【QC275】长安牌SC1050KW31型载货汽车后驱动桥的设计【开题报告+任务书】【3A0】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共66页)
编号：661111
类型：共享资源
大小：5.46MB
格式：ZIP
上传时间：2016-06-12
上传人：棒***
认证信息
个人认证
康**（实名认证）
湖北
IP属地：湖北
50
积分
- 关 键 词：
-
qc275
长安
sc1050kw31
载货
汽车
驱动
设计
开题
报告
讲演
呈文
任务书
a0
- 资源描述：
-
【QC275】长安牌SC1050KW31型载货汽车后驱动桥的设计【开题报告+任务书】【3A0】,qc275,长安,sc1050kw31,载货,汽车,驱动,设计,开题,报告,讲演,呈文,任务书,a0
- 内容简介：
-
SY-025-BY-2毕业设计（论文）任务书学生姓名孙涵龙系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-8指导教师姓名李荣职称讲师从事专业交通运输是否外聘是否题目名称长安牌SC1050KW31型载货汽车后驱动桥的设计一、设计（论文）目的、意义意义：驱动桥位于传动系末端，基本公用是增矩、降速、承受作用于路面和车架或车身之间的作用力。它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车尤为重要。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、重载的高效率的需要时，必须搭配一个高效、可靠的驱动桥，所以采用传动效率高的驱动桥是载重汽车的重要研究内容。目的：本课题的设计主要保证汽车在给定的条件下具有良好的动力性和燃油经济性。根据给定参数设计驱动桥主减速器的减速形式，对驱动桥总体进行方案设计和结构设计。另外，汽车驱动桥涵盖大量的机械零件、部件等的（例如，主减速器、差速器以及各种齿轮等），因此驱动桥设计涉及的机械零部件及元件及为广泛，通过对驱动桥的设计，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）1、整车性能参数（1） 驱动形式 62后轮（2） 轴距 3950mm（3） 轮距前/后1690/ 1586（4） 整车质量5110kg（5） 额定载荷质量1995kg（6） 前悬/后悬1080/1960（7） 最高车速90km/时（8） 发动机型号YN38CR CY4102-C3C（9） 最大功率/最大转速88Kw/2800rpm（10） 最大转矩102N.M（11） 车轮滚动半径390mm2、拟解决的主要问题（1） 查阅相关资料，根据所给参数，确定驱动桥主减速器的减速形式，对驱动桥进行方案设计和结构设计（2） 设计差速器的结构形式（3） 设计桥壳的结构形式（4） 根据设计参数对主要零件进行设计及强度计算三、设计（论文）完成后应提交的成果1、绘制驱动桥总装图、主减速器结构图、差速器装配图以及各主要零件的零件图，图纸总量不少于3张A0.2、完成设计说明书一份，字说不少于2万字。四、设计（论文）进度安排1、调研、资料收集，编写文稿提纲，完成开题报告。第1-2周（2月283月13）2、方案选定：拟定需解决的主要问题。第3-4周（3月164月10）3、具体零部件设计（主减速器及组成零部件设计及草绘图纸，差速器、桥壳选择设计及草绘）。第5-8周（4月134月17）4、完善相关图纸及校核计算。第9-12周（4月205月22）5、编写及修改论文。第13-14周（5月256月5）6、论文评阅及调整。第15周（6月86月12）7、校核、打印、装订，准备答辩。第16周（6月156月19）五、主要参考资料（1） 汽车教材：汽车构造、汽车发动机原理、汽车设计等；（2） 设计手册类书籍：汽车设计手册、机械设计手册等； （3） 期刊文献资料：中国期刊网中标准件库开发相关资料；（关键词：驱动桥、载货汽车）（4） 新闻及网络资料等。 六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日优秀毕业设计（论文）推荐表题 目长安牌SC1050KW31型载货汽车后驱动桥的设计类别设计学生姓名孙涵龙院（系）、专业、班级汽车与交通工程学院、车辆工程、B07-8指导教师李荣职 称讲师设计成果明细：答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）： 院、系公章： 年 月 日备 注： 注：“类别”栏填写毕业论文、毕业设计、其它毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: 长安牌SC1050KW31型载货汽车 后驱动桥的设计 院 系 名 称: 汽车与交通工程学院 专 业 班 级: 车辆工程07-8 学 生 姓 名: 孙涵龙 导 师 姓 名: 李 荣 开 题 时 间: 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日开题报告撰写要求一、“开题报告”参考提纲1. 课题研究目的和意义；2. 文献综述（课题研究现状及分析）；3. 基本内容、拟解决的主要问题；4. 技术路线或研究方法；5. 进度安排；6. 主要参考文献。二、“开题报告”撰写规范请参照黑龙江工程学院本科生毕业设计说明书及毕业论文撰写规范要求。字数应在4000字以上，文字要精练通顺，条理分明，文字图表要工整清楚。 毕业设计（论文）开题报告学生姓名孙涵龙系部汽车与交通工程学院专业、班级车连工程07-8指导教师姓名李 荣职称讲师从事专业汽车运用是否外聘是否题目名称长安牌SC1050KW31型载货汽车后驱动桥的设计一、课题研究现状、选题目的和意义1、国内研究现状及发展趋势；汽车驱动桥是汽车传动系统的重要组成，承载着汽车的满载荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的垂直力、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。汽车驱动桥的结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性又重要影响外，也对汽车行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操纵稳定性等有直接影响。另外，汽车驱动桥在汽车的各种总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。例如，驱动桥包含主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置、桥壳和各种齿轮。有上述可见，汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现在机械制造工艺。因此，用过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。驱动桥的设计在载货汽车设计中占有很重要的地位。为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内汽车产业发展的新趋势，推进汽车产业结构调整和升级，全面提高汽车产业国际竞争力，满足消费者对汽车产品日益增长的需求，促进产业健康发展，特制定汽车产业发展政策。通过改政策的实施，使国内汽车产业在2010前发展成为国民经济的支柱产业，为实现全面建设小康社会的目标做出更大的贡献，政府职能部门依据行政法规和技术规范的强制性要求，对汽车，农用运输车，摩托车和零部件生产企业及其产品实施管理，规范各类经济主体在汽车产业领域的市场行为。载货汽车，在汽车发展趋势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格便宜的载货汽车将适合大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展汽车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动汽车产业的发展和社会经济的提高。目的和意义通过对本课题的研究，了解关于驱动桥相关的知识。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，而对于载重汽车显得尤为重要。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、可靠的驱动桥本课题的设计主要保证汽车在给定的条件下具有良好的动力性和燃油经济性。根据给定参数设计驱动桥主减速器的减速形式，对驱动桥总体进行方案设计和结构设计。