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载货汽车整体式驱动桥设计【优秀汽车车辆设计+3张CAD图纸】

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关键词：: 载货汽车整体总体驱动驱动桥设计载货汽车整体式驱动桥设计汽车车辆设计

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载货汽车整体式驱动桥设计【优秀汽车车辆设计+3张CAD图纸】

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任务书

毕业设计（论文）题目：汽车整体式驱动桥设计

立题的目的和意义：

驱动桥是汽车底盘的重要组成部分，因此它的性能好坏直接影响汽车的整车性能，其工作条件恶劣，易磨损，经常发生故障，这些都对设计提出了很高的要求。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济发展。因此研究驱动桥的工作特性，并对其进行设计，是非常重要的和必要的。

本课题的选择充分考虑了研究课题对汽车专业学生学习和工作的指导作用，对本课题的研究能够使学生了解汽车总成部件的设计方法，通过本课题的研究学生可以完成专业课程的总结，获得一定的工程设计方法。

技术要求与主要内容：

（1）整车总质量：4405kg；发动机最大转矩：Temax=245Nm；变速器一挡传递比：i1=5.568；主减速器传动比：i0=5.833

（2）设计方法与设计过程参照汽车设计转向系设计规定进行。

（3）要求研究汽车设计、机械制图、机械设计、材料力学等相关知识，并将这些知识有机结合、熟练运用；

（4）要求对驱动桥主要部件进行详细设计，工艺合理、成本低、可靠性高；

（5）用AutoCAD完成装配图、零件图，清楚表达设计。

主要内容：（1）驱动桥总体方案论证（2）主减速器设计（3）差速器设

( 4）半轴与驱桥壳设计

摘要I

AbstractII

第1章绪论1

1.1 课题研究的目的意义1

1.2 课题的国内外研究现状2

第2章驱动桥的总体方案确定3

2.1 驱动桥的种类结构和设计要求3

2.1.1 汽车车桥的种类3

2.1.2 驱动桥的种类3

2.1.3 驱动桥设计要求6

2.2 设计车型主要参数4

2.3 主减速器结构方案的确定4

2.3.1 主减速比的计算4

2.3.2 主减速器的齿轮类型4

2.3.3 主减速器的减速形式5

2.3.4 主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法8

2.4 差速器结构方案的确定8

2.5 半轴的形式确定8

2.6 桥壳形式的确定9

2.7 本章小结9

第3章主减速器设计10

3.1 概述10

3.2 主减速器齿轮参数的选择与强度计算10

3.2.1 主减速器计算载荷的确定10

3.2.2 主减速器齿轮参数的选择11

3.2.3 主减速器齿轮强度计算22

3.2.4 主减速器轴承计算26

3.4 主减速器的润滑33

3.5 本章小结33

第4章差速器设计34

4.1 概述34

4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器原理34

4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构34

4.4 对称圆锥行星锥齿轮差速器的设计35

4.4.1 差速器齿轮的基本参数选择35

4.4.2 差速器齿轮的几何尺寸计算36

4.4.3 差速器齿轮的强度计算38

4.4.4 差速器齿轮的材料39

4.5 本章小结39

第5章半轴设计40

5.1 概述40

5.2 半轴的设计与计算40

5.2.1 全浮式半轴的计算载荷的确定40

5.2.2 半轴杆部直径的初选41

5.2.3 全浮式半轴强度计算42

5.2.4 全浮式半轴花键强度计算42

5.2.5 半轴材料与热处理44

5.3 本章小结44

第6章驱动桥桥壳的设计45

6.1 概述45

6.2 桥壳的受力分析及强度计算45

6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算45

6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度47

6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算47

6.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算49

6.3 本章小结51

结论52

参考文献53

致谢54

附录55

附录A 外文文献中文翻译55

附录B 外文文献原文57

摘要

轻型汽车在商用汽车生产中占有很大的比重，而且驱动桥在整车中十分重要。它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载货汽车显得尤为重要。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本。

本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数，在分析驱动桥各部分结构形式、发展过程及其以往形式的优缺点的基础上，确定了总体设计方案，采用传统设计方法对驱动桥各部件主减速器、差速器、半轴、桥壳进行设计计算并完成校核。最后运用AUTOCAD完成装配图和主要零件图的绘制。

关键词：驱动桥；主减速器；差速器；半轴；桥壳

Abstract

Pickup trucks take a large proportion of commercial vehicles production, and the drive axle is one of the most important structure. Drive axle is the one of automobile four important assemblies, its performance directly influence on the entire automobile, especially for the truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the trucks’ developing tendency.

In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, determined on the basis of the design program, using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer, differential, axle, axle housing was designed to calculate and complete the check. Finally complete the final assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components.

Keywords：Drive Hxle; Reduction Final Drive; Differential; Axle;

Drive Axle Housing

第1章绪论

1.1 选题背景目的与意义

汽车是改变世界的机器。汽车工业发展的百年历史中，已使世界发生了翻天覆地的变化。目前，全世界的汽车保有量已经超过8.5亿辆，我国民用汽车2009年就已达到8500万辆。中国的汽车工业起步的比较晚，迄今为止仅有50多年的历史，但其已取得很大的成就【1】。无论从产销量上还是从技术水准上来看，中国的汽车都在不断的前进和发展中，尤其是在近几年，其发展速度更是出乎人们的意料，很多人形容为“井喷 ”。2004年销售2241523辆， 2005年销售2854822辆，2006年销售3833929辆， 2007年销售4731944辆，2008年销售5006120 ，2009年销售7453132辆。（以上为2004—2009年轿车的销量）。随着汽车产品科技含量的迅速提高和汽车拥有量的不断增加，汽车工业已经成为国民的经济支柱产业，带动了许多相关企业、事业，包括钢铁、石油、橡胶、塑料、机床、道路、汽车销售、售后服务、运输、交通管理等的发展[2]。

