东风EQ1080S9BDE轻型货车非断开式驱动桥设计.doc
【JX17-08】东风EQ1080S9BDE轻型货车非断开式驱动桥设计（二维+论文）
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JX17-08
轻型货车非断开式驱动桥设计
载货汽车非断开式驱动桥设计
非断开式驱动桥
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【JX17-08】东风EQ1080S9BDE轻型货车非断开式驱动桥设计（二维+论文）,JX17-08,轻型货车非断开式驱动桥设计,载货汽车非断开式驱动桥设计,非断开式驱动桥
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摘要随着汽车电子技术的高速发展，轻型货车在人们的生活中扮演着重要的角色，而驱动桥一直是汽车的四大总成之一，它对整车性能起着关键性的作用。如今提高驱动桥的可靠性和高效性已经成为驱动桥发展的重要趋势，所以本题设计一款高效可靠、结构简单的轻型货车驱动桥，很大程度上降低汽车生产的成本，又推动汽车经济的发展，满足车辆高速、高效益的需要。本文设计参照传统设计方法以及参考相同类型车型确定轻型货车总体参数，接着确定驱动桥主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳的类型，并且完成主减速器设计、差速器设计、半轴设计、驱动桥壳设计的相关计算及强度校核，使轻型货车驱动桥的设计结构合理，符合汽车的日常生产。关键词：轻型货车；驱动桥；主减速器；差速器；半轴；驱动桥壳 ABSTRACT With the rapid development of automotive electronic technology, light truck plays an important role in peoples lives, and the drive axle has been one of the four major assembly, which plays a key role in the vehicle performance. Now to improve the reliability and efficiency of the drive axle drive axle has become an important trend of development, so the design of light truck of a high reliability and simple structure of the driving axle, reduces the automobile production cost to a great extent, and promote the development of the automobile economy, meet the vehicle high speed and high efficiency of the need. In order to made the light truck design of drive axle structure reasonabled, and accord with the daily production of vehicles,in this paper,the design reference to the traditional design method, and reference the same type models determine the overall parameters of light truck ， then determine the drive axle main reducer differential axle and drive axle housing type, and the completion of the main reducer design, design of the differential, half shaft design, drive axle housing design calculation and strength check.Keywords: Pickup truck; Drive axle; Main reducer; Differential; Axle; Drive Axle housing 目录摘要1ABSTRACT2第1章 绪 论51.1概述5第2章 驱动桥的总体方案确定92.1驱动桥设计要求92.2驱动桥类型的选择92.3主要设计参数102.4主减速器结构方案的确定102.4.1主减速比的计算102.4.2主减速器齿轮的类型112.4.3主减速器的减速形式132.4.4主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择142.4.5从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择152.5差速器结构方案的确定152.6半轴形式的确定162.7桥壳的形式的确定172.8本章小结18第3章 主减速器设计193.1概述193.2主减速器锥齿轮设计193.2.1主减速器齿轮计算载荷的确定193.2.2主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算213.3主减速器锥齿轮的强度计算253.4主减速器的轴承计算283.4.1 