另外，汽车驱动桥涵盖大量的机械零件、部件等的（例如，主减速器、差速器以及各种齿轮等），因此驱动桥设计涉及的机械零部件及元件及为广泛，通过对驱动桥的设计，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、设计的主要内容（1）研究国内外汽车驱动桥研究现状及发展历史，理解本课题研究的意义（2）分析各种汽车驱动桥的基本原理和优缺点（3）驱动桥和主减速器、差速器、半轴、驱动桥桥壳和差速锁的结构形式选择（4）主减速器的参数选择与设计计算（5）差速器和差速锁的设计与计算（6）半轴的设计与计算（7）驱动桥桥壳的受力分析及强度计算（8）设计驱动桥,CAD绘制装配图、零件图2、拟解决的主要问题（1）查阅相关资料，根据所给参数，确定驱动桥主减速器的减速形式，对驱动桥进行方案设计和结构设计（2）设计差速器的结构形式（3）设计桥壳的结构形式（4）根据设计参数对主要零件进行设计及强度计算三、技术路线（研究方法）驱动桥结构分析与类型选择驱动桥设计计算差速器主减速器半轴与桥壳绘制图纸调查研究形成研究成果四、进度安排1、调研、资料收集，编写文稿提纲，完成开题报告。第1-2周（2月283月13）2、方案选定：拟定需解决的主要问题。第3-4周（3月164月10）3、具体零部件设计（主减速器及组成零部件设计及草绘图纸，差速器、桥壳选择设计及草绘）。第5-8周（4月134月17）4、完善相关图纸及校核计算。第9-12周（4月205月22）5、编写及修改论文。第13-14周（5月256月5）6、论文评阅及调整。第15周（6月86月12）7、校核、打印、装订，准备答辩。第16周（6月156月19）五、参考文献1 王丰元. 周群辉, 杨朝会, 王爱兵. 汽车驱动桥虚拟设计系统研究J. 机械设计与制造 , 2009,42 刘惟信. 机械可靠性设计.北京:清华大学出版社,19963 机械工程手册编辑委员会.机械工程手册(第2版,第16分册,专用机械(三),第一篇汽车).北京:机械工业出版社,19974 臧杰汽车构造M北京：机械工业出版社，2005.5 刘惟信汽车车桥设计M北京:清华大学出版社，20046 黄平辉. 汽车驱动桥桥壳静力学建模与分析.现代制造工程,2010,5 7 曾范量差速器的工作原理与使用J汽车维修，2005,58 王望予. 汽车设计.北京:机械工业出版社,2004,89 王聪兴.冯茂林现代设计方法在驱动桥设计中的应用J公路与汽运，2004,910余志生.汽车理论 北京:机械工业出版社,200011张骄.杨建伟. 机械设计与研究J.201012 郑燕萍.汽车驱动桥壳现代设计方法的探讨,轻型汽车技术.2007,613 李红渊，李萍锋.载重汽车驱动桥主减速器设计J,农业装备与车辆工程.200914Shichi Sano，Yoshimi furukawa，etc.Four Wheel Steering System with RearWheel Steer Angle:SAE Technical Paper Series，1986，515A.Higuchi，Y. Saitoh. Optimal Control of Four Wheel Steering Vehicle:Vehicle System Dynamic，1993，2六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日毕业设计指导教师评分表学生姓名孙涵龙院系汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程B07-8指导教师姓名李荣职称讲师从事专业交通运输是否外聘是否题目名称长安牌SC1050KW31型载货汽车后驱动桥的设计序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与工程实践、社会实际、科研与实验室建设等的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力205计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）106插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）58科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度10得 分 X= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）工作态度： 好 较好 一般 较差 很差研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 指导教师签字： 年 月 日毕业设计答辩评分表学生姓名孙涵龙专业班级车辆工程B07-8指导教师李荣职 称讲师题目长安牌SC1050KW31型载货汽车后驱动桥的设计答辩时间月 日 时答辩组成员姓名出席人数序号评 审 指 标满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况，题目难易度、工作量、与实际的结合程度102设计（实验）能力、对实验结果的分析能力、计算能力、综合运用知识能力103应用文献资料、计算机、外文的能力104设计说明书撰写水平、图纸质量，设计的规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）、实用性、科学性和创新性155毕业设计答辩准备情况56毕业设计自述情况207毕业设计答辩回答问题情况30总 分 Z= 答辩过程记录、评语：自述思路与表达能力：好 较好 一般 较差 很差回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 答辩组长签字： 年 月 日 毕业设计评阅人评分表学生姓名孙涵龙专业班级车辆工程B07-8指导教师姓名李荣职称讲师题目长安牌SC1050KW31型载货汽车后驱动桥的设计评阅组或预答辩组成员姓名出席人数序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与工程实践、社会实际、科研与实验室建设等的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力255计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）156插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）5得 分 Y= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 评阅人或预答辩组长签字： 年 月 日注：毕业设计（论文）评阅可以采用2名评阅教师评阅或集体评阅或预答辩等形式。毕业设计（论文）成绩评定表学生姓名孙涵龙性别男院系汽车与交通工程学院专业车辆工程班级B07-8设计（论文）题目长安牌SC1050KW31型载货汽车后驱动桥的设计平时成绩评分（开题、中检、出勤）指导教师姓名职称指导教师评分（X）评阅教师姓名职称评阅教师评分（Y）答辩组组长职称答辩组评分（Z）毕业设计（论文）成绩百分制五级分制答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）： 院系公章： 年 月 日注：1、平时成绩（开题、中检、出勤）评分按十分制填写，指导教师、评阅教师、答辩组评分按百分制填写，毕业设计（论文）成绩百分制=W+0.2X+0.2Y+0.5Z 2、评语中应当包括学生毕业设计（论文）选题质量、能力水平、设计（论文）水平、设计（论文）撰写质量、学生在毕业设计（论文）实施或写作过程中的学习态度及学生答辩情况等内容的评价。 毕业设计（论文）过程管理材料 题 目 长安牌 载货 汽车后驱动桥的设计 学生姓名 孙涵龙 院系名称 汽车与交通工程学院 专业班级 车辆工程 导教师 李荣 职 称 讲师 教 研 室 车辆工程 起止时间 务 处 制 SY-025-BY-1毕业设计（论文）题目审定表指导教师姓名李荣职称讲师从事专业交通运输是否外聘是否题目名称长安牌SC1050KW31型载货汽车后驱动桥设计课题适用专业车辆工程课题类型S 课题简介：（主要内容、意义、现有条件、预期成果及表现形式。） 指导教师签字： 年 月 日教研室意见1选题与专业培养目标的符合度好较好一般较差2对学生能力培养及全面训练的程度好较好一般较差3选题与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度好较好一般较差4论文选题的理论意义或实际价值好较好一般较差5课题预计工作量较大适中较小6课题预计难易程度较难一般较易 教研室主任签字： 年 月 日系（部）教学指导委员会意见： 负责人签字： 年 月 日注：课题类型填写 W.科研项目；X.生产（社会）实际；Y.实验室建设；Z.其它。 本科 学 生毕业设计 长安牌 载货汽车 后驱动桥的设计 院部名称 ： 汽车与交通工程学院 专业班级 ： 车辆工程 07 学生姓名 ： 孙涵龙 指导教师 ： 李荣 职 称 ： 讲师 黑 龙 江 工 程 学 院 二一一年六月 s 07i 011黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能好坏直接影响整车性能，而对于载货汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载货汽车的快速、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。本次设计任务是设计一款用于轻型载货货车后驱动桥，设计中对驱动桥的主减速器、差速器进行了类型的分析、选择、计算及校核。