毕业设计（论文）：SY1046轻型货车驱动桥设计

上海工程技术大学毕业设计（论文） SY1046轻型货车驱动桥设计目 录摘要 1ABSTRACT 20 引言 401 选题研究背景及意义 402 国内外驱动桥研究现状 503 设计内容和设计要求 71 驱动桥总成的结构形式及布置 82 主减速器 102.1 减速器的结构形式选择 102.2 主减速器计算载荷的确定 112.3 主减速器锥齿轮主要参数的选择 162.4 双曲面齿轮的校核 212.5 锥齿轮的材料 252.6 主减速器主从动齿轮的支撑方案 252.7 主减速器锥齿轮轴承载荷计算 273 差速器设计 343.1 差速器形式的选择 343.2 差速器齿轮的设计 353.3 差速器齿轮的强度校核 364 车轮传动装置 375 驱动桥壳设计 415.1 驱动桥壳结构方案分析 415.2 驱动桥壳强度计算 416 工艺性和经济性分析 467 总结 488 致谢 499 参考文献 5010 附录 5110.1附录1 5110.2附录2 5510.3附录3 5611 译文 6212 原文说明 9497摘 要 驱动桥位于传动系末端，基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，再将转矩分配给左、右车轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能，是汽车行驶系的重要组成部分。所以驱动桥设计质量直接关系到整车性能的好坏。 本说明书分以下几部分进行阐述：在绪论部分，对驱动桥各总成及其选用形式作了简单的说明；在方案论证部分，会阐述如何进行驱动桥总成的结构形式的选择。本设计采用单级主减速器，应用双曲面齿轮啮合传动，尽量简化结构，缩减尺寸，有效利用空间，减少材料浪费，以及减轻整体质量；在设计计算与强度校核部分，对主减速器主从动齿轮、差速器齿、车轮传动装置和驱动桥壳等重要部件的参数作了计算。同时也对以上的几个部件进行了必要的强度校核计算；在工艺部分，对本设计的制造装配等工艺，作了简单的分析。总体来说，本驱动桥的设计结构形式的选择较为合理。对于相关部件的参数选择，经过强度计算后证明其也都合格。所以本驱动桥设计符合相关的规定。关键词：驱动桥 ，轻型货车，差速器，主减速器 Project of a Drive Axle for Light Truck of SY1046ABSTRACT As one of main component of vehicle drive line, its basic effect is to enlarge the torques that comes from the drive shafts or directly from the transmission, and distributes the torques to side wheels, and make the side wheels have the differential drive axle has an important effect on vehicle performance. This manual is divided into the following parts: in the introduction part, it has short and sweet introduced the assembly and pattern selection for drive axle. In the part of selection and argumentation , a concrete description of structure form of drive axle and its assemblies are made. In this design, it has selected the single-grade main-reducer drive axle, it is two hypoid gears, it can simplify the structure, reduce the size, make effect use of the space and materials, reduce the whole quality. In the part of designing conclusion and strength check, parameter of the essential units such as the speed