伴随着汽车工业的发展，使用范围的不断扩大，对于各部件的研发与制造都提出了更高的要求，汽车车桥是汽车的重要大总成，其结构型式和设计参数对汽车的可靠性和操纵性稳定性等有直接的影响。驱动桥是现代汽车重要的总成之一，它位于传动系末端，其功用为增扭、降速、改变转矩的传动方向，并将转矩合理分配给左右驱动车轮。此外，还要承担路面与车架或车身间的各种力与力矩。在毕业设计中，完成对驱动桥的设计，是在完成大学学习后进行的一次综合性训练，是对所学的基本知识、基本理论和基本技能掌握与提高程度的一次总测试。作一篇好的毕业设计，既要系统地掌握和运用专业知识，还要有较宽的知识面并有一定的逻辑思维能力和写作功底。撰写毕业论文的过程是训练学生独立进行科学研究的过程。通过撰写毕业论文，可以使学生了解科学研究的过程，掌握如何收集、整理和利用材料；如何观察、如何调查、作样本分析；如何利用图书馆，检索文献数据；如何操作仪器等方法。撰写毕业论文是学习如何进行科学研究的一个极好的机会，因为它不仅有教师的指导与传授，可以减少摸索中的一些失误，少走弯路，而且直接参与和亲身体验了科学研究工作的全过程及其各环节，是一次系统的、全面的实践机会。依照指导教师的的要求和相应规范，完成对所要求题目的材料收集、筛选，并与其他同学进行合作，共同探讨最终完成设计，以此锻炼学生的文献查阅能力和与他人这件的团队协作能力，同时也有助于为日后的工作打下基础。

参考文献

1 郭新华.汽车构造.高等教育出版社，2007（4）

2 向寒松.中国汽车营销风云录.机械设计出版社. 2007(12).15

3 陈家瑞.汽车构造.第3版.北京：机械工业出版社，2003

4 王望予.汽车设计.第4版.机械工业出版社，2004（8）

5余志生.汽车理论.第5版.北京：机械工业出版社, 2009.

6 尹国臣.浅析汽车驱动桥主减速器的装配与调整.科学教育家，2007，（10）

7 陈珂.汽车后桥差速器齿轮结构设计优化研究，机械传动,2008(4).

8 刘惟信.汽车车桥设计.北京：清华大学出版社，2004.

9 朱孝录.齿轮传动设计手册.化学工业出版社，2005（1）351-545

10 机械设计手册编委会.齿轮传动.北京：机械工业出版社，2007.

11 成大先．机械设计手册（1-3卷）.北京：化学工业出版社，2002

12王春香主. 基础材料力学 .北京：科学出版社. 2007

13刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001.

