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机械毕业设计车辆工程

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CL01-187@江淮帅铃汽车驱动桥设计,机械毕业设计车辆工程

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黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 驱动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，而对于各种 汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。 驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配给左、右车轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮 、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。汽车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，还对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操作稳定性等有直接影响。 本设计参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。本设计首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴和整体式桥壳 的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。本设计不是采用传统的双曲面锥齿轮作为载重汽车的主减速器而是采用弧齿锥齿轮，希望这能作为一个课题继续研究下去。 关键字 ： 驱动桥； 驱动桥 ； 单级减速 器； 锥齿轮 ；半轴 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 II ABSTRACT Drive axle is the one of automobile four important assemblies. It performance directly influence on the entire automobile， especially for the heavy truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed， heavy-loaded， high efficiency， high benefit todayheavy truck， single reduction final drive axle is. Driving axle in power transmission, the basic function of the end of the drive shaft or transmission increases is by the torque,and from the power of the reasonable assigned to the right and left the drive wheels, also take effect on the pavement and frame or bo dy between the vertical and lateral and longitudinal strength and power. Generally by the reducer drive,differential and wheel transmission device and driving axle shell etc.car driving axle is the major car assembly, carrying a full load and reed car wheels.frame, and the ground monocoque body the suspension of the lead to vertical force, longitudinal force, transverse force and torque,and impact load; Driving axle also passed the transmission of the maximum torque, bridge is under adverse effect moment shell.car driving axle structure and design parameters in addition to the rellability of the parameters in addition to the reliablilty of the automobile and durability has a significant effect on the outside , also for the automobile driving performance such as power, economy smooth, through the sex,mobility and exercise has a direct impact on the dynamic stability, ect This design following the traditional designing method of the drive axle. First ，make up the main partsstructure and the key designing parameters; thus reference to the similar driving axle structure ， decide the entire designing project ; fanially check the strength of the axle drive bevel pinion ， bevel gear wheel ， the differentional planetary pinion， differential side gear ， full-floating axle shaft and the banjo axle housing ， and the life expection of carrier bearing . The designing take the spiral bevel gear for the tradional hypoid gear ， as the gear type of heavy trucks final drive， with the expection of the question being discussed， further . Key words: Drive Axle; Rrducer; Differential; Automotive Design; Half Shaft nts 1 第 1 章 绪 论 1.1 本课题的目的和意义 本课题是对 江淮帅铃 货车驱动桥的结构设计。 通过此次毕业设计，训练学生的实际工作能力。掌握汽车零部件设计与生产技术是开发我国自主品牌汽车产品的重要基础，汽车驱动桥时传动系统的重要部件。设计汽车驱动桥，需要综合考虑多方面的因素。设计时需要综合运用所学的知识， 熟悉实际设计过程，提高设计能力。驱动桥的设计，由驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构形式及布置方法；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构形式与设计计算方法。 汽 车 驱动桥位于传动系的末端。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面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。 驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成 。 对于重型载货汽车来说，要传递的转矩较 乘用车 和客车，以及轻型 商用车 都要大得多，以便能够 以较低的成本 运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用 。 汽车驱动 桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。 汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对 乘用车 ，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各 商用车 生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的 ，装载质量在 四 吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在 99KW,最大转矩也在 350N m以上， 百公里油耗是一般都在 30 升左右 。