根据最大转矩、滚动半径等重要参数，选择最大及最小传动比。结合运用汽车设计、汽车理论、机械设计、机械原理等知识，完成相关计算及校核，画出装配图及零件图。在驱动桥的总成设计中，参考了一些国家相关标准，同时考虑到和其他汽车总成之间的协调，争取做到满足汽车使用要求的同时，能减少自身的重量，以减少制造成本。驱动桥个零件设计时，需要选取各种各样的参数，参数的选择是根据具体的条件来的，有些参数在树上找不到相应根据所以必须的选择时根据具体的条件来的，有些参数在书上找不到，相应的根据，所以必须查阅相关的工具书籍和资料，以保证设计的科学性和准确性。关键词：驱动桥；轴荷分配；动力性；通过性；操作稳定性；ABSTRACTDrive axle assembly of a vehicle one of the four, it directly affects the performance of vehicle performance, and is particularly important for the truck. When using large high-power engine output torque to meet the current trucks fast, efficient, cost-effective and necessary, must be with an efficient, reliable drive axle. The design task is to design a light-laden truck used after the drive axle, drive axle design on the main gear box, differential for the type of analysis, selection, calculation and checking. Based on the maximum torque, the rolling radius and other important parameters, select the maximum and minimum transmission ratio. Combination of automotive design, automotive theory, mechanical design, mechanical principles of such knowledge, complete the relevant calculation and check, draw assembly drawings and part drawings. In the drive axle assembly design, with reference to some of the relevant national standards, taking into account the assembly and coordination between other cars, and strive to achieve to meet automotive requirements, while reducing the weight of its own, in order to reduce manufacturing costs. Drive axle design of parts, need to select a variety of parameters, parameter selection is based on specific conditions, some parameters can not find the tree must be the appropriate choice according to specific conditions to, and some parameters can not find in the book, the corresponding basis, so the books must be access to relevant tools and information to ensure that the design of scientific and accurate.Keywords: Drive axle; Axle load distribution; Dynamic; Through sex; Operational stability目 录摘 要IAbstractII第一章 绪 论11.1选题的目的及意义11.2国内外研究现状21.3相关领域已有的研究成果31.4设计的主要内容41.5设计的主要数据4第二章 主减速器的设计62.1主减速器的结构型式的选择6 2.1.1主减速器的减速型式6 2.1.2主减速器齿轮的类型的选择7 2.1.3主减速器主动锥齿轮的支承形式9 2.1.4主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法102.2 主减速器的基本参数选择与设计计算11 2.2.1主减速器计算载荷的确定11 2.2.2主减速器基本参数的选择13 2.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算17 2.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算25 2.2.5主减速器齿轮的材料及热处理302.3主减速器轴承的选择30 2.3.1计算转矩的确定30 2.3.2齿宽中点处的圆周力31 2.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力31 2.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择322.4本章小结37第三章 差速器的设计383.1差速器结构形式的选择383.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理403.3对称式圆锥行星齿轮差速器的结构413.4对称式圆锥行星齿轮差速器的设计41 3.4.1差速器齿轮的基本参数的选择41 3.4.2差速器齿轮的几何计算44 3.4.3差速器齿轮的强度计算453.5本章小结46第四章 驱动半轴的设计484.1半轴结构形式的选择484.2全浮式半轴计算载荷的确定504.3全浮式半轴的杆部直径的初选514.4全浮式半轴的强度计算514.5半轴花键的计算51 4.5.1花键尺寸参数的计算51 4.5.2花键的校核524.6本章小结53结 论54参考文献55致 谢56附 录5761第一章 绪 论1.1选题的目的及意义通过对本课题的研究，了解关于驱动桥相关的知识。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，而对于载重汽车显得尤为重要。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、可靠的驱动桥本课题的设计主要保证汽车在给定的条件下具有良好的动力性和燃油经济性。根据给定参数设计驱动桥主减速器的减速形式，对驱动桥总体进行方案设计和结构设计。另外，汽车驱动桥涵盖大量的机械零件、部件等的（例如，主减速器、差速器以及各种齿轮等），因此驱动桥设计涉及的机械零部件及元件及为广泛，通过对驱动桥的设计，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设的全面知识和技能。随着工业和国防现代化的发展，无论对公路运输还是非公路运输的车辆都提出了更高的要求。近年来，在交通建设和物流增长的推动下，中国的汽车市场进入空前的繁荣的时期。由于汽车的重型化和高速化，不仅对整车性能提出了更高的要求，对汽车驱动桥的性能要求也相应提高。汽车驱动桥具有产量大、品种多，对产品性能、寿命、质量和成本等方面要求高的特点，因此，即使在设计和制造时考虑的很周密，也都必须通过试验来检测。通过试验可以检验设计思想的正确与否，设计意图能否实现，设计产品能否满足使用要求以及是否达到国家标准、行业标准或者企业标准。由于汽车的工作条件复杂，汽车锁设计的技术领域极为广泛，许多理论问题研究得还不够充分，因此，汽车试验技术在汽车工业中有着极为重要的作用。汽车试验是帮助人们深入了解汽车及其零部件再实际工况中各种故障的本质及其规律，是推动汽车技术进步的极为重要的方法，是保证产品性能、提高产品质量和市场竞争力的重要手段。汽车生产过程中的检测技术，作为现代制造技术的重要组成部分，是监督龙智生产过程和产品质量的重要手段。汽车生产过程的检测不仅可以准确的判断这些质量性能指标和工艺技术参数是否打到设计要求，更重要的是用过检测数据的分析处理，能够正确判断这些性能指标和技术参数失控的状况和生产的原因。一方面可以通过检测设备的信息反馈，对工艺设备及时调整来消除失控现象；另一方面也为产品设计和工艺设计部门采取有效的改进措施消除失控现象，提供可靠的科学依据，从而达到保证产品质量和稳定生产过程的目的。尽管产品的高质量是制造过程中实现的，但从某种角度出发，仍然可以说，没有检测就没有产品的质量。