reduction,differential,wheel drive mechanism and so on are selected. At the same time, the author makes the strength check to the main speed reduction, differential wheels drive mechanism. In the technology of drive ring gear shaft is analyzed, afterwards its dimensional chain is calculated. In the conclusion, The design of drive axle and the choices of structure are reasonable. And parameters of some related components selection, after the calculation proves itsstrength are qualified. So the design of drive axle is in accordance with the relevantprovisions.Key words: drive axle, light truck, differential gear, main-reducerSY1046轻型货车驱动桥设计杜 宇 0615101280 引言0.1 选题背景目的及意义 目前，轻型货车在我国商用车中占有较大市场，据中国汽车工业协会统计，2012全年，国内轻型货车（1.8吨总质量6吨）销售大约184.27万辆。同时,随着城市、农村一体化进程的不断加快，以及高速铁路的快速发展，也提供了许多机会给“门至门”的短途运输。受以上因素影响，预计轻型货车在今后几年仍会呈现明显增长趋势。2012年我国全年货车累计销售约330.38万辆，轻型货车销售了184万辆，可见轻型汽车在商用车生产中占有很大的比重。驱动桥作为汽车的关键零部件，也得到了相应的发展。在研发生产领域，各汽车生产厂家形成了系列化、批量化、专业化的现状。驱动桥作为汽车的重要总成之一，传递着传动系统中的最大转矩并承受着反作用力矩，承载着汽车车架和承载式车身经悬架给予的横向力、纵向力、铅垂力及其力矩。驱动桥结构设计对汽车可靠性、耐久性非常重要，而且还直接影响到汽车的行驶性能，如动力性、通过性、机动性、平顺性以及操作稳定性等。驱动桥设计所涉及的机械部件和元件十分广泛，而这些零部件以及总成的制造要涉及所有的现代机械制造工艺。为能大大降低整车生产成本，设计出造价低廉、结构简单、工作可靠的驱动桥，通过进行本次驱动桥的学习和设计，可更好的掌握机械设计知识和技能，对于设计出结构优良的轻型货车驱动桥具有一定意义。0.2 目前驱动桥研究状况0.2.1 国内现状就目前而言，我国汽车汽车企业的研发模式主要是由测量、输入和自主创新三种。主要有计算机辅助设计应用少，研发模式比较落后，技术创新力不够等。即使是一些技术力量相对较好的企业，也是引进原装桥来测绘，加之这些企业一般都具有十分完善的研发模式体系，同时也有比较完善的试验手段。但是说到底，这种研发体系仍然是仿制之后进行逆向研究后再生产。总之，虽然国内汽车车桥行业已取得一些成果，但基本上缺乏自己独立创新的成果，具有仿制的影子。平心而论，我国驱动桥的研究设计与世界先进水平还有一定差距，即使有有个别实力较强的企业，他们的创新研发机构基本上刚刚开始发展。不过在目前科学技术迅猛的时代背景下，汽车领域也时时刻刻采用着许多科技含量比较高的新技术，促进了世界各国汽车技术水平研发能力的提高，所以就目前来看我国车桥行业会快速发展起来。0.2.2 国外现状国外轻型货车驱动桥的开发技术已经非常的成熟，建立一个新的驱动桥开发模式已成为全世界驱动桥开发者的新目标。新的驱动桥设计方法的应用使得开发周期缩短，成本降低以及可靠性增加。国际上最新开发模式和驱动桥新技术主要包括：1)进行并行开发模式 并行开发作为一种新的开发模式，指在一定范围对同性能、不同规格的，相同或不同的产品在进行功能分析的基础上,划分设计出一系列功能模块,再通过模块选择和组合来构成不同产品的一种设计方法，能够缩短新产品设计时间、降低其成本、提升其质量以及提高市场竞争力,以DANA为代表的许多意大利企业已采用了该类设计方法, 优点是: 可减少设计及工装制造的投入, 减少零件种类, 提高了规模生产程度, 降低制造费用, 提高其市场响应速度等。2)模态分析 模态分析是一个对工程结构进行振动分析研究的先进现代方法与手段。