贯通式双联驱动桥中后桥设计双级贯通式驱动桥【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985I中后桥设计摘要重型载货汽车中后桥支承着重载汽车的满载负重和地面给车轮的反作用力、一个框架和一个用于垂直悬挂体以及横向和纵向的力和力矩，还受冲击载荷的作用。因此，一个良好的中后桥对于载重汽车性能来说是有绝对的提高。对于重载汽车来说采用贯通式驱动桥的重要性体现在提高载货汽车的承载能力，并且让传动系的结构在保证传动要求的前提下变得简单，使中后桥的主要零件尽可能通用。重型载货汽车的保障性、持久性和行驶性能被其中后桥的构造型式和设计尺寸所限制着。因此,设计一个传动效率高、性能良好的贯通式驱动桥对于重型载货汽车势在必得。该设计第一个内容就是选择好中后桥重要零部件的构造型式和重要设计尺寸；之后选择总体的设计框架；然后再分别校核主动锥齿轮、从动锥齿轮、位于差速器中的行星齿轮和半轴齿轮、全浮式半轴、整体式桥壳、万向节的强度以及校核支承轴承的使用寿命。本设计具有以下优点采用双级贯通式驱动桥，提高了车辆的承载能力，简化传动系结构并使各驱动零件特别是桥壳等主要零件尽可能通用；中后桥间的传动轴是串联中桥和后桥，其形式为传动轴从离变速器较近的驱动桥中穿过，通过万向节联接后，将动力传递给另一驱动桥。关键字重型载货汽车，中后桥，双级，贯通式，螺旋锥齿轮买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985IIMIDDLEANDREARAXLEDESIGNABSTRACTHEAVYDUTYTRUCKBRIDGEBEARINGHEAVYVEHICLELOADEDWITHWEIGHTANDGROUNDTOWHEELCOUNTERFORCE,AFRAMEWORKANDAFORVERTICALSUSPENSIONBODYANDHORIZONTALANDVERTICALFORCESANDMOMENTS,BUTALSOBYIMPACTLOADTHEREFORE,AGOODINTHEREARAXLEFORTRUCKPERFORMANCEISANABSOLUTEIMPROVEMENTFORHEAVYDUTYVEHICLESTHEDRIVETHROUGHTHEIMPORTANCEOFBRIDGEISREFLECTEDINIMPROVINGTHETRUCKCARRYINGCAPACITY,ANDMAKETHESTRUCTUREOFTRANSMISSIONSYSTEMINENSURINGTHEPREMISEOFTHEREQUIREMENTSOFTRANSMISSIONBECOMESSIMPLE,THEREARAXLEMAINPARTSASGENERALASPOSSIBLETHEPROTECTION,DURABILITYANDPERFORMANCEOFHEAVYDUTYTRUCKARERESTRICTEDBYTHESTRUCTURETYPEANDDESIGNPARAMETERSOFTHEREARAXLETHEREFORE,THEDESIGNOFAHIGHTRANSMISSIONEFFICIENCY,GOODPERFORMANCEOFTHETHROUGHTYPEDRIVEAXLEFORHEAVYDUTYTRUCKTHEDESIGNOFTHEFIRSTCONTENTISDETERMINEDINTHESTRUCTURALPATTERNOFTHEMAINCOMPONENTSOFTHEBRIDGEANDTHEMAINDESIGNPARAMETERSTHENIDENTIFIESTHEOVERALLDESIGNSCHEMEFINALLYTHEDRIVINGBEVELGEAR,ADRIVENBEVELGEAR,DIFFERENTIALORDINARYTAPEREDPLANETARYGEAR,AHALFAXLEGEAR,FULLFLOATINGTYPEAXLE,OVERALLBRIDGESHELL,AUNIVERSALJOINTSTRENGTHCHECKANDCHECKTHELIFEOFBEARINGTHISDESIGNHASTHEFOLLOWINGADVANTAGESTHETWOSTAGETANDEMAXLESANDIMPROVETHEVEHICLECARRYINGCAPACITY,SIMPLIFYTHETRANSMISSIONSYSTEMSTRUCTUREANDMAKETHEDRIVEPARTS,ESPECIALLYTHEMAINPARTSOFTHEBRIDGESHELLASGENERALASPOSSIBLE,BETWEENTHEREARAXLEDRIVESHAFTISSERIESBRIDGEANDTHEBRIDGE,INTHEFORMOFSHAFTTHROUGHTHENEARERFROMTHETRANSMISSIONOFDRIVEAXLE,AFTERCONNECTEDWITHAUNIVERSALJOINT,POWERTRANSFERTOANOTHERDRIVEAXLEKEYWORDSHEAVYDUTYTRUCK,REARAXLE,DOUBLESTAGE,THROUGHTYPE,SPIRALBEVELGEAR买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985目录摘要IABSTRACTII第一章