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A2-从动齿轮.gif

A2-主动锥齿轮.gif

内容简介：: 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）题目汽车整体式驱动桥设计专业车辆工程学号 1079311116 学生张宝庆指导教师赵雨旸答辩日期哈工大华德学院哈工大华德学院毕业设计（论文）评语姓名：学号：专业：毕业设计（论文）题目：工作起止日期：_ 年_ 月_ 日起 _ 年_ 月_ 日止指导教师对毕业设计（论文）进行情况，完成质量及评分意见：_ 指导教师签字：指导教师职称：评阅人评阅意见：_ _ _ _ 评阅教师签字：_ 评阅教师职称：_答辩委员会评语：_根据毕业设计（论文）的材料和学生的答辩情况，答辩委员会作出如下评定：学生毕业设计（论文）答辩成绩评定为：对毕业设计（论文）的特殊评语：_ 答辩委员会主任（签字）：职称：_答辩委员会副主任（签字）：答辩委员会委员（签字）：_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _年月日哈工大华德学院毕业设计（论文）任务书姓名：张宝庆院（系）：汽车工程专业：车辆工程班号：0793111 任务起至日期： 2010 年 10月 10 日至 2010 年 12月 28 日毕业设计（论文）题目：汽车整体式驱动桥设计立题的目的和意义：驱动桥是汽车底盘的重要组成部分，因此它的性能好坏直接影响汽车的整车性能，其工作条件恶劣，易磨损，经常发生故障，这些都对设计提出了很高的要求。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济发展。因此研究驱动桥的工作特性，并对其进行设计，是非常重要的和必要的。本课题的选择充分考虑了研究课题对汽车专业学生学习和工作的指导作用，对本课题的研究能够使学生了解汽车总成部件的设计方法，通过本课题的研究学生可以完成专业课程的总结，获得一定的工程设计方法。技术要求与主要内容：（1）整车总质量：4405kg；发动机最大转矩：Temax=245Nm；变速器一挡传递比：i1=5.568；主减速器传动比：i0=5.833（2）设计方法与设计过程参照汽车设计转向系设计规定进行。（3）要求研究汽车设计、机械制图、机械设计、材料力学等相关知识，并将这些知识有机结合、熟练运用；（4）要求对驱动桥主要部件进行详细设计，工艺合理、成本低、可靠性高；（5）用AutoCAD完成装配图、零件图，清楚表达设计。主要内容：（1）驱动桥总体方案论证（2）主减速器设计（3）差速器设( 4）半轴与驱桥壳设计进度安排：（1）（1）调研、搜集整理资料，完成开题报告（10月10日至16日）（2）确定整体设计方案（10月17日至22日）第（3）驱动桥各部件的设计计算（10月23日至11月21日）（4）完成所设计的零件图和装配图图纸（11月21日至12月10日）（5）毕业设计（论文）的修改完善（12月11日至16日）（6）毕业设计答辩准备（12月17日至26日）同组设计者及分工：指导教师签字_ 年月日系（教研室）主任意见：系（教研室）主任签字_ 年月日说明：请同学们下载后，上述五页与论文使用同材质纸张打印，此页不必打印。附录附录2 外文文献中文翻译驱动桥和差速器所有的汽车都装有不同类型的驱动桥和差速器来驱动汽车行驶。无论是前驱汽车，后驱汽车还是四轮驱动的汽车，对于将发动机的动力转化到车轮上差速器都是不可缺少的部件。动力的传递驱动桥必须把发动机的动力转一个直角后传递出去，但人对于前轮驱动汽车发动机输出的转矩与主减速器是在同一直在线的，但是发动机前置的后轮驱动的汽车发动机的动力必须以正确的角度传递出去，来驱动车轮。图中所示是齿轮驱动的过程，即由一个相对小的齿轮驱动一个大齿轮（主动齿轮和从动齿轮），从动锥齿轮和差速器壳连接在一起，在半轴的根部有一对带有内花键的半轴齿轮，半轴齿轮和半轴通过花键来连接在一起。当差速器壳旋转时，就驱动内部的半齿轮转动从而使半轴转动，将转矩传给车轮。后驱动桥后轮驱动的车辆大多是卡车，大型轿车和大部分跑车。典型的后轮驱动的车辆使用前置发动机和变速箱总成将转矩传输到后轮驱动桥。多驱动桥汽车中，在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。一些车辆不是这个典型的例子。如老式的保时捷或大众汽车引擎在汽车后面，是后轮驱动。这些车辆使用的后方安装驱动桥与半轴来驱动车轮。另外，一些车辆是前置引擎，后桥与传动轴连接发动机来驱动车轮。差速器为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程，汽车左右驱动轮间都装有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学要求。防滑差速器主要可分为两大类：（1）强制锁止式在普通差速器上增加强制锁止机构，当发生一侧车轮打滑时，驾驶员可通过电动、气动或机械的方式来操纵锁止机构，拨动啮合套将差速器壳与半轴锁成一体，从而暂时失去差速的作用。这种方式结构比较简单，但必须由驾驶员进行操作，并在良好路面上停止锁止，恢复差速器的作用。（2）自锁式在差速器中安装粘性硅油联轴节或摩擦离合器，当发生一侧车轮打滑时，两侧半轴出现转速差，联轴节或离合器就自动发生摩擦阻力，使另一侧车轮得到一定的扭矩而驱动汽车继续行驶。当两侧车轮没有转速差时，摩擦阻力消失，自动恢复差速器的作用。这种方式结构比较复杂，但不需要驾驶员进行操作。目前已越来越多地在汽车上得到应用。防滑差速器不仅用于左右车轮间的差速器，也用于全轮驱动汽车的轴间差速器中。主减速比驱动桥都有一定得主减速比，这个数字（通常是一个整数和一个小数）实际上是主减速器主动齿轮与从动齿轮的关系。例如，如果主减速比为4.11则说明从动齿轮的齿数是主动齿轮齿数的4.11倍，换句话说就是主动齿轮轴转动4圈车轮才转动1圈。主减速器的作用是降低从传动轴传来的转速，从而增大扭矩。主减速器的减速比，对汽车的动力性能和燃料经济性有较大的影响。一般来说，主减速比越大，加速性能和爬坡能力较强，而燃料经济性比较差。但如果过大，则不能发挥发动机的全部功率而达到应有的车速。主减速比越小，燃料经济性较好，但加速性和爬坡能力较差。附录1 外文文献原文Drive axle/differentialAll vehicles have some type of drive axle/differential assembly incorporated into the driveline. Whether it is front, rear or four wheel drive, differentials are necessary for the smooth application of engine power to the road.Powerflow The drive axle must transmit power through a 90 angle. The flow of power in conventional front engine/rear wheel drive vehicles moves from the engine to the drive axle in approximately a straight line. However, at the drive axle, the power must be turned at right angles (from the line of the driveshaft) and directed to the drive wheels.This is accomplished by a pinion drive gear, which turns a circular ring gear. The ring gear is attached to a differential housing, containing a set of smaller gears that are splined to the inner end of each axle shaft. As the housing is rotated, the internal differential gears turn the axle shafts, which are also attached to the drive wheels.Rear-wheel driveRear-wheel-drive vehicles are mostly trucks, very large sedans and many sports car and coupe models. The typical rear wheel drive vehicle uses a front mounted engine and transmission assemblies with a driveshaft coupling the transmission to the rear drive axle. Drive in through the layout of the bridge, the bridge drive shaft arranged vertically in the same vertical plane, and not the drive axle shaft, respectively, in their own sub-actuator with a direct connection, but the actuator is located at the front or the back of the adjacent shaft of the two bridges is arranged in series. Vehicle before and after the two ends of the driving force of the drive axle, is the sub-actuator and the transmission through the middle of the bridge. The advantage is not only a reduction of the number of drive shaft, and raise the driving axle of the common parts of each other, and to simplify the structure, reduces the volume and quality.Some vehicles do not follow this typical example. Such as the older Porsche or Volkswagen vehicles which were rear engine, rear drive. These vehicles use a rear mounted transaxle with halfshafts connected to the drive wheels. Also, some vehicles were produced with a front engine, rear transaxle setup with a driveshaft connecting the engine to the transaxle, and halfshafts linking the transaxle to the drive wheels.Gear ratio The