五菱汽车驱动桥设计说明书 - 图文

河南科技大学毕业设计（论文）

对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。

本设计主减速器采用单级主减速器。其传动比

i0一般小于等于7.

§2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。

§2.2.1 主动锥齿轮的支承

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和骑马式支承两种。悬臂式支承结构简单、布置方便、结构紧凑及成本较低，并且也能满足本课题设计要求，经方案论证，主减速器主动锥齿轮采用悬臂式支承。 §2.2.2 从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承骑马式支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。

§2.3 主减速器锥齿轮设计

主减速比i0、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。 §2.3.1 主减速比i0的确定

主减速比i0的大小，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。i0的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i0下的功率平衡图来研究i0对汽

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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i0值，可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、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pamax及其转速vama的情况下，所选择的i0值x应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速确定：

vamaxi。这时0值应按下式来

i0?0.42?rnPvamaxigHiFHiFH （2-1）

式中：?r—车轮的滚动半径，m；

nP—最大功率时的发动机转速，r/min； vamax—汽车的最高车速，km/h； igH—变速器量高档传动比, igH=1。

对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：

i0??rnPvamaxigHiFHiLB （2-2）

式中：iFH—分动器或加力器的高档传动比, iFH=1;

iLB—轮边减速器的传动比, iLB=1;

将nP=5500r/n , vamax=115km/h ,rr=0.24m , igH=1代入（2-2）有i0 =4.92

主减速比i0<7.6，所以采用单级主减速器，单级主减速器具有结构简单、质量小、制造成本低等优点。 §2.3.2 主减速器齿轮计算载荷的确定

除了主减速比i0及驱动桥离地间隙外，另一项原始参数便是主减速器齿轮齿轮的计算载荷。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档传动比时和驱动车轮在良好的路面上开始滑转是这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（Tje Tj?）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 Tje?TemaxiTLK0?T/n （2-3）

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Tj??G2??r （2-4） ?LBiLB式中：Tema—x发动机最大转矩，N?m;

iTl—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，?T=0.9;

K0—由于“猛接合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于

微型乘用车，取K0=1;

n—该汽车的驱动桥数目，n=1;

G2—汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷;

?—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;

?r—车轮的滚动半径;

?LB,iLB—分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之

间的传动效率和传动比.

将Temax=71N?m，iTL=3.8，K0=2，G2=12250N, ?=0.85，?r=0.24m，

?LB=0.96，iLB=1；代入式（2-3）、(2-4)，有：Tje?=438.0984N?m，

Tj??1301.56N?m。

由式（2-3）、（2-4）求得的计算载荷为最大转矩，而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。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

Tjm?Tjm为：

?Ga?GT??riLB?LBn?fR?fH?fP?N?m （2-5）

式中：Ga—汽车满载总重量，N;

GT—所牵引的挂车的满载总重量，N，仅用于牵引车的计算;

?r—车轮的滚动半径，m;

fR—道路滚动系数，对于可取0.015~0.020，取fR=0.016; fH—汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，对微型乘用车取

0.05~0.09，取fH=0.08.

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fp—汽车或汽车列车的性能系数：

?0.195?Ga?GT??fp??16??

Temax??将Ga=14700N, GT=0N,Temax =71N?m代入上式得：取fp=0。

?Ga?GT?0.195 >16，

Temax将Ga=14700N,GT=0N, Temax=71N?m，?r =0.24, fR=0.016，fH= 0.08代入（2-5），有：Tjm=349.13N?m。

§2.4 主减速器齿轮基本参数的选择

§2.4.1齿数的选择

Z较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数1取得小些，以得到塞满的驱动桥间隙。当i0?6时，Z1的最小值可取

对于单级主减速器，当

i0为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，Z1最好大于5。在保证桥下离地间隙时，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，其齿数之和应不少于40，取主动齿轮的齿数Z1=8。

由i0?Z2得：Z2 =39.56，取Z2=41 Z1§2.4.2 从动锥齿轮节圆直径的选择

双曲面齿轮从动齿轮的节圆直径，可根据该齿轮的计算转矩，按经验公式选出：

（2-6） d2?kd2Tj

式中：d2—从动锥齿轮的节圆直径，mm；

Kd2—直径系数，取Kd2=16；

Tj—计算转矩，N?m：按式（2-4）、（2-5）求得，并取其中较

小者。

将Kd2=16，Tj =438.0984N?m代入（2-6），有：d2 =121.5189mm。 §2.4.3从动锥齿轮端面模数的选择

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