越野车驱动桥设计【毕业论文】【汽车专业】

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) I 摘要 本设计首先确定各主要部件的结构 型 式和主要设计参数，然后参考同类的驱动桥结构，确定出设计方案并进行计算和设计，最后对主从动锥齿轮 、半轴齿轮、半轴、桥壳轮边机构等部分进行校核，对支撑轴承进行了 寿命校核 。 本设计采用主减速器和轮边减速器 双级传动副传动，均匀分配单一传动副上的高强度磨损，轮边机构的应用，大大的提高了离地间隙，提高了汽车的通过性。本设计在我国尚处于起步阶段，在我国仍有很大的发展潜力和发展空间，本设计也将是未来 越野 汽车和 重载汽车的发展方向。 本设计具有以下的优点：由于采用轮边双级驱动桥，使得整个后 桥 的结构简单，制造工艺简单，从而大大的降低了制造成本。并且 ,提高了汽车的离地间隙。 关键字 ：越野汽车 ；后桥 ；轮边双级 ；圆 弧齿锥齿轮 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) II Abstract This design is to first identify major parts of the structure and main design parameters, then reference to similar axles structure, confirmed the design and calculation and design, final master-slave dynamic bevel gear and half axle gears, half axle, bridge housing wheel edges institutions, to test the part such as back-up bearing life respectively. This design USES the main reducer and wheel edges reducer doublestage transmission vice transmission, evenly distributed single transmission of high intensity vice wear, wheel edges institutions of applications, greatly improve the ground clearance is achieved, improved the car through sexual. This design in our country is still at the beginning, in our country still has great potential for growth and development space, this design also will be the future off-road vehicle and heavy-load automobiledevelopment direction. This design has the following advantages: due to the wheel edges doublestage axles, make the whole bridge structure is simple, make simple process, thus greatly reduce the production cost. And, improve the car from the ground clearance. Key word: off-road vehicle, Rear axle, Wheel edges doublestage； Arc tooth wimble gear 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) III 目 录 摘要 . I Abstract .II 目 录 . III 第 1 章 绪论 . 1 第 2 章 驱动桥总体结构方案分析 . 2 第 3 章 主减速器设计 . 4 3.1 主减速器的结构型式 . 4 3.1.1 主减速器齿轮的类型 . 4 3.1.2 主减速器主、从动锥齿的支承型式 . 4 3.2 主减速器的基本参数与设计计算 . 5 3.2.1 主减速比的确定 . 5 3.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 . 5 3.2.3 主减速器齿轮基本参数的选择 . 6 3.2.4 主减速器圆孤齿轮的几何参数计算 . 7 3.2.5 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 .10 3.3 主减速器的材料选择及热处理方法 .12 3.4 主减速器轴承的计算 .12 3.4.1 锥齿轮齿面上的作用力 .12 3.4.2 主减速器轴承载荷的计算 .15 小结 .18 第 4 章 差速器设计 . 19 4.1 差速器类型的选择 .19 4.2 差速器的设计和计算 .19 4.2.1 差速器齿轮的基本参数选择 .19 4.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算 .21 4.2.3 差速器齿轮的强度校核 .23 4.3 差速器齿轮的材料选择 .24 4.4 差速器壳体的材料选择 .24 小结 .24 第 5 章 驱动车轮的传动装置设计 . 25 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) IV 5.1 半轴的形式 .25 5.2 半轴的设计计算 .25 5.2.1 全浮式半轴的计算载荷确定 .25 5.2.2 全浮式半轴杆部直径初选 .26 5.2.3 半轴的强度计算 .26 5.2.4 半轴花键的强度计算 .27 5.3 半轴材料与热处理 .28 小结 .28 第 6 章 轮边部分的设计 . 29 6.1 轮边减速器的结构型式 .29 6.1.1 轮边减速器的齿轮类型 .29 6.1.2 轮边减速器主、从动锥齿轮的支撑方式 .29 6.2 轮边减速器的基本参数与设计计算 .29 6.2.1 圆柱直齿轮主要参数的选择 .29 6.2.2 轮边减速器圆柱直齿轮的几何参考数计算 .30 6.2.3 轮边减速器圆柱齿轮的强度计算 .31 6.3 轮边减速器齿轮材料的选择及热处理方法 .34 6.4 轮边减速器壳的材料选择 .34 6.5 轮边减速器圆柱轴承的计算 .34 6.5.1 圆柱齿轮齿面上的作用力 .34 6.5.2 轮边减速器轴承载荷的计算 .36 小结 .38 第 7 章 驱动桥壳设计 . 39 7.1 桥壳的结构型式 .39 7.2 桥壳的受力分析与强度计算 .39 7.2.1 桥壳的静弯曲应力计算 .39 7.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 .40 7.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 .41 7.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 .43 7.2.5 汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算 .43 7.3 桥壳的材料选择 .44 小结 .44 结论 . 45 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) V 致谢 . 46 参考文献 . 47 附录 . 48 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 1 第 1 章 绪论 汽车 驱动桥 位于传动系的未端。其基本功用首先是增扭、 降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴直 接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路在或车身之间的重直力，纵向力和横向力，以及制动力和反作用力等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。 