drive axle of a vehicle is said to have a certain axle ratio. This number (usually a whole number and a decimal fraction) is actually a comparison of the number of gear teeth on the ring gear and the pinion gear. For example, a 4.11 rear means that theoretically, there are 4.11 teeth on the ring gear for each tooth on the pinion gear or, put another way, the driveshaft must turn 4.11 times to turn the wheels once. The role of the final drive is to reduce the speed from the drive shaft, thereby increasing the torque. Lord of the reduction ratio reducer, a driving force for car performance and fuel economy have a greater impact. In general, the more reduction ratio the greater the acceleration and climbing ability, and relatively poor fuel economy. However, if it is too large, it can not play the full power of the engine to achieve the proper speed. The main reduction ratio is more Smaller ，the speed is higher, fuel economy is better, but the acceleration and climbing ability will be poor【14】. 摘要轻型汽车在商用汽车生产中占有很大的比重，而且驱动桥在整车中十分重要。它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载货汽车显得尤为重要。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数，在分析驱动桥各部分结构形式、发展过程及其以往形式的优缺点的基础上，确定了总体设计方案，采用传统设计方法对驱动桥各部件主减速器、差速器、半轴、桥壳进行设计计算并完成校核。最后运用AUTOCAD完成装配图和主要零件图的绘制。关键词：驱动桥；主减速器；差速器；半轴；桥壳Abstract Pickup trucks take a large proportion of commercial vehicles production, and the drive axle is one of the most important structure. Drive axle is the one of automobile four important assemblies, its performance directly influence on the entire automobile, especially for the truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the trucks developing tendency. In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, determined on the basis of the design program, using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer, differential, axle, axle housing was designed to calculate and complete the check. Finally complete the final assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components.Keywords：Drive Hxle; Reduction Final Drive; Differential; Axle; Drive Axle Housing -3-哈尔滨工业大学华德应用技术学院本科生毕业设计(论文)目录摘要IAbstractII第1章绪论11.1 课题研究的目的意义11.2 课题的国内外研究现状2第2章驱动桥的总体方案确定32.1 驱动桥的种类结构和设计要求32.1.1 汽车车桥的种类32.1.2 驱动桥的种类32.1.3 驱动桥设计要求62.2 设计车型主要参数42.3 主减速器结构方案的确定42.3.1 主减速比的计算42.3.2 主减速器的齿轮类型42.3.3 主减速器的减速形式52.3.4 主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法82.4 差速器结构方案的确定82.5 半轴的形式确定82.6 桥壳形式的确定92.7 本章小结9第3章主减速器设计103.1 概述103.2 主减速器齿轮参数的选择与强度计算103.2.1 主减速器计算载荷的确定103.2.2 主减速器齿轮参数的选择113.2.3 主减速器齿轮强度计算223.2.4 主减速器轴承计算263.4 主减速器的润滑333.4 主减速器的润滑333.5 本章小结33第4章差速器设计344.1 概述344.2 对称式圆锥行星齿轮差速器原理344.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构344.4 对称圆锥行星锥齿轮差速器的设计354.4.1 差速器齿轮的基本参数选择354.4.2 差速器齿轮的几何尺寸计算364.4.3 差速器齿轮的强度计算384.4.4 差速器齿轮的材料394.5 本章小结39第5章半轴设计405.1 概述405.2 半轴的设计与计算405.2.1 全浮式半轴的计算载荷的确定405.2.2 半轴杆部直径的初选415.2.3 全浮式半轴强度计算425.2.4 全浮式半轴花键强度计算425.2.5 半轴材料与热处理445.3 本章小结44第6章驱动桥桥壳的设计456.1 概述456.2 桥壳的受力分析及强度计算456.2.1 桥壳的静弯曲应力计算456.2.2 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度476.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算476.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算496.3 本章小结51结论52参考文献53致谢54附录55附录A 外文文献中文翻译55附录B 外文文献原文57摘要轻型汽车在商用汽车生产中占有很大的比重，而且驱动桥在整车中十分重要。它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载货汽车显得尤为重要。设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数，在分析驱动桥各部分结构形式、发展过程及其以往形式的优缺点的基础上，确定了总体设计方案，采用传统设计方法对驱动桥各部件主减速器、差速器、半轴、桥壳进行设计计算并完成校核。最后运用AUTOCAD完成装配图和主要零件图的绘制。关键词：驱动桥；主减速器；差速器；半轴；桥壳Abstract Pickup trucks take a large proportion of commercial vehicles production, and the drive axle is one of the most important structure. Drive axle is the one of automobile four important assemblies, its performance directly influence on the entire automobile, especially for the truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the trucks developing tendency. In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, determined on the basis of the design program, using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer, differential, axle, axle housing was designed to calculate and complete the check. Finally complete the final assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components.Keywords：Drive Hxle; Reduction Final Drive; Differential; Axle; Drive Axle Housing 第1章绪论1.1 选题背景目的与意义汽车是改变世界的机器。汽车工业发展的百年历史中，已使世界发生了翻天覆地的变化。目前，全世界的汽车保有量已经超过8.5亿辆，我国民用汽车2009年就已达到8500万辆。中国的汽车工业起步的比较晚，迄今为止仅有50多年的历史，但其已取得很大的成就【1】。无论从产销量上还是从技术水准上来看，中国的汽车都在不断的前进和发展中，尤其是在近几年，其发展速度更是出乎人们的意料，很多人形容为“井喷 ”。2004年销售2241523辆， 2005年销售2854822辆，2006年销售3833929辆， 2007年销售4731944辆，2008年销售5006120 ，2009年销售7453132辆。（以上为20042009年轿车的销量）。随着汽车产品科技含量的迅速提高和汽车拥有量的不断增加，汽车工业已经成为国民的经济支柱产业，带动了许多相关企业、事业，包括钢铁、石油、橡胶、塑料、机床、道路、汽车销售、售后服务、运输、交通管理等的发展2。伴随着汽车工业的发展，使用范围的不断扩大，对于各部件的研发与制造都提出了更高的要求，汽车车桥是汽车的重要大总成，其结构型式和设计参数对汽车的可靠性和操纵性稳定性等有直接的影响。驱动桥是现代汽车重要的总成之一，它位于传动系末端，其功用为增扭、降速、改变转矩的传动方向，并将转矩合理分配给左右驱动车轮。此外，还要承担路面与车架或车身间的各种力与力矩。在毕业设计中，完成对驱动桥的设计，是在完成大学学习后进行的一次综合性训练，是对所学的基本知识、基本理论和基本技能掌握与提高程度的一次总测试。作一篇好的毕业设计，既要系统地掌握和运用专业知识，还要有较宽的知识面并有一定的逻辑思维能力和写作功底。