为了降低油耗， 不仅要 在发动机的环节上节油 ，而且也需要从传动系中减少能量的损失 。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机 传动轴 驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过 程中的损失。 驱动桥 是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的 措施之一 。 所nts 2 以设计新型的驱动桥成为新的课题。 目前我国正在大力发展汽车产业 ,采用后轮驱动 汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高 。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的 横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。 1.2 驱动桥的分类 1.2.1 非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种家庭乘用车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较 大，这是它的一个缺点。 驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将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；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上 下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。 在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型家庭乘用车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。 1.2.2 断开式驱动桥 断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断 开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量nts 3 均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。 汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分 质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。 1.2.3 多桥驱动的布置 为了提高 装载量和通过性，有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有 4 4、 6 6、 8 8等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对 8 8汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。 为了解决上述问题，现代多桥驱 动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。 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。这对于汽车的设计 (如汽车的变型 )、制造和维修，都带来方便。 1.3 主要内容 （ 1）驱动桥和主减速器、差速器、半轴、驱动桥桥壳的结构 形式选择 （ 2）主减速器的基本参数选择与设计计算 （ 3）差速器的设计与计算 nts 4 （ 4）半轴的设计与计算 （ 5）驱动桥桥壳的受力分析及强度计算 （ 6）用 CAD画装配图、零件图。 第 2 章 驱动桥结构方案分析 2.1 主减速器的类型 由于要求设计的是 江淮帅铃 的驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构以 与 非 独立悬架相适应，该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑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，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，基本形式有三种如下： (1)中央单级减速驱动桥。 此 是驱动桥结构中最为简单的一种 ， 是驱动桥的基本形式 ， 在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比小于 6 的情况下 ， 应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮 ， 主动小齿轮采用骑马式支承 ， 有差速锁装置供选用。 (2)中央双级驱动桥。由于中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时 ， 作为系列产品而派生出来的一种型号 ， 它们很难变型为前驱动桥 ， 使用受到一定限制 ； 因此 ， 综合来说 ， 双级减速桥一般均不作为一种基本 型驱动桥来发展 ， 而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。 (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 2 类 ： 一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥 ； 另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。 综上所述， 设计的驱动桥的传动比小于 6。况且由于 随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化 ， 重型汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势 。 单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看 ， 重型车产品在主减速比小于 6 的情况下 ， 应尽量选用单级减速驱动桥。 2.2 设计驱动桥的基本要求 (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。 nts 5 (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。 驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构较复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。 2.3 非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上。在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这 种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量，汽车簧下质量较大，这是它的一个缺点。 驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的形式。在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级别结构，在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速壳体内， 也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将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：公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方：有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。 在少数具有高速发动机得大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用涡轮式主减速器，它不仅具有在质量 小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。 