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【车辆工程类】重卡贯通式驱动桥结构设计【CAD图纸+WORD毕业论文】【汽车车辆专业】【毕业论文说明书】,车辆,工程,贯通,驱动,结构设计,cad,图纸,word,毕业论文,汽车,专业,说明书,仿单

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哈工大华德学院毕业设计（论文）评语 姓名： 孙明 学号： 1079312206 专业： 汽车运用工程 毕业设计（论文）题目： 重卡贯通式驱动桥结构设计 工作起止日期： 2010 年 10 月 11 日起 2010 年 12 月 29 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）： 职称： 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：孙明 院（系）：汽车工程系 专业：交通运输（汽车运用工程） 班 号：0793122 任务起止日期：2010 年10 月 11 日至2010 年12月 29日 毕业设计（论文）题目：重卡贯通式驱动桥结构设计立题的目的和意义：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的性能，如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等。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。汽车驱动桥结构型式和设计参数对汽车的可靠性与耐久性有重要影响,针对重载转化强有力的动力输出，轻松胜任各种运输任务。在此过程中通过进行重型汽车驱动桥的设计，以加深对汽车设计和汽车构造、机械设计等课程的运用，对汽车技术发展方向有更深入的了解，利用所学知识提高了分析问题和解决问题的能力,为进入社会从事汽车技术工作打下坚实的基础。技术要求与主要内容： 一、本设计将选用载重量为30吨的重型载货汽车参数并根据设计要求查找相关资料进行设计。通过汽车整体的匹配性设计完成贯通式驱动桥的主减器、差速器、轮边减速器等部件进行设计和计算，并完成校核。二、设计出的驱动桥符合国家各项重型货车的标准，运行稳定可靠，成本降低，适合本国路面的行驶状况和国情。三、本设计主要研究方法：1.调研和实际考察，研究前人经验、现实的国内外研究现状和发展趋势，以及存在的问题；2.对所要研究的课题进行初步可行性分析；3.进行设计计算。四、论文要求：1.参考文献篇数：10篇以上（其中不少于2篇外文文献）；2.内容充实，结构清晰合理，符合规范；3.必须进行大量的实地调查。四 五、设计（论文）完成后应提交的成果：1. 根据相关参数完成贯通驱动桥及零 部件设计计算和校核；2.撰写设计说明书12000字以上；3.绘制两张零号装配图纸 纸以上，其中至少有一张CAD 图。 进度安排： 进度安排：第12周（10月13日10月22日）：收集资料，完成开题报告，完成总体设计方案并及时写好毕业设计日志；10月22日开题检查第37周（10月23日11月26日）：1、完成整体设计，材料的选择和相关计算，完成所有草图的绘制；2、11月19日指导教师进行中期检查；3、11月26日全系中期检查并及时写好毕业设计日志。第89周（11月27日12月10日）：1、完成所有正式图纸的绘制和论文草稿；2、12月10日结题检查。第1011周（12月11日12月16日）：1、对毕业设计论文的内容、格式、英、汉文摘要、毕业论文等内容进行修改，2、完成正式论文的装订；3、12月16日上交所有毕业设计相关材料。第12周（12月17日12月28日）：1、准备毕业设计答辩。2、12月28日答辩 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 日哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）题 目 专 业 学 号 学 生 指导教师 答辩日期 哈工大华德学院哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） 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。所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。本文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。本文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。本文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：载重汽车 驱动桥 单级减速桥 弧齿锥齿轮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，must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truckdeveloping tendency. 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: heavy truck drive axle single reduction final drive the spiral bevel gear 2目 录摘要IAbstractII第1章 绪论1第2章 驱动桥结构方案分析2第3章 主减速器设计63.1 主减速器的结构形式63.1.1 主减速器的齿轮类型63.1.2 主减速器的减速形式63.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式73.2 主减速器的基本参数选择与设计计算73.2.1 主减速器计算载荷的确定73.2.2 主减速器基本参数的选择93.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算123.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算143.2.5 主减速器齿轮的材料及热处理213.2.6 主减速器轴承的计算22第4章 轮边减速器的设计304.1 轮边减速器基本参数的选择4.2 轮边减速器齿轮强度的校核第5章 驱动半轴的设计385.1 全浮式半轴计算载荷的确定395.2 全浮式半轴的杆部直径的初选405.3 全浮式半轴的强度计算405.4 半轴花键的强度计算41结论42致谢42参考文献43附录143附录243哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）第1章 绪论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。随着目前国际上石油价格的上涨，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，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700Nm以上，百公里油耗是一般都在34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。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而驱动桥则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。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。目前国内重型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内重卡车桥90%以上的市场。设计驱动桥时应当满足如下基本要求：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。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。在本设计中还采用了AutoCAD和Pro/E绘图软件分别进行了工程图的绘制和实体造型，运用AutoCAD绘制了、行星齿轮轴、左、右壳以及传动机构半轴的零件图，通过对AutoCAD的编辑工具与命令的运用，掌握了从AutoCAD基础图形的绘制基础零件的绘制各类零件图的创建与绘制的方法，并且理解了机械图绘制的工作流程。