它可定义为对结构动态特性解析分析(有限元分析)以及实验分析(实验模态分析)，用模态参数来表征其结构动态特性。模态分析的优点是在系统做动力学分析时，用模态坐标来代替物理坐标，可大大的压缩系统分析的自由度数目，而且分析精度高。驱动桥的振动特性不但直接影响本身强度，对整车舒适性和平顺性也有至关重要的影响。所以，进行模态分析，掌握改善其振动特性，是驱动桥设计中的一个重要方面。3)驱动桥壳有限元分析方法 有限元法并不需要对分析的结构进行严格的简化，可以考虑各种计算要求和条件，也可计算各种工况，而且计算精度比较高。有限元法将有无限个自由度的连续体离散成为有限个自由度的单元集合，使问题简化为适合数值解法的问题。只要确定了单元的力学特性，就可以按照结构分析的方法使求解分析过程大大简化，再用计算机可解决许多难以解决的复杂工程问题。目前有限元己成为解决数学、物理、力学和工程问题的一种有效方法，也为驱动桥壳设计计算提供了强有力的工具。4)高性能制动器技术 发达国家的驱动桥产品之中, 已出现有自循环冷却功能的湿式制动器桥、带有散热风送的盘式制动器桥、适于ABS蹄、鼓式和盘式制动器桥以及带自动补偿间隙的盘式制动器等高配置性能制动器桥, 同时，制动器的位置也有了从桥臂处分别桥包总成和轮边端部转移的趋势。第一种处理方式易于散热, 第二种处理方式是为了降低成本, 甚至有的厂商把制动器壳体与桥壳铸为一体,易于散热，又利于降低材料成本, 但是这对铸造技术、铸造精度以及加工精度都提出了很高的要求。5)电子智能控制技术开始进入驱动桥产品 电子智能控制技术已在汽车业得到了快速的发展，如，现在很多汽车上都使用的ABS(制动防抱死控制)、ASR（驱动力控制系统）等系统。0.3 设计主要内容和预期成果0.3.1 驱动桥结构形式及布置方案的确定。0.3.2 驱动桥零部件尺寸参数确定及校核：1）完成主减速器的基本参数选择与设计计算；2）完成差速器的设计与计算；3）完成半轴的设计与计算；4）完成驱动桥桥壳的受力分析及强度计算。0.3.3 完成驱动桥驱动桥装配图和主要部分零件。0.3.4 设计驱动桥应该满足以下几项要求：1) 为了具有良好的动力性和燃油经济性，应该选择合适的主减速比。2) 外形尺寸小以有合适的离地间隙，。3) 齿轮及其他零部件要求工作稳定，噪声小。4) 要求在各种工况下应该具有一定的传动效率。5) 为了拥有较好的平顺性，汽车簧下质量应尽量小，所以在保证刚度强度的条件下，尽量减小桥的质量。6) 应与导向机构运动协调，若果是转向驱动桥，那还应与转向机构运动相协调。7) 结构简单，制造容易，拆调容易，加工工艺性较好。1 驱动桥总成的结构形式及布置汽车驱动桥位于传动系的末端，基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩合理分配给左右驱动车轮，并使左右驱动车轮具有汽车行驶所要求的差速功能。驱动桥还承受作用于路面和车架或承载式车身之间的垂直力、纵向力、横向力及其力矩。 一般汽车结构中，驱动桥主要由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等部件组成。 驱动桥的结构形式与驱动车轮悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架，驱动桥为非断开式，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，主减速器、差速器及车轮传动装置装在里面。当采用独立悬架，为保证运动协调，驱动桥为断开式，这种驱动桥无钢性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮与车架或车身作弹性联系，并可独立地分别相对于车架或车身做上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。 具有桥壳的非断开式驱动桥结构比较简单，制造工艺性好，成本低，工作较可靠，维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车以及部分小轿车上。但整个驱动桥均属簧下质量，不利于汽车平顺性和降低动载荷。断开式驱动桥结构则较复杂，成本较高，但它大大增加了离地间隙，簧下质量比较小，改善了行驶平顺性，提高了汽车平均车速;减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况以及对各种地形的适应性较高，大大提高了车轮的抗侧滑能力。 由于轻型货车主要在城市中短途行驶，路面状况较好，所以本设计使用成本低廉结构简单的整体式驱动桥。