[CAD图纸全套]越野车驱动桥设计

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 ) is to of to to as of of is in is at in be to is 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 套 资料 ， 扣扣 414951605 目 录 摘要 . I . 录 . 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 主减速器的结构型式 . 4 主减速器齿轮的类型 . 4 主减速器主、从动锥齿的支承型式 . 4 减速器的基本参数与设计计算 . 5 主减速比的确定 . 5 主减速器齿轮计算载荷的确定 . 5 主减速器齿轮基本参数的选择 . 6 主减速器圆孤齿轮的几何参数计算 . 7 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 . 10 主减速器的材料选择及热处理方法 . 12 主减速器轴承的计算 . 12 锥齿轮齿面上的作用力 . 12 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 主减速器轴承载荷的计算 . 15 小结 . 18 第 4 章 差速器设计 . 19 差速器类型的 选择 . 19 差速器的设计和计算 . 19 差速器齿轮的基本参数选择 . 19 差速器齿轮的几何尺寸计算 . 21 差速器齿轮的强度校核 . 23 差速器齿轮的材料选择 . 24 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 半轴的形式 . 25 半轴的设计计算 . 25 全浮式半轴的计算载荷确定 . 25 全浮式半轴杆部直径初选 . 26 半轴的强度计算 . 26 半轴花键的强度计算 . 27 半轴材料与热处理 . 28 小结 . 28 第 6 章 轮边部分的设计 . 29 轮边减速器的结构型式 . 29 轮边减速器的齿轮类型 . 29 轮边减速器主、从动锥齿轮的支撑方式 . 29 轮边减速器的基本参数与设计计算 . 29 圆柱直齿轮主要参数的选择 . 29 轮边减速器圆柱直齿轮的几何参考数计算 . 30 轮边减速器圆柱齿轮的强度计算 . 31 轮边减速器齿轮材料的选择及热处理 方法 . 34 轮边减速器壳的材料选择 . 34 轮边减速器圆柱轴承的计算 . 34 圆柱齿轮齿面上的作用力 . 34 轮边减速器轴承载荷的计算 . 36 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) V 小结 . 38 第 7 章 驱动桥壳设计 . 39 桥壳的结构型式 . 39 桥壳的受力分析与强度计算 . 39 桥壳的静弯曲应力计算 . 39 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 . 40 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 . 41 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 . 43 汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算 . 43 桥壳的材料选择 . 44 小结 . 44 结论 . 45 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： 保证汽车具有最佳的动力性和燃油经济性。 证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 声小。 少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。 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 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： 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 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 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 主减速器的结构型式 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%。 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 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 减速器的基本参数与设计计算 主减速比的确定 原车辆的传动比为 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 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。 主减速器齿轮计算载荷的确定 T/n (3式中 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 数据参考 型； 发动机输出的最大扭矩，在此取 数据参考 传动手上传动部分的传动效率，取 n 该汽车的驱动桥数目，在次取 2； 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。取性能系数时，可取 1(1 6 0 . 1 9 5 ) 1 61 0 0 m a x m a . 1 9 5 1 6m a xM a g M a e T eM a ， 当 3， 当车满载的总质量，取 2010 所以 2010 10180=6 即1 8 2 1 8 . 5 3 8 1 . 0 0 . 92 =哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 6 G r/ (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？=于越野汽车取 于安装防滑宽轮的高级轿车，计算时可取 r 车轮的滚动半径，为 B;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， 。 主减速器齿轮基本参数的选择 动锥齿轮齿数 2， 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， 2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 （ 4）主传动比便得到满意的离地间隙。 （ 5）对于不同的主传动比， 2应有适宜的搭配。 根据以上要求查阅工程师手册得， 7 540 2D=23 2 直径系数，一般选取 13 从动锥齿轮的计算转矩， 的较小者； 2D=（ 133 （ 2D/ 37=(根据 mt=中此处， 3 （ 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 7 2D= 满足校核 动锥齿轮面宽1荐不大于节锥2，即2b 对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐要用： 2b=（ 2 在此取 22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=24 : 在此 =35 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。 越野汽车可选用 的压力角。 31 0 . 5 1 1 1 . 