另外还运用Pro/E绘图软件，运用初步的操作绘制出了主减速器的主、从动锥齿轮，差速器的行星齿轮、半轴齿轮等的实体造型，为今后更好的学习和掌握各种应用软件和技能打下坚实的基础。第2章 驱动桥结构方案分析由于要求设计的是13吨级的后驱动桥，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。在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高， 桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用， 锥齿轮有2个规格。由于上述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。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。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4.2之间。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，以保证重型汽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。综上所述，由于设计的驱动桥的传动比为4.444，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，主要是单级驱动桥还有以下几点优点：(l) 单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，成本较低， 是驱动桥的基本类型，在重型汽车上占有重要地位；(2) 重型汽车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展；(3) 随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。因此，重型汽车不必像过去一样，采用复杂的结构提高通过性；(4) 与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。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。所以此设计采用单级驱动桥再配以铸造整体式桥壳。图2-1Meritor单后驱动桥为中国重汽引进的美国ROCKWELL公司13吨级单级减速桥的外形图。图2-1 Meritor（美驰）单后驱动桥第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。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。3.1.2 主减速器的减速形式由于i=4.4446，一般采用单级主减速器，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；目前重型汽车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，重型汽车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。3.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式作为一个13吨级的驱动桥，传动的转矩较大，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一般称为导向轴承。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），以利于拆装。 3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算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 （3-1）式中 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挡传动比。发动机的输出的最大转矩，传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；该汽车的驱动桥数目在此取1；由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取=1.0，当性能系数0时可取=2.0； （3-2）式中 汽车满载时的总质量在此取20000 ；所以 0.195 =4716 =-0.310 即=1.0由以上各参数可求=29910.22. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （3-3）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所承载130000N的负荷; 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；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25; 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为12.00R20，滚动半径为 0.527m； ，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=64703.93. 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： （3-4）式中 汽车满载时的总重量。所牵引的挂车满载时总重量，N，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0.018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汽车的性能系数在此取0；，n见式（2-1），（2-3）下的说明。所以 =10305.8式（2-1）式（2-4）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 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。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：1）为了磨合均匀，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一般不小于6。4）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。5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据以上要求参考汽车车桥设计1中表3-12 表3-13取=9 =40 +=49402. 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 （3-5）直径系数，一般取13.016.0 从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小者所以 =（13.016.0）=（403.5496.7）初选=450 则=/=450/40=11.25有参考机械设计手册2表23.4-3中选取12 则=480根据=来校核=12选取的是否合适，其中=（0.30.4）此处，=（0.30.4）=（9.3112.4），因此满足校核。3. 主，从动锥齿轮齿面宽和 锥齿轮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。 对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用： =0.155480=74.4 在此取75一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10%较为合适，在此取=804.