汽车单级驱动桥总成设计 轿车驱动桥设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985设计说明书课题名称汽车单级驱动桥总成设计系别专业班级学号姓名指导教师买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985任务书汽车单级驱动桥总成设计系别专业班级学号姓名指导教师教研室主系主任买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985摘要本次设计为参照乘用轿车驱动桥来进行的，目的是为了检验大学几年的学习成果以及为将来的工作打下坚实的基础。说明书中阐述了驱动桥壳的功能与作用、设计的要求及其工作原理，通过查阅大量的汽车设计资料，以及结合所学的知识，对该驱动桥壳进行了方案论证、结构方案分析以及设计计算。本次设计的驱动桥采用半浮式半轴的整体式桥壳单级螺旋锥齿轮传动。普通对称式圆锥行星齿轮（两个）的差速形式。设计中包括了驱动桥壳、主减速器和差速器等各项参数的确定，其中包括主要参数的选择计算、受力情况、强度校核等，并且还对一对齿轮上的支承轴承进行了寿命校核。以及对本次设计做出总结。整个毕业设计历时两个多月，在老师的悉心指导和同学的热心帮助下得以顺利完成。最后感谢在毕业设计期间给予我帮助的老师和同学。从这次毕业设计中，我必将受益非浅。关键词乘用轿车驱动桥设计后桥主减速器买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985IABSTRACTTHESECONDROWSEATDESIGNEDFORPASSENGERCARDRIVEAXLEHOUSINGTOCARRYOUT,THEPURPOSEWASTOTESTTHEUNIVERSITYOFYEARSOFLEARNINGOUTCOMESASWELLASFUTUREWORKTOLAYASOLIDFOUNDATIONFORWORKSETFORTHINTHESPECIFICATIONPREPAREDBYTHEDRIVEAXLEHOUSINGFUNCTION、THEDESIGNREQUIREMENTSANDITSWORKINGPRINCIPLE,THROUGHACCESSTOALARGENUMBEROFAUTOMOTIVEDESIGNINFORMATION,ASWELLASTHECOMBINATIONOFLEARNEDKNOWLEDGE,OFTHEDRIVEAXLEHOUSINGPROGRAMCARRIEDOUTFEASIBILITYSTUDIES,STRUCTURALANALYSISANDDESIGNANDCALCULATIONPROGRAMSTHEDESIGNOFTHEDRIVEAXLEWITHSEMIFLOATINGAXLEASAWHOLEBRIDGESHELLSINGLESTAGESPIRALBEVELGEARGENERALSYMMETRICCONEPLANETARYGEAR2INDIFFERENTIALFORMDESIGN,INCLUDINGTHEDRIVEAXLEHOUSING,THEPARAMETERSOFTHEMAINREDUCTIONGEARANDDIFFERENTIALDETERMINATIONOFINCLUDINGTHEMAINPARAMETERSOFTHECHOICEOFCALCULATION,FORCESITUATION,INTENSITYCALIBRATION,ETCANDALSOTOTHETWOPAIRSOFGEARSONTHESUPPORTINGBEARINGSOFTHELIFEOFCHECKINGINTHEFINAL,TOSUMUPTHISDESIGNLASTEDFORMORETHANTWOMONTHSTHEWHOLEGRADUATIONPROJECT,THETEACHERSOFYOURINSTRUCTORSANDFELLOWSTUDENTSENTHUSIASTICASSISTANCEHASBEENCOMPLETEDSMOOTHLYFINALLYTHANKFORGIVINGMEDURINGTHEGRADUATIONPROJECTTOHELPTEACHERSANDSTUDENTSGRADUATIONFROMTHISDESIGN,IWILLGREATLYBENEFITFROMKEYWORDSPASSENGERCARBRIDGEDESIGNREARAXLEMAINREDUCER买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985II目录摘要IABSTRACTII前言1第一章总体方案设计211车型参数212概述213驱动桥结构型式及选择314主减速器设计4141主减速器结构方案分析5142单级主减速器传动形式分析4143双曲面齿轮传动与螺旋锥齿轮传动比较选择615主减速器主、从动锥齿轮的支承方案7151主动锥齿轮的支承7152从动锥齿轮的支承选择916差速器设计9161对称式圆锥行星齿轮差速器9162强制锁止式防滑差速器9163自锁式差速器1017驱动车轮的传动装置10171半浮式半轴111723/4浮式11173全浮式半轴1118驱动桥壳设计12181驱动桥壳应满足如下设计要求12182驱动桥壳结构方案分析12第二章主减速器设计1421锥齿轮计算载荷的确定14211按日常行驶转矩MGF确定从动锥齿轮计算载荷14212按发动机最大使用转矩来确定从动锥齿轮计算载荷MGE15买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985III213按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮计算载荷MGS1522锥齿轮主要参数的选择16211主从动锥齿轮齿数Z1、Z2的选择16222从动锥齿轮大端节圆直径和端面模数的选择17223齿面宽B的选取17224螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向18225螺旋角M的选择18226齿轮法向压力角的选择1823主减速器螺旋锥齿轮的强度计算19231单位齿长上的圆周力21232轮齿的弯曲疲劳强度计算22233轮齿接触强度的计算2324主减速器轴承计算及选择24241锥齿轮面上的作用力24242主减速器轴承载荷的计算27243锥齿轮轴承型号的确定2825主减