结构图如下： 图1.1整体式驱动桥示意图该驱动桥由驱动桥壳、主减速器、差速器、半轴组成。输入驱动桥的转矩是从变速器传到主减速器，改变力的传递方向，并由主减速器降低转速，在增大转矩并降低转速，最后差速器经过分配给左右半轴，过半轴外缘的凸缘盘到驱动车轮轮毂，轮毂驱动车轮运动。2 主减速器2.1 主减速器的结构形式选择 主减速器功用：将输入转矩增大并相应降低转速，当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。 主减速器的结构形式主要因齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方式和减速形式的类型而异。按传动齿轮副数目，有单级式主减速器和双级式主减速器。除了一些传动比要求大的大中型车采用双级主减速器外，微、轻、中型车一般采用单级主减速器。为了比较清晰直观得讲述，下面将列表说明单级与双级主减速器，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的优缺点和使用条件。表2.1 单级与双级主减速器对比表类别单级主减速器双级主减速器结构简单复杂质量较小较大成本较小较大减速比小于7712应用范围轿车，轻，中型货车中，重型货车，大客车表2.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮对比表类别螺旋锥齿轮双曲面齿轮轴线垂直相交于一点垂直但不相交偏移距无有螺旋角重合度小大齿轮强度小大传动效率0.950.90抗胶合能力高低轴向力小大轴承寿命大小润滑油普通特殊传动比范围其他加工容易热处理简单成本低存在E由于本设计题目为轻型货车驱动桥设计，采用单级主减速器已经足够了。再者为保证有足够的离地间隙，减小从动齿轮的尺寸，所以选择了双曲面齿轮。2.2 主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：2.2.1悬臂式悬臂式支承结构如图2.1所示，特点是在锥齿轮大端一侧采用较长轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为减小悬臂长度a和增加两端的距离b来改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，但支承刚度较差，多用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。图2.1锥齿轮悬臂式支承2.2.2 骑马式 骑马式支承结构如图2.2所示，为了可以增加支承刚度，在锥齿轮的两端均有轴承支承，又可以使轴承负荷减小，改善齿轮啮合条件，在传递较大转矩情况下，应尽量采用骑马式支承。图2.2 主动锥齿轮骑马式支承采用骑马式（跨置式）支承时，齿轮前、后两端轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大大增加，齿轮在载荷作用下的变形减小，减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。跟据实际情况，本设计为轻型货车所以主动齿轮轴采用悬臂式支撑。当主动锥齿轮轴安装在圆锥滚子轴承上时，为减小悬臂长度增加支撑间距离，应使两轴承小端朝内相向，大端朝外，也便于结构的布置、轴承预紧度的调整和轴承的润滑。2.2.3 主减速器从动锥齿轮支承形式及安装方式的选择 从动锥齿轮采用跨置式这种支撑形式，如图2.3所示，两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用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。图2.3 从动齿轮支撑形式本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮采用骑马式支撑（圆锥滚子轴承）。2.2 主减速器计算载荷的确定2.2.1主减速比的选择1) 预选 （2.1） 车轮滚动半径,m； 发动机输出功率最大时主轴转速,3800； 最高车速100km/h； 变速器最高档速比1。为了得到足够的储备功率，一般应加大10%25%，取大10%，则：=4.957*1.1=5.45272) 选择齿数当较小（3.55）时，取712 ，为减小重量尺寸，取，则：，所以取， 因此最终选。2.2.2 从动齿轮计算载荷的确定1) 按发动机最大转矩计算 （2.2） 动载系数； 发动机的最大转矩, ； 变速器的一档传动比； 主减速器的减速比； 发动机与驱动桥之间的传动效率； 计算驱动桥数。