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1.52.0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3540，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112从动齿轮齿数363端面模数94齿面宽=56 =515工作齿高14.16全齿高=177法向压力角=22.58轴交角=909节圆直径=99=324 续表序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果10节锥角arctan=90-=17=7311节锥距A=A=16912周节t=3.1416 t=28.27913齿顶高=7.2214齿根高=9 15径向间隙c=c=1.816齿根角=4 17面锥角=20.01=76.0318根锥角=13.97=69.9919齿顶圆直径=113=32820节锥顶点止齿轮外缘距离=1601=42.6121理论弧齿厚 =20.53mm=7.74mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角=353.2.4 主减速器圆弧锥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。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9Nmm表2-2给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。 表3-2 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按式（2-1）、式（2-3）计算出的最大计算转矩Tec，Tcs中的较小者7002800980按式（2-4）计算出的平均计算转矩Tcf210.91750210.9 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。 2） 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 Nmm (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 两种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取80mm. 按发动机最大转矩计算时： Nmm （3-7）式中 发动机输出的最大转矩，在此取830； 变速器的传动比； 主动齿轮节圆直径，在此取108mm.按上式 Nmm 按最大附着力矩计算时： Nmm （3-8）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取130000N； 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0.527m按上式=1619 Nmm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%。经验算以上两数据都在许用范围内。其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力p都为1865N/mm（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/ （3-9） 式中：该齿轮的计算转矩，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，1.001.1；其他方式支承时取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，mm;计算齿轮的齿数；端面模数，mm;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。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0.225，大齿轮0.195.按上式173 N/ 210.3 N/ =199.7 N/3076.9 h=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，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm所以，轴承C的径向力：=10401.3N 轴承D的径向力：=23100.5N轴承C，D均采用7315E，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=0.93e，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=1.2(0.496621.610401.3)=24608.256N =28963 h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=.4187e 由机械设计6中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6 所以Q=1.2(1.623100.5)=44352.96N=4064.8 h 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关于主减器的有关计算。第4章 轮边减速器的设计4.1轮边减速器基本参数的选择单排圆柱行星齿轮式轮边减速器减速方式有三种：1）.太阳轮为主动件、齿圈为从动件、行星齿轮架固定：2）. 太阳轮为主动件、行星齿轮架为从动件、齿圈固定：3）. 齿圈为主动件、为从动件、太阳轮固定：分别为太阳轮和齿圈的转速及齿数行星齿轮架的转速。1.齿数的选择单排行星齿轮机构的安装条件和齿数选择条件为：整数N行星齿轮的数目；齿轮的齿数关系必须满足上述两个条件，否则所设计的齿轮是无法装配的。选用第一种减速方式。太阳轮齿数：；齿圈齿数：;行星齿轮齿数：；2.螺旋角3. 圆柱行星齿轮式轮边减速器的中心距与齿宽的选择太阳轮与行星齿轮的中心距A=125mm太阳轮的齿宽=110mm行星齿轮的齿宽取=90mm4. 模数=2.5mm4.2 轮边减速器齿轮强度的校核齿根弯曲疲劳强度 （4-1）式中 载荷系数1.55；太阳轮传递的转矩40689N齿宽；模数；太阳轮直径；外齿轮的齿形系数；外齿轮齿根应力修正系数；重合度系数；螺旋角系数；许用齿根弯曲应力；=220MP =175MP 寿命系数-1.0安全系数=1.25=176MP=136MP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： 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 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，其计算转矩可有求得，其中，的计算，可根据以下方法计算，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=676000 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，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； 轮胎的滚动半径，m。上参数见式（2-1）下的说明。根据上式=34053.4 N在此34053.4N =17946.1Nm5.2 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 （5-3）根据上式=（53.6757.07）mm根据强度要求在此取57.5mm。5.3 全浮式半轴的强度计算 首先是验算其扭转应力： MPa （5-4）式中 半轴的计算转矩，Nm在此取17946.1Nm；半轴杆部的直径，mm。根据上式481 MPa =(490588) MPa所以满足强度要求。5.4 半轴花键的强度计算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 (5-5)半轴花键的挤压应力为 MPa （5-6）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。 此节的有关计算参考了汽车车桥设计中关于半轴的计算的内容。结论本设计根据传统驱动桥设计方法，并结合现代设计方法，确定了驱动桥的总体设计方案，先后进行主减速器 ，差速器，半轴以及驱动桥壳的结构设计和强度校核，并运用AutoCAD软件绘制出主要零部件的工程图和Pro/E软件绘制出主要零部件的实体造型。设计出了30吨级的驱动桥，该驱动桥适用于重型载货汽车和工程车辆等。致谢作者在设计期间都是在吴艳秀老师全面、具体指导下完成进行的。吴艳秀老师渊博的学识、敏锐的思维、民主而严谨的作风使学生受益非浅，并终生难忘。感谢吴艳秀等在毕业设计工作中给予的帮助。