因此，一个国家或企业的检测技术水平，是国家或企业生产技术水平的集中体现和反映。虽然国外汽车检测技术已经发展到较高的阶段，但是国内的汽车检测可以说是刚刚起步，对于驱动桥综合性能的检测，国内还没有形成统一的标准和试验方法，因此，制定适应多种型号驱动桥的试验方法，开发可以实现不同型号驱动桥的在线检测系统既有重要的额意义1.2国内外研究现状目前国产驱动桥在国内市场占据了绝大部分份额，但仍有一定数量的车桥依赖进口，国产车桥与国际先进水平仍有一定差距。国内车桥唱的差距主要体现在设计和研发能力上，目前有研发能力的车桥厂家还不多，一些厂家仅仅停留在组装阶段。实验设备也有差距，比如工程车和牵引在行驶过程中，齿轮啮合接触区的形状是不同的，国外先进的实验设备能够模拟这种状态，二我国现在还在摸索中。在具体工艺细节方面，我国和世界水平的差距还比较大，归根接地后桥的功用是承载和驱动。这两方面，近年来出现了一些新的变化。另外，在结构方面，单机驱动桥的使用比例越来越高；技术方面，轻量化、舒适性的要求将逐步提高。总固体而言，现在汽车向节能、环保、舒适等方面发展的趋势，要求车桥向轻量化、大扭矩、低噪声、宽速比、寿命长和低生产成本。驱动桥涵盖大量的机械零件、部件, 例如，主减速器、差速器、半轴、桥壳以及各种齿轮等。汽车主减速器是汽车驱动桥中的主要总成结构之一，是汽车传动系最主要的传动部件，主要由主减速器壳体、主减速器螺旋锥齿轮副和差速器总成组成。其功用是（1）降速增距；（2）改变旋转方向90度；（3）满足汽车转弯及在不平路面上行驶时，左右驱动轮以不同的转速旋转；（4）产生驱动力。除此之外，主减速器的功能在于当变速器处于最高档位时，使汽车有足够的牵引力，适当的最高车速和良好的燃油经济性。驱动桥按结构分为整体式驱动桥（采用非独立悬架）和断开式驱动桥（采用独立悬架）。按参加减速传动的齿轮数目分为单级式主减速器（中小型车）和双级式主减速器（中大型车）。按主减速器传动比档数分为单速式和双速式。按齿轮副结构形式分（1）圆柱齿轮式：（2）行星齿轮式：（3）圆锥齿轮式：（4）准双曲面齿轮式。在现代汽车的主减速器上，应用最广泛的齿轮型式是“格里森”（Gleason）制或“奥利康”（Oerlikon）制螺旋锥齿轮或双曲面传动。在双级主减速器中，通常还加一对圆柱齿轮（多为斜齿圆柱齿轮，也有的采用直齿或人字行齿圆柱齿轮）或一组行星齿轮。在轮边减速器中常采用普通的平行轴式布置的一对外啮合斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。 现代汽车上的差速器通常按其工作特性分为齿轮式差速器和放滑差速器两大类。（1）齿轮式差速器：当左右驱动轮存在转速差时，差速器分配给慢转驱动轮的转矩大于快转驱动轮的转矩。这种差速器转矩均分特性能满足汽车在良好路面上正常行驶。但当汽车在坏路上行驶时，却严重影响通过能力。例如当汽车的一个驱动轮陷入泥泞路面是，虽然另一驱动轮在良好路面上，汽车却往往不能前进（俗称打滑）。此时在泥泞路面上的驱动轮原地滑转，在良好路面上的车轮却静止不动。这是因为在泥泞路面上的车轮与路面之间的附着力较小，路面只能通过此轮对半轴作用较小的反作用力矩，因此差速器分配给此轮的转矩也较小，尽管另一驱动轮与良好路面间的附着力较大，但因平均分配专局的特点，使这一驱动轮也只能分到与滑转驱动轮等量的转矩，以致驱动力不足以克服行驶阻力，汽车不能前进，而动力则消耗在滑转驱动轮上。此时加大油门不仅不能使汽车前进，反而浪费燃油，加速肌腱磨损，尤其使轮胎磨损加剧。有效的解决办法是：挖掉滑转驱动轮下的稀泥或由此轮下垫干土、碎石、树枝、干草等。（2）防滑差速器：为提高汽车在坏录上的通过能力，某些越野汽车及高级轿车上装置防滑差速器。防滑差速器的特点是，当一侧驱动轮在坏路上滑转是，能使大部分甚至全部转矩给在良好路面上的驱动轮，以充分利用这一驱动轮的附着力来产生足够的驱动力，使汽车顺利起步或继续行驶。1.3相关领域已有的研究成果主减速器中的差速器总成是实现汽车行驶、保证汽车良好通过性的关键部件，对主减速器传动性能的研究也主要集中在差速器性能的研究及其性能检测上。要提高汽车的通过性，就必须加大转矩在两侧驱动轮的不等分配。王建华等对限滑差速器的结构类型、主要性能和评价方法进行了分析和总结，并通过试验得到了差速器传动效率、锁紧系数和转矩分配等主要参数的性能曲线。张敦良专门研究了粘性式限滑差速器转矩特性，分析了粘性式限滑差速器的特性，建立了粘性式限滑差速器转矩输出特性的数学模型，分析影响转矩输出地因素，并通过差速器台架试验对差速器的实际的转矩输出特性进行了实验验证。靳立强等设计了导球式限滑差速器，分析了这种差速器的结构和性能，并将其和其他的限滑差速器在结构和性能上做了比较。王立华等研究一种新型高摩擦式防滑差速器的运动性能和力学性能，分析了摩擦片式防滑差速器的结构、动力传递路线，建立了运动学分析模型和力学分析模型，给出了差速器运动过程中的速度关系以及这种差速器内摩擦力矩的计算公式。张鹏对粘性式限滑差速器的性能做了进一步的研究，从动力学角度出发，建立了装有限滑差速器的整车动力学模型，研究了限滑差速器的整车性能的影响，并通过整车试验，研究了装有普通差速器和限滑差速器对整车性能的影响，并通过整车试验，研究了装有普通差速器和限滑差速器的整车性能，从而验证了限滑差速器的性能及其优越性。尹继瑶，李宗研究了牙嵌式自由轮差速器，分析了结构特点和工作原理，并对牙嵌式差速器的运动学和动力学模型进行了研究。李军等对多轴驱动车辆的差速器进行了研究，建立了多轴驱动车辆的多自由度运动模型，分行了差速器在闭锁和正常工作两种状态下汽车的操纵稳定性能。王忠会等研究了行星齿轮式桥间差速器，分析了差速器的传动原理、差速特性和扭矩分配特性，通过力学分析和运动学分析模型，说明这种差速器可明显提高全轮驱动汽车的形式通过性能。通过上述文献可以看出，防滑差速器等高摩擦差速器是差速器发展的重点，其搞摩擦、高内摩擦力矩和良好的转矩分配性能是普通的对称式行星车轮差速器无法相比的，但是普通的对称式行星车轮差速器在国内汽车行业中仍占据重要的市场，国内对这方面的研究还比较少。在大型客车尤其是大型载货汽车中，主减速器传递的转矩较大，差速器的内摩擦力矩较大，分析对称式行星齿轮差速器的性能，开发可以实现差速性能检测的试验系统仍然有着重要的意义。1.4设计的主要内容本设计为载货汽车后驱动桥的设计与研究，要求完成1.主减速器、差速器、半轴、驱动桥桥壳和差速锁的结构形式选择2.主减速器的参数选择与设计计算3.差速器与差速锁的设计与计算4.半轴的设计与计算5.驱动桥壳的受力分析及强度计算6.利用CAD绘制装配图和零件图1.5设计的主要数据整车性能参数（1）驱动形式 62后轮（2）轴距 3950mm（3）轮距前/后 1690/ 1586（4）整车质量 5110kg（5）额定载荷质量 1995kg（6）前悬/后悬 1080/1960（7）最高车速 90km/时（8）发动机型号 YN38CR CY4102-C3C（9）最大功率/最大转速 88Kw/2800rpm（10）最大转矩 102N.M（11）车轮滚动半径 390mm 第二章 主减速器的设计2.1主减速器的结构型式的选择主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。2.1.1主减速器的减速型式主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。(1)单级主减速器如图2.1所示为单级主减速器。由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比i7.6的各种中、小型汽车上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。 图2.1单极主减速器 图2.2双级主减速器(2)双级减速如图2.2所示为双级主减速器。由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大(7.60时可取=2.0； （2.2） 汽车满载时的总质量在此取7105 .所以由式（2.2）得： 即0 所以=1.0该汽车的驱动桥数目在此取1；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9。根据以上参数可以由(2.1）得：（2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2.3）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69629N， 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.6；对越野汽车取=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取=1.25；在此取=0.6；车轮的滚动半径为 0.390m； ，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，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0。