绪论111前言112概述113驱动桥的结构型式1第二章主减速器设计321主减速器的结构型式3211主减速器的齿轮类型3212主减速器的减速型式3213主、从动齿轮的支承型式322确定主减速器的主要参数及其设计过程4221主减速比的确定4222计算出主减速器齿轮的计算负载4223确定主减速器齿轮重要参数及其计算6224主减速器螺旋锥齿轮几何参数的相关计算7225校核主减速器螺旋锥齿轮的强度10226主减速器齿轮原料及其加工工艺13227设计主减速器锥齿轮的轴承并校核其强度14第三章差速器设计1931对称式圆锥行星齿轮差速器的工作原理1932差速器的构造形式的选定2033差速器的相关计算与确定21331差速器齿轮的基本参数的选择21332差速器齿轮的几何尺寸计算23333差速器齿轮的强度计算25第四章驱动半轴设计2741半轴型式的选择2742半轴的设计与计算27421计算全浮式半轴所承受的转矩27422初步确定全浮式半轴的杆部直径尺寸28买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985423校核全浮式半轴的强度2843花键的设计计算29第五章驱动桥壳的设计3151驱动桥壳的型式选择3152分析桥壳的负载状况及其强度校核32521计算桥壳的静负载时的弯曲应力32522计算在路面凹凸不平而产生冲击负载所造成的弯曲应力33523最大驱动力工况33524最大制动力工况35第六章万向节设计3761万向节联轴器的功用和组成3762万向节的设计计算37第七章总结4071主要工作回顾4072这次研究内容还需深入研究的地方40参考文献41致谢42附录A外文翻译原文43附录B外文翻译译文47买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709850第一章绪论11前言近年来，汽车的迅猛发展带动着重型汽车的发展，汽车四大总成之一车桥的需求量也呈现出上升趋势，从而形成一个完整的生产链。就重载汽车而言，其所需要传递的转矩比一般商用车大很多，从而达到运输更多的货物的要求，故选取的发动机功率较大，意味着其传动系统必须能承受和传递该转矩。然而，在传动系统中，中后桥的作用是将发动机的功率最终转化为半轴的旋转，带动车轮的滚动。因此，在选择好发动机后，采用性能良好的中后桥成了重型载货汽车安装的必要过程。为此，设计中后桥便成为了我的主要内容。中后桥的确定应达到下列设计前提具有合适的主减速器比，从而使其具备优良的行驶性能；传动效率高；工作平稳，噪声小；轮廓参数较小，保证其离地间隙满足要求，从而达到通过性；与悬架导向机构运动协调；具有足够的强度和刚度，质量尽可能小,以减少凹凸不平的路面上的负载的影响,从而提高车辆的平顺性拆装、调整方便；构造简单，生产其所消耗的费用较低且工艺性较好。12概述动力传动系尾端的驱动桥，让发动机的转矩经由主减速器、差速器、半轴等传递到驱动车轮，实现减速增扭；由圆锥齿轮使该转矩的传递方向得以改变；由差速器实现两边车轮的差速作用，使内、外侧车轮以不等的速度转动；由桥壳壳体与车轮共同完成承载及递传力矩的效果。13驱动桥的结构型式驱动桥的构造型式和驱动车轮的悬挂样式关系密切。在重型卡车选用非独立悬架买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709851的情况下，采取非断开式驱动桥；在其选用独立悬架的情况下，采取断开式驱动桥。该设计所研究的是162吨级重卡的中后桥，故采取非断开式结构型式和非独立悬架搭配。半轴套管和主减速器壳成为一刚性体，形成一空心桥梁，驱动桥在弹性悬架的基础上和车架相连，两边的车轮和半轴相对静止与横向平面上。为了提高其载货量和通过性，全部的越野汽车和部分重型载货汽车都均采取多桥驱动型式。应本设计的要求，采取中后桥型式。根据驱动桥将扭矩传递给各驱动桥的形式,有2种贯通式驱动桥和非贯通式驱动桥。然而采取非贯通式驱动桥的传动轴数目太多，故本设计采取贯通式驱动桥的安置型式。参照斯太尔重卡的基本设计尺寸发动机最大功率、转速206KW、2400R/MIN发动机最大扭矩、转速1070、14001500R/MINMN最高车速76KM/H总质量32000KG驱动型式64双后胎规格1200R20，滚动半径047M变速器一档传动比12421I主传动比5560I后悬架两个钢板弹簧座的中央直线长度1160MM后轮距1800MM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709852第二章主减速器设计21主减速器的结构型式凭借其齿轮型式、减速型式与主、从动齿轮的安置型式的差异，确定主减速器的构造型式。211主减速器的齿轮类型螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮与蜗轮蜗杆等为主减速器中各种各样的齿轮型式，其工作的特点和效率各有闪光点。螺旋锥齿轮传动的主、从动锥齿轮轴线一般交于一点，且夹角为90。因为轮齿端面有重叠,从而使2对或以上轮齿一起啮合，以使弧齿锥齿轮能承受更大的负载。除此之外，轮齿不是在其总长度上一起啮合，却是慢慢地从齿的一头持续且平滑地转向另外一头因此,其工作平顺稳定，震动和噪声也小，并且其效率能达到。9所以，采取螺旋锥齿轮传动的方案就此次设计而言更为符合。