nts 6 2.4 断开式驱动桥 断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥成为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横梁或车厢 地板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于 采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。 汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是， 由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野车上，且后者多属于轻型一下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。 由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，参照国内相关货车的设计，最后本课题选用非断开式驱动桥。 2.5 本章小结 本章主要针对给定的汽车进行分析和布置方案的确定以及主减速器的结构的确定，为下面的设计过程做铺垫。 nts 7 第 3 章 主减速器设计 3.1 主减速器的结构形式 主减速器的结构形式主要是根据其齿轮 的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。 3.1.1 主减速器的齿轮类型 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 蜗杆等形式。 在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。 3.1.2 主减速器的减速形式 由上段分析设定采用 i 6小传动比 ， 采用单级主减速器， 单级减速驱动 桥产品的优势：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，在重型汽车上占有重要地位； 3.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的 支承形式 作为一个 4 吨级的驱动桥，传 动的转矩 很 大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承。装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承称为导向轴承。导向轴承都采用圆柱滚子式，并 且内外圈可以分离（有时不带内圈），nts 8 以利于拆装。 3.2 主减速比的计算 主减速比对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。0i的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择0i值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 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： 0i=0.377FHghapr iiv nrmax=4.444 式中： r 车轮的滚动半径 r =0.5（ m） pn 最大功率时的发动机转速 3000r/min； maxav 汽车的最高车速 85km/h； ghi 变速器最高挡传动比 1； FHi 分动器传动比 1.223。 3.2.1 主减速器计算载荷的确定 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 ce nKiTT ToTLece /m a x （ 3.1） 式 中 ： TLi 传动系的最低挡传动比， 在此取 9.01； maxeT 发动机的输出的最大转矩 350 mN ； nts 9 T 传动系上传动部分的传动效率，在此取 0.9； n 该汽车的驱动桥数目在此取 1； oK 1.0 由以上各参数可求 Tce Tce =1 444.49.00.101.9350 =13612.7 mN （ 3.2） 2.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT LBLBr irGT cs /2（ 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 ， 取 40000N 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取 =0.85； r 车轮的滚动半径， 轮胎型号为 12.00R20，滚动半径为 0.527m； LB ， LBi 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比 ， LB 取 0.9， LBi 取 1.0 所以 LBLBrcs irGT /2 =0.19.0 5 2 7.085.04 0 0 0 0 =19908.9 mN 3.按汽车日常 行驶 平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cfT 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： )(PHRLBLBrTacf fffni rGGT （ 3.4） 式中： aG 汽车满载时的总重量， 此取 802000N； TG 所牵引的挂车满载时总重量， 0N，但仅用于牵引车的计算； Rf 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取 0.018 Hf 汽车正常 行驶 时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 0.050.09 在此取0.07 pf 汽车的性能系数 ， 取 0； nts 10 LB ， LBi ， n 见式 （ 3.1），（ 3.3）下 的说明。 所以 )(PHRLBLBrTacf fffni rGGT = 007.0018.010.19.0 527.08 0 2 0 0 0 =41326.2 mN 式 （ 3.1） 式 （ 3.4） 参考汽车车桥设计 1式 （ 3.10） 式（ 3.12）。 3.2.2 主减速器基本参数的选择 1.主、从动锥齿轮齿数 1z 和 2z 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， 1z ， 2z 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强度，主、从动齿轮齿数和应不小于 40。 （ 3）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。 （ 4）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。 （ 5）对于不同的主传动比， 1z 和 2z 应有适宜的搭配 。 根据以上要求参考 汽车车桥设计 1中表 3-12 表 3-13取 1z =9 2z =40 2.从动锥齿轮大端分度圆直径 2D 和端面模数tm对于单级主减速器，增大尺寸 2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小 2D 又 会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。 2D 可根据经验 公式初选，即 32 2 cD TKD （ 3.5） 2DK 直径系数，一般取 13.0 16.0 Tc 从动锥齿轮的计算转矩， mN ， 为 Tce 和 Tcs 中的较小者 ，所以在此取Tc =13612.7 mN 2D =（ 13.0 16.0） 3 7.13612 =（ 310.4 382） mm nts 11 初选 2D =370mm 则tm= 2D /2z =370/40=9.25mm 有参考 机械设计手册 2表 23.4-3中tm选取 9 ， 则 2D =360mm 根据tm= 3 cm TK 来 校核 sm =9选取的 是否合适 ， 其中 mK =（ 0.3 0.4） 此处，tm=（ 0.3 0.4） 3 7.13612 =（ 7.16 9.55） ，因此满足 校核 。 3.主，从动锥齿轮齿面宽 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 22 3.0 Ab ，而且 2b 应满足tmb 102 ，对于汽车 主减速器圆弧齿轮推荐采用 ： 22 155.0 Db =0.155 428=55.9mm 在此取 60mm 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 20%较为合适 ， 在此取 1b =80mm 4.中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选 时应考虑它对齿面重合度 ，轮齿强度 和轴向力大 小 的影响 ， 越大，则 也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高， 应不小于 1.25，在 1.5 2.0时效果最好，但 过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为 35 40，而商用车选用较小的 值以防止轴向力过大，通常取 35。 