所以由公式（2.3）得:（3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，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： （2.4）式中：汽车满载时的总重量，在此取69629N; 所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算；道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020；在此取0.015； 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0.05；汽车的性能系数在此取0；，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，取0.9，由于没有轮边减速器取1.0；该汽车的驱动桥数目在此取1； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为7.50-16，滚动半径为 0.394m。所以由式（2.4）得： 2.2.2主减速器基本参数的选择（1）主、从动锥齿轮齿数和选择主、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。 （2）从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小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。可根据经验公式初选，即 （2.5）直径系数，一般取13.016.0；从动锥齿轮的计算转矩，为和中的较小者取其值为7711.2；由式（2.5）得： 初选=295 则齿轮端面模数=436.86=294.98（3）主，从动齿轮齿面宽的选择。齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。 另外,由于双曲面齿轮的几何特性,双曲面小齿轮齿面宽比大齿轮齿面宽要大。一般取大齿轮齿面宽=0.155=0.155294.98=45.72mm，小齿轮齿面宽=1.1=1.145.72=50.29mm（4）小齿轮偏移距及偏移方向的选择载货汽车主减速器的E值，不应超过从从动齿轮节锥距的20%（或取E值为d的10%12%，且一般不超过12%）。传动比愈大则E值也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径的2030。但当E大干的20时，应检查是否存在根切。E=(0.10.12) =(0.10.12)294.98=29.5035.40mm初选E=34mm a b c d图2.7 双曲面齿轮的偏移方式双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种，如图2.7所示：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时则为下偏移。其中a、b是下偏移，c、d是上偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。本减速器采用下偏移。（5）螺旋角的选择双曲面齿轮螺旋角是沿节锥齿线变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮中点螺旋角。螺旋锥齿轮中点处的螺旋角是相等的。二对于双曲面齿轮传动，由于主动齿轮相对于从动齿轮有了偏移距，使主动齿轮和从动齿轮中点处的螺旋角不相等。且主动齿轮的螺旋角大，从动齿轮的螺旋角小。 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1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器双曲面齿轮大小齿轮中点处的平均螺旋角多为3540。主动齿轮中点处的螺旋角可按下式初选:=+ （2.6）-主动轮中点处的螺旋角，mm；，主、从动轮齿数；分别为8，43；双曲面齿轮偏移距, 34mm；从动轮节圆直径，294.98mm；由式（2.6）得:从动齿轮中点螺旋角可按下式初选:双曲面齿轮传动偏移角的近似值；双曲面从动齿轮齿面宽为45.72mm；=-=46.96-=35.35、从动齿轮和主动齿轮中点处的螺旋角。平均螺旋角 。（6） 螺旋方向的选择。 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。如图2.8所示，螺旋方向与双曲面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。图2.8 双曲面齿轮的螺旋方向及轴向推力 （7）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，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230或20的平均压力角，在此选用20的平均压力角。2.2.3主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算（1） 大齿轮齿顶角与齿根角 如图2.9标准收缩齿和双重收缩齿各有其优缺点，采用哪种收缩齿应按具体情况而定。双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序的效率。双重收缩齿的轮齿参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的，不是这种情况而要采用双重收缩齿，齿高的急剧收缩将使小端的齿轮又短又粗。标准收缩齿在齿高方向的收缩好，但可能使齿厚收缩过多，结果造成小齿轮粗切刀的刀顶距太小。这种情况可用倾锥根母线收缩齿的方法或仔细选用刀盘半径加以改善，即当双重收缩齿会使齿高方向收缩过多，而标准收缩齿会使齿厚收缩过多时，可采用倾锥根母线收缩齿作为两者之间的这种。图2.9（a）标准收缩齿和 （b）双重收缩齿大齿轮齿顶角和齿根角为了得到良好的收缩齿,应按下述计算选择应采用采用双重收缩齿还是倾锥根母线收缩齿。用标准收缩齿公式来计算及 （2.7） （2.8） （2.9） （2.10） （2.11） （2.12） （2.13） （2.14） （2.15）由（2.7）与（2.15）联立可得: （2.16） （2.17） （2.18） （2.19） （2.20）式中： ,小齿轮和大齿轮的齿数；大齿轮的最大分度圆直径,已算出为294.98mm；大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径；在节锥平面内大齿轮齿面宽中点锥距mm；大齿轮齿面宽中点处的齿工作高；大齿轮齿顶高系数取0.15；大齿轮齿宽中点处的齿顶高；大齿轮齿宽中点处的齿跟高；大齿轮齿面宽中点处的螺旋角；大齿轮的节锥角；齿深系数取3.7；从动齿轮齿面宽。所以： 计算标准收缩齿齿顶角与齿根角之和。 （2.21） （2.22） （2.23） （2.24）由式（2.20）与（2.24）联立可得: （2.25） 刀盘名义半径,按表选取为114.30mm 轮齿收缩系数 当为正数时,为倾根锥母线收缩齿，应按倾根锥母线收缩齿重新计算及。按倾根锥母线收缩齿重新计算大齿轮齿顶角及齿跟角。 （2.26） （2.27） （2.28） （2.29） 由式（2.25）与（2.25）联立可得: （2.30） （2.31）大齿轮齿顶高系数取0.15倾根锥母线收缩齿齿根角齿顶角之和（2）大齿轮齿顶高 （2.32） （2.33）大齿轮节锥距.由式（2.31），（2.32）得：（3）大齿轮齿跟高. （2.34）大齿轮齿宽中点处齿跟高由式（2.33）得：（4）径向间隙（5）大齿轮齿全高（6）大齿轮齿工作高（7）大齿轮的面锥角（8）大齿轮的根锥角（9）大齿轮外圆直径（10）小齿轮面锥角（11）小齿轮的根锥角（12）小齿轮的齿顶高和齿根高齿顶高:齿根高； 表2.2 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表序 号项 目符号数值1主动齿轮齿数82从动齿轮齿数433端面模数6.86 mm4主动齿轮齿面宽50.29 mm5从动齿轮齿面宽45.72 mm6主动齿轮节圆直径54.88 mm7从动齿轮节圆直径294.98mm8主动齿轮节锥角10.549从动齿轮节锥角79.4610节锥距 150.02mm11偏移距34mm12主动齿轮中点螺旋角 46.9613从动齿轮中点螺旋角35.3514平均螺旋角41.1615刀盘名义半径114.30mm16从动齿轮齿顶角1.1417从动齿轮齿根角6.4618主动齿轮齿顶高6.86mm19从动齿轮齿顶高1.6 mm20主动齿轮齿根高5.31mm21从动齿轮齿根高 10.57mm22螺旋角3523径向间隙 1.55mm24从动齿轮的齿工作高10.62mm25主动齿轮的面锥角16.86 26从动齿轮的面锥角80.627主动齿轮的根锥角9.2128从动齿轮的根锥角73.029最小齿侧间隙允许值0.175mm2.2.4主减速器双曲面齿轮的强度计算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。