汽车的使用性能 对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传统中起着举足轻的作用。 汽车的特点和优越性对于 生产商来 说 提高其产品市场竞争力的一个法宝 。 对于越野汽车驱动桥的离地间隙来说，绝大多数汽车企业只是单纯的提高悬架和钢板弹簧的高度，这样做很大程度上降低了汽车的可靠性和安全性，然而轮边减速器驱动桥就可以解决这些问题，而且其优越性是无可比拟得， 所以设计新型的驱动桥成为新的课题。 目前国外掌握轮边减速器技术核心的企业屈指可数 ， 在国内更是聊聊无几，所以轮边减速器驱动桥的研究对于我们来说有举足 轻重的意义 。 设计后桥时应当满足如下基本要求： 1.选择适当的主减速比，以保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性。 2.外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 3.齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。 4.在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。 5.具有足够的强度和刚度，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。 6.制造容易，维修，调整方便。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 2 第 2 章 驱动桥总体结构方案分析 本设计的课题是 BJ4500 后驱动桥，要设计这样的 越野车 驱动桥，一般选用非断开式结构 ,该种 型 式的 驱动桥的桥壳是一根支 承 在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，外接轮边部分。此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量 驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种： 1.中央单级减速驱动桥。 2.中央双级驱动桥。 3.中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为 3类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥 ；另一类是普通圆柱齿轮式轮边减速器 。 （ 1） 圆锥行星齿轮式轮边减速桥。由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器，轮边减速比为固定值 2，它一般均与中央单级桥组成为一系列。在该系列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使牵引力增大或速比增大时，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速器即可变成双级桥。这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边减速器上 ，其“三化”程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值 2，因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。 （ 2） 圆 柱行星齿轮式轮边减速桥。单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在 3 至 4.2 之间。由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速比一般均小于 3，这样大锥齿轮就可取较小的直径，以保证重型卡车对离地问隙的要求。这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮穀内具有齿轮传动，长时间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热；因此，作为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。 （ 3） 普通圆柱齿轮式轮边减速器。在双级主减速器中，通常把两级减速齿轮放在一个主减速器壳内，也可将第二级减速齿轮移向驱动车轮并靠近轮毂，作为轮边减 速器 。对于越野汽车来说，为了提高汽车驱动桥的离地间隙，可将普通的由一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方，这种布置方式的优点是结构紧凑、强度高、成本低，故广泛用于越野汽车上 。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 3 综上所述， 普通圆柱齿轮式轮边减速器 驱动桥还有以下几点优点： 1. 普通圆柱齿轮式轮边减速器 驱动桥，制造工艺简单，成本较低， 是驱动桥的基本类型，在 越野 汽车上占有重要地位； 2. 与 其它型式轮边减速器 驱动桥相比，由于产品结构简化，机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。 因此， 圆柱齿轮式轮边减速器驱 动桥在 BJ4500 车型上的应用非常成功，很容易达到提高越野性的目的 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 4 第 3 章 主减速器设计 3.1 主减速器的结构型式 3.1.1 主减速器齿轮的类型 主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮 、 双曲面齿轮 、圆 柱齿轮和蜗轮蜗杆等 型式。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主， 从 驱动齿轮的轴线垂直等于一点，由于轮齿端面垂叠的影响，至少有两个以上的齿轮同时咬合，固此可以承受较大的负荷，而且其齿轮不是在齿的全长上同时齿合，而是逐渐 由 齿的一端连续平稳地传向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小，另外 弧齿锥 齿轮与双曲面齿轮相比，具有较高的传动效率，可达 99%。 3.1.2 主减速器主 、从 动锥齿的支 承 型式 主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。 悬臂式支承结构的特点是在锥齿轮的大端一侧要用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了方便折装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也要用圆锥滚子轴承，这时另一轴承必须要用能承受双向轴向力的圆锥滚子轴承，支承刚度除了与轴承形式，轴径大小，支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配 合等度有关。跨置式支承虽然承载能力较高，但其制造工艺较复杂且成本较高，不易折装；而悬臂支承可解决以上存在的问题。由于 BJ4500 车传递的转矩较小，所以，在此选用悬臂支承，并且两轴承的跨度适当加大，以提高其支承刚度。 从动 齿轮多 用圆锥滚子轴承支承。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 5 3.2 主减速器的基本参数与设计计算 3.2.1 主减速比的确定 原车辆的传动比为 9.2，由于该车的传动多是经过反复计算才合理分配的，在此，主减速器的传动比为 4.6，轮边部分传动比为 2，使其没有变化，之后可以不进行传动系列传动比重新分配。 3.2.2 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档传动比确定以动锥齿轮的计算转矩 Tce Tce=Temax.iTL.K0. T/n N.M (3-1) 式中 iTL 发动机至所计算的主减速器驱动锥齿轮之间的传动系最低档传动时，在此取 18.538 此数据参考 BJ4500 车型 ； Temax 发动机输出的最大扭矩，在此取 180N.m；此数据参考 BJ4500 T 传动手上传动部分的传动效率，取 0.9； n 该汽车的驱动桥数目，在次取 2； ok 由于猛结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、越野车以及液力传递及自动变速器的各类汽车。