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130汽车后桥设计【6张CAD图纸+毕业论文】【车辆工程答辩通过】

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130汽车后桥设计任务书.doc

130汽车后桥设计说明书 - 修改.doc

2.开题报告.doc

外文资料翻译.doc

文献综述.doc

查重报告.pdf

汽车后桥总图.bak

汽车后桥总图.dwg

主动齿轮.dwg

从动齿轮.dwg

半轴.dwg

半轴齿轮.dwg

行星齿轮.dwg

摘  要

轻型汽车在商用汽车生产中占有很大的比重，而且后桥在整车中十分重要。后桥作为汽车四大总成之一，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。

此设计首先阐述了后桥总体结构，通过对后桥结构的分析和在以往货车后桥结构中存在的一些利弊进而确定了总体设计方案：采用整体式后桥，主减速器的减速型式采用单级减速器，主减速器齿轮采用螺旋锥齿轮，差速器采用圆锥行星齿轮差速器，半轴采用全浮式型式，桥壳采用铸造整体式桥壳。本设计主要完成了差速器、圆锥行星齿轮单级减速器等设计工作。最后运用AUTOCAD完成装配图和主要零件图的绘制。

关键词：轻型货车； 后桥；主减速器； 差速

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 The configuration of the Driving Axle is introduced in the thesis at first.

In the design, we accomplished the design for Double Reduction Gear, tapered Planetary Gear Differential Mechanism, Full Floating Axle, the checking of Axle Housing and the election of the material and so on.In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, the analysis of the various parts of the structure of the bridge drive type, the form of the development process and its advantages and disadvantages of the past, 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: Pickup truck;  Drive axle;  Single reduction final drive;  Differential

目  录

1绪  论1

1.1 选题背景目的及意义1

1.2 国内外后桥研究状况1

1.3 设计主要内容1

2 后桥的总体方案确定2

2.1 后桥的种类、结构、设计要求及主要参数2

2.1.1 后桥的种类2

2.1.2 后桥结构组成2

2.1.3 后桥设计要求2

2.1.4设计车型主要参数3

2.2 主减速器结构方案的确定3

2.2.1主减速比的计算3

2.2.2主减速器的齿轮类型4

2.2.3主减速器的减速形式4

2.2.4安装方法5

2.3 本章小结6

3 主减速器设计7

3.1主减速器齿轮参数的选择与强度计算7

3.1.1主减速器齿轮计算载荷的确定7

3.1.2 主减速器齿轮参数的选择8

3.1.3主减速器的轴承计算10

3.2 主减速器齿轮材料及热处理15

3.3 本章小结16

4 差速器设计17

4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构17

4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计17

4.2.1 差速器齿轮的强度计算17

4.3 本章小结18

5 半轴及后桥桥壳的设计19

5.1 半轴的设计与计算19

5.1.1全浮半轴杆部直径的初选19

5.1.2全浮半轴强度计算19

5.1.3全浮式半轴花键强度计算20

5.1.4半轴材料与热处理21

5.2桥壳的受力分析及强度计算21

5.2.1在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算21

5.2.2汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算21

5.2.3汽车紧急制动时的桥壳强度计算22

5.2.4 汽车受最大侧向力时桥壳的强度计算23

5.3 本章小结25

6结    论26

参考文献27

致    谢28


1绪  论

1.1 选题背景目的及意义

由中国汽车行业市场调查以及各项研究表明：近年来中国汽车行业尤其货车，产品出现大幅增长，国家鼓励相关产业的发展，作为汽车关键零部件之一的汽车后桥也得到相应的发展，各生产厂家在研发和生产过程中基本上形成了专业化、系列化、批量化的局面，汽车后桥是汽车的重要总成。因此，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的后桥，具有一定的实际意义。