作用在主减速器主动齿轮上的力293.4.2 主减速器轴承载荷的计算313.5主减速器齿轮材料及热处理323.6本章小结33第4章 差速器的设计344.1概述344.2圆锥齿轮差速器齿轮设计344.2.1行星齿轮球面半径的确定344.2.2行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择354.2.3 压力角364.3圆锥齿轮差速器齿轮强度计算384.4本章小结40第5章 半轴设计415.1概述415.2全浮式半轴的计算载荷的确定415.3全浮半轴杆部直径的初选425.4全浮半轴强度计算435.5全浮式半轴花键强度计算435.4本章小结45第6章 驱动桥桥壳设计466.1概述466.2桥壳的受力分析及强度计算466.2.1桥壳的弯曲应力计算466.2.2 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算476.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算486.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算506.3 本章小结51结 论52参考文献53致谢54第1章 绪 论1.1概述随着科技的进步以及汽车电子技术的高速发展，汽车已经融入人们的生活，充当大家生活中一个重要的角色，其中轻型货车就占了汽车家族不小的比重，在汽车市场有着不容小觑的额地位，它的发展必将极大地推动汽车行业以及科技的发展。 驱动桥作为汽车四个重要组成部分中的一个，在汽车性能方面有着不可替代的功能。共分四个部分与发动机扭矩通过万向传动装置传来的主减速器、差速器、半轴的驱动车轮，降低转速，增大扭矩；锥齿轮改变转矩通过主减速器通过微分作用的转移方向，通过主减速器对锥齿轮副的方向进行改变，通过差动传动来实现轮毂两侧的差动动作，保证内轮以不同的速度达到。汽车驱动桥的功能已然明显，其性能直接影响汽车的整体质量。现在的社会是高速度、高效益的发展，假设能设计出具有结构简单、高效、可靠的优点，并且成本低的驱动桥，汽车行业的技术会有众多的好处。所以轻型卡车配置驱动桥已成为未来汽车产业的发展方向，因此，本次驱动桥设计有着符合现实的意义。随着近几年来国内外经济的快速发展，在我国公路条件的改善以及国内外市场对汽车装备需求的不断增加的同时，汽车装备产品在技术等方面上也提出更高的要求。驱动桥是汽车的重要组成装备，其作用是改变动力传递方向，降低转速等，而怎样设计出一款新颖的驱动桥仍是汽车行业研究的主方向。目前我国在驱动桥的生产上跟国外的差距还是有一定的差距，主要表现在国内生产的驱动桥产品开发能力弱，缺乏自主创新能力，大多数产品还是依赖国外同类产品的模仿，而国外在驱动桥的研究设计及生产上已经取得成熟的成果。为了适应当今汽车市场的新发展趋势，全面提高国内汽车驱动桥产品的国际竞争力，则要求在座的汽车行业成员们要提高技术创新能力，积极开发属于中国的产品。为了适应未来的发展需要，提高运输效率，驱动桥的研究设计成为汽车产业的主流。但目前我国的驱动桥的研究设计与世界先进驱动桥设计技术仍有一定的差距。我国驱动桥企业需要存在技术含量低，开发模式落后，技术创新力不够，计算机辅助设计应用少等问题。目前我国驱动桥发展趋势有驱动桥效率两极分化，转向驱动桥制造专业化，零件部标注化，部件通用化，产业系列化及产品人性化等。虽然我国驱动桥的发展任重而道远，但我们应保持看清现状，展望未来。需要我们企业具备自主研发能力，建立研发体系，突破关键技术，关键部件的制造，形成具有自我竞争力的独特优势。国外的驱动桥非常值得我们学习，他们在驱动桥方面的造诣很深，值得我们敬佩。驱动桥本身有很多小的部件构成，如果能更进一步加深理解它，那从制造到使用都会有很多的改变。国外的研究发展就是朝着这个方向，他们投资大量的资金研究驱动桥的每一个部分，这样每一个小的改变都会变成大的改变，让汽车变好的为我们服务。不得不说，驱动桥的研究很大程度上提高了汽车科技的发展，让我们看得更远，想的更多，对以后的生活也有了更多的憧憬。1.2驱动桥的结构和分类1.2.1驱动桥的结构驱动桥处于传动系的末端，一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成1 ,如图1.1所示。1半轴 2圆锥滚子轴承 3支承螺栓 4主减速器从动锥齿轮 5油封6主减速器主动锥齿轮 7弹簧座 8垫圈 9轮毂 10调整螺母 图1.1 驱动桥1.2.2驱动桥的分类 驱动桥总成的结构型式，按其总体布置来说共有两种，即断开式驱动桥和非断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时应选用非断开式驱动桥，而当驱动车轮采用独立悬架时，则应选用断开式驱动桥。因此前者又称为非独立悬架驱动桥，后者又称为独立悬架驱动桥。 整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接，由于半轴套管与主减速器壳是刚性地连成一体的，因而两侧的半轴和驱动轮不可能在横向平面内作相对运动，所以称这种驱动桥为非断开式驱动桥，亦称为整体式驱动桥1,如下图1.2所示1-后桥壳 2-差速器 3-差速器行星齿轮 4-差速器半轴齿轮 5-半轴 6-主减速器从动齿轮圈 7-主减速器主动小齿轮 图1.2 非断开式驱动桥示意图驱动桥另一大类是断开式驱动桥，它的特点是没有连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或粱，主减速器、差速器及其壳体安装在车架或车身上，通过万向传动装置驱动车轮；两侧的驱动车轮经独立悬架与车架或车身作弹性连接，因此可以彼此独立地相对于车架或车身上下摆动2，如下图1.3所示。 