取ok=1.0当性能系数ok0 时，可取ok=2.0； 1( 1 6 0 . 1 9 5 ) 1 61 0 0 m a x m a x0 0 . 1 9 5 1 6m a xM a g M a gfpT e T eM a gfpTe ， 当 0.195（ 3-2 ） ， 当 ma 车满载的总质量，取 2010Kg。 所以 0.195 2010 10180=21.816 即ok=1.0 Tce= 1 8 2 1 8 . 5 3 8 1 . 0 0 . 92 =1501.578N.m 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 6 2.按驱动轮打滑转矩确定从动齿轮的计算转矩 Tcs Tcs=2G r/LB LBi N.m (3-3) 式中 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥承载 11010N 的负荷 ； 轮胎对地面的附着系数，对于按转一般轮胎的公路用车，取？=0.85；对于越野汽车取 1.0； 对于安装防滑宽轮的高级轿车，计算时可取 1.25； r 车轮的滚动半径，为 0.30m LB；LBi 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮间的传动效率和传动比，LB取 0.95；LBi取 2。 Tcs=11010x1x0.3/0.95x2=1738.42N.m 3.2.3 主减速器齿轮基本参数的选择 1.主，从动锥齿轮齿数 Z1和 Z2， 选择主，从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： （ 1） 为了磨合均匀， Z1和 Z2之间应避免有公约数。 （ 2） 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲程度，主从动齿轮 的齿数和应不小于 40 （ 3） 为了齿合平稳，噪声小和具有高的疲劳程序，对于商用车，一般不小于 Z1不小于 6 （ 4） 主传动比oi较大时， Z1尽量取小一些，以便得到满意的离地间隙。 （ 5） 对于不同的主传动比， Z1和 Z2应有适宜的搭配 。 根据以上要求查阅工程师手册得， Z1=8 Z2=37 Z1+ Z2=4540 2.从动锥齿轮大端分度圆直径2D和端向模数 mt 2D可根据经验公式初选，即 2D=2ok 3Tc （ 3-4） 2ok 直径系数，一般选取 13-16； Tc 从动锥齿轮的计算转矩， N.m，为 Tce 和 Tcs 中的较小者 ； 2D=（ 13-16） 3 1501.578 =（ 148.865183.22） mm； mt =2D/ Z2=(148.865 183.22)/37=(4.02 4.95) 根据 mt=mk 3Tc来校核，其中mk=(0.3-0.4) 此处， mt=(0.3-0.4) 3 1501.578 =（ 3.44-4.58）， 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 7 mt=4.5 2D=166.5 满足校核 3.主，从动锥齿轮面宽1b和2b 对于从动锥齿轮齿面宽2b，推荐不大于节锥2A的 0.3 倍，即2b 0.32A， 对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐要用： 2b=（ 0.25-0.30）oA=22mm 在此取 22mm 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%为合适，取1b=24mm 4.中点螺旋角 : 在此 =35 5.螺旋方向： 主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥为右旋，从锥顶看 为顺时针，驱动汽车前进。 6.法向压力角 越野汽车可选用 21.15 的压力角。 7.轮边减速器的圆 柱 齿轮基本参数： 31 0 . 5 1 1 1 . 9 2A T jz (3-5) 式中 A轮边调速器主，从动齿轮的中心距 mm； Tjz从动齿轮的计算转距， N m； 31 0 . 5 1 1 1 . 9 2 1 5 0 1 . 5 7 8A =120.35-136.50=130mm ( 0 . 3 8 0 . 4 1 )bA =49.4-53.3=50mm （ 3-6 ） 式中 b轮边减速器齿轮的初选宽度， mm 如（ 3-6）式所示 所以，轮边减速器的两圆柱齿轮的中心距为 130mm，齿轮宽度为 50mm 3.2.4 主减速器圆孤齿轮的几何参数计算 表 3-1 主减速器圆孤齿轮几何计算用表 序号 项目 计算公式 计算结果 主动齿轮齿数 1z 8 从动齿轮齿数 2z 37 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 8 传动比 12zz 4.6 平面齿轮齿数 2212pZ z z 37.85 大端面模数 mt 4.5 法向压力角 型刀盘 21.15 轴交角 90 中点螺旋角预选值及方向 =35 左旋 节圆直径 1 1 2 2；d m z d m z 123 6 ； 1 6 6 .5dd 10 节锥角 121221a r c t a n ； a r c t a nzzrr 1 1 2 . 2 ； 2 7 7 . 8rr 11 节 (外 )锥距 22110 s in2s in2 ddA 85.17 12 齿向宽 2102 1.1)30.025.0( bbAb 2b=22 1b=24 13 参考锥距 0 0 .4 1 5A p A F 76.04 14 内锥距 0Ai A F 63.17 15 中点锥距 0 7 4 . 1 72FA m A 74.17 16 参考点螺旋角初校值 1 0 . 9 1 4 ( 6 )pm 37.474 17 刀盘型号 查阅工程师手册 4 4 ； 4 4 4 ； 4bwr E N Z 18 参考点螺旋角初校值 a rc s in bpprA 35.36 19 刀片型号 查阅工程师手册 26 0 ； 1 9 7 2 . 0 0b w wEr 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 9 20 参考法向模数 2222wpwZZ RAnpm 3.28 21 参考点螺旋角 c o s ( )2n p pppmZa r cA 35.28 22 中点螺旋角 m查阅工程师手册 35 23 中点法向模数 2 c o smn m mpAmZ 3.21 24 小端螺旋角 2查表得 38 25 齿高模数 ( 0 . 9 1 . 0 ) npm p m 3.2 26 齿工作高 2gh m p 6.4 27 齿全高 2 . 1 5 0 . 3 5h m p 7.23 28 刀倾角 查阅工程师手册 0 29 不产生根切时主动轮允许的最大根高 2111s i n ( )m a x t a nc o snpch A i rApkbAi c o sc o s iB pAi m n ikA m n p max 2.79hi 0.8019ckb 1s i n ( ) 0 . 3 4 2 0c 30 高度变位量 (1 . 5 0 . 3 5 )h m p h i 1.3 31 齿顶高 21 5h i m p h j h m p h h 2 1.9h 32 齿根高 11h h h 22h h h 1 2.23h 2 5.33h 33 径向间隙 0 . 1 5 0 . 3 5gc h h m p 0.83 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 10 34 外圆直径 0 1 1 1 12 c o sd d h 0 2 2 2 22 c o sd d h 01 45.7741d 02 1 6 7 .3 0 3 1d 35 节锥顶点至外缘的距离 20 1 1 1s i n2dXh 10 2 2 2s i n2dXh 01 82.1933X 02 16.1429X 36 切向变位量 0 . 0 2 ( 1 ) npS i m 0.25 37 参考点分度圆法向理论弧齿厚 1 2 t a n2 npnpmS h S 21n p n p nS m S P 1 6 .2 9 5 1 9 3npS 2 4 .0 0 2 5 4 7npS 38 齿侧间隙 ( 0 . 