内容简介：
中国地质大学长城学院毕业设计（论文）任务书 学生姓名 宋亚伟 学号 05211621 班 级 级机制 六 班 指导教师 于建波 职称 高级工程师 单 位 中国地质大学长城学院 毕业设计（论文）题目 130 汽车后桥设计 毕业设计（论文）主要内容和要求： 本次设计的主要内容是 后 桥设计 。并且绘制总装图和主要的零件图。 货车最高车速 V 100km/h, 发动机标定功率（ 3000r/min） 60kW， 最大扭矩（ 1200 1400r/min） 310 Nm。 发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间 的传动系的最低档传动比为 6.35。 传动系上效率为 0.9。 设计结构合理，零件标准化、部件的通用化和产品的系列化满足汽车变型的要求 毕业设计（论文）主要参考资料： 1 刘惟信 .汽车设计 M.北京 :清华大学出版社 , 2 陈家瑞 . 汽车构造 M. 北京：机械工业出版社， 3 汽车工程手册编辑委员会 .汽车工程手册 M：设计篇 .北京：人民交通出版社， 4 汽车工程手册编辑委员会 .汽车工程手册 M：基础篇 .北京：人民交通出版社， . 5 余志生 . 汽车理论 M. 北京：机械工业出版 社 , nts毕业设计（论文）应完成的主要工作： 进行结构设计和强度计算 绘制结构图 主要部件图编写设计说明书 毕业设计（论文）进度安排： 序号 毕业设计（论文）各阶段内容 时间安排 备注 1 查阅、收集资料， 熟悉有关的资料，学习相关的知识 。 2014.12 2 结合毕业设计课题进行外文资料阅读并翻译外文资料。 2014.12 3 开始编写毕业设计工作计划。 2015.1 4 熟悉设计任务，提出初步的设计方案，并征求指导教师的意见 。 205.2 5 拟定总体方案，绘出系统图，定出 相关参数，并绘出总体草图。 2015.3 6 对草图进行修改，并完成开题报告。 205.3 7 整理资料，编写设计说明书。 2015.4. 8 准备答辩。 2 013 年 4 月开始 课题信息： 课题性质： 设计 论文 课题来源： 教学 科研 生产 其它 发出任务书日期： 指导教师签名： 年 月 日 nts教研室意见： 教研室主任签名： 年 月 日 学生签名： nts 中国地质大学长城学院 本 科 毕 业 设 计 题目 130 汽车后桥设计 系 别 工程技术系 专 业 机械设计制造及其自动化 学生姓名 宋亚伟 学 号 05211621 指导教 师 于建波 职 称 高级工程师 2015年 4 月 2 3 日nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 摘 要 轻型汽车在商用汽车生产中占有很大的比重，而且 后桥 在整车中十分重要。 后桥 作为汽车四大总成之一，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。 此 设计 首先 阐述 了 后桥 总体结构， 通过 对后桥结构的分析和 在以往货车后桥结构中存在的一些 利弊 进而 确定了总体设计方案：采用整体式 后桥 ，主减速器的减速型式采用 单 级减速器，主减速器齿轮采用螺旋锥齿轮， 差速器采用圆锥行星齿轮差速器，半轴采用全浮式型式，桥壳采用铸造整体式桥壳。 本设计 主要完成了 差速器 、圆锥行星齿轮 单 级减速器等 设计 工作。最后运用 AUTOCAD 完成装配图和主要零件图的绘制。 关键词 ： 轻型货车 ； 后桥 ； 主减速器 ； 差速nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 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 The configuration of the Driving Axle is introduced in the thesis at first. In the design, we accomplished the design for Double Reduction Gear, tapered Planetary Gear Differential Mechanism, Full Floating Axle, the checking of Axle Housing and the election of the material and so on.In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, the analysis of the various parts of the structure of the bridge drive type, the form of the development process and its advantages and disadvantages of the past, 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: Pickup truck; Drive axle; Single reduction final drive; Dnts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 i 目 录 1 绪 论 . 1 1.1 选题背景目的及意义 . 1 1.2 国内外后桥研究状况 . 1 1.3 设计主要内容 . 1 2 后桥的总体方案确定 . 2 2.1 后桥的种类、结构、设计要求及主要参数 . 2 2.1.1 后桥的种类 . 2 2.1.2 后桥结构组成 . 2 2.1.3 后桥设计要求 . 2 2.1.4 设计车型主 要参数 . 3 2.2 主减速器结构方案的确定 . 3 2.2.1 主减速比的计算 . 3 2.2.2 主减速器的齿轮类型 . 4 2.2.3 主减速器的减速形式 . 4 2.2.4 安装方法 . 5 2.3 本章小结 . 6 3 主减速器设计 . 7 3.1 主减速器齿轮参数的选择与强度计算 . 7 3.1.1 主减速器齿轮计算载荷的确定 . 7 3.1.2 主减速器齿轮参数的选择 . 