速器齿轮的材料及热处理3026主减速器的润滑31第三章差速器设计3231概述3232差速器的结构型式选择3233圆锥行星齿轮差速器3234差速器锥齿轮的强度计算35第四章半轴的设计3841概述3842半轴的计算3843半轴花键的强度计算4044半轴的强度校核4145半轴的结构设计及材料与热处理42第五章桥壳的设计43买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985IV51驱动桥壳结构方案选择4352驱动桥壳强度计算4553材料的选择48结束语50致谢51参考文献52买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709850买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709851前言随着经济和科学技术的不断发展，汽车工业也逐渐成为我国的支柱产业，汽车已经进入千家万户。而随着我国加入了WTO，人民的生活水平得到不断提高，微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。在我国，汽车工业起步较晚。入世后，我国的汽车工业面临更多的机遇和挑战，随着改革开放，我国的汽车工业也将会有质的飞跃。随着汽车工业的不断壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出更经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题，也是我们作为汽车工程本科毕业生，必须肩负的重任。在面临着前所未有的机遇的同时，我们要努力为我们的汽车工业做出应有的贡献。经过四年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。更阅读了大量的专业书籍，为从事汽车行业的工作打下了坚实的基础。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委的要求，进行了这次设计。毕业设计是对我们在大学期间所学知识的一次检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。毕业设计总体质量的好坏也直接体现了毕业生的独立创造设计能力。由于毕业设计具有特殊的重要意义，在两个多月的毕业设计时间里我们到单位实习，并阅读了大量的汽车资料，虚心向老师请教，且在老师的指导下，将老师传授的设计方法运用到自己的设计中，使本次毕业设计得以顺利完成。本人的设计题目、要求及任务是汽车单级驱动桥总成设计买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709852第一章总体方案设计11车型参数1本设计的车型乘用轿车参考车型标致505GTI型号505GTIESTATE牌号标致名称乘用轿车生产厂家标致本设计车型的主要参数外型尺寸（长宽高）489817301540前后轮距1470/1440MM总质量1580KG整备质量1393KG最小离地间隙130MM最高车速170KM/H发动机最大扭矩188/4250（NM/R/MIN）最大功率97KW/5750（R/MIN）变速器速比1档359,2档209，3档137，4档100，5档082倒档363主减速器速比411轮辋规格62J14，轮胎类型与规格195/70R1412概述驱动桥处于动力传动系的末端，不仅是汽车的动力传递机构，也是行走机构。其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左、右驱动功能。驱动桥是汽车传动系中的主要总成之一。驱动桥的设计是否合理直接关系到汽车使用性能的好坏。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。主减速器将低由传动轴传来的转速并增大扭矩。差速器在两输出轴间分配转矩并保证两输出轴可能以不同的转速旋转。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709853半轴接受并传递转矩到两边驱动车轮。驱动桥壳支承汽车整体质量，并承受由车轮传来的由路面不平引起的反力和反力矩，并经悬架传递给支架或车身。驱动桥设计应当满足如下基本要求1所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。2外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。3齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。4在各种转速和载荷下具有高的传动效率。5在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。6与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。7结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。13驱动桥结构型式及选择2驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式或称为整体式，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置由左、右半轴组成都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动；当车轮采用独立悬架时，驱动桥应为断开式。现把它们各自的结构特点分析（如表11）表11驱动桥结构型式及选择形式断开驱动桥非断开驱动桥特点买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709854结构特点桥壳分段，彼此之间用铰链连接，可作相对运动；主减速器、差速器等固定在支架或车身上，两侧驱动轮通过独立悬架与支架或车身连接，两轮可彼此独立地相对于支架或车身上下跳动桥壳是一根支承在左、右驱动轮上的刚性空心梁，而主减速器、差速器和半轴等传动部件都装在其内；整个驱动桥通过悬架与支架或车身连接优点减低簧下质量从而改善汽车通过性，提高行使平顺性，平均车速提高。降低车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命。