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。1齿轮的损坏形式及寿命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。它们的主要特点及影响因素分述如下： （1）轮齿折断主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。 （2）齿面的点蚀及剥落齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的70%以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径及增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4）齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围内的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。 2.实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩Tec和最大附着转矩Tcs并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。 主减速器双曲面齿轮的强度计算（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 Nmm (2.35)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 两种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取42.76mm. 按发动机最大转矩计算时 Nmm （2.36）式中： 发动机输出的最大转矩，在此取102； 变速器的传动比在此取15； 主动齿轮节圆直径，在此取54.88mm；按式（2.35）得：在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%25%。经验算以上数据在许用范围内。（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 N/ （2.37） 式中：该齿轮的计算转矩，Nm,Nm; 超载系数；在此取1.0;尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关， 当时，在此0.829载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10式式支承时取1.101.25。支承刚度大时取最小值;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; 计算齿轮的齿面宽38.09mm; 计算齿轮的齿数8; 端面模7.43mm; 计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），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。参照图2.10取=0.28图2.10 计算用弯曲综合系数按Nm计算疲劳弯曲应力 按 Nm计算疲劳弯曲应力所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 (3) 轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 N/ (2.38)式中：主动齿轮的计算转矩； 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取165.6/mm; ，见式(2.35)下的说明; 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0; 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0; 计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2.11选取=0.17。图2.11 接触计算用综合系数按计算：按计算：2.2.5主减速器齿轮的材料及热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：a.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，故齿表面应有高的硬度； b.轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断c.钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率； d.选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，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8时为2945HRC11。由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑3。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生5。2.3主减速器轴承的选择2.3.1计算转矩的确定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: (2.38)式中：发动机最大转矩，在此取102Nm；，变速器在各挡的使用率，可参考表表2.4选取；，变速器各挡的传动比； ，变速器在各挡时的发动机的利用率。经计算为261主动齿轮齿宽中点处的分度圆直径2.3.2齿宽中点处的圆周力 ZN (2.39)式中： 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。d1m该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。按(2.38)计算主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力 2.3.3双曲面齿轮所受的轴向力和径向力图2.12 主动锥齿轮齿面的受力图主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 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，F分解成两个相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于OOA所在的平面，位于以OA为切线的节锥切平面内。在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与之间的夹角为螺旋角，F与之间的夹角为法向压力角，这样就有： （2.40） （2.41） （2.42） 于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为 （2.43） （2.44）由式（2.43）可计算 由式（2.44）可计算 2.3.4主减速器轴承载荷的计算及轴承的选择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确定，则可计算出轴承的径向载荷7。对于采用悬臂式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承载荷，如图2.13所示。图2.13 主减速器轴承的布置尺寸(1)主动齿轮轴承的选择初选 a=65,b=40轴承A，B的径向载荷分别为 （2.45） （2.46）已知 =12.40KN，=2.59KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（2.45）和（2.46）得:轴承A的径向力 轴承B的径向力轴承A，B的径向载荷分别为 对于轴承A，承受轴向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 此时X=0.4，Y=1.96所以Q=18.490.4+12.401.9=30.96假设汽车行驶十万公里大修，对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的主动锥齿轮轴承的计算转速为 (2.47)式中： 轮胎的滚动半径为390mm n轴承计算转速 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35km/h。所以有上式可得=238.72 r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (2.48) 式中: 轴承的计算转速，r/min。