8 3.1.3 主减速器的轴承计算 . 10 3.2 主减速器齿轮材料及热处理 . 15 3.3 本章小结 . 16 4 差速器设计 . 17 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 . 17 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 . 17 4.2.1 差速器齿轮的强度计算 . 17 4.3 本章小结 . 18 5 半轴及后桥桥壳的设 计 . 19 5.1 半轴的设计与计算 . 19 5.1.1 全浮半轴杆部直径的初选 . 19 5.1.2 全浮半轴强度计算 . 19 5.1.3 全浮式半轴花键强度计算 . 20 5.1.4 半轴材料与热处理 . 21 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 ii 5.2 桥壳的受力分析及强度计算 . 21 5.2.1 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算 . 21 5.2.2 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算 . 21 5.2.3 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 . 22 5.2.4 汽车受最大侧向力时桥壳的强度计算 . 23 5.3 本章小结 . 25 6 结 论 . 26 参考文献 . 27 致 谢 . 28 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 1 1 绪 论 1.1 选题背景目的及意义 由 中国 汽车 行业市场 调查以及各项研究 表明： 近年来 中国 汽车 行业 尤其货车 ，产品 出现大幅增长 ，国家鼓励 相关产业的发展， 作为汽车关键零部件之一的汽车 后桥 也得到相应的发展，各生产厂家在研发和生产过程中基本上形成了专业化、系列化、批量化的局面 ，汽车后桥是汽车的重要总成 。 因此， 设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的 后桥 ，具有一定的实际意义。 1.2 国内外 后桥 研究状况 我国 后桥 制造企业 的生产 模式 还不够完善 主要存在 生产设备不够完善 ， 生产力落后 ， 创新力度不够 等问题。 主要以引进外来设备为主，采用消化吸收再创新的理念来研发生产汽车后桥 。 总之，我国汽车 后桥 的研究设计与世界先进 后桥 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。 国外轻型货车 后桥 开发技术已经非常的成熟，建立新的 后桥 开发模式成为国内外后桥 开发团体的新目标。 1.3 设计主要内容 1、 后桥 结构形式及布置方案的确定。 2、 后桥 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 后桥 桥壳的受力分析及强度计算 。 3、 完 成 后桥 装配图和主要部分零件 。nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 2 2 后桥 的总体方案确定 2.1 后桥 的 种类、 结构 、 设计要求 及主要参数 2.1.1 后桥 的种类 后桥 包括 断开式和非断开 式两种。 货车车轮的结构形式与后桥的结构形式息息相关， 若 货车车轮 采用非独立悬挂时， 后桥应该采用非断开式。 若 货车 车轮采用独立悬挂时， 应该用断开式。 2.1.2 后桥 结构组成 后桥 主要 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 2-1 所示。 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 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 2-1 汽车 后桥 2.1.3 后桥 设计要求 1、 确定合理的 主减速比， 使汽车在一定条件下保证充分的优越性 (节能性与动力性 ) 2、 结构要紧凑 ， 汽车与地面要有一定的间隙，使得汽车能够顺利通过一些简单障碍 。 3、 结构简单， 加工工艺简单方便，维修以及保养经济方便。 根据以下条件进行合理设计：货车最高车速 V 100km/h, nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 3 发动机标定功率（ 3000r/min） 60kW，最大扭矩（ 1200 1400r/min） 310 Nm。发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低档传动比为 6.35。传动系上效率为 0.9。设计结构合理，零件标准化、部件的通用化和产品的系列化满足汽车变型的要求 。 2.1.4 设计车型主要参数 设计车型主要参数 表 2.1 参考数据 表 2.1 参考数据 序号 项 目 数 据 单 位 1 车身长度 5185 mm 2 车身宽度 1720 mm 3 车身高度 1710 mm 4 车 重 1720 kg 5 轴 距 3025 mm 6 前轮距 1435 mm 7 后轮距 1440 mm 8 轮胎规格 215/75 R15 9 排 量 2.0 L 10 最大功率 /转速 68/4000 kw/ rpm 11 最大转矩 /转速 200/2000 N.m/ rpm 12 最高车速 120 km/h 13 离地间隙 220 mm 2.2 主减速器结构方案的确定 2.2.1 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 amaxP 及其转速 pn 的情况下，所选择的 io 0i 值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速 amaxv 。