与地面接触良好，抗侧滑能力提高，汽车的持纵稳定性更好结构简单，制造工艺性好，成本低，工作可靠，维修和调整容易缺点结构复杂，成本较高簧下质量大，对降低动载荷不利，平顺性差，HMIN小，通过性不好应用越野车、轿车各种货车、客车及多数越野车和部分轿车选取非断开驱动桥14主减速器设计141主减速器结构方案分析汽车的主减速器有单级主减速器和双级主减速器，减速型式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂已有的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比I0的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置型式等。本车型采用单级主减速器，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等优点，因而广泛地用在主减速比I076的各种中小买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709855型汽车上。例如轿车、轻型载货汽车都是采用单级主减速器，大多数中型载货汽车也采用这种型式。142单级主减速器传动形式分析单级主减速器传动形式主要有四种螺旋锥齿轮传动、双曲面齿轮传动、圆柱齿轮传动和蜗轮蜗杆传动。它们的传动形式如图3（11）图11单级主减速器传动形式1）双曲面齿轮传动双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E（偏移距），由于偏移距的存在，使主动齿轮螺旋角1大于从动齿轮螺旋角2，从而使双曲面齿轮传动比大于相同尺寸的螺旋锥齿轮传动比。2）螺旋锥齿轮传动而是逐渐从一端连续平稳地转移向另一端，另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时齿合，所以它工作平稳，能承受较大的负荷，制造也简单。但在工作中噪声大，对齿合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大而噪声增大。为保证齿轮副的正确齿合，必须将支承轴承预紧，提高了支承刚度，增大壳体刚度。3）蜗杆蜗轮传动蜗杆蜗轮传动比较大（I07）在任何转速使用下均能工作非常平稳且无噪声，买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709856便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置，能传递大的载荷，使用寿命长，结构简单，折装方便，调整容易。但制造成本高，传动效率低，应用于重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。4）圆柱齿轮传动圆柱齿轮传动一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥和双级主减速器置通式驱动桥。143双曲面齿轮传动与螺旋锥齿轮传动比较选择表12从动轮的选择类型螺旋锥齿轮双曲面齿轮优点由于螺旋角较大，摩擦损失较小，传动效率高达99，抗胶合能力强，轴承负荷小，润滑成本低。工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。两者尺寸相同时，此种齿轮传动比I0大，当I0一定且从动齿轮尺寸相同时，此类齿轮直径大，轮齿强度大，刚度大。当I0一定，主动齿轮尺寸相同，此类齿轮HMIN较大。此类齿轮有侧向滑动和纵向滑动，纵向滑动可使其运转平稳。12，重合度大，可提高传动平稳性和弯曲强度。其主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。缺点同尺寸时传动比小，同传动比时齿轮强度和刚度较小。HMIN小。在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96，齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，选取螺旋锥齿轮买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985715主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，与齿轮的支承刚度密切相关。151主动锥齿轮的支承4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。图12主减速器锥齿轮的支承形式A主动锥齿轮悬臂式B主动锥齿轮跨置式C从动锥齿轮悬臂式支承结构图12A的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度A和增加两支承间的距离B，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离B应大于25倍的悬臂长度A，且应比齿轮节圆直径的70还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸A。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。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紧度有关。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。不跨置式支承结构图12B的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709858可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。参考所选车型属于乘用轿车且仅用于跑一般运输，所需传递最大扭矩较小，因此主减速器主动锥齿轮采用悬臂式支承。152从动锥齿轮的支承选择从动锥齿轮的支承图12C，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸CD。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，CD应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸C等于或大于尺寸D。