1- 主减速器；2-半轴；3-弹性元件；4-减振器；5-车轮；6-摆臂；7-摆臂轴图1.3 断开式驱动桥结构图1.3设计的主要内容 1驱动桥结构和布置方案确定。 2驱动桥零件参数确定及校核； （1）完成主减速器参数选择和计算； （2）完成差速器的设计和计算； （3）完成半轴的设计和计算； （4）完成驱动桥壳的受力分析及强度计算。 3.完成驱动桥装配图和主要部分零件图。第2章 驱动桥的总体方案确定2.1驱动桥设计要求 1、选择适当的主减速比。 2、外廓尺寸小，以满足通过性。 3、齿轮工作平稳，噪声小。 4在各种载荷下有高传动效率。 5具有足够的强度和刚度，尽可能降低质量， 6、与悬架导向机构运动协调。 7、结构简单，制造容易，调整方便。2.2驱动桥类型的选择断开式驱动桥可以减少汽车簧下质量，这是它的一大特点。因此会提高汽车行驶平顺性，比较适合重型汽车。但是其结构相当复杂，零件制造难度大，生产耗时久且花费高，并不适合大量投资于汽车市场。非断开式驱动桥大量的使用于各种载货车，可以优化其载质量和通过性。非断开式驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁，主减速器、差速器和半轴等所有传动件都装载其中，驱动桥、驱动车轮均属于簧下质量 2。非断开式驱动桥的优点显而易见，成本低并且工作效率高，所以在汽车行业上被大量的采用，深受人们的喜爱和欢迎。综上所述，如今科技都是向简单高效发展，非断开式驱动桥有着结构简单、造价低廉、工作可靠、传动效率高等优点， 使用于轻型货车上会更加合适当今社会的发展，所以选择非断开式驱动桥作为最终的设计方案。2.3主要设计参数本次设计针对东风EQ1080S9BDE型载货汽车，主要参数如下表2-1所示。 表2-1东风轻型货车主要参数序号项目数据单位1车身长度6955mm2车身宽度2090mm3车身高度2300mm4总质量7650kg5额定质量4495kg6最大功率/转速90/3000kw/rpm7最大转矩/转速230/2200N.m/rpm8轴距3800mm9前轮距1569mm10后轮距1530mm 11排量3.9L12最高车速90Km/h2.4主减速器结构方案的确定2.4.1主减速比的计算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Pmax及其转速np的情况下，所选择i0的值可以保证这些车有尽量最高车速vmax。这时i0值应按下式来确定3：=0.377 （2.1） 式中：车轮的滚动半径，=0. 5m 变速器最高档传动比1.0（为直接档）。 最大功率转速3200 r/min 最大车速90km/h其他的汽车，为了得到足够的功率使最高车速略微降低，一般选得比最小值大10%25%，即按下式选择：=（0.3770.472） （2.2）经计算初步确定=6.16结果求得的应与同类汽车的主减速比进行对比，并考虑到主、从动主减速齿轮可能的齿数对予以校正并最后确定。2.4.2主减速器齿轮的类型 主减速器齿轮的传动方式有4种，如下图2.1所示。 图2.1 主减速器齿轮传动形式(a)弧齿锥齿轮传动 （b）双曲面齿轮传动 （c）圆柱齿轮传动 （4）蜗杆传在如今的汽车市场中，人们更加偏向螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。这两种齿轮的类型，被广泛应用于驱动桥的设计和生产，螺旋锥齿轮如图2.2（a）所示主，双曲面齿轮如图2.2（b）所示(a) 螺旋锥齿轮 (b) 双曲面齿轮图2.2 螺旋锥齿轮和双曲面齿轮 双曲面齿轮传动和弧齿轮传动各有千秋，表2-2为两者的对比表2-2 双曲面齿轮传动对比弧齿锥齿轮双曲面齿轮传动对比弧齿锥齿轮传动优点 缺点尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。传动比一定时，如果主、从动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。当传动比一定，主、从动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。工作过程中，双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油由于螺旋锥齿轮可以支撑大的载荷，运行稳定可靠，所以本设计采用螺旋锥齿轮。2.4.3主减速器的减速形式主减速器的分类如下图2.3所示。 图2.3 主减速器分类 如今汽车已经得到很多改善，并且汽车市场逐渐走向简单高效益的道路，大量货车都不需要采用复杂的结构来提高车子的性能。另一方面，对于轿车和一般轻型货车，单级主减速器是最好的选择，它具有结构简单、制造成本低，体积和质量较小，传动效率高的优势。双极主减速器尺寸和质量都大，并且结构复杂，制造工艺要求高，一般应用于总质量较大的汽车上。本次设计货车主减速比i0小于7，所以采用单级主减速器。 2.4.4主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择如今主减速器主动锥齿轮的支承形式分别为：悬臂式 悬臂式支承结构如图2.4所示，在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承；为了减小悬臂长度a和增加两端的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外2。