撰写毕业论文的过程是训练学生独立进行科学研究的过程。通过撰写毕业论文，可以使学生了解科学研究的过程，掌握如何收集、整理和利用材料；如何观察、如何调查、作样本分析；如何利用图书馆，检索文献数据；如何操作仪器等方法。撰写毕业论文是学习如何进行科学研究的一个极好的机会，因为它不仅有教师的指导与传授，可以减少摸索中的一些失误，少走弯路，而且直接参与和亲身体验了科学研究工作的全过程及其各环节，是一次系统的、全面的实践机会。依照指导教师的的要求和相应规范，完成对所要求题目的材料收集、筛选，并与其他同学进行合作，共同探讨最终完成设计，以此锻炼学生的文献查阅能力和与他人这件的团队协作能力，同时也有助于为日后的工作打下基础。1.2 国内外驱动桥研究状况1、21国外研究现状国外轻型货车驱动桥开发技术已经非常的成熟，建立新的驱动桥开发模式成为国内外驱动桥开发团体的新目标。驱动桥设计新方法的应用使得其开发周期缩短，成本降低，可靠性增加。国外的最新开发模式和驱动桥新技术包括：(1) 并行工程开发模式 (2) 模态分析 (3) 驱动桥壳的有限元分析方法。(4) 高性能制动器技术 (5) 电子智能控制技术进入驱动桥产品2。2、国内研究现状我国汽车驱动桥的研究设计与世界先进驱动桥设计技术还有一定的差距，我国车桥制造业虽然有一些成果，但都是在引进国外技术、纺制、再加上自己改进的基础上了取得的。在科技迅速发展的推动下，高新技术在汽车领域的应用和推广，各种国外汽车新技术的引进，研究团队自身研发能力的提高，我国的驱动桥设计和制造会逐渐发展起来，并跟上世界先进的汽车零部件设计制造技术水准3。第2章驱动桥的总体方案确定2.1 驱动桥的结构和种类和设计要求2.1.1 驱动桥的种类驱动桥位于传动系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并合理的分配给左、右驱动车轮。驱动桥分为断开式和非断开式两种【3】。2.1.2 驱动桥结构组成在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件如图11所示。 1 2 3 4 5 61轮毂 2半轴 3钢板弹簧座 4主减速器从动锥齿轮 5主减速器主动锥齿轮 6差速器总成图11 驱动桥的组成2.1.3 驱动桥设计要求(1)选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下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，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。(6)与悬架导向机构运动协调。(7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便【4】。2.2设计车型主要参数本次设计的主要参数如表21所示表21 设计车型参数轮胎 7.5-16发动机最大转矩245Nm汽车满载总质量4450kg满载时轴荷分布前轴1630 后轴2820kg主减速比5.833一档传动比5.5682.3 主减速器结构方案的确定2.3.1主减速比的确根据设计要求主减速比为5.833。2.3.2主减速器的齿轮类型按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动，双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。在现代货车车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮如图21（a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。双曲面齿轮如图21（b）所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有：图21 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮（1）尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。（2）传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，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。（3）当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。由于双曲面齿轮传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的相当曲率半径比相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径大，其结果是齿面建的接触应力降低。随偏移矩的不同，曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高达175。如果双曲面主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比的传动，这对于驱动桥的主减速比大于4.5的传动有其优越性5。2.3.3主减速器的减速形式主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、减速及轮边减速等。减速形式主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比io7.6的各种中小型汽车上。如图22（a）所示，单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在货车车上占有重要地位。（a）单级主减速器（b）双级主减速器图22主减速器如图22（b）所示，与单级主减速器相比，由于双级主减速器由两级齿轮减速组成，使其结构复杂、质量加大；主减速器的齿轮及轴承数量的增多和材料消耗及加工的工时增加，制造成本也显着增加，只有在主减速比较大（7.6）且采用单级主减速器不能满足既定的主减速比和离地间隙等要求是才采用。通常仅用在装在质量10t以上的重型汽车上。本次设计货车主减速比=5.833，所以采用单级主减速器。2.3.4主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法1、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：（1）悬臂式悬臂式支承结构如图23所示，其特点是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。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转巨较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。图23 锥齿轮悬臂式支承（2）骑马式骑马式支承结构如图24所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承。图2.4 主动锥齿轮骑马式支承本次设计货车为轻型货车，所以采用悬臂式。2、主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择从动锥齿轮只有跨置式一种支撑形式如图25所示6。图25 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）。2.4 差速器结构方案的确定根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互联系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。2.5 半轴形式的确定驱动车轮的传动装置置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。其结够型式与驱动桥的结构型式密切相关，在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向接传动装置且多采用等速万向节。如图26所示，根据半轴外端支撑形式分为半浮式，3/4浮式，全浮式。（a）半浮式（b）3/4浮式（c）全浮式图26 半轴支撑形式半浮式半轴以其靠近外端的轴颈直接支撑在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有圆锥面的轴颈及键与轮毂相固定。具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。主要用于质量较小，使用条件好，承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支撑着轮毂，而半轴则以其端部与轮毂想固定，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，所以未得到推广。全浮式半轴的外端和以两个轴承支撑于桥壳的半轴套管上的轮毂相联接，由于其工作可靠，广泛应用于轻型及以上的各类汽车上。根据相关车型及设计要求，本设计采用全浮半轴。2.6 桥壳形式的确定桥壳的结构型式大致分为可分式，组合式整体式三种，按照设计要求选用整体式。2.7 本章小结本章首先确定了主减速比，用以确定其它参数。对主减速器型式确定中主要从主减速器齿轮的类型、主减速器的减速形式、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择，从而确定逐步给出驱动桥各个总成的基本结构，分析了驱动桥各总成结构组成。基本确定了驱动桥四个组成部分主减速器、差速器、半轴、桥壳的结构。第3章主减速器设计3.1概述主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。3.2主减速器齿轮参数的选择与强度计算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： EMBED Equ!tion.3 发动机最大转矩245；由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比=变速器传动比=5.568；主减速器传动比5.833 上述传动部分的效率，取=0.9；超载系数，取=1.0； n驱动桥数目1。 =201 5.568 5.8331 0.9/1=7161.4Error! Reference source not found.2、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=22509.8=27636N；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，0.405m；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。=11255.2 Error! Reference source not found.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【5】。3.2.2 主减速器齿轮参数的选择1、主、从动齿数的选择选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6；主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配【6】。主减速器的传动比为5.833，初定主动齿轮齿数=7，从动齿轮齿数=41。