0 2 0 . 1 0 ) 0 . 0 5npBm 0 .3 0 .0 5npBm 0.12 3.2.5 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 1、单位齿长上的圆周力 2PP b Nmm （ 3 7） 式 中 P 作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩maxeT和最大附 2Gr 两种载荷工况进行计算， N 2b 从动齿轮的齿面宽，在此取 22mm。 按发动机最大转矩计算时： 3m a x12102eT igPd b Nmm （ 3 8） 式中 maxeT 发动机的最大输出转矩，取 180Nm gi 变速器的传动比 4.03； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 11 1d 主动齿轮节圆直径 取 36mm。 31 8 0 4 . 0 3 1 01 8 3 1 . 8 236222P N m m 按最大附着力矩计算时： 3222102GrPd b Nmm (3 9) 式中 2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后桥驱动的车还应考虑汽车最大加速度 时的负荷增加量，取 11010； 轮胎与地面的附着系数，取 0.85； r 轮胎的滚动半径，在此取 0.30。 31 1 0 1 0 0 . 8 5 0 . 3 1 01 5 3 2 . 9 21 6 6 . 5222P N m m 在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的 20% 25%。 2、轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为： 322 1 0 o s moT K K KK b Z m J 2N mm （ 3 10） 式中 T 该齿轮的据算转矩， Nm ； oK 超载系数 ；在此取 1.0； sK 尺寸系数，反应材料的不均匀性，与齿轮尺寸热处理有关，取0.6488.； mK 载荷分配系数，取 1.2； vK 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当出轮接触良好时，周节及径向跳动精度高时可取 1.0； b 计算齿轮的出面宽， 22mm； Z 计算出轮的齿数， 37； 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 12 m 端面模数， 4.5mm； J 查工程师手册得 J=0.246。 322 22 1 0 3 4 3 . 6 1 1 0 . 6 4 8 8 1 . 2 4 8 2 . 8 41 2 4 8 4 . 5 0 . 2 8 5 N mm 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 3、齿轮的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为 312 1 0p o s m fjvc T K K K Kd K b J 2Nmm （ 3 11） 式中 T 主动齿轮的计算转矩；取 343.61 pc 材料的弹性系数，对于钢制轮辐应取 232.6 12N mm ； oK、vK、mK 见式（ 3 11） F 的说明 ； sK 尺寸系数，在此可 取 1.0； fK 表面质量系数，一般情况下，对于制造精确的齿轮可取 1.0； J 计算接触应力的综合系数，查表得出 J=0.285。 3 22 3 2 . 6 2 3 4 3 . 6 1 1 . 2 1 1 1 0 1 6 5 6 . 9 03 6 1 2 2 0 . 2 8 5j N m m 主从动齿轮的齿面接触应力均满足要求。 3.3 主减速器的材料选择及热处理方法 汽车主减速器用的齿轮和差速器用的齿轮都是用的渗碳合金钢制造，在 此可用 20r r iCMT。用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火 。 3.4 主减速 器轴承的计算 3.4.1 锥齿轮齿面上的作用力 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。 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 13 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 dT 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： 313333332223111m a x 100100100100100 1 TRgRiRTgiTgiTgied fiffiffiffifTT (3-12) 式中： maxeT 发动机最大转矩，在此取 180N.M 1if ， 2if iRf 变速器在各挡的使用率，可参考表 3-4选取； 1gi ， 2gi gRi 变速器各挡的传动比； 1Tf ， 2Tf TRf 变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表 3-2 表 3-2 if 及 Tf 的 经计算 dT 为 1164.8 对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径 222 sin bdd m 2121 zzdd mm 经计算 md1 26mm md2 =120mm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 14 1. 齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力为 F mdT2 N (3-13) 式中 ： T 作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转 矩见式 (3-1)； md 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径 。 按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 F =25.45KN 2. 锥齿轮的轴向力和径向力 图 3-1 主动锥齿轮齿面的受力图 如图 3-1，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，FT 为作用在节锥面上的齿面宽中点 A 处的法向力，在 A 点处的螺旋方向的法平面内， FT 分解成两个相互垂直的力 FN 和 fF ， FN 垂直于 OA且位于 OOA 所在的平面， fF 位于以 OA 为切线的节锥切平面内。 fF 在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力 F和沿节圆母线方向的力 Fs 。 F与 fF 之间的夹角为螺旋角 ， FT 与 fF 之间的夹角为法向压力角 ，这样有： c o sc o sTFF （ 3-14） c o s/t a ns in FFF TN （ 3-15） t a ns inc o s FFF TS （ 3-16） 于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为 c o ss i ns i nt a nc o sc o ss i n FFFF SNaz （ 3-17） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 15 s i ns i nc o st a nc o ss i nc o s FFFF SNRz （ 3-18） 可计算 628.12c o s35s i n628.12s i n5.22t a n35c o s 1045.25 3azF 20202N RzF 628.12s i n35s i n628.12c o s5.22t a n35c o s 1045.253 =9662N。 