5.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，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。 6.法向压力角 加大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nts 12 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”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重型载货汽车可选用 22.5的压力角。 3.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 表 3.1 主减速器圆弧锥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 1z 9 2 从动 齿轮齿数 2z 40 3 端面模数 m 9 4 齿面宽 b 1b=80 2b =62 5 工作 齿高 mhh ag *2 gh 80.4 6 全 齿高 mchh a *2 h =99.75 7 法向压力角 =22.5 8 轴交角 =90 9 分度圆 直径 d =m z 1d86 2d =380 序 号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 10 节锥角 1arctan21zz 2 =90- 1 1 =12.68 2 =77.32 11 节锥距 A0 =11sin2 d =22sin2 d A0 =245.97 12 周节 t=3.1416 m t=37.69 13 齿顶高 mhh aa * ah =10.2 14 齿根高 fh = mcha * fh =12.46 15 径向间隙 c= mc* c=2.256 nts 13 16 齿根角 0arctan Ahff f =2.899 17 面锥角 211 fa 122 fa 1a =15.581 2a =80.217 18 根锥角 1f = 11 f 2f = 22 f 1f =9.783 2f =74.419 19 齿顶圆直径 1111 cos2 aa hdd 2ad = 221 cos2 ahd 1ad =127.902 2ad =484.479 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 1121 sin2 ak hdA 212 dAk 22 sin ah1kA =237.76 2kA =44.05 21 理论弧齿厚 21 sts mSs k2 1s =27.38mm 2s =10.32mm 22 齿侧间隙 B=0.305 0.406 0.4mm 23 螺旋角 =35 3.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 1 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮 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 2bPp（ 3.6） 式中： P 作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩 Temax和最大附着力矩 rrG2 两种载荷工况进行计算， N； 2b 从动齿轮的齿面宽， 在此取 80mm. 按发动机最大转矩计算时： nts 14 213max210bdiTp ge （ 3.7） 式中： maxeT 发动机输出的最大转矩，在此取 350 mN ； gi 变速器的传动比； 1d 主动齿轮节圆直径，在此取 108mm. 按上式8021 0 81001.93 5 0 3p =730N mm （ 3.8） （ 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 JmzbK KKKTvms 203102 N/ 2mm （ 3.9）式中： T 该齿轮的计算转矩， N m; 0K 超载系数；在此取 1.0 sK 尺寸系数 当 6.1 时，4 4.25mKs ，在此4 4.2512sK 0.829 mK 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时 ， mK 1.00 1.1； vK 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 1.0; b 计算齿轮的齿面宽， mm; z 计算齿轮的齿数 ； m 端面模数， mm; J 计算弯曲应力的综合系数，它综合考虑了齿形系数。 载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。 按图 2-1选取小齿轮的 J 0.225， 大齿轮J 0.195. nts 15 按上式231 12225.0444.49801 05.1829.013.1 0 3 0 5102 173 N/ 2mm 3076.9 h= hL 所以轴承符合使用要求。 对于从动齿轮的 轴承 C， D 的径向力计算公式见式（ 2.18）和式（ 2.19） 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 82.40696625.016020202160025450410 1 =10401.3N 轴承 D的径向力： DR = 22 82.4069 6 6 25.02502 0 2 0 22502 5 4 5 0410 1 =23100.5N 轴承 C， D均采用 圆 锥滚子轴承 32218，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=0.93 e，在此e值为 1.5tana约为 0.402，由 机械设计 6中表 18.7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 D，轴向力 A=0N，径向力 R=23100.5N，并且RA=.4187 e 由 机械设计 6中表 18.7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 = 31096.443 52134 09789.163166 70 =4064.8 h hL 所以轴承 D满足使用要求。 此节计算内容参考了 汽车车桥设计 1和 汽车设计 3关于主减速器的有关计 算。 nts 22 3.3 本章小结 本章首先根据所学的汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，确定齿轮的参数，介绍了齿轮变为系数的选择原则，并根据各项参数计算齿轮的 参数，简单介绍了齿轮材料的选择原则，对齿轮进行了校核。 nts 23 第 4 章 差速器设计 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。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。 4.1 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。 如图 3-2 所示。 其 广泛用于各类车辆上。 图 3-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 1， 12-轴承； 2-螺母； 3， 14-锁止垫片； 4-差速器左壳； 5， 13-螺栓； 6-半轴齿轮垫片； 7-半轴齿轮； 8-行星齿轮轴； 9-行星齿轮； 10-行星齿轮垫片； 11-差速器右壳 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 由于在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。 nts 24 4.2.1 差速器齿轮的基本参数的选择 1.行星齿轮数目的选择 载货汽车采用 4个行星齿轮。 2.行星齿轮球面半径 BR 的确定 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸 ，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径 BR ，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，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径 BR 可按如下的经验公式确定： 3 TKR BB mm (4.1) 式 中： BK 行星齿轮球面半径系数，可取 2.52 2.99，对于有 4个行星齿轮的载货汽车 取小值； T 计算转矩，取 Tce和 Tcs的较小值 ， T =13612.7N m. 根据上式 BR =2.63 7.13612 =62mm 所以预选其节锥距 A0 =62mm 3.