2) 按驱动轮打滑 （2.3） 满载状态下的后桥静载荷； 最大加速度时的后轴负荷系数； 轮胎与路面间的附着系数； 轮胎的滚动半径，m； 轮边减速比； 轮边传动效率。3) 按汽车日常行驶平均转矩确定的从动轮的计算转矩：（2.4） 汽车满载总重； 道路的滚动阻力系数； 汽车正常使用的平均爬坡能力； 汽车在爬坡时的加速能力系数； 轮边传动效率；n 计算驱动桥数。2.2.3 主动齿轮的计算转矩（2.5） 从动齿轮的计算转矩，； 主减速比； 主从动齿轮间的传动效率。1) 按发动机最大扭矩和传动系最低档速比确定主动锥齿轮的计算转矩2) 按驱动轮打滑转矩确定主动锥齿轮的计算转矩3) 按汽车日常行驶平均转矩确定主动锥齿轮的计算转矩2.3 主减速器锥齿轮主要参数的选择以下各项的计算中，。2.3.1 主动锥齿轮齿数选择选取原则：1) 不小于；2) 避免有公约数；3) 不小于。所以选符合这些要求。2.3.2 从动轮大端分度圆直径和断面模数（2.6） 直径系数，取为14； 计算转矩，。选定后，可按式算出从动齿轮大端模数，并用下式校核：（2.7） 齿轮大端端面模数，mm； 模数系数； 从动齿轮的计算转矩，。符合要求，所以。2.3.3 齿面宽度齿面宽过大和过小都会降低齿轮强度及寿命，太大不但不能提高齿轮的强度和耐久性，还会给制造带来困难。一般使双曲面齿轮小齿轮齿面宽大于大齿轮。根据经验公式估算:（2.9） 从动齿轮节圆直径，mm。取为。2.3.4 双曲面齿轮偏移距E的确定E过大会使齿轮纵向滑移过大，引起齿面早期磨损；E过小又不能发挥双曲面齿轮的优点；E应给接近0.2且。 ，(根据节锥距计算结果)。所以，取下偏移，即由从动齿轮的锥顶向其齿面看去使主动齿轮处于右侧，主动齿轮在从动齿轮中心线的下方。2.3.5 中点螺旋角越大，则重合度越大，轮齿的强度越大，啮合齿数就越多，传动平稳。越小，齿轮上所受轴向力越大，轴承载荷越大，轴承寿命缩短。预选:（2.10） 主动齿轮的名义（中点）螺旋角的预选值；、 主、从动齿轮齿数； 从动齿轮节圆直径，mm； 双曲面齿轮的偏移距，mm。2.3.6 螺旋方向的确定选用原则：挂前进挡时，齿轮轴向力为离开锥顶的方向，使主从动齿轮有分离的趋势，防止齿轮卡死。选取主动齿轮左旋（即从锥顶看，齿形从中心线上半部分向右倾斜）。2.3.7 法向压力角的选择法向压力角大些可增加齿轮强度，减少不发生根切的最小齿数。过大会使齿顶变尖，端面重合度降低。选取2.3.8 铣刀的刀盘半径选择根据汽车车桥设计129页的表3-14预选刀盘半径。双曲面齿轮的几何尺寸程序计算附后。2.3.9 主从动锥齿轮几何计算计算结果如表2.3：表2.3主减速器双曲面齿轮几何尺寸表序号项 目计 算 公 式计 算 结 果1主动齿轮齿数72从动齿轮齿数383模数6.4384齿面宽=41.7mm=37.9mm5工作齿高10.4268mm6全齿高=11.7608mm7法向压力角=22.58轴交角=909节圆直径=45.067mm=244.65mm10节锥角=90-=11.5907=77.578011节锥距A=A=125.3573mm12齿顶高=1.3557mm14齿根高=10.4051mm15径向间隙c=c=1.3340mm16刀盘名义直径=95.250mm17大齿轮锥顶到小齿轮轴线距离-z=-3.7044mm 表2.3主减速器齿轮的几何尺寸表 （续表）序号项 目计 算 公 式计 算 结 果18齿顶角齿根角19面锥角；=16.1644=78.312520根锥角=10.8668=72.662221外圆直径=75.9754mm=245.2333mm22大齿轮外缘至小齿轮轴线距离=29.3247mm23大齿轮面锥顶至小齿轮轴线距离=-3.9598mm24大齿轮根锥顶点至小齿轮轴线距离=-3.3604mm25小齿轮面锥顶点至大齿轮轴线距离=13.8480mm26小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离=117.2104mm27小齿轮齿轮前缘至大齿轮轴线距离=73.1096mm 表2.3主减速器齿轮的几何尺寸表 （续表）序号项 目计 算 公 式计 算 结 果28小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线距离=29.2190mm29齿侧间隙B=0.1540.2060.2mm30螺旋角2.4 主减速器双曲面齿轮校核程序计算得主动轮螺旋角，而预选的，两者差值,符合要求，平均螺旋角:，符合要求。 