这时 0i 值应按下式来确定 3： 0i=0.377ghapr iv nrmax（ 2.1）式中 ： r 车轮的滚动半径 ， r =0.332m ghi变速器最高档传动比 0.8 pn最大功率转速 4000 r/min av最大车速 120km/h 对于与其他汽车来说，为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大 10% 25%，即按下式选择： nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 4 0i=（ 0.3770.472）ghapr iv nrmax（ 2.2） 经计算初步确定 0i = 6.17 2.2.2 主减速器的齿轮类型 目前绝大多数汽车后桥 ，主减速器 广泛采用双曲面 齿轮和 螺旋锥齿轮 。 螺旋锥齿轮如图 2-2（ a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用 90 度。啮合过程是由点到线， 故 螺旋锥齿轮能承受大的载荷 且工作平稳 噪音和震动较小。 双曲面齿轮如 图 2-2（ 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： 1、 尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。 2、 当 传动比一定时，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径， 具有较高的齿面接触强度和轴承刚度。 图 2-2 螺旋锥齿轮与 双曲面齿轮 3、 传动比一定 时 ，主动齿轮尺寸相同时，有较大的离地间隙。 双曲面齿轮传动有如下缺点： 1、 长时间的纵向滑动加剧了磨损 ,从而使传动效率有所降低。 2、 轮齿间存在较大的压力与摩擦力齿轮传动的重合度降低 。 3、 双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴 承负荷增大。 2.2.3 主减速器的减速形式 主减速器 主要 分为单级减速、双级减速、 以及单级贯通减速器 减速等。通常单极减速器用于主减速比 io7.6的各种中小型汽车上 。 (a) 螺旋锥齿轮 (b) 双曲面齿轮 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 5 （ a） 单级主减速器 （ b） 双级主减速器 图 2-3 主减速器 如图 2-3（ b）所示，与单级主减速器相比，由于双级主减速器结构复杂 ， 只有在主减速比 io 较大（ 7.616 时，取 Pf =0。 jmT= )()(PHRLBLB rTa fffnirGG = )005.001 5.0(1196.0 33 2.024 451 =549.64 3.1.2 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， 1z ， 2z 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 1z 一般不小于 6；主传动比 0i 较大时， 1z 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， 1z 和 2z 应有适宜的搭配 。 主减速器的传动比为 6.17， 初定主动齿轮齿数 z1=7，从动齿轮齿数 z2=40。 2、 从动锥齿轮节圆直径 2d 及端面模数 tm 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： 32 2 jd TKd （ 3.5） 式中 ：2dK直径系数，取2dK=13 16； jT计算转矩， mN ，取jT，jeT较小的 。 取jT=4897.35 计算得， 2d =220.77 271.71mm，初取 2d =240mm。 2d 选定后，可按式 22 / zdm 算出从动齿轮大端模数，并用下式校核 3t mjm K T （ 3.6） 式中：mK模数系数，取mK=0.30.4； jT计算转矩， mN ，取jeT。 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 9 3t mjm K T= 3 35.4 89 7)4.03.0( =5.096.79 由 GB/T12368-1990，取tm=6mm，满足校核。 所以有：1d=42mm 2d=240mm。 3、 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 0A 的 0.3 倍 。对于 汽车 工业， 主减速器 锥 齿轮 面宽度推荐 采用 ： F=0.1982d=47.6mm， 可初取 F2=50mm。 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 8%10%较为合适，在此取 1F =54mm 。 4、 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。螺旋角应足够大以使 Fm 1.25。因 Fm 越大传动就越 干稳 ， 噪声 就越 低。 在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用 35。 5、 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 面重叠系数下降，一般对于 “格里森 ”制主减速器 锥齿轮来说，载货汽车可选用 20压力角 6。 