2、从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择根据从动锥齿轮的计算转矩（见式3.1和式3.2并取两式计算结果中较小的一个作为计算依据，按经验公式选出：（3-3）式中：直径系数，取=1316；计算转矩，取，较小的。取=6675.46Error! Reference source not found.。计算得，=250.78308.42mm，初取=260mm。选定后，可按式算出从动齿轮大端模数，并用下式校核（3-4）式中：模数系数，取=0.30.4；计算转矩，取。 =5.787.71由GB/T12368-1990，取=6.5，满足校核。所以有：=45.5mm =266.5mm。3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择通常推荐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=41.31mm4、螺旋锥齿轮螺旋方向主、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。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。5、旋角的选择螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名义螺旋角。=47.236、法向压力角a的选择压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重迭系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，载货汽车可选用20压力角。7、主从动锥齿轮几何计算计算结果如表31所示。计算方法为，例：第(15)项中，(14)+(9)(13)的意思为，用第(14)项的计算数据加上第(9)项的计算数据乘以第(13)项的计算数据。第(65)项求得地齿线半径与第(7)项选定的刀盘半径之差不应超过值的1。否则需重新试计算第(20)项至第(65)项。如果，则应增大tan值。修正量是根据曲率半径的差值来选取的【9】。若无特殊考虑，则第二次试算时可将tan改大10。如果第二次试算得出的新值仍不接近，就要进行的三次试算，通常也是最后一次试算，可用下式求tan：（3-5）式中下标1，2，3分别表示第二、第二和第三次计算得结果。表31 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表序号计算公式计算数据注释（1）7小齿轮，应不小于6（2）4140，载货汽车（4）F=0.155 41.31大齿轮齿面宽（5）E30E EMBED Aquation.3 0.2（6）266.5大齿轮分度圆直径（7）95.25刀盘名义半径（8）47.23小齿轮螺旋角预选值(12)113.0153大齿轮在齿面中点处的分度圆半径（13）sin0.200491(14)cos0.965595(15)(14)+(9)(13)1.246718（16）（3）（12）19.295107（17）=(15)(16)24.055557小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径（18）=0.02（1）1.061.2齿轮收缩系数（19）（17）575.683512（20）tan=0.0521120.0573230.058006(21)1.0013571.0016421.001681(22)sin0.0520410.0572290.057908(23)2.9830993.2807763.319778(24)sin=0.2543740.252690.253125(25)tan0.2630260.2618050.261646(26)tan0.1978550.2618050.261646（27）cos0.9809830.9769320.976373(28)sin= 0.2593050.2592490.259250(29)cos0.9657950.9658100.965810(30)tan= 1.0833671.0835441.083540(31)(28) -0.000604-0.000670-0.000649(32)(3)(31)-0.000103-0.000111-0.000110(33)sin=(24)-(22)(32)0.2547800.2532750.253189(34)tan0.2630330.2618120.261717(35)tan0.2175730.2185890.221262(36)12.274712.330212.4763小齿轮节锥角(37)cos0.9771390.9769330.976385(38)sin=0.2607410.2592550.259313(39)15.114015.025815.0292(40)cos0.9654090.9658090.965793(41)tan=1.0765661.0809401.080839(42)47.111647.227447.2247小齿轮中点螺旋角(43)cos0.6805720.6790900.679124(44)=(42)-(39)31.997632.201532.1954(45)0.8480700.8461750.846235(46)tan0.6248120.6297720.629624(47)cot=0.2246210.2259560.228714(48)77.340277.267477.1172大齿轮节锥角(49)sin0.9756880.9754100.974482(50)cos0.2191600.2203990.222957(51)24.6064434.6107124.62454(52)515.67485512.77592506.89281(53)(51)+(52)540.28129512.77592531.51735(54)98.2331298.0419198.10705(55)76.9693776.4580375.58062(56)-tan=0.0397670.0388970.037477(57)-2.27722.22742.1462(58)cos0.9992100.9992440.999298(59)0.0017400.00170840.001645(60)0.0000480.00004770.0000465(61)(54)(55)7560.94217496.09177414.9914(62)0.0028120.0028790.003038(63)(59)+(60)+(62)0.0046000.0028790.004729(64)98.2073997.41301995.481492（65）98.28503697.41301995.481492（66）0.9691200.9777950.997575（67）（3）（50）；1.0（3）0.038080.829270（68）；（35）（37）109.3050510.216037 （续表）（69）（37）（40）（67）左1.013147（70）（49）（51）24.004694（71）z=(12)(47)-(70)1.282165大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离，正号表示该节锥点越过小齿轮轴线负号表示该节锥点在大齿轮轮体与小齿轮轴线之间（72）115.933580在节平面内大齿轮齿面宽中点锥距（73）136.690780大齿轮节锥距（74）（73）（72）20.757200（75）8.397439（76）0.747056（77）(76)0.404903（78）45次论两侧压力较的总和（79）sin0.707107（80）=22.5（81）cos0.923880（83）0.977521(84)=251.771317双重收缩齿齿根角的总和（单位：分）(85)0.130大齿轮齿顶高系数(86)1.150（85）1.02(87)（75）（85）1.091667大齿轮齿面宽中点处的齿顶高(88)（75）（85）0.058.615387大齿轮齿面宽中点处的齿根高(89)（84）（85）32.730271大齿轮齿顶角（单位：分）(90)sin0.009521(91)（84）（89）266.48488大齿轮齿根位：分）(92)sin0.063673(93)=(87)+(74)(90)1.289296大齿轮齿顶高（94）（88）（74）（90）9.937060大齿轮齿根高（95）c=0.150(75)+0.051.309616径向间隙（96）h=(93)+(94)11.226356大齿轮齿全高（97）（96）（95）9.916740大齿轮工作高（98）（48）（89）77.662712大齿轮的面锥角（102）sin0.958653（103）cos0.284575(104)cot0.011208(105)=(6)267.074915大齿轮外圆直径(106)（70）（74）（50）28.632657(107)（106）（93）（49）27.375815大齿轮外缘至小齿轮轴线距离(108)0.012423(109)1.286751(110)（71）（108）1.831064大齿轮面锥角顶点至小齿轮轴线距离(111)（71）（109）0.556736大齿轮根锥角顶点至小齿轮轴线距离(112)（12）（70）（104）113.284345(113)sin0.264820(114)cos=0.964298(115)tan=0.274625(116)sin=(103)(114)0.274415(117)15.927161小齿轮面锥角(118)cos0.961611(119)tan0.285370(120)6.477493(121)1.521425小齿轮面锥角顶点至大齿轮轴线的距离（122）tan=0.009742（123）;cos0.5581950.999952（124）=(39)-(123)左；cos14.4710840.968274（125）=(117)- (36); cos3.4407860.998186（126）(113)(67)右-(68)右0.0035700.435644（127）1.032716（128）（68）左（87）（68）右（129）0.963358（130）（74）（127）21.436292（131）（128）（130）（129）（75）（126）左130.221694小齿轮外缘至大齿轮轴线的距离（132）（4）（127）（130）21.225206（133）（128）（132）（129）（75）（126）右85.435125小齿轮的前缘之大齿轮轴线的距离（134）（121）（131）131.743119（135）75.191067小齿轮外圆直径（136）118.265536（137）sin=0.253666（138）3.942185（139）cos0.997634（140）14.501106（141）=-9.907469小齿轮根锥顶点至大齿轮轴线的距离（142）sin=(100)(139)0.213160（143）12.307628小齿轮根锥角（144）cos0.977017（145）tan0.218175（146）0.156最小齿侧间隙允许值（147）0.207最大齿侧间隙允许值（148）（90）（92）0.073194（149）（96）（4）（148）8.202712（150）（73）（4）95.38078在节平面内大齿轮内锥距3.2.3螺旋锥齿轮的强度计算1、损坏形式及寿命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。齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等【12】。表32汽车驱动桥齿轮的许用应力 ( Nmm)计算载荷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，中的较小者7002800980210.91750210.9 2、主减速器螺旋锥齿轮的强度计算（1）单位齿长上的圆周力在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即（3-8）式中：单位齿长上的圆周力，N/mm； P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算。按发动机最大转矩计算：（3-9）式中：发动机输出的最大转矩，在此为245；变速器的传动比，在此为5.568；主动齿轮节圆直径，在此取45.5mm.；按上式计算：=1451.539 Nmm表33 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按最大附着：（3-10）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取27636N；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0.405m；主减速器冲动齿轮节圆直径，在此取266.5；按上式计算：=1309.647 Nmm校核后，齿轮设计符合相应圆周力要求。（2）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（3-11）式中：齿轮计算转矩Error! Reference source not found.，对从动齿轮，取，较小的者，即=7161.43Error! Reference source not found.Error! Reference source not found.超载系数，1.0；尺寸系数=0.711246；载荷分配系数取=1；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，文件齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；J计算弯曲应力用的综合系数，见图31， =0.242（主动），=0.178（从动）。相啮合齿轮的齿数求综合系数J的齿轮齿数图31 弯曲计算用综合系数J按计算：主动锥齿轮弯曲应力= 682.26Nmm700 Nmm从动锥齿轮弯曲应力=258.66 Nmm700 Nmm综上所述由表32，计算的齿轮满足弯曲强度的要求。（3）轮齿的接触强度计算螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（Nmm）为：（3-12）式中：主动齿轮计算转矩为=1364.16Error! Reference source not found.Error! Reference source not found.；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；主动齿轮节圆直径，45.5mm；，同3.10；尺寸系数，=1；表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； F齿面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽41.35mm； J 计算应力的综合系数，J =0.131，见图32所示。大齿轮齿数图32 接触强度计算综合系数J按计算，=2753.472800 Nmm 由图3.2轮齿齿面接触强度满足校核。3.2.4主减速器的轴承计算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的轴线径向力【13】。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：(3.13)式中：发动机最大转矩，在此取245Nm；，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5.56，3.82，2.44，1.55，1；，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。表3.4及的参考值变速器檔位车型轿车公共汽车载货汽车III挡IV挡IV挡IV挡带超速檔IV挡IV挡带超速檔V挡80I IIIIIIVV19901420750.82.51680.72627651415501311850.53.57590.5251577.5IIIIIIIVV60 60507065606065605050707060607070606050607060506070705060707060注：表中，其中发动机最大转矩，；汽车总重，此处0.55。经计算=217.962 Nm齿面宽中点的圆周力：（3-14）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半径。 24.05mm，=113.01mm计算螺旋锥齿轮的轴向力与径向力根据条件选用表35中公式。表35 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逆时针右左逆时针顺时针主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：=2527.63 N （3-15）= 6858.64 N （3-16）从动齿轮的螺旋方向为右：旋转方向为逆时针： =5072.09 N （3-17） =2626.26 N （3-18）式中：齿廓表面的法向压力角20；主动齿轮的节锥角12.47；从动齿轮的节锥角77.12；。主动锥齿轮螺旋角47.22；从动锥齿轮螺旋角32.19。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。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34所示。图34主减速器轴承的布置尺寸轴承A，B的径向载荷分别为= （3-19）（3-20）式中：已知P=9062.86N，=6858.64N，=2527.63N , 48.11mm, a=40mm，b=100mm，c=140mm。所以，轴承A的径向力=17053.58 N，轴承B的径向力=18868.42 N轴承的寿命为 s （3-21）式中：为温度系数，在此取1.0；为载荷系数，在此取1.2；Cr额定动载荷，N：其值根据轴承型号确定。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 （3-22）式中：轮胎的滚动半径，0.405m；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33 km/h。所以有上式可得=216.74 r/min主动锥齿轮的计算转速=216.745.833=1264.25 r/min。所以轴承能工作的额定轴承寿命： h （3-23）式中: 轴承的计算转速，1264.25r/min。若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即 = h （3-24）所以=3030.3 h对于轴承A和B，根据尺寸，在此A选用32206型轴承，在此B选用32207型轴承。对于轴承B：d=40mm,D=80mm，Cr=105KN，e=0.37，在此径向力=18868.42N，轴向力=2527.63N，所以=0.133030.3 h=所以轴承B符合使用要求。11对于轴承A：d=35mm,D=72mm，Cr=63.8KN，e=0.37，径向力=17053.58N，轴向力=2527.63N，所以=0.143030.3 h=所以轴承A符合使用要求。对于从动齿轮的轴承C，D的径向力R= （3-27）（3-28）已知：P=9062.86N，=5072.09N，=2626.26 N，a=254mm，b=140mm，c=114mm所以，轴承C的径向力：=5060.35N；轴承D的径向力：=5324.08N根据尺寸，轴承C，D均采用30213，其额定动载荷Cr为160KN,D=120mm，d=65mmT=32.75mm，e=0.35对于轴承C，轴向力=5072.09N，径向力=5060.35N，并且=1.0023e， X=0.4，Y=1.7所以Q=1.2(0.45072.091.75060.35)=12757.72N =22836.91所以轴承C满足使用要求。对于轴承D，轴向力=5072.09N，径向力=5324.08N, 并且=0.95e，X=0.4,Y=1.7。所以Q=1.2(0.45072.091.75324.08)= 13295.73N=19899.41h 所以轴承D满足使用要求。3.3 主减速器齿轮材料及热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等 11。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi用渗碳合金钢制造的齿轮。3.4 主减速器的润滑主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环12。3.5 本章小结本章根据所给参数确定了主减速器计算载荷、并根据有关的机械设计、机械制造的标准对齿轮参数进行合理的选择，最后对螺旋锥齿轮的相关几何尺寸参数进行列表整理，并且对主动、从动齿轮进行强度校核。对主减速器齿轮的材料及热处理，主减速器的润滑给以说明。第4章差速器设计4.1 概述汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等。为此在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器【7】。4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器原理如图41所示，差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。图4.1 差速器差速原理当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图4.1），其值为。于是=，即差速器不起作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。+=（+）+(-)即 + =2 （4-1）若角速度以每分钟转数（4-2）式（4-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式。4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类公路车辆上。4.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计4.4.1 差速器齿轮的基本参数选择1、行星齿轮数目的选择载货汽车多用4个行星齿轮。2、行星齿轮球面半径（mm）的确定圆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球面半径可根据经验公式来确定：（mm）（4-3）式中：行星齿轮球面半径系数，2.522.99，取2.6；，取，较小的者即=7161.43Error! Reference source not found.。