212主减速器的减速型式质量达16T2的中后桥驱动的重卡，要求采取贯通桥，且其主传动比5565,故采取双级减速型式。按照两齿轮间啮合方式的差异，贯通桥第一级传动分成圆柱齿轮锥齿轮式与锥齿轮圆柱齿轮式。后者布局空间太大，尤其是主动锥齿轮加工工艺性差，而从动锥齿轮必须采取悬臂式支承方式，支承刚度不够。然而前者有助于贯通式安置，具备降低转速的作用,构造紧密，且布局空间减小，对降低整车质心高度有极大帮助，从而提高了汽车的通过性。由于本设计中第一级圆柱齿轮副只用于贯通，故取其传动比为1。213主、从动齿轮的支承型式主动锥齿轮的支承方式悬臂式和骑马式。悬臂式安置方式虽然简单，但是支承刚度差，只用在传递转矩较小的主减速器上，故不切合此次设计要求。而骑马式安置方式得锥齿轮两头的轴上都有轴承，如许可以提高支承刚度，使轴承负载减小，优化了齿轮的啮合状况。2T以上的装载量汽车主减速器主动齿轮全部采取骑马式安置方式。本设计所研究的总质量16T2的重卡，因此，选用骑马式支承方式。如图21所示买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709853图21主动锥齿轮跨置骑马式支承形式从动锥齿轮的支承形式也选用骑马式。如图22所示图22从动锥齿轮支承形式22确定主减速器的主要参数及其设计过程221主减速比的确定主减速器比的取值，就主减速器的构造型式、轮廓尺寸以及重量大小而言尤为0I重要。0377（21）0IGHMAXPRIVN式中车轮的滚动半径，047M；R最大功率时发动机转速，2400R/MIN；PN汽车最高速度，76KM/H；MAXV变速器最高挡传动比，在此取1。GHI56724030I222计算出主减速器齿轮的计算负载凭借发动机的最大转矩和一挡传动比，计算从动锥齿轮的转矩JET买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709854（22）NKITKT0LMAXEDJE凭借驱动轮打滑扭矩，计算从动锥齿轮的转矩J（23）LBR2JIG式中因为突然接离合器出现的动载指数，至于液力自动变速器，；DK1KD至于手动高性能的赛车机械变速器，K3；至于性能指数的汽车，取K1；至D0FJ于的汽车，取K2或者根据经验选取。0FJD性能系数JF（24）JF）（MAXETG195060195G/16，取0；AJFG汽车总重量，320000N；A发动机最大转矩，1070；MXETN从发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间传动系中的一挡传动比LI（即）；4215610传动系统的传动效率，取09；TT汽车在满负载的前提下，单个驱动桥对地面施加的最大负载，2G320000/2160000N；附着指数，取085；2R车轮的滚动半径，047M；由主减速器从动锥齿轮至驱动车轮间的传动效率，取09；LB传动比1。IJETMN32502915607买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709855TJMN71029048516T（，T）33250JJEJ依据汽车日常行驶平均（当量）转矩来计算从动锥齿轮的转矩JM（25）（JHRLBRAJMFFNIG式中路面滚动阻力指数，就载货汽车而言取，故取其为RF02150018；汽车正常行驶时的平均上坡能力指数，就载货汽车而言取，HF095故取其为007；汽车的性能系数，在此取0；JF，见式24LBIMN8190189073TJM）（223确定主减速器齿轮重要参数及其计算选择主动锥齿轮与从动锥齿轮的齿数和及其计算1Z2在选取主、从动锥齿轮的齿数和时，我们要考虑以下几方面12A要获取良好的齿面重合度和符合其弯曲强度要求的轮齿，必须大于或等于21Z；40B以防磨合不匀称，和之间不能有共同的约数；1Z2C为了使齿轮啮合平顺稳定，降低其工作噪声，使其具有较高的疲劳强度，就货车而言，大于或等于6；1ZD为了获得良好的离地间隙，当主传动比较大时，主动锥齿轮齿数尽可能往小取1Z；E至于主传动比，和应该确定好各自合适的齿数。56I120Z12Z买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709856依照以上并凭据汽车车桥设计中表312，选择9和50。且951Z21Z205940。确定从动锥齿轮分度圆直径和端面模数及其计算主减速器螺旋锥齿轮从动锥齿轮的分度圆直径，可依照这个齿轮的计算转矩，按经验公式算出SM（26）3JD2TK2式中从动锥齿轮的节圆直径，MM；2D直径系数，取1316；22D。MN350TJ（1316）418514MM,初选500MM；23502D按照公式算出初选模数S（27）2SMZD,105S校核S（28）3JMTK式中M齿轮大端的端面模数，MM；模数系数，取0304；。N3250TJM（0304）（97129）3250因此M10，符合条件。