由上式可得轴承A的使用寿命代入公式得 C=99.63KNA轴承选 32307 GB/T 297-946对于轴承B，承受径向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 Q=7.40KN根据公式(2.47)得 C=27.06KNB轴承选 30208 GB/T 297-946（2）从动齿轮轴承的选择初选c=75mm,d=85mm.从动齿轮轴向力 (2.49)从动齿轮中点螺旋角，其值为35.35；从动齿轮根锥角，其值为73.0。从动齿轮径向力 从动轮齿宽中点处分度圆直径对于轴承C,径向力 (2.50)轴向力当量动载荷 Q=XR=YA 其中e=0.356此时X=1,Y=0, 所以Q=9.63KN。根据公式(2-46)得： C=35.21KN选取30210圆锥滚子轴承6。对于轴承D,径向力 (2.51)轴向力FAc=0当量动载荷 Q=XR=YA e=0.356此时X=1,Y=0, 所以Q=6.51KN。根据公式(2.47)得 C=23.8KN轴承D选取30210圆锥滚子轴承6。2.4本章小结本章介绍了单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等主减速器的减速形式，由于本车是轻型载货汽车，通过对比决定采用单级主减速器；然后对采用何种齿轮类型进行了讨论，最后根据实际情况决定采用双曲面齿轮。以上问题解决后，对齿轮的具体参数进行了设计计算，并对其进行了校核。校核合格以后，进行了轴承的选择和校核。第三章 差速器的设计3.1差速器结构形式的选择汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。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。差速器主要有以下几种形式。（1）对称式圆锥行星齿轮差速器图3.1 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器图3.1所示，普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置差速锁等。 由于整速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速界从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。 （2）强制锁止式防滑差速器 图3.2 强制锁止式防滑差速器如图3.2所示，强制锁止式防滑差速器就是在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁，必要时将差速器锁住。此时左、右驱动车轮可以传递由附着力决定的全部转矩。 当汽车驶入较好的路面时，差速器的锁止机构应即时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题，例如使转弯困难、轮胎加速磨损、使传动系零件过载和消耗过多的功率等。 （3）自锁式差速器为了充分利用汽车的牵引力，保证转矩在驱动车轮间的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述强制锁止式差速器的缺点，创造了各种类型的自锁式差速器。 用以评价自锁式差速器性能的主要参数，是它的锁紧系数。为了提高汽车的通过性，似乎是锁紧系数愈大愈好，但是过大的锁紧系数如前所述，不但对汽车转向操纵的轻便灵活性、行驶的稳定性、传动系的载荷、轮胎磨损和燃料消耗等，有不同程度的不良影响，而且无助于进一步提高驱动车轮抗滑能力。因此设计高通过性汽车差速器时，应正确选择锁紧系数值。因为本车属于轻型载货汽车，主要在较好的路面上行驶，所以采用成本低廉、结构简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图3.3 差速器差速原理如图3.4所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。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。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。 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3.4），其值为。于是=，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时（图3.4），啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即 + =2 （3.1） 若角速度以每分钟转数表示，则 （3.2）式（3.2）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，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（3.2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。3.3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。如图3-2所示。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-差速器右半壳3.4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。3.4.1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，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。 球面半径可按如下的经验公式确定： mm (3.3) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，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，Nm.根据上式mm 所以预选其节锥距A=53mm（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1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z1/z2在1.52.0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，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： （3.4）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，= 行星齿轮数目； 任意整数。在此=11，=20 满足以上要求。（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， =28.81 =90-=61.19 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m 得 （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： （3.5） 差速器传递的转矩，Nm；在此取5433Nm 行星齿轮的数目；在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， ，为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而； 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式 取=20mm 22mm3.4.2差速器齿轮的几何计算表3.1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10，应尽量取最小值=102半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（3-4）=203模数=4.644齿面宽b=(0.250.30)A;b10m13.38mm5工作齿高=7.426全齿高8.357压力角22.58轴交角=909节圆直径； 10节锥角，=28.81=61.1911 节锥距=53mm12周节=3.1416=14.58mm13齿顶高;=4.91mm=2.51mm14齿根高=1.788-;=1.788-=3.39mm;=5.79mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.93mm16 齿根角=;=3.66; =6.2317面锥角；=35.04=64.8518根锥角；=25.15=54.9619外圆直径；20节圆顶点至齿轮外缘距离21理论弧齿厚 =8.02 mm=6.56 mm22齿侧间隙=0.250mm23弦齿厚=7.87mm=6.43mm24弦齿高=5.17mm=2.56mm3.4.3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。