双曲面齿轮齿的损坏形式主要有：弯曲疲劳折断，过载折断，齿面点蚀及剥落，齿面胶合，齿面磨损等。2.4.1 单位齿长圆周力主动轮大端分度圆直径（2.11）、 主、从动齿轮齿数； 从动齿轮节圆直径，。主减速器锥齿轮的表面耐磨性常用齿轮上的单位齿长圆周力来估算。表2.4许用单位齿长上的圆周力(Nmm)类别档位一档二档直接档轿车893536321载货汽车1429250公共汽车982214牵引汽车536250按发动机最大转矩和变速器一档速比计算： （2.12） 发动机最大转矩，; 变速器传动比； 主动齿轮节圆直径，mm。按发动机最大转矩和变速器一档速比计算 按发动机最大转矩和变速器直接档速比计算 按最大附着力矩计算时： （2.13） 汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷； 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0.346m； 从动齿轮节圆直径，mm。满足要求。2.4.2 轮齿弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力公式（2.14） 为所计算的齿轮的计算转矩; 过载系数; 尺寸系数; 齿面载荷分配系数; 质量系数; 计算齿轮的齿面宽，mm； 计算齿轮的齿数； 端面模数，mm； 计算汽车差速器弯曲应力的综合系数，按汽车车桥设计图4-9取值。1)主动锥齿轮强度校核以发动机最大扭矩和传动系最低当速比所确定的主动锥齿轮的转矩为计算扭矩来校核: 以汽车日常行驶平均转矩所确定的主动锥齿轮转矩为计算扭矩来校核:2) 从动锥齿轮强度校核以发动机最大扭矩和传动系最低当速比所确定的从动锥齿轮的转矩为计算扭矩来校核以汽车日常行驶平均转矩所确定的从动锥齿轮转矩为计算扭矩来校核：2.4.3 轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力公式：（2.15） 为所计算齿轮的计算转矩; 材料弹性系数； 主动齿轮节圆直径，mm； 表面质量系数，取1； 过载系数； 尺寸系数； 齿面载荷分配系数； 质量系数； 齿轮齿面宽，mm；取齿轮副中的较小值（一般为从动齿轮齿面宽）； 计算接触应力的综合系数，按汽车车桥设计图3-127取0.20。由于接触应力主从动齿轮相等，所以以下只计算主动轮。1) 按主动轮计算载荷计算2) 按日常行驶转矩计算2.5 锥齿轮的材料汽车驱动桥主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢来制造，主要有20CrMnTi,20MnVB,20MnTiB,22CrNiMo等 。本设计采用较常用的20CrMnTi。其优点是表面得到含碳量较高的硬化层，有比较高的耐磨性和抗压性，心部较软，所以具有很好的韧性，因而它的弯曲强度，表面接触强度以及承受冲击的能力都很好。由于含碳量较低，锻造性能和切削加工性能较好。主要缺点是热处理费用比较高，表面硬化层以下基底较软，在承受很大压力时可能会产生塑性变形，如果渗透层与心部的含碳量相差太多，就可能会引起表面硬化层剥落。2.6主减速器主从动齿轮的支撑方案主减速器必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状态，才能良好的工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量，装配和主减速器壳体的刚度有关外，还与齿轮的支撑刚度相关。2.6.1 主动锥齿轮的支撑主动锥齿轮的支撑形式分为悬臂式支撑和跨置式支撑两种。悬臂支撑机构的特点是锥齿轮的大端一侧采用长一些的轴颈，安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度和增加两轴承中心间的距离，改善支撑刚度，使两个圆锥滚子轴承的大端朝外，使作用在齿轮上锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另外一个轴承承受。悬置式支撑机构简单，支撑刚度较差，用于传递扭矩较小的轿车，轻型货车的单级主减速器中。跨置式支撑结构的特点是锥齿轮的两端均由轴承支撑，这样可大大增加支撑刚度，使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，所以齿轮的承载能力高于悬臂式。