确定双级主减速器圆柱齿轮重要尺寸及其计算（圆柱齿轮副中心距A，齿宽B）（10511192）（29）A3JT（038041）A（210）B（10511192）（338383）MM,取350MM3250买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709857（038041）350（1331435）MM，取140MMB224主减速器螺旋锥齿轮几何参数的相关计算表21螺旋锥齿轮的几何尺寸计算及结果序号项目计算公式计算结果1主动锥齿轮齿数1Z92从动锥齿轮齿数2503端面模数M104（从）齿面宽；2D150F7755齿工作高HH1G16506齿全高M218657法向压力角22302258轴交角90909节圆直径；1ZD2M90；50010节锥角；211ZARCTN1290102；79811节锥距20SINDIA254112周节M顶高；2GH1270；380买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709858MKHA214齿根高；122H595；148515径向间隙GC21516齿根角；011AHARTN022RCT13；3417面锥角；2102136；81118根锥角；11R2289；76419外圆直径110COSHD；220115；501320节锥极点到齿轮外边轮廓的直线长度；101SINHD222478；41321理论弧齿厚；21STMK23136；82822齿侧间隙B0323螺旋角3524螺旋方向主动锥齿轮左旋，从买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709859、参考汽车车桥设计表316、3171H2AK225校核主减速器螺旋锥齿轮的强度齿轮的损坏形式及寿命齿轮的损坏形式最多的有齿轮轮齿折断、齿轮齿面粘结、齿轮齿面磨损和齿轮齿面点蚀及剥落等。汽车驱动桥锥齿轮所承受的载荷为交互变化的，其基本的破坏方式为疲劳，具体往往是在齿轮齿根的疲劳折断与因齿轮齿面点蚀而造成的剥落。在其运行寿命超过的前提下，往复次数已经大过材料的疲劳次数。所以，驱动桥中各齿轮的许KM20用的最大弯曲应力必须小于或等于。2M/N910表22汽车驱动桥齿轮的许用应力数值N/M单位齿长上的圆周力在主减速器中，锥齿轮齿面耐久性，往往利用齿轮上的单位齿长所受到的圆周力P粗略计算（211）FPP式中P齿轮所受到的的圆周力，依据发动机的最大转矩和最大附着力矩MAXET这两种负载情况演算；R2GF从动齿轮的齿面宽；6975MM动锥齿轮右旋25驱动齿轮小齿轮（26）螺旋方向从齿轮反面看过去，主动锥齿轮是顺时针旋转方向，而从动锥齿轮是相反方向计算负载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JT7002800980JM210917502109买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098510A凭借发动机的最大转矩，计算PMAXET（212）31G0NFDI2P式中变速器传动比，往往选择一挡或者直接挡，在这里取一挡传动比，即GI；421I1070；MAXETN；90D157FN/M817402579094123PB凭借驱动桥打滑的转矩，计算P（213）32R1NFDG式中汽车在满负载的前提下，单个驱动桥对地面施加的最大负载，2300000/2160000N；轮胎的附着指数，取085；车轮的滚动半径，047M；RM50D2M/N31602570481623P查表，凭借变速器一挡传动比，计算P时。而在目前的汽车设29计中，因为材料品质和加工工艺等制造的优化，可再增大2025。因此，1786N/MM。P故，从而主减速器锥齿轮的齿面耐久性达到设计标准。校核轮齿的弯曲强度在主减速器结构中，锥齿轮齿根的弯曲应力是买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098511（214）3WSVM0CW1JDBKT233250；J2N；628495073ITG01式中所计算齿轮的计算转矩；CT过载系数，取1；0K尺寸系数，16,08；S0MS250SS4MK）（取1；M质量系数，取1；VKB，D所设计的齿轮齿面的宽度和大端的节圆直径；所设计的齿轮轮齿弯曲应力综合指数，由图23可以查得031。WJWJ图23计算弯矩综合指数JM/N710539015701864W8422根据表22，主从动锥齿轮的700MPA。因此，轮齿弯曲强度满足要求。W校核齿轮的齿面接触强度买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098512在主减速器结构中，螺旋锥齿轮轮齿的齿面接触应力是（215）3JVFMS01PJ10BKT2DC式中钢对钢齿轮的综合弹性指数取；PC/26N2至于制造准确的齿轮齿面品质指数，取10；FK，B见式214；1DT0SKMV齿轮齿面接触强度的综合指数，由图24可以查到0137JJA3JMP51017580624903，因此，该螺旋锥齿轮的齿面接触强度达到设计的标准。AJJMP28图24计算齿轮齿面接触强度的综合指数226主减速器齿轮原料及其加工工艺汽车驱动桥中主减速器的使命是极为重要，其工作环境也是极其恶劣的。它与传动系统中的其他齿轮比较，主减速器锥齿轮具有负载大、变化频繁、冲击载荷较大，而且作用的时间较长的特点，让它们的工作环境变得更加严酷。