6、主从动锥齿轮几何计算 主减速器齿轮的几何尺寸计算 如下 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 1 主动齿轮齿数 1z 7 2 从 动齿轮齿数 2z 40 3 模数 m 6 4 齿面宽 F 1F =54mm 2F =50mm 5 工作齿高 mHhg 1 gh 9.36mm 6 全齿高 mHh 2 h=10.938mm 7 法向压力角 =20 8 轴交角 =90 9 节圆直径 d =m z 1d 42mm 2d =240mm 10 节锥角 1 arctan21zz 1 =12 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 10 序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 2 =90 -1 2 =75.874 11 节锥距 A0 =11sin2 d =22sin2 d A0 =122mm 12 周节 t=3.1416 m t=18.8496mm 13 齿顶高 21 aga hhh mkh aa 2 1ah =7.74mm 2ah =1.62mm 14 齿根高 fh = ahh 1fh=2.658mm 2fh =8.778mm 15 径向间隙 c= ghh c=1.399mm 16 齿根角 0arctan Ahf1 =1.249 2 =4.121 17 面锥角 211 a ； 122 a 1a=14.047 2a =80.322 18 根锥角 1f= 11 2f = 22 1f =8.677 2f =77.952 19 外 圆直径 1111 c os2 aa hdd 2ad = 221 cos2 ahd 1ad =60.248mm 2ad =240.559mm 20 节锥 顶点止齿轮外缘距 离 11201 s in2 ahd 2102 d 22 sin ah01=150.67mm 02=19.40mm 21 理论弧齿厚 21 sts mSs k2 1s =17.09mm 2s =4.90mm 22 齿侧间隙 B=0.1780.228 0.2mm 23 螺旋角 =35 3.1.3 主减速器的轴承计算 1、 作用在主减速器主动齿轮上的力 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 11 如图 3-1 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 3-1 主动锥齿轮工作时受力情况 为 了 计算 出 作用在齿轮的圆周力，首先 应该 确定 计算转矩。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 8： 313333332223111m a x 1001001001001001 TRgRiRTgiTgiTgiedfiffiffiffifTT (3.7) 式中： maxeT 发动机最大转矩，在此取 201Nm； 1if ， 2if iRf 变速器在各挡的使用率 ，选取 0.5， 2， 5， 15， 77.5 ； 1gi ， 2gi gRi 变速器各挡的传动比 6.01， 3.82， 2.44， 1.55； 1Tf ， 2Tf TRf 变速器在各挡时的发动机的利用率 ； 经计算 dT =193.732 Nm. 齿面宽中点的圆周力 P 为 ： mdTP 2 =9459.57N （ 3.8） 式中： T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩dT1； md该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 对于螺旋锥齿轮 2222 s in Fdd m 2121 zzdd mm 所以： md1 40.96mm md2 =251.64mm； nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 12 2 从动齿轮的节锥角 80.073。 计算螺旋锥齿轮的轴向力与径向力根据条件选用 表 3.3 中公式 表 3.3 圆锥齿轮轴向力与径向力 圆锥 齿轮 轴向力 径向 力 螺旋方向 旋转 方向 右 左 顺时针 反时针 )c oss ins in( t a nc os 221 PA)c oss ins in( t a nc os 112 PA)s ins inc os( t a nc os 221 PR)s ins inc os( t a nc os 112 PR右 左 反时针 顺时针 )c oss ins in( t a nc os 111 PA)c oss ins in( t a nc os 222 PA )s ins inc os( t a nc os 111 PR)s ins inc os( t ac os 222 PR 主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针： )c oss ins in( t a nc os 111 PA =7204.88 N （ 3.9） )s ins inc os( t a nc os 111 PR = 3091.05 N （ 3.10） 从动齿轮的螺旋方向为右： 旋转方向为逆时针： )c oss i ns i n( t a nc os 222 PA =3091.05（ N） （ 3.11） )s i ns i nc os( t a nc os 222 PR =7204.88（ N） （ 3.12） 式中： 齿廓表面的法向压力角 20 ； 1 主 动齿轮 的节锥角 9.26 ； 2 从动齿轮的节锥角 80.073 。 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 跨置式的 从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图 3-2所示 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 13 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 AR = 21112 5.01 mdAbRbPa （ 3.13） 21112 5.01 mB dAcRcPaR （ 3.14） 式 中： 已知 P =9459.57N， 1R =3091.05N， 1A =7204.88N , md1 40.96mm, a=43mm，b=26mm， c=69mm。 