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承。辅助支承与从动锥齿轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图（13C）所示。图13AB从动锥齿轮辅助支承图13C主、从动锥齿轮的许用偏移量买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985916差速器设计差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求5。差速器的结构型式有多种。大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自锁式两类。自锁式差速器又有多种结构型式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。161对称式圆锥行星齿轮差速器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，2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。162强制锁止式防滑差速器6充分利用牵引力的最简单的一种方法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、使传动系零件过载买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098510和消耗过多的功率等。由于上述种种原因，强制锁住差速器的方法未得到广泛应用。163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。一般越野汽车的低压轮胎与地面的附着系数的最大值为0708在于燥的柏油或混凝工路面上，而最小值为0102在开始溶化的冰上。可见相差悬殊的附着系数的最大比值为8。因此，为了充分利用汽车牵引力，差速器的锁紧系数K实际上选定为8就已足够。而汽车在不好的道路和无路地区行驶的实践表明，各驱动车轮与地面附着系数不同数值之比，一般不超过34。因此选取K34是合适的，在这种情况下汽车的通过性可以得到显著的提高，而其转向操纵等使用性能实际上并不变坏。自锁式差速器有滑块凸轮式、蜗轮式、自由轮式等多种形式。选取普通对称式圆锥行星齿轮。17驱动车轮的传动装置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半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和方向节传动装置且多采用等速方向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来，在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器主动齿轮连接起来。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098511如图14所示图14半轴支撑形式171半浮式半轴半浮式半轴的内端支承方式与上述相同，即半轴内端不承受力及力矩。作用在车轮上的各反力及力矩都必须经过半轴传给驱动桥壳。因半轴内端不受弯矩，而外端却承受全部弯矩和转矩，故称为半浮式。半浮式支承中，半轴与桥壳中的轴承一般只用一个，为使半轴和车轮不致于被向外的侧向力拉出，该轴承必须承受向外的轴向力。半浮式半轴支承结构简单，广泛用于承受载荷较小的轿车上。1723/4浮式3/4浮式半轴的结构特点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，而半轴则一其端部凸缘与轮毂用螺钉连接，该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻、一般仅用在轿车和轻型货车上。173全浮式半轴全浮式半轴支承广泛应用在各种货车上。轮毂通过两个相距较远的圆锥滚子轴承支承在半轴套管上。半轴内端用花键与差速器的半轴齿轮连接。在外端，路面对驱动轮的作用力垂直反力FZ、切向反力FX和侧向反力FR以及由它们形成的弯矩，直接由轮毂通过两个锥轴承传给桥壳，完全不由半轴承受。同样，在内端作用在主减速器从动锥齿轮上的力及弯矩全部由差速器壳直接承受，与半轴无关。因此这样的半轴支承形式，使半轴只承受转矩，而两端均不承受任买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098512何反力和反力矩，故称为全浮式支承形式。所谓“浮”是对卸除半轴的弯曲负荷而言。为防止轮毂及半轴在侧向力作用下发生轴向窜动，轮毂内的两个锥轴承的安装方向必须使它们能分别承受向内和向外的轴向力。轴承的预紧度可调整，并有锁紧螺母锁紧。优点全浮式支承的半轴易于拆装，只需拧下半轴凸缘上的螺钉，就可将半轴从半轴套管中抽出，而车轮和车桥照样能支持住汽车。选取全浮式半轴18驱动桥壳设计驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量，并承受由车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车架（或车身）；它又是主减速器，差速器，半轴的装配基体。181驱动桥壳应满足如下设计要求7（1）应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮齿合正常并不使半轴产生附加弯曲应力。（2）在保证强度和刚度的前提下，尽量减小质量以提高汽车行驶平顺性。（3）保证足够的离地间隙。（4）结构工艺性好，成本低。（5）保护装于其上的传动系部件和防止泥水浸入。（6）折装、调整、维修方便。182驱动桥壳结构方案分析驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种。1）可分式桥壳可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分，每一部分均由一个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。