这种支撑形式结构简单，但是支撑刚度不理想，不适用于大型卡车或者重型货车。 图2.4 锥齿轮悬臂式支承 图2.5 主动锥齿轮跨置式支承 跨置式 跨置式支承结构如图2.5所示，在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善2。这种支撑形式可以传递巨大的转矩，大型的车辆优先选择。 综上主动锥齿轮采用悬臂式支撑结构（圆锥滚子轴承）。2.4.5从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的支撑方式如下图2.6所示。它基本使用圆锥滚子轴承支承。在安装的时候，要注意圆锥滚子大端要面向里，这样会缩短c+d的距离。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上，从动齿轮节圆直径较大时采用螺栓和差速器壳固定在一起4。 图2.6 从动锥齿轮支承形式 综上从动锥齿轮采用跨置式支撑结构（圆锥滚子轴承）。2.5差速器结构方案的确定 大家都知道，在同等的时间内，汽车转弯时内外两车轮走过的路程是不一样的。然而两个车轮又固定在同一根轴上，两者的角速度一样，这样车轮的滑移是无法避免的。就算是汽车直线行走，路面也不是光滑的，车轮也会有各种误差，角速度相同的情况下，滑动是不可避免的。这时候，差速器就能解决这个问题，这也是它的功能所在。差速器的分类如下图2.7所示。 图2.7 差速器分类本设计差速器结构形式是选择普通锥齿轮式差速器。2.6半轴形式的确定半轴根据其车轮端的支撑方式不同，可按表2-3进行分类。 表2-3 半轴形式的分类半浮式3/4浮式全浮式结构特点半轴外端的支撑轴承位于半轴套管外端的内孔中，车轮装在半轴上。这种结构简单，所受载荷较大，只用于乘用车和总质量较小的商用车上。 半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴半轴套管的端部，直接支撑于车轮轮毂。一般用在乘用车和总质量较小的商用车上。半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相连，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支撑在驱动桥壳的半轴套管上。主要应用于总质量较大的商用车上。全浮式半轴工作稳定，是轻型车辆的热衷产品，故本设计采用此种半轴。2.7桥壳的形式的确定桥壳的分类如下表2-4所示 表2-4 桥壳的分类可分式整体式组合式结构特点 由一个垂直接合面分为左右两部分，两部分通过螺栓连接成一体。这种桥壳结构简单，制造工艺好，主减速器支撑刚度好，但拆装调整很不方便。整个桥壳是一根空心梁，桥壳和减速器壳为两体。强度、刚度较大，易拆装和调整方便。将主减速器壳与部分桥壳铸为一体，而后用无缝钢管分别压入壳体两端，两者用塞焊或销钉固定。刚度较好，但要求较高的加工精度。整体式桥壳又可以分为铸造式、钢板冲压焊接式、和扩张成形式。铸造式桥壳强度和刚度都很完善，并且易拆装和调整，受到市场的好评。此次设计采用的桥壳为整体式铸造式桥壳。2.8本章小结本章开始确定主减速比，然后确定其他部件结构。一步一步的确定主减速器、差速器、半轴、桥壳的选择。最终确定了驱动桥各总部分结构组成。第3章 主减速器设计3.1概述主减速器一直是汽车市场的一个重要产品，它对汽车来说是不可或缺的一部分。对于轿车和一般轻型货车，单级主减速器（图3.1）是最好的选择，它具有结构简单、制造成本低，体积和质量较小，传动效率高的优势。双极主减速器（图3.2）尺寸和质量都大，并且结构复杂，制造工艺要求高，一般应用于总质量较大的汽车上。图3.1单级主减速器 图3.2双极主减速器3.2主减速器锥齿轮设计3.2.1主减速器齿轮计算载荷的确定1、 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩/n （3.1）式中： 发动机最大转矩230； 由发动机到主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比 =6.164.69=28.8904 变速器传动比=4.69；上述传动部分的效率，取=0.96； 超载系数，取=1.0； n驱动桥数目1。 =230 28.8904 1 0.96/1=6379.00322、按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （3.2）式中： 汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷N；但后桥来说还应考虑到汽车加速时负腷增大量，可初取：=9.8=76509.8=74970N 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；车轮滚动半径，0.5m；分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和传动比，分别取0.96和1。= 33189.8 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，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。由式（3.1），式（3.2）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依据。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，而矿用车和越野车在高负荷低车速条件下工作，对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主减速器的平均计算转矩。