0.5d 2' , d 2' 为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而 d2'0.8d 2 （如参考文献 3 图 4-6 ）；l0.4d 2 ；c 支承面的许用挤压应力 ，取为 98MPa 。差速器传递的转矩为 T03161.2 N ·m；T01033161.21031.1c nl1.1 6914.43172mm4 35.2取14.5mm 。1.差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算汽车差速器齿轮的弯曲应力为 ：w2 103 TK0 K sK m M P a（614）K v FZ 2 m2
45、 J式中：T 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，N·m ；其计算式为 ：TT j 0.6（615）n式中： T j 计算转矩 ，按 Tje 、 Tj（见式（ 6-2 ）、式（6-3 ）两者中的较小者和 T jm（式（6-4 ）计算，N ·m ；n 差速器行星齿轮数目 ；Z 2 半轴齿轮齿数 ；J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数。K 0 ， K v ， K s ， K m ，F，m 见参考文献 3 式（ 3-44 ）下说明；按上式并以 Tjm 计算所得的汽车差速器齿轮轮齿的弯曲应力w ，不应大于 210.9MPa ；按 Tje ， Tj 两种计算转矩中的较小值
46、进行计算时 ，弯曲应力w 不应大于 980MPa 。查参考文献 3 ：K 0 超载系数 ，见参考文献 3 式（3-11 ）下的说明 ；K v 质量系数 ，对于汽车驱动桥齿轮 ，当轮齿接触良好 、调节及径向跳动精度高时，可取 K v =1 ；K s 尺寸系数 ，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。当端面.专业 .整理 .下载可编辑模数 m 1.6mm时， K s4m；25.4K m 载荷分配系数 ，当两个齿轮均用骑马式支承式时， K m =1.00 1.10；当一个齿轮用骑马式支承时， K m =1.10 1.25.支承刚度大时取小值 。F 计算齿轮的齿面宽 ,mm ；F(0.25
47、 0.30) A0 ; F10m ；m 端面模数 ， mm ；参数的选取与计算 ：MIN Tje ,T j3161.2 N ·mTjm661.3N ·mn10Z 216J 0.2255K 0 2K V1K s4m45.525.40.68215425.4K m1.05F13m5.5（三）车轮传动装置分析及计算1.半轴设计计算半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。已知数据驱动型式为42 ，查参考文献 3 表 5-1 可得：半轴的计算转矩 ：TTe m a ixg1i 0（616）式中： Temax 发动机最大转矩 ； 差速器的转矩分配系数 ，对于圆锥
48、行星齿轮差速器可取 ：0.6 ；i g1 变速器 I 挡传动比 ；.专业 .整理 .下载可编辑i 0 主减速比 ；TTe max i g1i00.62503.7783.6472066.755 N ·m由参考文献 3 式（5-16 ）得d16 T1000（6317）取许用应力500MPa代入计算得 ：d16 T 10003 16 2066.755100033.141592627.6mm500出于对安全系数以及半轴强度的较核的考虑，取 d=36mm 。2.三种可能工况计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：（1)纵向力（驱动力或制动力 ）最大时，附着系数
49、在计算时取0.8，没有侧向力作用；（ 2)侧向力最大时即汽车发生侧滑时 ，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数 1 在计算时取站 1.0，没有纵向力作用 ；（ 3)垂向力最大时 （发生在汽车以可能的高速通过不平路面时 ）这时不考虑纵向力和侧向力的作用 。故纵向力最大时不会有侧向力作用 ，而侧向力最大时也不会有纵向力作用 。3.半浮式半轴计算载荷的确定（1）纵向力 F X 2 最大和侧向力 FY2 为 0：此时垂向力 FZ 2 m2' G2 / 2，纵向力最大值FX 2 FZ 2m2'G 2 / 2 ，计算时 m2' 可取1.2，取为 0.8。半轴弯曲应力和扭转切应力为：FZ2
50、232a FX22（6d 318)16FX 2 rr（6d 319）式(6 19),(6 20)中， a 为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离 ，合成应力为 ：n24 2（ 6.专业 .整理 .下载可编辑20）计算得：FZ2m2' G 2 / 21.2 11107 / 26664.2N ，FX 2FZ2m2'G 2/ 21.2111070.8 / 2 5331.36N32aFX22FZ2274.52853MPad 316FX 2 rr180.0743MPad 3n24 2201.3735MPa（2）侧向力 FY 2 最大和纵向力 F X 2 =0, 此时意味着汽车发生侧滑。外
51、轮上的垂直反力 FZ 2i 和内轮上的垂直反力 FZ 2i分别为 :hg1 )FZ 2 o G2 (0.5B221）FZ 2 iG 2 FZ 222）式中， hg 为汽车质心高度 ，根据经验取为 0.35 ；B2 为轮距，查资料得 B21.552m ；1 为侧滑附着系数 ，计算时1 可取为 1.0；外轮上的侧向力 FY 2o 和内轮上的侧向力FY 2i 分别为FY 2oFZ 2 o123）FY 2iFZ 2i124）（6（6（6（6.专业 .整理 .下载可编辑内外车轮上的总侧向力 FY 2 为 G 2 1 。这样，外轮半轴的弯曲应力为o 和内轮半轴的弯曲应力i 分别为：32(FY 2 or rFZ 2o a)o3d25）32( FY 2 i rrFZ 2i a)i3d26）计算得：FZ 2 o G2 (0.5hg1 ) 8085.3003NB2FZ 2iG2FZ 23048 .6997 NFY 2 oFZ 2o 18085.3003NFY
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