在装配主减速器及差速器后左右两半桥壳是通过在中央接合面处的一圈螺栓联成一个整体。其特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。但对主减速器的装配、调整及维修都很不方便，桥壳的强度和刚度也比较低。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098513过去这种所谓两段可分式桥壳见于轻型汽车，由于上述缺点现已很少采用。2）整体式桥壳整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心粱，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好以后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。按制造工艺不同，整体式桥壳可分为铸造式、钢板冲压焊接式和扩张成形式三种。铸造式桥壳的强度和刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，主要用于中、重型货车上。钢板冲压焊接式和扩张成形式桥壳质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，广泛应用于轿车和中、小型货车及部分重型货车上。3）组合式桥壳组合式桥壳是将主减速器壳与部分桥壳铸造为一体而后用无缝钢管分别压入壳体两端，两者间用塞焊或销钉固定，它的优点是从动齿轮轴承的支承刚度较好，主减速器的装配、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高的加工精度，常用于轿车、轻型货车中。选取整体式桥壳钢板冲压焊接式本设计确定方案如下参考车型标致505GTI驱动形式前置后驱动驱动桥非断开式驱动桥主减速器单级主减速器（螺旋锥齿轮传动）主动齿轮支承方式悬臂式支承差速器普通对称式圆锥行星齿轮（两个）半轴全浮式半轴桥壳整体式桥壳钢板冲压焊接式买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098514第二章主减速器设计21锥齿轮计算载荷的确定8211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及其转速的情况下，所选择的I值应能保证这些汽车有AMXPPN0尽可能高的最高车速。这时I值应按下式来确定AV0RP0AMXGHI37I式中车轮的滚动半径，此处给定轮胎型号为195/70R14，查R表得滚动半径为305MM。IGH变速器量高档传动比。IGH082把最大功率时转速NP4250R/N,最高车速170KM/H代入上式AMXV计算得I3510按日常行驶转矩确定从动锥齿轮计算载荷CFTMNFFIRGJADM,TCF式中汽车总重量，15800N；车轮滚动半径，0306M；R买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098515从动锥齿轮到轮边减速比，取1；MI驱动轴传动效率，圆弧锥齿轮取090；D公路坡度系数，它代表汽车在设计时要求能够持续爬坡的能力，AF而不是公路的坡度系数，取008；性能系数，代表汽车在坡度上的加速能力，取0017；JF道路滚动阻力系数，计算时轿车取F00100015；载货汽车取00150020；越野汽车取00200035；该车取0015代入公式可得60166CFTMN所以，NM174NI0FZF最大计算扭矩取1，2计算的较小值，所以213207NMC计算转矩NM43607NITZ212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CETCEDEMAX1F0KTIN式中TCE计算转矩，NM；TEMAX发动机最大转矩；TEMAX188NMN计算驱动桥数，N1；IF分动器传动比，IF1；I0主减速器传动比，I0351；变速器传动效率，090；K液力变矩器变矩系数，K1；KD由于猛接离合器而产生的动载系数，KD1；I1变速器最低挡传动比，I1359；将数据代入上式可得买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098516TCE213207NM213按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮计算载荷CST按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩CSTMNIRG,12CST式中每个驱动轴上的重量，为60G60158009480N2加速时重量转移系数，此处为11；M轮胎与路面的附着系数，对于一般轮胎的公路用汽车在良好的混凝土或沥青路上可取085；车轮滚动半径，0306M；R车轮到从动锥齿轮间的传动比，取1；MI车轮到从动锥齿轮间的传动效率，一般为09；将数据代入公式可得到301369NMTCS22锥齿轮主要参数的选择9能够表征齿轮副的参数有很多，主要参数有减速比（由总布置确定），0I主、从动齿轮齿数Z1、Z2，从动锥齿轮的节圆直径D2、端面模数MS，法向压力角ON，螺旋角M等。221主从动锥齿轮齿数Z1、Z2的选择对于单级主减速器，当I0较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取值小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当I06时，Z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，Z1最好大于5。当I0较小如I0355时，引可取为买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098517712，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数Z1，Z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。在选取齿数时，应根据减速比的值和齿轮加工方法确定主动齿轮齿数Z1，然后再选取Z2。根据以上的说法，此车所选Z110，Z2取41。所以计算得I351，213207NM，NM。