3、 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩= （3.3）式中：汽车满载总重N, =76509.8=74970N；所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取=0； 道路滚动阻力系数，初取 =0.015； 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。初取=0.05； 汽车性能系数 （3.4）当 =62.3316时，取=0。= 2031 3.2.2主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算（1）齿数的选择根据主减速比确定：对于单级主减速器，当较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数z1取小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。.当6时，z1的最小取值可取5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，z1最好大于5；.当较小（3.55）时，z1可取为512，但这时常会因为主、从齿轮齿数太多，尺寸太大而不能保证所要求的离地间隙；.为了磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数；.为了得到理想的齿面重叠系数，z1与z2之和应不小于40；由于主减速器的传动比为5.1428，先定主动齿轮齿数z1=7，从动齿轮齿数z2=38。（2）节圆直径的选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式3.1，式3.2并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： mm 取=268mm （3.5）式中：d2从动锥齿轮的节圆直径，mm； Kd2直径系数，取K d2=1316； 计算转矩；取Tce与Tcs中较小者：（3）齿轮端面模数的选择 选定后，可按式算出从动齿轮大端模数，并用下式校核 取=7mm式中：模数系数，取=0.30.4；计算转矩，取。（4）圆锥齿轮从动齿轮的齿宽F为其节锥距的0.3倍。对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用：F=0.155=41.23mm，可初取F=41mm。一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取=455）螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。（6）螺旋角的选择格里森制推荐公式：。式中：z1 ，z2 主、从动齿轮齿数； E双曲面齿轮的偏移距，mm；对螺旋锥齿轮取E=0。 在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35（7）主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。表3.1 齿轮的几何尺寸计算用表序号项 目计算公式计算结果1主动齿轮齿数62从动齿轮齿数373模数74齿面宽=41mm=45mm5工作齿高9.17mm6全齿高=10.108mm7法向压力角=208轴交角 =909节圆直径=42mm=259mm10节锥角arctan=90-=9.21=80.7911节锥距A= =A=131.19mm12周节t=3.1416 t=21.99mm13齿顶高=7.595mm=1.575mm14齿根高=2.513mm=8.533mm15径向间隙c=c=0.938mm16齿根角=1.10=3.7217面锥角；=12.93=81.8918根锥角=8.11=79.6919外圆直径=79mm=259.5mm20节锥顶点止齿轮外缘距离=128.28mm=19.44mm21理论弧齿厚=16.39mm=5.6mm22齿侧间隙B=0.1780.2280.2mm23螺旋角=353.3主减速器锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。 螺旋锥齿轮的强度计算：（1）主减速器螺旋锥齿轮的强度计算单位齿长上的圆周力按发动机最大转矩计算时： （3.6）式中：发动机输出的最大转矩，在此取230； 变速器的传动比； 主动齿轮节圆直径，在此取42mm.；按上式计算一档时：861 Nmm直接档时：Nm。按最大附着力矩计算时： （3.7）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取58800N； 轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； 轮胎的滚动半径，在此取0. 5m；按上式=1838.13 Nmm。虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有861N/mm可知，校核成功。轮齿的弯曲强度计算。汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为 （3.8）式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa； T齿轮的计算转矩，； 超载系数，一般取1； 尺寸系数，0.720； 载荷分配系数，悬臂式结构，=1.25；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取Kv =1； 所计算的齿轮齿面宽；B=41mm； z计算齿轮的齿数； 齿轮端面模数；=7； 齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.03。图3.1 弯曲计算用综合系数J对于主动锥齿轮， T=1107.79 ；从动锥齿轮，T=6835.08 ；将各参数代入式（3.8），有： 主动锥齿轮， =548.34MPa；从动锥齿轮，=540.61MPa；主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。按计算：主动锥齿轮弯曲应力=153.31Nmm210Nmm从动锥齿轮弯曲应力=153.39 Nmm210Nmm综上所述由表3.2，计算的齿轮满足弯曲强度的要求。（2）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（MPa）为： （3.9）式中：主动齿轮最大转矩，； 主动齿轮工作转矩，； 主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；d1=42mm 齿面质量系数，一般情况下，对于制造精确的齿轮可取=1.0； 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6 /mm； 尺寸系数，它考虑齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情 况下，可取=1； 、选择同式（3.8） 计算齿轮的齿面宽，B=41mm； 齿面接触强度的综合系数，取0.154，见图3.2所示； 图3.2 接触强度计算综合系数J齿轮的平均齿面接触强度：=1641.02MPa =1750MPa 齿轮的最大齿面接触强度：=2711.39MPa =2800MPa，故符合要求、校核合理。3.4主减速器的轴承计算轴承起到了连接的作用，平时收到很大载荷力的影响。轴承寿命变短的主要因素是工作条件不理想。在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。3.4.1 作用在主减速器主动齿轮上的力如图3.3所示锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 图3.3 主动锥齿轮工作时受力情况为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算10： (3.10)式中：发动机最大转矩，在此取201Nm； ，变速器在各挡的使用率，可参考表3.4选取0.5，2，5，15，77.5； ，变速器各挡的传动比4.71，3.82，2.88，1.59，1； ，变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表3.4选取50，60，70，70，60。 式中：发动机最大转矩，；汽车总重。经计算=228.56 Nm齿面宽中点的圆周力P为：=12873N （3.11）式中：T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩； 该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。对于螺旋锥齿轮 所以：35.51mm =219mm； 从动齿轮的节锥角80.79。表3.2 圆锥齿轮轴向力与径向力主动齿轮轴向力径向力螺旋方向旋转方向右左顺时针反时针右左反时针顺时针主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：=9763 N （3.12）= 7026 N （3.13）从动齿轮的螺旋方向为右：旋转方向为逆时针： =7026（N） （3.14） =9763（N） （3.15）式中：齿廓表面的法向压力角20； 主动齿轮的节锥角9.21；从动齿轮的节锥角80.79。3.4.2 主减速器轴承载荷的计算轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已初步确定，计算出齿轮的轴向力、径向力圆周力后，则可计算出轴承的径向载荷。对于采用悬臂式的主动锥齿轮和跨置式的从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图3.4所示 图3.4 主减速器轴承的布置尺寸轴承A，B的径向载荷分别为= （3.16） （3.17）式中：已知=12873N，=7026N，=9763N , 35.51mm, a=30mm，b=60mm，c=150mm。所以，轴承A的径向力=5191.72 N 轴承B的径向力=13310.14 N悬臂式支撑的主动齿轮a=30，b=60，c=150式中：，轴承A、B的径向载荷 齿面宽中点处的圆周力； 主动齿轮的轴向力； 主动齿轮的径向力； 主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。3.5主减速器齿轮材料及热处理在工作的时候，驱动桥齿轮高速运转，产生的载荷大，过程时间长。长期如此，齿轮很容易损坏。因此对齿轮的要求很高，因此材料热处力要满足以下几点：1、要较高的疲劳弯曲强度。2、要较高的表面接触疲劳强度。3、齿轮应有韧性避免折断。4、钢材的锻造、切削性能要好。