所以，在传动系统中，主减速器锥齿轮的材质选择及加工工艺（热处理）须符合以下内容I弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度都须较高，齿面硬度也要较高，从而保障其工作耐久性，从而达到适应其工作条件的要求；买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098513II轮齿的芯部须有良好的韧性用来承受住冲击负载的作用，以防其在冲击负载的作用下，齿轮轮齿根部出现折断的症状；III钢材铸造性能、切削性能、毛坯成形方式和热处理性能应该满足设计要求，制造和加工工艺良好，热处理变形要小或者变形规律方便节制。从而提升产品品质、收缩生产时间、降低生产资本和提高正品率；IV选择齿轮材料的合金元素，也须符合我国目前状况。为了节省镍、铬等元素，选择采取锰、钒、钼、钛、硼、硅等合金元素。汽车主减速器采用的螺旋锥齿轮与差速器采用的普通行星齿轮，在我国而言，近年来均是由渗碳合金钢铸造而成。在主减速器中，锥齿轮的合金钢主要为、CRMNTI18、，在差速器中，锥齿轮的合金主要为、2CRNIMOSIN2WOV16I、等。为了减少镍、铬元素损耗的目的，目前我国设T0RCRM0计出的新原料有和。因此，本设计采用新型材料。BNTIVB20渗碳合金钢的好处体现在其外表硬度高（因为其表面含碳量高，往往在之间）、抗压性和耐久性也满足设计要求。除此外，芯部含碳量较低，从218而韧性好、耐冲击性好。所以，这种材质可以达到齿轮正常工作的设计要求。另外，钢自己的含碳量也较低，所以它们的铸造性能和加工工艺性均优良。要提高齿轮啮合条件，不让它们在工作初期就呈现出早期磨损、擦伤、胶合或者咬死的症状，锥齿轮要在其热处理和精加工之后再进行磷化处理（厚度大致是），也可以在其表面镀铜、镀锡。为了降低齿轮之间的摩擦指数，可M025对其渗硫处理，改善其润滑环境，提高其耐久性，从而防止齿面擦伤、咬合和胶合症状的发生。为了提高齿轮工作的寿命，再对其外表面作喷丸处理。227设计主减速器锥齿轮的轴承并校核其强度为了确定主减速器锥齿轮轴承上的负载，第一步要分析锥齿轮在啮合过程中的齿面作用力。施加于螺旋锥齿轮齿面上的力买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098514图25主减速器主动锥齿轮受力分析图25所示为螺旋锥齿轮主动小齿轮的受力简图。该主动锥齿轮的轮齿旋转方向为左旋，往齿轮反面看过去，主动锥齿轮是顺时针旋转方向。齿面法向力作用在TF齿面宽中央位置A处。可分为3个力A沿齿轮切线方向的圆周力F；B沿齿轮轴线方向的轴向力A；C垂直于齿轮轴线的径向力R。A齿面宽中央位置的圆周力（216）MDT2F式中施加于这个齿轮上的转矩，也就是施加于主减速器中主动锥齿轮的等T效转矩；D这个齿轮的齿面宽中央位置的节圆直径M对于圆锥齿轮（217）22MSINFD（218）211ZM743289SIN570D2M6431KN7F就螺旋锥齿轮副而言，施加于主动锥齿轮与从动锥齿轮上的圆周力大小一致，方向相反。B施加于齿轮轴上的轴向力与径向力（219）COSFF（220）COSFT（221）TANFSINFTN（222）TIFS买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098515所以，施加于齿轮轴上的轴向力和径向力就得以演算出来AR223）（COSINSTACOFSSINFN（224）（ITSICORSKN73021CO35IN210I5TAN3S49A）（4SICOSCO）（式216224参考汽车底盘设计计算出主减速器轴承的负载在锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力通过演算得出的前提下，凭借主减速器齿轮轴承的安置尺寸和型式（骑马式），能演算出主减速器轴承负载。图26主减速器轴承的安置尺寸（225）2MAAD50RBFA1R）（）（226）2BC）（）（I对于轴承A，根据上式已知，F394KN，A307KN，R147KN，A120MM，B70MM，C50MM，轴承A的径向力KN23763057147039120R2）（）（轴承A轴向力为08522B）（）（锥齿轮轴承型号的选定就轴承A而言，其仅受径向负载，故当量负载KN31RXQ买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098516该轴承应该具有的基本额定动负载（227）6HTPR10NLFC式中载荷系数，取15；PF温度系数，取1；T寿命系数，因为选取的是滚子轴承，所以；3/10轴承的预期寿命，取4000H；HLN轴承的计算转速；R/MIN184705326RV2AM；/INI201KN91801034641235C0R初步选择的圆柱滚子轴承2413。KN178R校核圆柱滚子轴承2413的使用寿命（228）N601QFCL6PTH）（H43251423576/H）（大修里程假设为100000KM，（229）9076532VSLAMH，满足要求。LHII就轴承B而言，于此不是一个轴承，却是两个轴承（即一对）。此时，要计算成对安装的轴承组的等效负载，径向动负载指数X和轴向动负载指数Y值按两列轴承选用，KN82RB439A买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098517，由机械设计中表187可查得X10，Y18，故E7318249RA。KN9348YX由于采用的是成对圆锥滚子轴承（230）CR71R由式227首选的一对圆锥滚子轴承32317。