3.4.2 主减速器轴承载荷的计算 对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图 3-2所示 图 3-2 主减速器轴承的布置尺寸 轴承 A， B的径向载荷分别为 RA = 22 5.01maZRZ dFbFbFa （ 3-19） 22 5.01 maZRZB dFcFcFaR （ 3-20） 根据上式已知 aZF =20202N， RZF =9662N， a=134mm ， b=84mm， c=50mm 所以轴承 A的径向力 AR = 22 54.912 0 2 0 25.0849 6 6 2842 5 4 5 0134 1 =15976N 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 16 其轴向力为 0。 轴承 B 的径向力 RB = 22 54.912 0 2 4 25.0509 6 6 2502 5 4 5 0134 1 =13364N 1. 对于轴承 A，只承受径向载荷所以采用圆锥滚子轴承 42608E，此轴承的额定动载荷 Cr 为 102.85KN，所承受的当量动载荷 Q=X RA =115976=15976N。 所以有公式 610QfCrfLpt s (3-21) 式中 tf 为温度系数，在此取 1.0； pf 为载荷系数，在此取 1.2。 所以 L = 63103 101 5 9 7 62.11085.1 0 21 =2.703 108 s 此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速 2n 为 ramr vn 66.22 r/min (3-22) 式中 rr 轮胎的滚动半径， m； amv 汽车的平均行驶速度， km/h；对于载货汽车和公共汽车可取 3035 km/h，在此取 32.5 km/h。 所以有上式可得 2n =5275.0 5.3266.2 =163.89 r/min 而主动锥 齿轮的计算转速 1n =163.89 4.444=728 r/min 所以轴承能工作的额定轴承寿命： nLLh 60 h (3-23) 式中 n 轴承的计算转速， r/min。 有上式可得轴承 A 的使用寿命72860 10703.28 hL=6188 h 若大修里程 S定为 100000 公里，可计算出预期寿命即 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 17 hL =amvS h (3-24) 所以 hL =5.32100000=3076.9 h 和 hL 比较， hL hL ，故轴承符合使用要求。 2. 对于轴承 B，在此并不是一个轴承，而是一对轴承，对于成对安装的轴 承组的计算当量载荷时径向动载荷系数 X 和轴向动载荷系数 Y 值按双列轴承选用， e 值与单列轴承相同。在此选用 7514E 型轴承。 在此径向力 R=13369N 轴向力 A=20202N，所以RA=1.51 e 由表可查得X=1.0， Y=0.45cota=1.6cot4.0 cot45.0=1.8 当量动载荷 Q= YAXRfd （ 3-25） 式中 df 冲击载荷系数在此取 1.2。 有上式可得 Q=1.2（ 1 13369+1.8 20202） =61618.5N 由于采用的是成对轴承 rC =1.71Cr 所以轴承的使用寿命由式（ 3-23）和式（ 3-24）可得 hL = QCrn16670 = 3105.6 1 6 1 871.11 6 8 0 0 07281 6 6 7 0 =3876.6 h3076.9 h= hL 所以轴承符合使用要求。 已知 F=25450N， aZF =9662N， RZF =20202N， a=410mm， b=160mm.c=250mm 所以，轴承 C的径向力： cR = 22 82.40696625.01602 0 2 0 216002 5 4 5 0410 1 =10401.3N 轴承 D 的径向力： DR = 22 82.40696625.02502020225025450410 1 =23100.5N 轴承 C， D均采用 7315E，其额定动载荷 Cr为 134097N 3. 对于轴承 C，轴向力 A=9662N，径向力 R=10401.3N，并且RA=0.93e，在此 e值为 1.5tana约为 0.402，由表可查得 X=0.4， Y=0.4cota=1.6 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 18 所以 Q= YRXAfd =1.2(0.4 9662 1.6 10401.3)=24608.256N hL = QCrn16670 = 310256.2460813409789.16316670 =2896 3 h hL 所以 轴承 C满足使用要求。 4. 对 于轴承 D，轴向力 A=0N，径向力 R=23100.5N，并且RA=.4187 e 由表可查得 X=0.4， Y=0.4cota=1.6 所以 Q= YRXAfd =1.2 (1.6 23100.5)=44352.96N hL = QCrn16670 = 31096.4 4 3 5 21 3 4 0 9 789.1631 6 6 7 0 =4064.8x1013 h hL 所以轴承 D 满足使用要求。 小结 完成了主减速器圆锥齿轮的主要参数的选择和圆锥齿轮的强度计算，并且对主减速器轴承进行了相应计算。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 19 第 4 章 差速器设计 4.1 差速器类型的选择 差速器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。差速器的形式有很多种，而且匹配方便。在本设计中为了 降低成本， 故采用普通圆锥齿轮差速器。 4.2 差速器的设计和计算 4.2.1 差速器齿轮的基本参数选择 1.行星齿轮的数目选择 由于是越野车，使用 条件非常恶劣，故采用 4 个行星齿轮 2.行星齿轮球面半径的确定 对球面半径可按如下的经验公式确定： 3BBR K T (4-1) 式中BK-行星齿轮球面半径系数，可取 2.52-2.99； T-极速转距，取 Tce 和 Tcs 较小值， 1501.578； 40BRmm 差速器行星齿轮球面半径确定后， 可根据 F式预选其节锥距： 00( 0 . 9 8 0 . 9 9 )39 BA R m mA m m 3.行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了获得较大的模数，从而使齿轮较高的强度，应得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 1.5-2的范围内。 取行星齿轮 齿数 为 10，半轴齿轮齿数为 18 并且应满足的安装条件为： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 20 In EE RL 22 (4-2) 式中 2LE、2RE-左右半轴齿轮的齿数 n 行星齿轮 数目 I 任意整数 符合安装要求 4.差数器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节园直径初部确定。 首先初步求出行星齿轮与半轴的节锥角12,；rr 211 arctan EEr 122 arctan EEr (4-3) 式中12,EE分别为行星齿轮和半轴齿轮的齿数； 1E10 2E =20 0101 16a r c t a n 3 7r 0162 10a r c t a n 5 3r 再按初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m 00 21222s i n s i nAAm r rEE （ 4-4） 式中01,A E E 已在前面初步确定 ； 12,rr-见式（ 4-3）的计算结果 。 002 3 9 2 3 9s i n 3 7 s i n 5 3 61 0 1 6m 5.压力角 汽车差 速器齿轮压力角目前大都选用 ,02230 。 6.行星齿轮安装的直径 及其深度 L 30 101 . 1 cTnl （ 4-5） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 21 式中0T差速器传递的转矩； 1 5 0 1 .5 7 8 Nm ； n 行星齿轮支撑面中点至锥顶的距离，在此取 27mm； c -支撑面的许用应力，挤压应力； 69MPa 。 31 5 0 1 . 5 7 8 1 0 151 . 1 6 9 4 2 7 mm 1.1 16L mm 4.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算 表 4-1 差速器齿轮的几何尺寸计算用表 序号 项目 计算公式 计算结果 1 .