感谢我的学友和朋友对我的关心和帮助。参考文献1 刘惟信 编著.汽车车桥设计 .北京：清华大学出版社，20042 徐颢 主编.机械设计手册（第3，4卷）.北京：机械工业出版社，19913 吉林大学 王望予 主编.汽车设计(第四版).北京:机械工业出版社，20044 吉林大学 陈家瑞 主编.汽车构造(下册).北京:机械工业出版社，20055 朱孝录 主编.齿轮传动设计手册.北京：化学工业出版社，20056 邱宣怀 主编.机械设计.北京：高等教育出版社，19977 廖念钊等编 .互换性与技术测量（第四版）.北京：中国计量出版社，20008 王明珠 主编 .工程制图学及计算机绘图 .北京：国防工业出版社，19989 戴少度 主编.材料力学. 北京：国防工业出版社，200210 第二汽车制造厂 何敏. EQ1141G后驱动桥.汽车运输，1992（11）11 丹东汽车制造厂 刘凤君.浅谈DD321 20系列后驱动桥的开发.1997(4)12 重载汽车驱动桥的基本结构形式.13 单级桥：重型车桥的发展方向.刘利军.14 Ford Motor Company Arup Gangopadhyay， Sam Asaro， Michael Schroder， Ron Jensen and Jagadish Sorab. Fuel Economy Improvement Through Frictional Loss Reduction in Light Duty Truck Rear Axle.SAE，200215 Dirk Spindler Georg von Petery INA-Schaeffler KG. Angular Contact Ball Bearings for a Rear Axle Differential.SAE ，2003附 录1重型汽车驱动桥的基本结构及发展趋势。 1重型汽车驱动桥的基本结构 驱动桥是重型汽车的重要标志之一，其基本结构有以下两种 11中央单级减速驱动桥 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。 12中央双级驱动桥 在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装人圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥。这种改制“三化”程度高，桥壳、主减速器等均可通用，盆齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥这时桥壳可通用，主减速器不通用，盆齿轮有2个规格。 2009年中国汽车的产销量突破1000万辆，以惊人的速度迈进千万辆级的汽车生产、消费大国行列。除了整车制造以外，汽车零部件领域的快速发展也有目共睹。2011中国汽车驱动桥市场趋势观察研究预测报告分析：零部件行业销售和盈利环比继续改善，2009年911月税前利润环比增长248%。2009年9-11月份，汽车零部件行业销售收入达3,413亿元，同比上升499%，环比增长80%，销售收入自2季度反弹以来持续攀升，国内汽车销量增长推动零部件配套收入上升是行业增长的主要来源。行业利润总额达289亿元，同比上升1303%，环比增长248%,在行业销售收入增长背景下，行业盈利也实现同比大幅上升。)工程自卸车、运水车等(的双级主减速器。后者更适宜于最大程度地满足用户不同需要。而亚洲、非洲和南美国家则采用带轮边减速的双级主减速器的驱动桥，用于非道路和恶劣道路使用的车辆)行星齿轮传动(带轮边减速;2011中国汽车驱动桥市场趋势观察研究预测报告中数据表明：现在，世界上货车普遍采用两种驱动桥结构单级减速双曲线螺旋锥齿轮副 本报告着重分析了2009-2010年中国汽车驱动桥行业和市场发展现状，行业发展趋势。依据对大量最新资讯的详尽分析，结合权威的观点，并将近年来大量的连续监测数据运用数据模型分析，对2011-2015年中国汽车驱动桥市场的发展做出科学的预测。 2011中国汽车驱动桥市场趋势观察研究预测报告2010年6月版由郑林博士领衔撰写。 在撰写过程中得到香港中华商业信息研究院的智慧支持。并得到国家统计局，中国汽车工业协会，中国汽车用品网，汽车零部件工业协会，中国海关，中国数字图书馆等多家信息机构的智慧支持。在此表示感谢！ 附 录2Heavy vehicle drive axle of the basic structure and development trend. 1. The basic structure of heavy vehicles driving axle Heavy duty truck driving axle is one of the important marks, its basic structure has the following 3 kinds 1.1 central single stage slowdown driven axle Is driving axle structure most simple one kind, is the basic forms, in driving axle load truck dominant. Generally in the main transmission ratio less than 6 cases, should try to use a central single stage slowdown driven axle. The current central single stage reducer tend to adopt hyperbola spiral bevel gears. Active pinion by riding type bearing, discriminating speed lock device for selection. 1.2 central doublestage axles In domestic currently on the market, the central doublestage axles basically has two kinds: one profenofos Eaton series products, in advance in single stage reserved good space of speed reducer, when asked to increase traction and speed, can install people cylindrical planet gear institutions, will original central single stage into a central doublestage axles. This restructuring three degree high, bridge housing, main reducer, etc. Can be general, basins gear diameter unchanged, Another profenofos LuoKeWeiEr series product, when will increase traction and ratio, require restructuring first-level bevel gear, then loaded the second cylindrical spur gear or helical gears, become requirements of central doublestage axles then bridge housing, the main purpose of gear reducer not gm, basin has 2 specifications. 2009 China automobile single-brand sales volume of 10 million cars, with amazing speed towards million units level car production, consumption power ranks. In addition to the vehicle manufacturing, automotive field outside the rapid development also evident. The 2011 China automobile driving axle market trend observation research forecast report analysis: spare