行星齿轮与半轴齿轮的选择 为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数 尽量少。但一般不少 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 1z /2z 在 1.5 2.0 的范围内。 差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数 Lz2 ， Rz2 之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线 周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： In zz RL 22（ 4.2） 式中： Lz2 ， Rz2 左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说， Lz2 = Rz2 n 行星齿轮数目； I 任意整数。 在此 2z =18， 1z =12 满足以上要求。 nts 25 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与半轴齿轮的节锥角 1 ， 2 211 arctan zz=1810arctan=29.05 1 =90-2 =60.95 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m m=11 0 sin2 zA=220 sin2 zA= 05.29sin10802=6.78 由于强度的要求在此取 m=8mm 得 10811 mzd =80mm 22 mzd =8 18=144mm 5.压力角 目前，汽车差速器的齿轮大都采用 22.5的压力角，齿高系数为 0.8。最小齿数可减少到 10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为 20的少， 故可以用较大的模数以提高轮齿的 强度。在此选 22.5的压力角。 6.行星齿轮安装孔的直径 及其深度 L 行星齿轮的安装孔的直径 与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： 1.1L nlTL c 302 101.1 nlT c 1.1 1030 （ 4.3） 式中： 0T 差速器传递的转矩， N m； 在此取 13612.7N m n 行星齿轮的数目 ； 在此为 4 l 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离， mm， l 0.5d2 ， d2 为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而 d2 0.8 2d ； nts 26 c 支承面的许用挤压应力，在此取 69 MPa 根据上式 1808.02 d =144mm l =0.5 144=72mm 724691.1107.13612 3 25mm 251.1 L 28mm 4.2.2 差速器齿轮的几何计算 表 4.1 汽车差速器直齿锥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 1z 10， 应尽量取最小值 1z =12 2 半轴齿轮齿数 2z =14 25，且需满足式（ 4-1） 2z =18 3 模数 m m =5mm 4 齿面宽 b=(0.25 0.30)A0 ;b10m 15mm 续表 序号 项目 计算公式 计算结果 5 工作齿高 mhg 6.1 gh =16mm 6 全齿高 051.0788.1 mh 17.931 7 压力角 22.5 8 轴交角 =90 9 分度 圆直径 11 mzd ； 22 mzd 801d 1442 d 10 节锥角 211 arctan zz ， 12 90 1 =29.05， 95.602 11 节锥距 22110 sin2sin2 ddA 0A =102.97mm 12 周节 t =3.1416m t =31.42mm nts 27 13 齿顶高 21 aga hhh ; mzzh a 212237.043.0 1ah =12.3mm 2ah =5.6mm 14 齿根高 1fh =1.788m - 1ah ; 1fh =1.788m - 2ah 1fh=7.32mm; 1fh =12.44mm 15 径向间隙 c =h - gh =0.188m +0.051 c =1.931mm 16 齿根角 1 =01arctan Ahf ;022 arctan Ahf 1 =1.067; 2 =6.868 17 面锥角 211 o ； 122 o 1o =35.942o =65.02 18 根锥角 111 R ； 222 R 1R =24.982R =54.06 19 外圆直径 1111 cos2 ao hdd ；22202 co s2 ahdd 46.8501 d mm 29.1402 d mm 20 节圆顶点至齿轮外缘距离 11201 sin2 hd 22102 sin2 hd 87.8401 mm 24.4502 mm 续表 序号 项目 计算公式 计算结果 21 理论弧齿厚 21 sts mhhts ta n2 212 1s =17.38 mm 2s =14.05 mm 22 齿侧间隙 B =0.245 0.330 mm B =0.250mm 23 弦齿厚 26 213 BdssSiiii 1S =17.13mm 2S =13.88mm 24 弦齿高 iiiii dshh 4cos2 1h =11.22mm 2h =5.58mm 4.2.3 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nts 28 滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度 校核 。轮齿弯曲强度 w 为 w =JmbzK KKTKvms2203102 MPa (4.4) 式中： T 差速器一个行星齿轮 传 给一个半轴齿轮 的转矩，其计算式nTT 6.00 在此 T 为 1547.25 N m； n 差速器的行星齿轮数； 2z 半轴齿轮齿数； 0K 、 vK 、 sK 、 mK 见式（ 2.9）下的说明 ； J 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数， 由图 3.1可查得 J =0.225 图 4.2 弯曲计算用综合系数 根据上式 w =225.01001830 0.1792.00.125.15471023 =201.7 MPa 210.9 MPa 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。 此节内容图表参考了汽车车桥设计 1中差速器设计一节 。 4.3 本章小结 本章主要针对差速器进行了设计和校核， 确定其结构、尺寸。对差速器中的齿轮进行了计算和校核。 nts 29 第 5 章 驱动半轴的设计 驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来，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。 设计 半轴的主要尺寸是 其 直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近 的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。 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 2X （驱动力或制动力）最大时，其最大值为 2Z ，附着系数 在计算时取 0.8，没有侧向力作用； （ 2） 侧向力 2Y 最大时，其最大值为 2Z 1 （发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数 1 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 dw kgZ 2 ，其中 wg 为车轮对地面的垂直载荷， dk 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 2X ，侧向力 2Y 值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有 22222 YXZ 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。 5.1 全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有 rRrL rXrXT 22 求得，其中 LX2 ， RX2的计算，可根 据以下方法计算，并取两者中的较小者。 nts 30 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 0.8； 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 1.3。 根据上式 8.024000003.122 RL XX=260000 N 若按