轮齿弯曲强度为 = MPa (3.6) 式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩,在此为1006 Nm； 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数； 、见式（2.35）下的说明； 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图3-2可得=0.285根据式(3.6)得: 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求15。图3.2 弯曲计算用综合系数3.5本章小结本章主要进行了差速器的设计，首先是结构形式的选择，差速器分为对称式圆锥行星齿轮差速器、强制锁止式防滑差速器、自锁式差速器。考虑到成本和使用状况，选用最简单的对称式圆锥行星齿轮差速器。差速器结构形式确定后，对差速器行星齿轮和半轴齿轮进行设计计算，并进行校核。第四章 驱动半轴的设计4.1半轴结构形式的选择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。其具体结构如下：（1）半浮式半轴图4.1 半浮式半轴如图4.1所示，半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的乘用车。 （2）3/4浮式半轴 如图4.2所示，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，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。图4.2 3/4浮式半轴 （3）全浮式半轴 图4.3 全浮式半轴如图4.3所示，全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为570MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于各类载货汽车上。综合考虑各种半轴的优缺点和本车的实际情况，本设计采用全浮式半轴。4.2全浮式半轴计算载荷的确定设计半轴的主要尺寸是其直径的设计，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，应考虑到以纵向力最大、侧向力最大、垂向力最大三种可能的载荷工况：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；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； 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 (4.1)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，可根据以下方法计算 （4.2） 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，Nm； 汽车传动效率，计算时可取1或取0.9； 传动系最低挡传动比； 主减速器传动比 轮胎滚动半径0.390m；根据式（4.2）可得：4.3全浮式半轴的杆部直径的初选全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行 （4.3）根据（4.3）可得: 根据强度要求在此取48mm。4.4全浮式半轴的强度计算首先是验算其扭转应力： MPa （4.4）式中：半轴的计算转矩，Nm在此取11863.38Nm；半轴杆部的直径，48mm。根据公式（4.4）所以满足强度要求。4.5半轴花键的计算4.5.1花键尺寸参数的计算考虑到汽车半轴受到的转矩较大，在此选用渐开线花键。其参数见表4.1。 表4.1 渐开线花键计算序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果1齿数122节锥距m2.53标准压力角304内花键大径基本尺寸33.75mm5齿形裕度0.25mm6内花键渐开线终止圆直径最小值33mm7基本齿槽宽3.92mm8渐开线花键公差等级89总公差10710综合公差3611齿距累积公差4712齿形公差3713作用齿槽宽最小值392mm14实际齿槽宽最大值4.03mm15实际齿槽宽最小值3.96mm16作用齿槽宽最大值3.99mm17外花键大径基本尺寸32.5mm18花键齿侧配合内花键外花键19外花键作用齿厚上偏差53.520外花键大径公差92.721外花键小径基本尺寸26.25mm22基本齿厚3.93mm23作用齿厚最大值3.98mm24实际齿厚最小值3.87mm25实际齿厚最大值3.94mm26作用齿厚最小值3.91mm4.5.2花键的校核在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为 MPa (4.5)半轴花键的挤压应力为 MPa （4.6）式中：半轴承受的最大转矩，Nm ，在此取17946.1Nm; 半轴花键的外径，mm，在此取62.5mm; 相配花键孔内径，mm，在此取57.74mm; 花键齿数；在此取24 花键工作长度，mm，在此取120mm; 花键齿宽，mm，在此取3.925mm; 载荷分布的不均匀系数，计算时取0.75。根据上式可计算得=70.4 MPa =59.1 MPa 根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力不应超过71.05 MPa，挤压应力不应超过196 MPa，以上计算均满足要求18。4.6本章小结 本章主要进行了驱动半轴的设计，驱动半轴分为全浮式、半浮式、3/4浮式三种。本车采用全浮式半轴。进行半轴设计时应先确定半轴直径，再对渐开线花键进行设计，本章主要对半轴的直径和花键进行了设计进行了校核。结 论本次设计以SC1050KW31型载货汽车后驱动桥设计为主题。主要是对驱动桥的主要元件主减速器、差速器和驱动半轴的设计计算。在设计中完成了主减速器结构形式的选择，主、从动锥齿轮参数的设计计算及轴承的选择；差速器结构形式的选择，行星齿轮的设计计算和强度计算；驱动半轴结构形式的选择、强度计算和花键的计算；以及利用CAD画出总装配图和零件图等设计。所选择的主减速比在满足给定的条件下，具有不错的动力性。差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车动力学所要求的将转矩平稳而连续不断地传递给左、右驱动车轮。驱动桥各零件保证其强度、刚度、可靠性及使用寿命。在设计过程中通过运用材料力学的知识，对轴和齿轮进行了力学分析、校核计算以及选择合理的材料和热处理方法。参考文献1梁博. 减速器设计的传动比分配问题 科技信息J.2008,032曾韬螺旋锥齿轮设计与加工M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，19893戴素江.汽车主减速器齿轮热处理致裂因素分析J.科技信息 2007,094刘惟信圆锥齿轮与双曲面齿轮传动M北京：人民交通出版社，19805刘惟信汽车车桥设计M北京：人民交通出版社，20036成大先机械设计手册M北京：化学工业出版社，20027陈黎卿.汽车主减速器轴承受力分析及选型系统开发J.轴承 2007,11.8刘品，李哲机械精度设计与检测基础M哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，20049高杰.驱动桥单级主减速器总成J.现代零部件 2004,0910吴训成，毛世民点接触齿面啮合分析的基本公式及其应用研究J机械设计，2000，17(2)11吴玉枝.主减速器齿轮类零件热处理变形分析J.机械工人.热加工 2006,1212濮良贵，纪名刚机械设计M北京：高等教育出版社，199613H. A. Rothbart. Cans. John Wiley and Sons,2004.14F. Y. Chen. Mechanism and Design of Cam Mechanisms,200615肖文颖.普通锥齿轮差速器行星齿轮的力学分析J.科技资讯 2007,1416臧杰汽车构造M北京：机械工业出版社，200517胡丽华，朗全汽车齿轮与花键测绘M. 北京：人民交通出版社，198718李玉霞.提高渐开线花键精度的研究J.现代制造技术与装备 2006,0519龚微寒.汽车现代设计制造M.北京：人民交通出版社，199520马秋生.机械设计基础M.北京：机械工业出版社，200521罗圣国 吴宗泽.机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社。2006致 谢在本次四个多月的设计过程中，使我深刻体会到自己所学知识的不足，也使我学到了许多课本之外的知识，能让自己去学习更多领域的知识，也对自己即将步入社会打下了一定的基础。在做毕业设计过程中，学生很荣幸得到了李荣老师的亲切关怀和耐心的指导。她严肃的科学态度，严谨的治学
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号