9 2A T (3式中 A轮边调速器主，从动齿轮的中心距 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 =30 0 0 ) =0 （ 3 式中 b轮边减速器齿 轮的初选宽度， 如（ 3所示 所以，轮边减速器的两圆柱齿轮的中心距为 130轮宽度为 50 主减速器圆孤齿轮的几何参数计算 表 3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 1 从动齿轮齿数 2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 12 平面齿轮齿数 2212pZ z z 大端面模数 法向压力角 型刀盘 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 z123 6 ; 1 6 6 10 节锥角 121221a r c t a n ; a r c t a 1 1 2 . 2 ; 2 7 7 . 8 11 节 (外 )锥距 22110 s 2 齿向宽 2102 2b=22 1b=24 13 参考锥距 0 0 5A p A F4 内锥距 0 F5 中点锥距 0 7 4 . 1 72FA m A 6 参考点螺旋角初校值 1 0 . 9 1 4 ( 6 ) 17 刀盘型 号 查阅工程师手册 4 4 ; 4 4 4 ; 4 N Z 18 参考点螺旋角初校值 a rc s in 19 刀片型号 查阅工程师手册 26 0 ; 1 9 7 2 . 0 0b w 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 22221 参考点螺旋角 c o s ( )2n p r 2 中点螺旋角 m查阅工程师手册 35 23 中点法向模数 2 c o m 4 小端螺旋角 2查表得 38 25 齿高模数 ( 0 . 9 1 . 0 ) p m 6 齿工作高 2gh 7 齿全高 2 . 1 5 0 . 3 5h m p 8 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 i c o sc o s iB m n m n p 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 齿顶高 21 5h i m p h j h m p h h 2 32 齿根高 11h h h 22h h h 1 2 33 径向间隙 0 . 1 5 0 . 3 5gc h h m p 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 02 1 6 7 3 1d 35 节锥顶点至外缘的距离 20 1 1 1s i 10 2 2 2s i 01 8 2 3 3X 02 1 6 2 9X 36 切向变位量 0 . 0 2 ( 1 ) i m 7 参考点分度圆法向理论弧齿厚 1 2 t a n2 h S 21n p n p nS m S P1 6 5 1 9 32 4 2 5 4 738 齿侧间隙 ( 0 . 0 2 0 . 1 0 ) 0 . 0 5 0 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 N （ 3 7） 式中 P 作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩2 两种载荷工况进行计算， N 2b 从动齿轮的齿面宽，在此取 22 按发动机最大转矩计算时： 3m a b （ 3 8） 式中 发动机的最大输出转矩，取 180 变速器的传动比 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 36 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： 3222102b (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 r 轮胎的滚动半径，在此取 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 K KK b Z m J 2N （ 3 10） 式中 T 该齿轮的据算转矩， ； 超载系数 ;在此取 尺寸系数，反应材料的不均匀性，与齿轮尺寸热处理有关， 载荷分配系数，取 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 b 计算齿轮的出面宽， 22 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， J 查工程师手册得 J= 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 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 K K K b J 23 11） 式中 T 主动齿轮的计算转矩；取 材料的弹性系数，对于钢制轮辐应取 2N oK、vK、见式（ 3 11） F 的说明； 尺寸系数，在此可取 表面质量系数，一般情况下，对于制造精确的齿轮可取 J 计算接触应力的综合系数，查表得出 J= 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。 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 渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火。 主减速器轴承的计算 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 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 (3式中： 发动机最大转矩，在此取 2 变速器在各挡的使用率，可参考表 3取； 1 2 变速器各挡的传动比； 1 2 变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表 3 3 经计算 对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径 222 m 2121 经计算 26mm 120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 (3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 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 =. 锥齿轮的轴向力和径向力 图 3动锥齿轮齿面的受力图 如图 3动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，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， 解成两个相互垂直的力 直于 位于 所在的平面， 于以 切线的节锥切平面内。 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 F 与 间的夹角为螺旋角 ， 间的夹角为法向压力角 ，这样有： （ 3 c o s/ta ns N （ 3 t a ns o s S （ 3 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 a nc o sc o ss 3 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计 (论文 ) 15 s o st a nc o ss o s 3 可计算 o a o s 0202N o a o s 9662N。 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图 3减速器轴承的布置尺寸 轴承 A， B 的径向载荷分别为 22 （ 3 22 （ 3 根据上式已知 2