42CR由式228，校核H0371046935L63/H）（，满足要求。LH就从动齿轮的轴承、而言，其径向力的计算，由式223、224可得。已知CDF394KN，A147KN，R307KN，A450，B180，C270。III对于轴承C径向力KN617437150973190435R22）（）（轴向力A147KN，由机械设计中表187可查得X10，Y18，故E806174A。KN1471YXQ由式227首选的一对圆锥滚子轴承32312。2CR由式228，校核。H5602184605L3/H）（，满足要求。LHIV对于轴承DKN73427150267326043951R）（）（轴向力为0。KN7XQ由式227首选的一对圆锥滚子轴承32310。18CR由式228，校核。H7601460735L3/1H）（，满足要求。LH买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098518此小节计算内容和公式依据汽车车桥设计、机械设计指导、汽车底盘设计和汽车设计关于主减器的相关计算而来。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098519第三章差速器设计在驾驶汽车正常运行时，车轮相对于地面来说，一般作滚动和滑动运动。滑动又可以分成滑移和滑转这两种状态。为了顺应这几种状态，在左、右驱动车轮之间均装有差速器。因为左、右轮胎内气压的差异、轮胎表面损坏的程度不一及左、右车轮负载的不统一，使左、右车轮的滚动半径不统一；左、右两轮与路面状况接触的不统一，从而导致行使阻力不一致。假设驱动桥（中后桥）的左、右车轮由一根整体轴刚性联接，则两车轮的角速度必须是一致的，这时不管汽车是在弯道上运动，还是在直线上运动，都将会造成车轮在地表上的滑移或者滑转。此时，不仅会加重轮胎损坏、传动零件的损伤和能量的浪费，还会让转向变得繁重，操控稳定性和行驶通过性变差。为了消除由于左右车轮的不协调而带来的弊端，必须将驱动两侧车轮的整体轴断开（即半轴），并且在汽车左右车轮间装有轮间差速器，以满足汽车正常行驶的要求。差速器作为一个差速传动装置，用于在左、右半轴之间分别配以不同的转矩，从而保障两半轴以不一定相等的角速度旋转，从而确保在不同运动状况下的左右驱动车轮的功率传输，以防轮胎与地面间发生滑移或滑转的不良症状。根据差速器的结构型式的差异，可将其分为蜗轮式、齿轮式、牙嵌自由轮式与凸轮式等。目前，在汽车中使用最为普遍的是对称锥行星齿轮的差速器。31对称式圆锥行星齿轮差速器的工作原理图31差速器工作差速原理图差速器中各个元件的运动关系可用图31来表达。对称式锥齿轮差速器究其根本为行星齿轮装置。差速器壳3与主减速器从动锥齿轮6牢固联接，行星齿轮轴5与差速器壳3牢固联接在一起，因此便构成行星架，且其为主动架。假定其角速度为；0W买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098520半轴与半轴为从动件，假定它们的角速度为和。行星齿轮与两半轴齿轮的啮121W24合于A、B两处位置。行星齿轮的中央位置处是C点。因此，A、B、C三个位置到差速器转动轴线的最小直线长度都是R。在行星齿轮4只跟着行星架围绕差速器转动轴线旋转的前提下即公转，位于相同半径R上的A、B、C三个位置的圆周速度均一致，为。这时，差速器并无差速效果，R0W半轴和半轴的角速度与差速器壳3的角速度相等，即。1221当行星齿轮4除了绕差速器转动轴线公转之外，还围绕自己的轴5以角速度旋4W转时即自转，啮合点A的圆周速度为，啮合点B的圆周速度为RWR401。RWR402于是，便得到了两半轴齿轮节圆半径一致的普通对称式行星锥齿轮差速器的运动特征方程；将其用转速表示为。于是，可以下定半轴和半021021N1轴的转速和为差速器壳转速的两倍，却和行星齿轮的转速无关的结论。所以，在汽2车转弯行驶或者在其他导致两侧车轮转速不一致的状态下，均可凭借差速器行星齿轮的自转原理，从而使汽车两侧车轮在地面上以不同的转速做纯滚动运动。32差速器的构造形式的选定在驱动桥（中后桥）中选择差速器构造型式时，第一步应该先从所涉及汽车类型（重载汽车）及其使用前提下出发，所选取的差速器型式是否符合该重卡在指定条件下的行驶性能标准。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098521图32差速器结构形式框图差速器的构造型式多样，它的基本结构形式如图32所示。就重载汽车而言，行驶于公路之上，因为地面较为平坦，从而每个驱动车轮与地面的附着系数几乎一致，且附着良好。所以，本设计采取构造简易、运行平顺、铸造便利、各方面性能可靠的对称式圆锥行星齿轮作为差速器的一部分。33差速器的相关计算与确定331差速器齿轮的基本参数的选择行星齿轮数目N行星齿轮的数量N往往凭借承载状态来选取。普通轿车往往装上两个行星齿轮，而载货汽车和越野汽车基本上装上四个行星齿轮。因此，本节差速器设计选取四个齿轮作为行星齿轮。行星齿轮的球面半径BR行星齿轮的球面半径呈现的是差速器锥齿轮节锥距的多少和所能承受载荷的大小，能凭借经验公式进行计算（31）3JBTK式中行星齿轮的球面半径指数，在此取27；BK0352BM6872R3B行星齿轮的节锥距为0A（098099）（32）0BR（098099）83683MM选定行星齿轮齿数与半轴齿轮齿数1Z2Z要取较大的齿轮模数以使其具有足够大的强度，我们一般让行星齿轮的齿数尽可能的少，但往往是多于或者等于10。