由于齿轮大端一侧轴颈上的两个圆锥轴承之间距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使其更加紧凑，可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但跨置式支撑须在主减速器壳体上安装支撑导向轴承所需要的导向轴承座，从而使主减速器壳体制造结构更加复杂，加工成本提高。因主从动锥齿轮之间空间很小，使主动齿轮轴导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不了或者齿轮拆装困难。由于本设计是轻型货车的驱动桥，所传递的扭矩比较小，采用悬臂式支撑已足够，这样可使结构简单，布置容易，成本降低。2.6.2 从动锥齿轮的支撑从动齿轮支撑刚度与轴承形式，支撑间的距离和轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承。为了增加支撑刚度，两轴承的大端应向内，以减少轴承之间距离。为使从动齿轮背面的差速器壳有足够的空间来布置加强筋以增加支撑的稳定性，轴承间的距离应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为使载荷尽量平均分配在两侧的轴承上，应尽量使从动齿轮两侧轴承距离相等或从动锥齿轮距离左侧轴承的距离大于右侧轴承的距离。2.7 主减速器锥齿轮轴承载荷计算2.7.1 锥齿轮齿面上的作用力锥齿轮的受力示意图如下：图2.4锥齿轮的受力示意图根据汽车车桥设计（刘惟信编）中，主动轮的当量转矩为： （2.16） 发动机最大转矩，在此取；， 变速器在各挡的使用率，可参考表2.5选取0.5，2，5，177.5；， 变速器各挡的传动比5.6，3.637，2.365，1.538，1；， 变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2.5选取50，60，70，70，60。表2.5及的参考值档位变速器车型轿车公共汽车载货汽车II挡IV挡IV挡IV挡带超速档IV挡IV挡带超速档V挡80I IIIIIIVV19901420750.82.51680.72627651415501311850.53.57590.5251577.5Q1 y,IIIIIIIVV60 60507065606065605050707060607070606050607060506070705060707060主从动锥齿轮的中点分度圆直径如下：（2.17） （2.18） 从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 从动齿轮根锥角；、 双曲面主、从动齿轮的中点螺旋角。（2.19）（2.20）、 作用在主、从动齿轮齿面宽中点的圆周力; 主动轮当量转矩。则由此可计算出主从动轮上的轴向力和颈向力,选取主动轮左旋，从动轮右旋，顺时针方向。主动轮的轴向力为： （2.21） 径向力（2.22） 、 主动齿轮轴向力和径向力； 齿轮法向压力角； 齿轮节锥角； 主动齿轮的中点螺旋角。从动轮轴向力 （2.23）径向力 （2.24）、 从动齿轮轴向力和径向力； 齿轮法向压力角； 齿轮节锥角； 从动齿轮的中点螺旋角。可推出轴满足的最小直径 （2.25） 发动机的额定功率；N 发动机的额定转速； C取80，由于需要考虑轴上的键槽放大,=22.80mm，所以取。2.7.2 轴承受力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2.5所示。 图2.5主减速器轴承的布置尺寸轴承A，B的径向载荷分别为=（2.26）（2.27）式中：预选,。 齿轮齿面宽中点处圆周力，； 主动齿轮径向力，； 主动齿轮轴向力，； 主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。所以，轴承A的径向力； 轴承B的径向力。轴承的寿命为 s （2.28） 为温度系数，在此取1.0； 为载荷系数，在此取1.2； 额定动载荷； 寿命系数。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为r/min （2.29） 轮胎的滚动半径，0.346m； 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35 km/h。所以邮上式可得,所以轴承能工作的额定轴承寿命为：h （2.30） 轴承的计算转速，r/min。 若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即= h （2.31） 汽车的大修里程，km。所以=对于轴承A和轴承B，根据尺寸，选用30306型圆锥滚子轴承，,，。