经计算=48.5757.63mm，取=50.12mm差速器行星齿轮球面半径确定后，即根据下式预选其节锥距： =（0.980.99）（4-4）49.1149.62mm ，取49.5mm3、行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择行星齿轮的齿数一般不应少于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。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： = I （4-5）式中：，左，右半轴齿数，=； n行星齿轮数，n=4； I任意整数。取行星齿轮齿数=10，半轴齿轮齿数=20，满足条件。4、差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定首先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角：（4-6）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： =4.427 （4-7）由机械设计手册：GB/T12368-1990，取标准模数=4.5mm；确定模数后，节圆直径d即可由下式求得：（4-8）5、压力角目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角6、行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定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43所示。图43安装孔直径及其深度L=19（mm） =18 mm （4-9）式中：差速器传递的转矩6675.46； 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，l=36mm；支承面的许用挤压应力，取为98MPa.。4.4.2 差速器齿轮的几何尺寸计算如表41计算步骤表41 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算表（长度单位mm）序号计算公式数据项目（1）=10行星齿轮齿数（2）=20半轴齿轮齿数（3）=4.5模数（4）F=(0.250.30); F10m13齿面宽（5）=7.2工作齿高（6）8.097全齿高（7）22.5压力角（8）90轴交角（9）；节圆直径（10），节锥角（11）=49.5mm节锥距（12）=3.1416=14.1372周节（13）;=4.84875mm=2.35125mm齿顶高（14）=1.788-;=1.788-=3.19725mm;=5.69475mm齿根高（15）=-=0.188+0.051=0.897mm径向间隙（16）=;=3.696; =6.562齿根角（17）；=33.127=67.131面锥角（18）；=22.869=56.873根锥角（19）d1=53.658mmmm外圆直径（20）mmmm节圆顶点至齿轮外缘距离（21） =7.905 mm=6.232 mm理论弧齿厚（22）=0.1270.178 mm=0.14mm齿侧间隙4.4.3 差速器齿轮的强度计算汽车差速器齿轮的弯曲应力为（4-10）式中：T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，；（4-11） =1074.21；n差速器行星齿轮数目4；半轴齿轮齿数20；超载系数1.0；品质系数1.0；尺寸系数=0.6487；载荷分配系数1.1；F齿面宽13mm；m模数4.5mm；J计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.2239，见图45。求综合系数的齿轮齿数相啮合另一齿轮齿数图45 弯曲计算用综合系数J 以计算得：=817.53 MPa=980 MPa所以由表45差速器齿轮强度满足要求。4.4.4 差速器齿轮的材料本设计采用20CrMnTi4.5 本章小结本章对差速器进行计算并校核，最终确定差速器的各个参数。第5章半轴设计5.1 概述半轴的形式主要取决半轴的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4浮式和全浮式，在此由于是载重汽车，采用全浮式结构。5.2 半轴的设计与计算5.2.1全浮式半轴的计算载荷的确定计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，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，其最大值为，附着系数在计算时取0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力最大时，其最大值为（发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算时取1.0，没有纵向力作用；（3）垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为，其中为车轮对地面的垂直载荷，为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力，侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。全浮式半轴只承受转矩，只计算在上述第一种工况下转矩，如图5.1为全浮半轴支撑示意图。其计算可按求得，其中，的计算，可根据最大附着力和发动机最大转矩计算，并取两者中的较小者。若按最大附着力计算，即（5-1）式中：轮胎与地面的附着系数取0.8；汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.21.4在此取1.3。根据上式=14370.7 N 若按发动机最大转矩计算，即（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；发动机最大转矩，245Nm；汽车传动效率，计算时可取0.9；传动系最低挡传动比=5.5655.833=32.46；轮胎的滚动半径，0.405m。根据上式10603.6N所以取10603.6N，应按发动机最大转矩计算则：转矩为 =4294.45Nm全浮式半轴的支承方式如图5.1所示。图5.1 全浮式半轴支承示意图5.2.2全浮半轴杆部直径的初选设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选择可按下式进行（5-3）d=33.3235.43mm ，取d35mm 式中：d半轴杆部直径mm； T半轴的计算转矩，4294.45；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。 5.2.3全浮半轴强度计算半轴的扭转应力可由下式计算：= （5-4）式中：半轴扭转应力，MPa； T半轴的计算转矩4294.45； d半轴杆部直径35mm；半轴的扭转许用应力，取=490588MPa。=510.38，强度满足要求。半轴的最大扭转角为（5-5）式中：T半轴承受的最大转矩，4294.45；半轴长度800mm； G材料的剪切弹性模量8.410N/mm； J半轴横截面的极惯性矩，=147248.83mm。经计算最大扭转角=14.2，扭转角宜选为615满足条件。5.2.4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)。本次设计时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。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。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35mm，选择的渐开线的花键具体参数为：花键齿数为15，模数2.5分度圆直径37.5mm，分度圆上压力角为30。半轴花键的剪切应力为：MPa （5-6）半轴花键的挤压应力为： MPa （5-7）式中：半轴承受的最大转矩4294.45；半轴花键外径，40mm；相配的花键孔内径，35mm；花键齿数15；花键的工作长度70mm；花键齿宽，mm，=4mm；载荷分布的不均匀系数，计算时取为0.75。根据据上式计算：=72.71 MPa=116.33 MPa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。5.2.5半轴材料与热处理半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的日益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC5263，硬化层深约为其半径的13，心部硬度可定为HRC3035；花键部分表面硬度5055HRC；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显着。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40号、45号)钢的半轴也日益增多15 16。本次设计半轴即采用40Cr，中频感应淬火。5.3 本章小结首先本章对半轴的功用进行了说明，并且在纵向力最大时确定了半轴的计算载荷。对半轴进行了具体的设计计算，确定了半轴的各部分尺寸，并进行了校核。最后对材料和热处理做了加以说明。第6章驱动桥桥壳的设计6.1 概述驱动桥壳应满足如下设计要求：（1）应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常，并不使半轴产生附加弯曲应力；（2）在保证强度和刚度的情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性；（3）保证足够的离地间隙；6.2 桥壳的受力分析及强度计算本次设计采用钢板冲压焊接整体式桥壳，选定桥壳的结构形式以后，应对其进行受力分析，选择其断面尺寸，进行强度计算。6.2.1桥壳的静弯曲应力计算桥壳犹如一空心横梁，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，而沿左、右轮胎的中心线，地面给轮胎的反力（双轮胎时则沿双胎中心），桥壳则承受此力与车轮重力之差值，即（），计算简图如61所示。图61 桥壳静弯曲应力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27636N；车轮（包括轮毂、制动器等）重力，188.6N；驱动车轮轮距，为1.522m；驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，为0.852m.。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： =4566.1Nm而静弯曲应力则为 MPa （6-2）式中：见式（6-1）；危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数关于桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面的形状，主要由桥壳的结构形式和制造工艺来确定，钢板冲压焊接整体式桥壳在弹簧座附近多为圆管端面，截面图如表

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