半轴齿轮的齿数确定为，除此之外，绝大2514部分汽车中后桥的差速器行星齿轮的齿数和半轴齿轮比例维持在之内。067差速器中的每个行星齿轮和左、右两半轴齿轮均是啮合的，所以，在选择差速器行星齿轮和半轴齿轮的齿数时，我们还要想到它们是怎样进行装配的。于所有对称式圆锥行星齿轮差速器中，行星齿轮数量N一定可以整除两半轴齿轮齿数之和买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098522，从而使行星齿轮可匀称地布局在半轴齿轮轴线周围，使其负载布局匀称，）（R2LZ不然，差速器会因为其载荷布局不均而安装失败。因此，符合的差速器行星齿轮的安装前提是（33）INZR2L式中、分别是左、右两半轴齿轮齿数，因为本设计选取的是对称式圆L2ZR锥行星齿轮作为差速器的一部分，所以；L2RZN行星齿轮数目，N4；I任意整数取10；18；满足以1Z2LR2Z02,518129418NZR2L上要求。选定行星齿轮与半轴齿轮的节锥角、和模数M12（34）21ARCTNZ（35）1290由34,35得291；6091锥齿轮大端端面模数M（36）2010SINZASI2取M8，则；。80D114D2压力角近年来，差速器在汽车上基本上采取压力角为的行星齿轮，齿高指数为0852的齿形。故取。52行星齿轮轴的直径和其安装深度L（37）1（37）LN0TC3买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098523式中差速器传递的扭矩，33250；0TMN支承面的许用挤压应力，去69MPA；CL行星齿轮的支承面中心位置至圆锥极点的最短直线长度。；2D50L；即L576MM22D80M64357691032L11436480MM332差速器齿轮的几何尺寸计算表31为汽车差速器的锥齿轮几何参数运算过程及结果。表中切向修正系数参考汽车车桥设计图47，在此取0050。表31汽车差速器直齿锥齿轮的几何参数计算用表序号项目计算公式计算结果（1）行星齿轮齿数10Z10（2）半轴齿轮齿数（1520）2118（3）模数10SINZA2M8（4）齿面宽B（02503）；01B25MM（5）工作齿高M6HG128MM（6）全齿高057814355MM（7）压力角225（8）轴交角90买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098524（9）节圆直径21MZD；80MM；144MM（10）节锥角；211ARCTN1290291；609（11）节锥距10SINDA822MM（12）周节T31416M251328MM（13）齿顶高；2G1HMZ3704212）（84MM；44MM（14）齿根高；11H78H22M59MM；99MM（15）径向间隙GHC1555MM（16）齿根角；011AARTN022HRCT58；31（17）面锥角；2102322；667（18）根锥角；1R1233；578买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098525333差速器齿轮的强度计算差速器的行星齿轮和半轴齿轮尽管总是啮合的，然而它们并不是总是相对转动的，只有当左、右两边车轮速度不一致时才会有相对转动的现象。然而，于汽车正常行驶过程中，该种状况往往不是很多。因此，这些齿轮齿面的接触疲劳破坏一般不会发生，主要是齿轮弯曲强度的破坏。这里我们只考虑弯曲强度计算。轮齿的弯曲应力为（38）32VMSW10NJDBKT2R2（19）外圆直径110COSHD22947MM；1483MM（20）节锥极点到齿轮外缘的最短直线长度；101SINH22D679MM；362MM（21）理论弧齿厚；21STMTANH2）（146MM；105MM（22）齿侧间隙B0250MM（23）弦齿厚；2D6S131232104MM；104MM（24）弦齿高11D4COSSH；22CS90MM；45MM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098526式中T半轴齿轮计算转矩，063325019950；JT60MNN行星齿轮数，N4；、半轴齿轮的齿面宽度及大端节圆直径，25MM、144MM；2BD尺寸系数，16,075SK10MS250SS4MK）（取1；M质量系数，取1；VJ综合系数，如图33，取J0260MPA296104265879023WPA980W综上，差速器行星锥齿轮达到弯曲强度校核的计算标准。图33弯曲计算综合系数J买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098527买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098528第四章驱动半轴设计驱动车轮的传动机构处在汽车中后桥中的最后一个环节，它的主要作用为将从差速器传来的转矩分别传递给左、右车轮。在一般的非断开式、具有整体桥壳的中后桥中，驱动车轮的传动机构最重要的部件便是半轴，差速器中行星齿轮相啮合的半轴齿轮和轮毂是靠半轴联接在一起的。41半轴型式的选择半轴的型式基本由其支承型式所确定。分成3种型式半浮式、3/4浮式和全浮式。