行星齿轮齿数 1 10E，应尽量取最小值 10 2 半轴齿轮齿数 2 14 25E ，并满足式（ 4-2） 18 3 模数 m 6 4 齿面宽 ( 0 . 2 5 0 . 3 0 ) ； 1 0F A F m 12 5 齿工作高 1.6hg m 6.4 6 齿全高 1 . 7 8 8 0 . 0 5 1hm 7.1 7 压力角 0,2230 8 轴角交角 090 9 节园直径 11；d mE 22d mE 1 40d 2 64d 10 节锥角 21arctan EEr ；122 arctan EEr 或 01190rr 01 37r 02 53r 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 22 11 节锥距 120 2 s i n 2 s i nddA rr 39mm 12 周节 3.1416tm 12.56mm 13 齿顶高 hi hg hi； 12210 . 3 7 04 0 6 4 0 . 4 3 0d d h i mEE 0.7hi ,2 7.1h 14 齿根高 , , ,111 .7 8 8h m h , , ,221 .7 8 8h m h ,1 6.1h ,2 6.1h 15 径向间隙 0 . 1 8 8 0 . 0 5 1c h h g m 0.85mm 16 齿根角 ,11 0harctomA ,21 0harctomA 01 4.32 02 6.90 17 面锥角 01 1 2rr；02 2 1rr 002 52.05r 001 26.64r 18 根锥角 1 1 1Rrr；2 2 2Rrr 01 35.28Rr 02 66.01Rr 19 外圆 直径 ,0 1 1 1 12 c o sd d h r ,0 2 2 2 12 c o sd d h r 01 41d 02 66d 20 节锥顶点至齿轮外缘距离 ,20 1 1 1s i n2dx h r ,10 2 1 2s i n2dx h r 01 38xm 02 38xm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 23 21 理论弧齿厚 12S t S ,2 1 2 t a n2tS h h t m 1 4.82S mm 2 5.72S mm 22 齿侧间距 B；查阅工程师手册 0.24mm 23 弦齿厚 3111 2162xS BSSd 3222 2262xS BSSd 1 4.68xS 2 5.64xS 24 弦齿高 2, 1111 1c o s4xSrhhd 2, 2222 2c o s4xSrhhd 1 4.28xh 2 5.24xh 4.2.3 差速器齿轮的强度校核 汽车差速器的齿轮弯矩应力为 3 0222 1 0 smrzT K K Kw M P aK F m J （ 4-6） 式中 T 差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩 ， Nm ； n 差速器行星齿轮数目， 4； 2Z半轴齿轮齿数， 18； 0 , , , , .K K v K s K m F m 见式（ 3-10）下的说明 ； J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数 。 4 3 . 7 6wwHM P a 故符合校核标准 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 24 4.3 差速器齿轮的材料选择 汽车差速器齿轮齿数 多数 情况采用合金钢或渗碳钢制造，在此用20CrMnTi 合金钢等材料 4.4 差速器壳体的材料选择 汽车差速器壳体多采用可锻铸铁或中碳钢等材料，为了降低成本，在此选用 HT200 铸铁。 小结 本章确定 了差速器的基本参数，并且对差速器齿轮的强度校核，确定了差速器齿轮和差速器壳体的材料。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 25 第 5 章 驱动车轮的传动装置设计 5.1 半轴的形式 半轴的功用是将扭矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮的轮边机构。半轴的形式主要取决于半轴的支撑形式， 在此 采用的是全浮式结构 。 5.2 半轴的设计计算 5.2.1 全浮式半轴的计算载荷确定 全浮式半轴只承受转矩，可根据以下方法计算，并取两者中的较小者。 若按最大附着力计算，即 2 222GmXXRL （ 5-1） 式中 轮胎与地面的附着系数取 1； m 汽车加速或减速时的质量转移系数，可取 1.2 1.4 在此取 1.4。 根据上式 RL XX 22 1.4x11010x1/2=7707 若按发动机最大转矩计算，即 reRL riTXX /ma x22 （ 5-2）式中 差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取 0.6； maxeT 发动机最大转矩， N m； 汽车传 动效率，计算时可取 1 或取 0.9； i 传动系最低挡传动比； 取 18.54； r 轮胎的滚动半径， 0.30m。 根据上式 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 26 22 0 . 6 1 8 0 1 8 . 5 4 1 6 6 7 3 . 6 80 . 3 0LRX X N 在此 RL XX 226673.68N T =1849.68N m 5.2.2 全浮式半轴杆部直径初选 全浮式半轴杆部直径的初 选可按下式进行 333 )18.205.2(196.010 TTd （ 5-3） 根据上式 2 5 . 1 6 2 6 . 7 6d m m 根据强度要求在此 d 取 26mm。 5.2.3 半轴的强度计算 首先是验算其扭转应力 316 dT MPa （ 5-4） 式中 T 半轴的计算转矩， N m在此取 1849.68N m； d 半轴杆部的直径， 26mm。 根据上式 31 8 4 9 . 6 8 4 8 3 4 9 0 5 8 83 . 1 4 2616M P a M P a 所以满足强度要求。 半轴的最大扭转角 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 27 3180 10TLGJ 式中 T 半轴承受的最大转矩； 1849.68N m； L 半轴长度； 700mm； G 材料的剪切弹性模量， 8Mpa； J 半轴的横截面的惯性矩 4 4 4 8 4 0 . 2 732Jd； 3051 8 4 9 . 6 8 7 0 0 1 8 0 1 0 2 . 0 7 88 1 0 4 4 8 4 0 . 7 7 3 . 1 4 许用值 。 所以 半轴扭转角符合要求 5.2.4 半轴花键的强度计算 半轴花键的剪切应力s为 : 3104sBApTDd Z L b MPa (5-6) 半轴花键的挤压应力c为 31042cB A B ApTD d D d ZL MPa (5-7) 式中 T 半轴承受的最大转矩； 1849.68N m； BD-半轴花键的外径 ， 30mm； Z 花键齿数 ， 15； pL花键工作长度 ， 60mm； b 花键齿宽 ， 3mm； 载荷分布不均匀系数 ， 取 0.75。 31 8 4 9 . 6 8 1 06 5 . 2 43 0 2 61 5 6 0 3 0 . 7 54scM P a 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 28 31 8 4 9 . 6 8 1 09 7 . 8 73 0 2 6 3 0 2 61 5 6 0 0 . 7 542ccM P a 根据要求，当传递的扭矩最大时，半轴花键的切应力 s不应超过 71.05 MPa ，挤压应力 c不应超过 196 MPa，以上均满足要求。 5.3 半轴材料与热处理 本设计 半轴采用 40Cr， 是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。采用高频、中频感应淬火。 小结 本章 完成了半轴的设计计算，对强度进行校核，确定半轴材料及如何进行热处理。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 29 第 6 章 轮边部分的设计 6.1 轮边减速器的结构 型 式 6.1.1 轮边减速器的齿轮类型 由于本设计 采用的是轮边减 速器驱动桥，若采用斜齿轮传动，会产生较大的轴向力，尤其是汽车高速行驶时，严重的降低汽车的可靠性和安全性，故本设计采用的是圆柱直齿轮传动，为了避免传动不平稳，应适当增加重合度 。 