所以 ， 轴承 A 的径向力 AR =5929.29 N 轴承 B 的径向力 BR =12255.52 N 轴承的寿命为 610 QfCrfLpt s （ 3.15） 式中 ： tf 为温度系数，在此取 1.0； pf 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 后桥 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 （ 3.16） 式中： r 轮胎的滚动半径， 0.332m； 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 30 35 km/h，在此取 32.5 km/h。 所以有上式可得 2n =332.0 5.3266.2 =260.39 r/min 主动锥齿轮的计算转速 1n =260.396.17=1606.62 r/min。 所以轴承能工作的额定轴承寿命： nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 14 nLLh 60h （ 3.17） 式中 : n 轴承的计算转速， 1310.50r/min。 若大修里程 S 定为 100000 公里，可计算出预期寿命即 hL =amvSh （ 3.18） 所以 hL =5.32100000=3076.9 h 对于轴承 A 和 B，在此并不是 单独 一个轴承，而是一对轴承， 根据尺寸， 在此选用 30207 型轴承 ， d=35mm,D=72mm， Cr=54.2KN， e=0.37 对于轴承 A， 在此径向力 AR =5929.29N， 轴向力 A=7204.88N，所以RA=1.21e X=0.4， Y=1.6 当量动载荷 Q= YAXRf Bd （ 3.19）式中： df 冲击载荷系数在此取 1.2； 所以， Q=1.2（ 0.45929.29+1.67204.88） =16679.4N。 由于采用的是成对轴承 rC =2Cr， 所以轴承的使用寿命 为： hL = QCrn6010 6 = 3104.1 66 7925 42 0058.1 31 07.1 66 66 =6514.5 h3076.9 h= hL 所以轴承 A 符合使用要求。 对于轴承 B，径向力 BR =12255.53N，轴向力 A=7204.88，所以RA=0.47e X=0.4,Y=1.6 当量动载荷 Q= YAXRf Bd （ 3.20）式中： df 冲击载荷系数在此取 1.2； 所以， Q=1.2（ 0.412255.53+1.67204.88） =19715.7N hL = QCrn6010 6 = 3107.1 97 1525 42 0058.1 31 07.1 66 66 =3731.02 h3076.9 h= hL 所以轴承 B 符合使用要求 9。 对于从动齿轮的轴承 C， D 的径向力 Rc = 2222 25.01 mdAbRbPa （ 3.21） 22222 5.01 mD dAcRcPaR （ 3.22） nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 15 已知 ： P=9459.57N，2A=3091.05N，2R=7204.88N， a=240mm， b=124mm.c=116mm 所以，轴承 C 的径向力： cR =4887.4N； 轴承 D 的径向力： DR =9939.38N 根据尺寸， 轴承 C， D均采用 32103，其额定动载荷 Cr为 82.8KN,D=100mm， d=65mm T=23mm， e=0.35 对于轴承 C，轴向力 A=3091.05N，径向力 cR =4887.4N，并且RA=0.63e， X=0.4，Y=1.7 所以 Q= YRXAfd =1.2(0.43091.05 1.79939.38)=2176.03N hL = QCrn7.16666 = 31003.217608280045.2137.16666 =6716.17 hL 所以轴承 C 满足使用要求。 对于轴承 D，轴向力 A=0N，径向力 R=23100.5N,X=1,Y=0。 所以 Q=9939.38N hL = QCrn7.16666 = 31038.99398280045.2137.16666 =91507.36 h hL 所以轴承 D满足使用要求 10。 3.2 主减速器 齿轮材料及热处理 后桥 锥齿轮的工作条件是 及其 恶劣的， 承受交变载荷并且作用时间长 等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀 和磨损 等。 鉴于此 对于 后桥 齿轮的材料及热处理应有以下要求： 1、 具有 较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性 ； 2、 齿轮内部应有良好的韧性 ，避免在 外载荷冲击下折断 ； 3、 选择齿轮材料 应该来源广泛造价要低 。 由此 ，齿轮所采用的钢为 20CrMnTi 用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到 5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数 m 8 时为 29 45HRC。 对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数 m5 时， 为 0.9 1.3mm 当端面模 数 m5 8 时，为 1.0 1.4mm nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 16 3.3 本章小结 根据所给参数确定了 主减速器计算载荷 、 并根据 机械设计手册 对 齿轮参数 进行合理的 选择， 对 螺旋锥齿轮的几何尺寸 参数进行整理，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 予 以说明 。 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 17 4 差速器 设计 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器 的结构 目前大中型货车 车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。 