半浮式半轴的支承轴承处于半轴套管外端的内孔中，直接和轴承内圈配合、支承。因此，半浮式半轴不仅要传递转矩，它的外端还要承受着路面对车轮的反作用力及其造成的所有力和力矩。这种半轴虽然构造简单，可是其所承受的负载较大，所以只用于总重量比较小的汽车上，比如轿车和轻型货车、客车。3/4浮式半轴外端只有一个安装在驱动半轴套管一头的圆锥滚子轴承，该圆锥滚子轴承支承着半轴法兰固定联结在半轴套筒上的轮毂。因此，车轮轮毂对地面的作用反力直接作用在该轴承上。这种半轴的受力状况与半浮式半轴很像，但其所受力略微变化（半轴此时不受剪力作用）。故往往被总重量较小的汽车应用。全浮式半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂固定联结，一对圆锥滚子轴承支承着在半轴套管上的轮毂。该半轴在原理上只受转矩作用，而驱动桥壳承受所有作用于驱动轮上的其他反作用力和弯矩。然而，因为桥壳的变形，会造成半轴的弯曲变形，从而产生弯曲应力，其值大约是570MPA。因此，全浮式半轴基本应用在总重量比较大的中、重型货车之中。纵观以上几点，本设计采取全浮式型式半轴。42半轴的设计与计算421计算全浮式半轴所承受的转矩在原理上，全浮式半轴只受转矩的作用，故其计算公式为（41）RR2RL2XT买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098529式中、纵向力L2XR、的值，可凭借下列途径演算，然后选择这两个数值中的最小值。凭借最大附着力，计算其所受纵向力（42）2GMXRL2式中汽车在加速和减速状态时，就中后驱动桥而言，质量的转移系数可取M。故取13；412汽车在满负载的前提下，单个驱动桥对地面施加的最大负载，G320000/2160000N；附着系数，在此取08；N832021603XR2L凭借发动机的最大转矩和传动系一挡传动比，计算其所受纵向力MAXETTLI（43）RTLAXER2L/I式中差速器的转矩分配指数，就普通圆锥行星齿轮而言，取；60传动系一档传动比，；TLI427165II10TL传动系的传动效率，在此取09N8/94276XR2L由得，T39104N8302M422初步确定全浮式半轴的杆部直径尺寸（205218）（44）331960TD3TD（205218）700MM3104423校核全浮式半轴的强度半轴扭转应力买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098530（45）310D6TMPA5871943半轴的扭转切应力最佳是，所以该半轴扭转应力符合强度要求。PA580半轴扭转角（46）IGLTP式中L半轴长度，取后轮距1800MM的一半，即900MM；G材料的切变模量，206；半轴断面的极惯性矩，23571762；PI32DI4P4角宜为，所以符合要求。15643花键的设计计算半轴杆部直径较大且外端凸缘较大，所以采取两头用花键联结的型式。半轴的杆部直径往往不大于其花键底径，这样让半轴各个部分主体上符合其等强度的要求。所以半轴花键内径选取。M70DB凭借键与花键，在此确定使用溅开式花键，其模数。52M（Z15）（47）B所以Z30；查表得半轴花键外径；相配花键孔内径70MM；257DAD花键齿宽；工作长度3950BM10LP在对半轴在承受最大转矩的前提下进行运算时，还要对其花键的剪切应力和挤压应力进行校核。半轴花键剪切应力S（48）BLZ4DD10TPAB3S买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098531式中全浮式半轴所承受的最大转矩，TM39104NT载荷分布的不均匀系数，取075MPA67059317042573SPAS所以，其剪切应力符合强度要求。半轴花键挤压应力C（49）PAB3CLZ2DD410TMPA6175013750279CPA6C所以，其挤压应力符合强度要求。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098532第五章驱动桥壳的设计桥壳是该重卡中后桥的基本部件之一。非断开式驱动桥的桥壳既支承着汽车的负载，又承受着地面对车轮的反作用力、反作用力距和弯矩。综上，桥壳是一个集承载和传力于一身的载体。不仅如此，它内部还装配着主减速器、差速器和驱动半轴这些构件。在汽车正常行驶过程中，桥壳承受沉重的负载，当其通过凹凸不平的路面时，导致车轮和地面形成冲击负载，此时，桥壳会更加容易变形与折断。所以，桥壳设计需满足强度和刚度应该符合要求，使主减速器齿轮能正常啮合，并且不会让半轴承受额外的弯曲应力；在符合强度和刚度的前提下，尽可能减轻汽车的非簧重量，从而减小其动负载，以达到符合行驶的平稳性的要求；为了提高其通过性的要求，往往会使汽车拥有较大的离地间隙；构造简单、制造和加工工艺性优良、生产其所消耗的费用较低；使装配其中的传动系统各个零件的工作正常与阻挡脏物进入；为了让主减速器的拆装，调整，维修和调养便利，其构造要符合设计要求。51驱动桥壳的型式选择桥壳的构造型式基本上能分为3种可分式、整体式与组合式。可分式桥壳可分式桥壳被一个成90夹角的接合面分为左、右两边，之后其通过螺栓联接成为一整体。锻造壳体和一个半轴套管成为每边的主要成分，半轴套管和壳体刚性连接。此桥壳构造简单，方便锻造和进一步加工，主减速器支承刚度也满足要求。不过要想拆下主减速