6.1.2 轮边减速器主、从动锥齿轮的支撑方式 本设计采用圆锥滚子轴承 。 6.2 轮边减速器的基本参数与设计计算 6.2.1 圆柱直齿轮主要参数的选择 1.确定模数 m 0 . 0 1 0 . 0 2mA （ 6-1） 式中 A 见式（ 3-6）的计算结果 。 0 . 0 1 0 . 0 2 1 3 0m =1.3-2.6 =2 2.齿轮选择 Z1/Z2 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 30 1212/ 1 /22Z Z iZ m Z m A (6-2) 式中 m 主从动齿轮模数 ， 2； A 见式（ 3-6）的计算结果 ； i 轮边部分传动比 ， 2； 1Z44； 2Z88。 3.齿轮角 ( ) 20p 4.齿顶高系数 ha*(ha*n)=1 5. 分度 圆 压力角 =200 6.齿数比 U=2 7.齿宽系数 . a=0.5 闭式传动取 0.3-0.6 0 . 5 1 0 . 8 1 . 4 0 . 5dai 10 . 5 1 2 0m a diZ 6.2.2 轮边减速器圆柱直齿轮的几何参考数计算 表 6-1 轮边减速器圆柱直齿轮的几何参考数计算用表 序号 项目 公式 结果 1 分度圆直径 11d mZ 22d mZ 88mm 176mm 2 齿顶高 ah= *ahm 2mm 3 齿根高 *()fah h C m 2.5mm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 31 4 齿高 afh h h 4.5mm 5 齿顶圆直径 112aad d h 222aad d h 92mm 180mm 6 齿根圆直径 112ffd d h 222ffd d h 83mm 165mm 7 中心距 2 1 2 11 ( ) ( )22ma d d Z Z 130mm 8 基圆直径 1 1cosbdd 2 2cosbdd 83mm 165mm 9 齿顶园压力角 111a r c c o s baadd 222a r c c o s baadd 8.850 20.360 10 端面重合度 ,11,22t a n t a n12 ( t a n t a n )aaZZ 1.65 11 纵向重合度 0p 0 12 总重合度 r 1.65 6.2.3 轮边减速器圆柱齿轮的强度计算 1.齿轮传动的计算载荷系数 ArK K K K K （ 6-3） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 32 式中 AK 使用系数 ， 取 2.5； rK动载系数 ， 取 1.3； K 齿向载荷分布系数 ， 取 1.05； K 齿向载荷分配系数 ， 取 1.2。 2 . 5 1 . 3 1 . 0 5 1 . 2 4 . 1K 2.齿轮受力分析 （ 1） 切向力tF为： 11tTF d （ 6-4） 式中 1T该齿轮的计算转矩； 1849.68N m； 1d该齿轮的分度圆直径； 88mm。 tF=1849.68/88=21.02 （ 2） 径向力rF为： tanrtFF （ 6-5） 式中 tF-见式（ 6-4）的计算结果 ； -分度 圆 压力角； 200 tanrtFF =7.7 （ 3） 轴向力xF为： 由于采用圆柱直齿轮，故xF=0 法向力nF为： costn FF （ 6-6） 式中tF-见式（ 6-4）的计算结果 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 33 -分度圆 压力角 200 costn FF =22.37 N 3. 齿面接触疲劳强度 齿面 接触疲劳强度计算的目的是防止齿面在预定寿命期限内发生疲劳点组蚀。齿面接触强度的校核公式为： HtHEH UUbdKFZZZZ 1.1 （ 6-7） 式中 EZ 材料弹性系数 ， 189.8 查阅工程师手册 ； HZ 节点区域系数 ， 2.5； Z 重合度系数，其值与 和 有关，其值可查阅工程师手册，取0.88； K 齿轮计算载荷系数 ， 见式（ 6-3）的结果 ； tF 齿轮所受的切向力 ， 见式（ 6-4）的结果 ； b 齿轮的宽度 ， 50mm； 1d 分度圆直径 ， 88mm； u 计算齿轮的传动比 ， 0.9。 41.32= H H符合轮齿的接触疲劳强度校核 4齿根弯曲疲劳强度计算 齿根弯曲疲劳强度计算的目的是防止在预定寿命期眼的内发生轮齿疲劳所断。齿根弯曲疲劳强度校核公式为： tF F S FKF Y Y Ybm （ 6-8） 式中 K，tF， b ， m 见式（ 6-7） F的说明 ； FY 齿形条数，反映了轮齿几何状时齿根弯曲应力的F的影响；取2.28； SY 应力修正系数，用以考虑齿根过渡圆角处的应力集中和除弯曲应力外的其他应力时齿根应力的影响； 1.73； Y 得合度系数，是将全部 载荷作用于齿顶时齿根应力折算为载荷作用于单对啮合区上界点时的齿根应力系数，在此取 0.72。 F=4.1x21.02x2.28x1.73x0.72/50x2=2.44Mpa F FH，符合根弯曲疲劳强度校核 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 34 6.3 轮边减速器齿轮材料的选择及热处理方法 本设计 中的轮边减速器的齿轮采用 45 钢，机械加工后进行渗透碳表 面淬 火 ，以获得一定渗透层和硬齿面。 6.4 轮边减速器壳的材料选择 本设计的桥壳及轮边减速器壳均采用 HT200 铸铁，这样降低了生产成本，提高了经济效益。 6.5 轮边 减速器圆柱轴承的计算 6.5.1 圆柱齿轮齿面上的作用力 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 dT 进行计算。作用在主减速器主动圆柱齿轮上的当量 转矩可按下式计算 ： 313333332223111m a x 1001001001001001 TRgRiRTgiTgiTgiedfiffiffiffifTT （ 6-9） 式中 ： maxeT 发动机最大转矩，在此取 180N m； 1if ， 2if iRf 变速器在各挡的使用率，可参考表 3-2 选取； 1gi ， 2gi gRi 变速器各挡的传动比； 1Tf ， 2Tf TRf 变速器在各挡时的发动机的利用率， 可参考表3-2 选取 。 经计算 dT 为 1164.8 对于圆柱齿轮的齿面中点的分度圆直径 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 35 222 sin bdd m 2121 zzdd mm 经计算 md1 68mm md2 =136mm 1. 齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力为 F mdT2 N (6-10) 式中： T 作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动圆柱齿轮上的当量转矩见 式 (3-1)； md 该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径 . 按上式主减速器主动圆柱齿轮齿宽中点处的圆周力 F =25.45KN 2. 圆柱齿轮的轴向力和径向力 c o sc o sTFF （ 6-11） c o s/t a ns in FFF TN （ 6-12） t a ns inc o s FFF TS （ 6-13） 于是，作用在主动圆柱齿轮齿面上的轴向力 A和径向力 R分别为 c o ss i ns i nt a nc o sc o ss i n FFFF SNaz （ 6-14） s i ns i nc o st a nc o ss i nc o s FFFF SNRz （ 6-15） 可计算 628.12c o s35s i n628.12s i n5.22t a n35c o s 1045.25 3azF 20202N RzF 628.12s i n35s i n628.12c o s5.22t a n35c o s 1045.253 =9662N。