对于轴承A，在此径向力，轴向力，所以=0e，,当量动载荷= =所以轴承B要使用强度要求更高的30305。对于从动齿轮的轴承C，D的径向力R=（2.33）（2.34）已知：，： 齿轮齿面宽中点处圆周力，； 从动齿轮径向力，； 从动齿轮轴向力，； 从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。所以，轴承C的径向力：=；轴承D的径向力：=对于轴承C，轴向力，径向力=；对于轴承D，轴向力，径向力=，均有e， 所以，根据尺寸，轴承C，D预选32210，其额定动载荷为82.8kN, ，。 对于轴承C， =所以轴承C满足使用要求。 对于轴承D， = =所以轴承D满足使用要求。3 差速器设计3.1 差速器形式的选择汽车行驶过程中，左右车轮同一时间内所滚过的路程往往不相等。如转弯时内侧车轮行程比外侧车轮少;左右两轮胎的气压也不相等，轮胎面的磨损不均匀，两车轮上的负荷不均匀引起的车轮滚动半径也不相等；左右车轮的路面条件不相同，阻力不相等如果左右车轮刚性连接，则不论转弯或直线行驶，都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，而且会使转向沉重，通过性和操纵性变差。为此在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。差速器按结构特征可分为：齿轮式，凸轮使，涡轮式等。在汽车上广泛采用的是对称锥齿轮式差速器，具有结构简单，质量小，维修较容易，成本低等优点。差速器的性能一般用以锁紧系数来表征，普通锥齿轮式差速器锁紧系数一般是0.050.15, 两半轴转矩之比为1.111.35。这样的分配比例对于良好路面上行驶的汽车来说是合适的。但是当汽车越野或在泥泞、冰雪路面上行驶时，一侧驱动车轮与地面附着系数很小，尽管另一侧车轮与地面附着很好，驱动桥力矩也不得不随着附着系数小的一侧同样的减小，无法发挥其潜在牵引力，以致汽车停驶。由于本设计题目是轻型货车驱动桥设计，道路条件良好，为简化结构和降低成本，所以使用一般的行星齿轮式差速器。3.2 差速器齿轮的设计3.2.1 差速器齿轮主要参数的选择1) 行星齿轮数取n=4，即用四个行星齿轮。2) 行星齿轮的球面半径行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮节锥矩大小和承载能力，根据经验公式来确定： （3.1） 行星齿轮球面半径系数，取2.8； 计算转矩。3) 行星齿轮的节锥矩 （3.2）式中：为行星齿轮的球面半径。4) 行星齿轮和半轴齿轮的齿数为使两个行星齿轮同时与两个半轴齿轮啮合，两个半轴齿轮齿数必须被行星齿轮数整除，否则差速器不能装配。故选行星齿轮齿数为10，半轴齿轮齿数为16。5) 压力角根据经验,选择的压力角大多数采用。3.2.2 差速器齿轮的几何参数计算程序附后。3.3 差速器齿轮的强度校核差速器齿轮尺寸受结构限制，而且承受载荷较大，不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有汽车转弯后左右车轮行驶在不同的路面时，差速器齿轮才有啮合相对运动。因此差速器齿轮主要进行弯曲强度校核。公式如下 （3.3） 为所计算齿轮的计算转矩； 过载系数； 尺寸系数，当断面模数时，； 齿面载荷分配系数； 质量系数，取1.0； 计算差速器弯曲应力的综合系数，按汽车车桥设计图4-9取0.226。1）以发动机最大扭矩和传动系最低当速比所确定转矩来校核 此处2）以汽车日常行驶平均转矩所确定转矩为计算扭矩来校核 此处所以轮齿强度合格。4 车轮传动装置车轮传动装置位于传动系末端，基本功用是接受由差速器传来的扭矩并传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置主要是半轴；对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向节。半轴根据其车轮端的支撑方式，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。半浮式半轴的结构特点是半轴外端轴颈支撑轴承位于半轴套管外端的内孔中的轴承上，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩，还承受弯矩。全浮式半轴结构特点是半轴外端凸缘用螺钉与轮毂相连，轮毂又用两个圆锥滚子轴承支撑在驱动桥壳的半轴套管上，理论上说，半轴只承受转矩，作用在驱动桥上的其他反力以及弯矩全部由桥壳来承受。但由于桥壳会变