0TC43607Z222从动锥齿轮大端节圆直径和端面模数的选择从动锥齿轮的节圆直径径（又叫分度圆直径）可以根据从动锥齿轮上的计算转矩按经验公式确定2D2KD2（24）3JT式中D2从动锥齿轮大端节圆半径MM；KD2直径系数，取1316从动锥齿轮上的计算转矩，取与中的最小值，NMJTJETJ初取D2KD2210MM3JT从动锥齿轮的节圆半径确定后，端面模数M2可按MD2/Z2计算得MD2/Z2512MM根据较核公式较核3MKM（25）3JT式中KM模数系数，取0304；从动锥齿轮上的计算转矩，取与中的最小值，NMJJETJMSKM（0304）40505400MM3GM30721计算后得较核MD2/Z2。故M5MM修正得D2MS/Z2541205MM买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098518223齿面宽B的选取通常讲齿面宽，指从动大齿轮的齿面宽F2，螺旋锥齿轮副的小齿轮齿面宽F1较F2大10，齿面宽过宽并不能增加轮齿的强度及寿命，反而由于加工原因，易引起齿根处应力集中，一般齿面宽取F20155D2015520531775MM圆整为32MM，所以B1113235MM224螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向分为“左旋”与“右旋”两种。对着齿面看去，如果轮齿的弯曲方向从其小端至大端为顺时针走向时，则称为右旋齿，反时针时则称为左旋齿。主、从动齿轮的螺旋方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。螺旋方向的确定主要是根据所要求的轴向力的方向是离开锥顶，这样可以使齿轮啮合间隙有增大的趋势，不致于使轮齿卡死而损坏。因此，一般汽车主减速器的主动锥齿轮为左旋方向，从动锥齿轮为右旋。225螺旋角的选择螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的。节锥齿线节锥表而与齿廓表面的交线上任一点的螺旋角，是该点处的切线和节锥顶点与该点的连线之间的夹角。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋角沿节锥齿线是变化的，齿面宽中点处的螺旋角称为齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角。螺旋锥齿轮传动主、从动齿轮的中点螺旋角或名义螺旋角是相等的。选择齿乾的螺旋角时，应考虑到它对齿面或纵向重叠系数、轮齿强度和轴向力的大小有影响。螺旋角应足够大以使重叠系数不小于125。因重叠系数愈大传动就愈平稳噪声就愈低。对轿车应1518。当20时可得到很好的结果。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。汽车主减速器锥齿轮的螺旋角多在3540，轿车选择较大的值来保证有较大的重叠系数。货车通常取较小的值来防止轴向力过大。该车选为35买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098519226齿轮法向压力角的选择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，在此轻型轿车选择压力角2023主减速器螺旋锥齿轮的强度计算完成主减速器螺旋锥齿轮的几何参数的计算后对其进行强度计算，以保证主减速器锥齿轮有足够的强度和寿命，能安全可靠的工作。参数及其计算确定名称代号计算公式和说明计算结果轴交角按需要确定，一般，最170常用9090螺旋角M通常，最常用。4035M35M35M大端分度圆直径ED按照经验公式初定，得到端面模数，然后ZEDE1052分锥角1211,ARCTN,90Z，37162外锥距ERSI2EDMRE齿宽系数R314EBR301齿宽BERMB5买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098520中点模数M501RE428M中点法向模数MNMCOS351MN中点分度圆直径MD501REDM548172中点锥距MRBERM69顶隙C，顶隙系数E1780C08C齿顶高AH，齿顶高系数EAMX5AH，71AH6425齿根高FFHEFFXC,1F302FH工作齿高KEAMH2MK85全齿高HFAH3210齿根角FFEFFEFFRHRH2211ARCTNRCTN149,21FF齿顶角A12,1FAF,21AA买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098521顶锥角AA754,5192AA根锥角FFFF81,421FF231单位齿长上的圆周力101）按发动机最大转速计算（26）FDITPGE13MAX02式中TEMAX发动机最大转矩，取188N/M；IG变速器速比，取I1359，I5082；D1主动齿轮节圆直径，取50MM；F从动齿轮的齿面宽，取32MM，21883591000/503284365N/MMITPGE13MAX10221880821000/50321927N/MMFDIGE13AX22）按轮胎的最大附着力矩计算DRGP2310式中G2一驱动桥对水平地面的负荷，N；该车为满载量为1580KG，所以为15484/27742N轮胎与地面的附着系数；该车为085RR轮胎的滚动半径，M；该车为0306D2主减速器从动齿轮节圆直径，MM。该车为2052774208503061000/3520556131N/MMFGPR2310买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098522表许用单位齿长上的圆周力22按发动机最大转矩计算1档2档直接档按最大附着力矩计算附着系数轿车893536321893085货车14292501429085公共汽车982214085牵引汽车536250065232轮齿的弯曲疲劳强度计算（27）JFMKTZSVSJW2301式中计算弯曲应力，N/MM；所讨论的齿轮的计算转矩，NM,对于从动齿轮，按与中的最JTJETJ小值者和计算；对于主动齿轮，还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；JMK0载荷系数，对于汽车K01；KS尺寸系数，它反映了材料的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当MS16MM时，KSMS/254025