5、提高质量，缩短时间。6、齿轮基本使用渗碳合金制造。7、渗碳、直接淬火、 回火后，齿轮表面硬度应达到5864HRC。对渗碳深度有如下的规定：当端面模数m5，为0.91.3mm 当端面模数m58，为1.01.4mm3.6本章小结本章确定了主减速器的参数，接着对主减速器齿轮计算载荷的计算、齿轮参数的选择，螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算并对主减速器齿轮的材料及热处理，主减速器的润滑等做了合理的选择和相关的计算。 第4章 差速器的设计4.1概述对称锥齿轮式差速器（图4.1）是汽车市场最受欢迎的差速器，大家在购买配件时总是能第一时间想到它的存在。由于其制造工艺不复杂，运行效率高，结构简单，所以一直在差速器中处于居高不下的地位。 图4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器4.2圆锥齿轮差速器齿轮设计齿轮数目选择：4个行星齿轮。4.2.1行星齿轮球面半径的确定锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定12： =47.44456.744mm （4.1）取=49m式中：行星齿轮球面半径系数，2.53.0于有2个行星轮的轿车以及所有的越野汽车和矿用汽车取大值，取3.0。确定后，即根据下式预选其节锥距： =（0.980.99）=47.0447.52mm （4.2）取48mm4.2.2行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到较大的模数使齿轮有较高的强度，行星齿轮的齿数要尽量少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。取=10，=20。 在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否则将不能安装，即应满足： = =10 （4.3）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角： (4.4)式中：行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： =4.36 （4.5）取标准模数5；式中：在前面已初步确定。 算出模数后，节圆直径d即可由下式求得： ； （4.6）4.2.3 压力角 目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且再小齿轮齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。行星齿轮安装孔与行星齿轮名义直径相同，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，如图4.2所示。 图4.2安装孔直径及其深度L =26（mm） =23.72 mm （4.7）式中：差速器传递的转矩6835.08； n行星齿轮数4； 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm. ，是半轴齿轮齿面宽中点处的直径， 支承面的许用挤压应力，取为69MPa.。表4.1为汽车差速器用锥齿轮的几何尺寸计算步骤，表中计算用的弧齿厚系数见图4.3。表4.1 汽车差速器锥齿轮的几何尺寸计算表序号项 目计算公式及结果1行星齿轮齿数2半轴齿轮齿数3模数4齿面宽=13mm5齿工作高=1.6m=8mm6齿全高h=1.788m+0.051=8.991mm7压力角8轴交角9节圆直径10节锥角11节锥距A=56mm12周节t=3.1416m=15.708mm13齿顶高5.926mm2.874mm14齿根高mmmm15径向间隙16齿根角17面锥角18根锥角19外圆直径mmmm20节锥顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚mmmm22齿侧间隙4.3圆锥齿轮差速器齿轮强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，因为行星齿轮在差速器的工作中相当于等臂推力杆的作用，仅在左/右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴齿轮之间有相对滚动的缘故。 汽车差速器齿轮的弯曲应力为 （4.8）式中：T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，； （4.9） =1025.262； =286.65；n差速器行星齿轮数目4；半轴齿轮齿数20；超载系数1.0；质量系数1.0；尺寸系数=0.67；载荷分配系数1.1；F齿面宽13mm；m模数5mm；J计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.224，见图4.4。 图4.3 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿系数） 图4.4 弯曲计算用综合系数J 以计算得：=319 MPa=980 MPa以计算得：=89.31MPa=210Mpa所以综上所述差速器齿轮强度满足要求。4.4本章小结本章对对称式圆锥行星齿轮差速器的基本参数进行了必要的设计计算，对差速器齿轮的几何尺寸及强度进行了计算，最终确定了所设计差速器的各个参数，取得机械设计、机械制造的标准值并满足了强度计算和校核。