本设计即使用普通锥齿轮差速器。 1-轴承； 2-左外壳； 3-垫片； 4-半轴 齿轮 ； 5-垫圈； 6-行 星 齿轮 ； 7-从动 齿轮 ； 8-右外壳； 9-十字轴； 10-螺栓 图 4-1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 4.2.1 差速器齿轮的强度计算 差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像 主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动，所以差速器 行星 齿轮 主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑 11。 汽车差速器齿轮的弯曲应力为 JmFzKKKTKvmsw 2203102 （ 4.1） 式中 ： T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩， mN ； 0.6jTTn （ 4.2） 0 .6jTTn =4 6.035.4897 = 734.6025 mN ； nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 18 0 .6jmTTmn =4 6.064.549 =82.446 mN ； n差速 器行星齿轮数目 4； 2z半轴齿轮齿数 18； 0K超载系数 1.0； vK质量系数 1.0； sK尺寸系数4 4.25mKs =0.6661； mK载荷分配系数 1.1； F齿面宽 12mm； m模数 5mm； J计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数 0.22510 以jeT计算得：w=225.0251818 6661.06025.7342000 =536.97 MPaw=980 MPa 以jmT计算得：w=225.0251818 6661.0446.822000 =60.27MPaw=210.9Mpa 所以 由表 3.2 差速器齿轮强度满足要求。 4.3 本章小结 主要 介绍了 差速器 结构 及工作原理 ，对普通 对称式圆锥行星齿轮 差速器的基本参数进行了 设计计算 ， 根据机械设计 设计手册 的标准值 对差速器齿轮的几何尺寸 进行了整理 ，并且对 其 强度进行了 校核 ， 最终确定了 所需 参数，并满足了 强度 校核。 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 19 5 半轴 及 后桥 桥壳的设计 5.1 半轴的 设计 与计算 5.1.1 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： 33 3 )18.205.2(1 9 6.010 TTd 取 d=30mm （ 5.1） 式中 ： d半轴杆部直径 mm； T半轴的计算转矩， 2876.18 mN ； 半轴转矩许用应力， MPa。因半轴材料取 40MnB， 为 926.1MPa 左右，考虑安全系数在 1.3 1.6 之间，可取 =692MPa； 其中 /2212 rT m G r 13 2 5 8 % 3 1 8 2 . 4 7 9 . 8 0 . 5 8 1 8 0 8 9 . 1 8aG m g /2 1 . 2 (m 汽 车 加 速 时 的 后 轴 负 荷 转 移 系 数 ） = 0 . 8 （ 附 着 系 数 ） 0 . 0 3 2 (rr 车 轮 半 径 ) kam 为 汽 车 满 载 时 的 重 量 （ 本 次 设 计 中 取 3 1 8 2 . 4 7 g ) 5.1.2 全浮半轴强度计算 半轴的扭转应力可由下式计算： 331016dT= mmN （ 5.2） 式中 ： 半轴 扭转应力， MPa； T半轴的计算转矩 2876.18 mN ； d半轴杆部直径 30mm； 半轴的扭转许用应力，取 =490588MPa。 331016dT=3310301618.2876 =542.8 ，强度满足要求。 半轴的最大扭转角为 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 20 310180 GJTl（ 5.3） 式中： T半轴承受的最大转矩， 2876.18 mN ； l半轴长度 （本次设计取半轴长度为 540mm） G材料的剪切弹性模量 8.4104 N/mm2 ； J半轴横截面的极惯性矩， 432dJ =79481.25mm4 。 经计算最大扭转角 =13.3， 扭转角宜选为 615满足条件。 5.1.3 全浮式半轴花键强度计算 如今大中型货车半轴 ， 绝大多数采用渐开线花键 ，但也有采用 梯形或锯形花键 。本次设计采用渐开线花键。 半轴花键的剪切应力为： bzLdDTpABs 410 3 MPa （ 5.4） 半轴花键的挤压应力为： pABABczLdDdDT 2410 3 MPa （ 5.5） 式中 ： T 半轴承受的最大转矩 2876.18 mN ； BD 半轴花键外径 ， 37.5mm； Ad 相配的花键孔内径 ， 35.5mm； z 花键齿数 15； pL花键的工作长度 55mm； b 花键齿宽， mm， m21=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： bzLdDTpABs 410 3= 32 8 7 中国地质大学长城学院 毕业 论文 开题报告 学生 姓名 宋亚伟 学号 05211621 专业 班级 机制六班 指导教师 于建波 职称 高工 单 位 中国地质大学长城学院 课题性质 设计 论文 课题来源 科研 教学 生产 其它 毕业 论文 题目 130 汽车后桥设计 一、论文研究的目的 和意义 学习和研究汽车后桥结构的特点，进行主要零部件设计。 掌握 机械设计的一般方法，培养 完善的设计思想，锻炼 分析问题 、 解决
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