；此车为067KM齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承KM110125，对于跨置式支承，KM1011；该车为悬臂式支承，故选125KV质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有光关，接触好、周接及同心度准确时，取KV1；MS端面模数，取5；F所讨论的齿轮面宽；该车为F132,F235Z所讨论的齿轮的齿数；Z241,Z110J所讨论的齿轮的轮齿弯曲应力的综合系数，计算弯曲应力用的综合系数，大齿轮取0235，小齿轮取0230按与中的最小值计算从动锥齿轮的弯曲疲劳应力JETJ221320710671251000/1W买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709852346345N/MM按计算JMT26074310671251000/13202N/MM1W主动锥齿轮的弯曲应力计算21320710/4150001NM211ZTJEG6074310/4114815NM211JMF按与中的较小值计算JETJ26002910671251000/1W41616N/MM按计算JMT21219810671251000/1W12330N/MM根据公式，按与两者的较小值计算是的最大弯曲应力，对于汽车主JETJ减速器齿轮，不应超过700N/MM（或不超过材料强度极限的75）；按计JMT算的弯曲应力不应超过2109N/MM，破坏的循环次数为6106。计算得出的值为都不超过极限值，是合格的。233轮齿接触强度的计算（28）FJKTDCJVFMSJP01312式中CP综合弹性系数，对于钢制齿轮副，取CP2326N/MM；D1主动齿轮节圆直径，该车为32MM；MP主动齿轮计算转矩，为TGF14815NM，TG50001NM；KS尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，在缺乏经验的情买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098524况下，取KS1；此车选为067KF表面品质系数，它取决于齿面最后加工的性质，一般情况下对于制造精确的齿轮取KF1；K0载荷系数，对于汽车K01；KM齿面载荷分配系数，对于悬臂式支承，KM110125，该车取125；KV质量系数，它与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有光关，接触好、周接及同心度准确是时，取KV1B齿面宽，取50MM；J齿面接触强度的综合系数，取得02303。按TGF计算7411N/MM230511567480256331J按TGE、TGS两者的较小值计算16441N/MM2305115670256332J主从动齿轮的接触应力是相等的。按最大转矩（TGE、TGS两者的较小值）计算时，许用接触应力为2800N/MM；按日常行驶转矩TGF计算式1750N/MM。按最大转矩（TGE、TGS两者的较小值）计算时值为16441N/MM，不超过许用接触应力2800N/MM；按日常行驶转矩TGF计算时值为7411N/MM，不超过许用接触应力1750N/MM。符合条件。24主减速器轴承计算及选择241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DT买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098525可按下式计算3133231MAX010001TRGITGITGITGIEDFFFFT211式中发动机最大转矩，在此取188NM；MAXE，变速器在各挡的使用率，可参考表23选取；1IF2IIRF，变速器各挡的传动比；GG，变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表1TF2TRF23选取；表23及的参考值IFT经计算为11928DT1齿宽中点处的圆周力FNMDT2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T矩，为上式计算结果。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098526该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径MD对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径22SINBDM211ZM经计算20532SIN73617430MM4251MMDM1按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力136867NF31074289（2）锥齿轮的轴向力和径向力图23主动锥齿轮齿面的受力图如图23，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，FT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TNFN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FF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SFT之间的夹角为法向压力角，这样就有F作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为COSINSTACOSSINFFSNAZITSICOSRZ买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098527由以上二式可计算得110901NZFA35108NRZ以上二式参考汽车设计。242主减速器轴承载荷的计算11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。轴承布置图如下其中A85MM，B50MM，C70MM，D110MM。轴承受力如下表买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098528轴承号力的名称公式计算结果径向力21MAZRZ2FDF