第5章 半轴设计5.1概述非断开式驱动桥的半轴，根据支承型式分为类如图5.1所示。 图5.1 （a）半浮式 （b）3/4浮式 （c）全浮式每种形式都有各自的特点，通过上面的方案确定，本次设计采用全浮式半轴。5.2全浮式半轴的计算载荷的确定半轴的主要尺寸是它的直径，设计计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴计算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（=），附着系数取0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z21，侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数1在计算中取1.0，没有纵向力作用；（3）垂向力最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。全浮式半轴在上述第一种工况下 纵向力应按最大附着力计算，即 =15288N （5.1）式中：汽车加速和减速时的质量转移系数，对于后驱动桥可取1.3； 轮胎与的地面的附着系数0.8； 对于驱动车轮来说，当按发动机最大转矩及传动系最低档传动比计算所得的纵向力小于按最大附着力所决定的纵向力时，则按下式计算，即 或=7689.28N （5.2）式中：差速器的转矩分配系数0.6； 发动机最大转矩245； 传动系最低档传动比29.06； 汽车传动效率0.9； 轮胎滚动半径0.5m。取两者的较小值，所以7689.28N转矩为： 3844.64 （5.3） 图5.1 全浮式半轴支承示意图5.3全浮半轴杆部直径的初选设计时，半浮式半轴杆部直径的初步选择可按下式进行： =32.1134.15mm取d=33mm （5.4）式中：d半轴杆部直径mm； T半轴的计算转矩，3844.64； 半轴转矩许用应力，MPa。因半轴材料取40Cr，为784MPa 左右，考虑安全系数在1.31.6之间，可取=490588MPa。 5.4全浮半轴强度计算半轴的扭转应力可由下式= （5.5）式中：半轴扭转应力，MPa； T半轴的计算转矩3844.64； d半轴杆部直径33mm； 半轴的扭转许用应力，取=490588MPa。=545.14，强度满足要求。半轴的最大扭转角为 （5.6）式中：T半轴承受的最大转矩，3844.64； 半轴长度768mm； G材料的剪切弹性模量8.410N/mm； J半轴横截面的极惯性矩，=147249mm。经计算最大扭转角=14.48，扭转角宜选为615满足条件。5.5全浮式半轴花键强度计算为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。考虑到此处花键部分与杆部之间的倒角为13mm。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。本次设计采用带有凸缘的全浮式半轴，采用渐开线花键。根据杆部直径为33mm，选择的渐开线的花键具体参数为：花键齿数为12，模数3分度圆直径36mm，分度圆上压力角为30。半轴花键的剪切应力为： MPa （5.7）半轴花键的挤压应力为： MPa （5.8）式中：半轴承受的最大转矩4005.15；半轴花键外径，40mm；相配的花键孔内径，35mm；花键齿数12；花键的工作长度70mm；花键齿宽，b=4.71mm；载荷分布的不均匀系数，计算时取为0.75。根据据上式计算：=69.10 MPa=191.08MPa当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不超过71.05Mpa，挤压应力不超过196Mpa，所以校核成功。5.4本章小结本章对半轴做了设计计算，做了必要的半轴设计计算并进行了校核选取了机械设计、机械制造标准值。第6章 驱动桥桥壳设计 6.1概述桥壳对驱动桥来说是很重要的而一部分，它的设计要求应该满足：（1）应该具有足够的强度和刚度。（2）尽可能降低质量。（3）保证足够的离地间隙。（4）保护传动系部件。 (5)拆装、调整、维修方便。6.2桥壳的受力分析及强度计算6.2.1桥壳的弯曲应力计算桥壳两端经轮毂轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳承受汽车的簧上载荷，而沿两侧轮胎中心线，地面给轮胎以反力（双胎时则沿双胎中心线），桥壳则承受此力与车轮重力之差值，计算简图如图6.1所示。图6.1 桥壳静弯曲应力的计算简图桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为 Nm （6.1）式中：汽车满载时静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，在此47040N； 车轮（包括轮毂、制动器等）重力，N； 驱动车轮轮距，为1.586m； 驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，为1.2m.。桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于远小于，且设计时不易准确预计，当无数据时可以忽略不计所以： =4539.36Nm 而静弯曲应力为： =132.87MPa （6.2）式中：危险断面处桥壳的垂向弯曲截面 =34163mm （6.3）扭转截面系数: =68326mm （6.4）6.2.2 在
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