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 36 6.5.2 轮边 减速器轴承载荷的计算 对于主动圆柱齿轮和从动圆柱齿轮的轴承径向载荷，如图 6-1 所示 图 6-1 轮 边 减速器轴承的布置尺寸 轴承 C， D的径向载荷分别为 Rc= 22 5.01maZRZ dFbFbFa （ 6-16） 22 5.01 maZRZ dFcFcFaR D （ 6-17） 根据上式已知 aZF =20202N， RZF =9662N， a=134mm ， b=84mm， c=50mm 所以轴承 C的径向力 CR= 22 54.912 0 2 0 25.0849 6 6 2842 5 4 5 0134 1 =15976N 其轴向力为 0 轴承 D 的径向力 RD = 22 54.912 0 2 4 25.0509 6 6 2502 5 4 5 0134 1 =13364N 1. 对于轴承 C 和 D，只承受径向载荷所以采用圆锥滚子轴承 7514 E，此轴承的额定动载荷 Cr 为 102.85KN，所承受的当量动载荷 Q=X RA =115976=15976N。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 37 所以有 610QfCrfLpt s (6-18) 式中 : tf 为温度系数，在此取 1.0； pf 为载荷系数，在此取 1.2。 所以 L = 63103 101 5 9 7 62.11085.1 0 21 =2.70 108 s 主动圆柱齿轮的计算转速 1n =163.89 4.444=728 r/min 所以轴承能工作的额定轴承寿命： nLLh 60 h (6-19) 式中 : n 轴承的计算转速， r/min。 由 上式可得轴承 A 的使用寿命72860 10703.28 hL=6188 h 若大修里程 S定为 100000 公里，可计算出预期寿命即 hL =amvS h (6-20) 所以 hL =5.32100000=3076.9 h。 和 hL 比较， hL hL ，故轴承符合使用要求。 2. 对于轴 承 B，在此并不是一个轴承，而是一对轴承，对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数 X和轴向动载荷系数 Y值按双列轴承选用， e 值与单列轴承相同。在此选用 7514E 型轴承。 在此径向力 R=13369N 轴向力 A=20202N，所以RA=1.51 e 由表可查得X=1.0， Y=0.45cota=1.6cot4.0 cot45.0=1.8 当量动载荷 Q= YAXRfd （ 6-21） 式中 ： df 冲击载荷系数在此取 1.2。 由 上式可得 Q=1.2（ 1 13369+1.8 20202） =61618.5N 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 38 由于采用的是成对轴承 rC =1.71Cr 所以轴承的使用寿命由式可得 hL = QCrn16670 = 3105.6 1 6 1 871.11 6 8 0 0 07281 6 6 7 0 =3876.6 h3076.9 h= hL 所以轴承符合使用要求。 已知 F=25450N， aZF =9662N， RZF =20202N， a=410mm， b=160mm.c=250mm 所以，轴承 A的径向力： AR = 22 82.40696625.01602 0 2 0 216002 5 4 5 0410 1 =10401.3N 轴承 B 的径向力： BR = 22 82.40696625.02502020225025450410 1 =23100.5N 轴承 A， B均采用 7315E，其额定动载荷 Cr为 134097N 3. 对于轴承 A，轴向力 A=9662N，径向力 R=10401.3N，并且RA=0.93e，在此 e值为 1.5tana约为 0.402，由表可查得 X=0.4， Y=0.4cota=1.6 所以 Q= YRXAfd =1.2(0.4 9662 1.6 10401.3)=24608.256N hL = QCrn16670 = 310256.2460813409789.16316670 =2896 3 h hL 所以轴承 C 满足使用要求。 4. 对于轴承 B，轴向力 A=0N，径向力 R=23100.5N，并且RA=.4187 e 由表可查得 X=0.4， Y=0.4cota=1.6 所以 Q= YRXAfd =1.2 (1.6 23100.5)=44352.96N hL = QCrn16670 = 31096.4 4 3 5 21 3 4 0 9 789.1631 6 6 7 0 =4064.8 h hL 均满足要求 小结 本章 对轮边减速器的结构型式 进行论述，完成轮边减速器的基本参数的选 择及设计计算，校核了齿轮强度，确定了齿轮材料和热处理方法。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 39 第 7 章 驱动桥壳设计 7.1 桥壳的结构 型 式 本设计采用的 驱动桥壳 为 整体式 整体式桥壳 (图 7-1)的特点是整个桥壳是一根空心梁，桥壳和主减速器壳为两体。它具有强度和刚度较大，主减速器拆装、调整方便等优点。 图 7-1 整体式桥 壳 7.2 桥壳的受力分析与强度计算 对于具有全 浮式半轴的驱动桥，强度计算的载荷工况与半轴强度计算的三种载荷况相同。图 7-2 为驱动桥壳受力 图，桥壳危险断面通常在钢板弹簧座内侧附近， 桥壳端部的轮毂轴承座 图 7-2 驱动桥壳受力图 根部也应列为危险断面进行强度验算。 7.2.1 桥壳的静弯曲应力计算 按静载荷计算时，在其两铜板弹簧座之间的弯矩为： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 40 222wG BSMg (7-1) 式中 G2-汽车满载静止于水平路面对驱动桥给水平地面的载荷，取 11010N； wg车轮（包括轮毂、制动器）的重力 ； B 驱动车轮轮距 ， 1.448m； S 驱动桥上，两钢板弹簧座中心间的距离 ，取 1.1m。 1 1 0 1 0 1 . 4 4 8 1 . 15 0 0 8 7 0 . 8 722M N m 静弯曲应力wj 310wjvMW （ 7-2） vW-危险断面处（钢板弹簧附近）桥壳的垂直弯曲界面系数； 344(1 ) 3 3 6 5 6 . 8 7 5 0 . 4 6 0 2 1 5 4 8 8 . 8 932v dDW D 38 7 0 . 8 7 1 0 5 6 . 2 3 61 5 4 8 8 . 8 9wj M P a 7.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 当汽车通过不平路面时，动载系数为 k ，危险断面的弯曲应力 为 wd wjkd （ 7-3） 式中 kd -动载系数；取 3.0； wd-见（ 7-2）下的说明 。 3 . 0 5 6 . 2 3 1 6 8 . 6 9wd M P a 桥壳的许用弯曲应力为 300-500MPa。可锻铸铁桥壳取较小值。 钢板冲压焊接桥壳取较大值。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 41 7.2.3 汽车以最大牵引力 行 驶 时的桥壳强度计算 1.地面对左右驱动车轮的最大切向反力共为 m a x m a x /e T L T rP T i r （ 7-4） 式中 maxeT-发动机最大转矩 ， 180N m； TLi-传动系最低挡传动比 ， 16.5； T-传动系传动效率 ， 0.9； r-轮胎滚动半径 ， 0.3。 m a x 1 8 0 1 6 . 5 0 . 9 / 0 . 3 8 9 1 0PN 2.后驱动桥在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩vM为： 2 222vwG BSM m g (7-5) 式中 2G、wg、 B、 S-见式（ 7-1）下的说明 ； 2m-汽车加速时质量转移系数， 1.3。 1 1 0 1 0 1 . 4 4 8 1 . 11 . 3 5 0 0 1 1 5 8 . 2 322vM N m 3.两钢板弹簧座之间 ,桥壳所受的水平方向的弯矩hM为： m a x22h P BSM （ 7-6） 式中 maxP-见式（ 7-4）的计算结果 ； 、 见式（ 7-1）下的说明 。 8 9 1 0 1 . 4 4 8 1 . 1 7 7 5 . 1 722hM N m 4.两钢板弹簧之间桥壳承受的转矩为： m a x2e T L TTiT （ 7 7） 式中