商用车驱动桥设计课程设计

1、课程设计任务书设计题目 商用车驱动桥设计目录课程设计任务书01. 前言12. 总体方案论证22.1非断开式驱动桥22.2断开式驱动桥32.3多桥驱动的布置43. 主减速器设计53.1主减速器结构方案分析53.1.1螺旋锥齿轮传动53.1.2结构形式63.2主减速器主、从动锥齿轮的支承方案73.2.1主动锥齿轮的支承73.2.2从动锥齿轮的支承83.3主减速器锥齿轮设计83.3.1主减速比iO的确定83.3.2锥齿轮主要参数的选择113.4主减速器锥齿轮的材料133.5主减速器锥齿轮的强度计算143.5.1单位齿长圆周力143.5.2齿轮弯曲强度143.5.3轮齿接触强度153.6主减速器锥齿轮

2、轴承的设计计算163.6.1锥齿轮齿面上的作用力163.6.2锥齿轮轴承的载荷173.6.3锥齿轮轴承型号的确定204. 差速器设计214.1差速器结构形式选择214.2普通锥齿轮式差速器齿轮设计224.3差速器齿轮的材料244.4普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算245. 驱动车轮的传动装置设计245.1半轴的型式255.2半轴的设计与计算265.3半轴的结构设计及材料与热处理276. 结论28参考文献291.前言本课题是对商用车驱动桥的结构设计。故本说明书将以“驱动 桥设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一 一介绍。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

3、讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法；全面 介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构型式与设计计算方 法。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屮的最大转矩， 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，也对汽车的行驶性能如动力性、 经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。另 外，汽车驱动桥在汽车的各种总成屮也是涵盖机械零件、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、

4、 驱动车轮的传动装置（半轴及轮边减速器）、桥壳和各种齿轮。由上 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代机械 制造工艺。因此，通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。课题所设计的货车所配发动机为五菱柳机LJ469Q-1AEB,最高 车速V二110km/h,发动机标定功率(6000r/niin) 64kW,最大扭矩 (4000r/inin) 105 Nm。他有以下两大难题，一是将发动机输出扭矩通过万向传动轴将 动力传递到后轮子上，达到更好的车轮牵引力与转向力的有效发

5、挥, 从而提高汽车的行驶能力。二是差速器向两边半轴传递动力的同时, 允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的 形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。本课题的设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，本商 用车属于轻型货车，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符 合轻型货车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各 部件的具体参数，设计出各主要尺寸。2 总体方案论证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,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承 受作用于路面和车架或车身Z间的垂直力力和横向力。驱动桥一般 由主减速器、差速器、车轮传动

6、装置和驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当满足如下基本要求：R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19 济性。b）外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。C）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d）在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e）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。f）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。g）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，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

7、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叫复杂，但可以大大提高汽车在 不平路面上的行驶平顺性。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，即桥壳是一根支承在左右驱动19 车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其屮。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

8、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。在双级主减速器屮， 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

9、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 型载货汽车上，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。192.2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

10、，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

11、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。192.3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4X4、6X6、8X8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

12、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8X8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，是经分动器并贯通屮间桥而传 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

13、造和维修，都带来方便。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丿I：式驱动桥。19其结构如图2-1所示:1 半轴2 圆锥滚子轴承 3支承螺栓 4 主减速器从动 锥齿轮5油封6 主减速器主动锥齿轮7 弹簧座8垫圈9轮毂10调整螺母图2-1驱动桥3主减速器设计主减速器是汽车传动系屮减小转速、增大扭矩的主要部件，它 是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车, 其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道 路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在 动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减

14、速器后，便可使19 主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩 减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。驱动桥屮主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：&）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经 济性。b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工 作平稳，噪音小。C）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与 动协调。d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽 车平顺性。e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。3.1主减速器结构方案分析主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而 不同。3.1.1螺旋锥

15、齿轮传动19图3-1螺旋锥齿轮传动按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮 式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定 式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮 式传动等形式。在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿 圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥 齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥 齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中 产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直 齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减

16、速器结 构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽 车上获得广泛应用。近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业 屮简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比， 准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高, 同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双 曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而 有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风 EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮19 传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面 油膜很容易被破坏。为减少摩擦

17、，提高效率，必须采用含防刮伤添 加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面 迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。查阅文献1、2,经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥 齿轮传动形式（如图3-1示）。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线 垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连 续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两 对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制 造也简单。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高 支承刚度，增大壳体刚度。3.1.2结构形式为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传动的齿轮

18、副数目分，有单级式主减速器和双级式 主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主 减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮 有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边 减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、屮型载货汽车。单 级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、 使用简单等优点。19查阅文献1、2,经方案论证，本设讣主减速器采用单级主 减速器。其传动比io般小于等于7。3.2主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能 使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配

19、调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密 切相关。3.2.1主动锥齿轮的支承J7图3-2主动锥齿轮跨置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。查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图3-2示）。 齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式 支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小， 约减小到悬臂式支承的1/30以下.而主动锥齿轮后轴承的径向负 荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10% 左右。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式19支承。本课题所设计的商用车装载质量为1.9t

20、,所以选用悬臂式。图3-3从动锥齿轮支撑形式3.2.2从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3-3示）。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c+d。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筋以增强支承 稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载 荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。3.3主减速器锥齿轮设计主减速比io、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的 原始数据，应在汽车总体设计时就确定。3.3.1主减速比的确定主减速比对主减速器的结构型式、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

21、料经济性都有直接影响。19 io的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i 一起由整车动 力计算来确定。可利用在不同io下的功率平衡图来研究对汽车动力 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io值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。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匕尬血及其转速知的情况下，所选择的io 值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速机与。这时5值应按下 式来确定：i0 = 0.3775.(3-1)vamaxlgh式屮&车轮的滚动半径，&二0.304migh一一变速器最高档传动比。二0.809对于其他汽车

22、来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍 有下降，io般选择比上式求得的大10%25%,即按下式选择：i0 = (0.3770.472)仝一 一(32)vamaxlghlFhlLB式中hh分动器或加力器的高档传动比iLB一一轮边减速器的传动比。根据所选定的主减速比厲值，就可基本上确定主减速器的减速 型式(单级、双级以及是否需要轮边减速器)，并使Z与汽车总布置 所要求的离地间隙相适应。把np=6000r/min, va?n(lx=110km./h,斥.二0.304m, i“二0.809 代入(3-2)19计算出io二7. 7279. 674o1)按发动机最大转矩从动锥齿轮计算转矩仏。kdTem

23、agkiLifioHn(3-3)式屮：7一从动锥齿轮计算转矩，Nm；心尬皿一发动机最大转矩，Temax = 105Nm；卅一计算驱动桥数，2；分动器传动比，这里取为低档传动比，if = 3.577；io主减速器传动比，io = 8.5；一发动机到万向传动轴之间的传动效率，“ =0.95；“一液力变矩器变矩系数，/c = 1;/Q由于猛接离合器而产生的动载系数，組二1;变速器最低挡传动比，b=3.577；代入式(33),有：T“ = 5424Nm2)按驱动轮打滑G?my(prr897 x 9.8 x 1.1 x 0.85 x 0.304J厶厂一】CSMl二1 X 1- 2507Nm式屮：G2：满

24、载状态下的后桥静载荷；m2：最大加速度时的后轴负荷系数，这里取1.1； 16时, emax其它见前式。Tc：从动齿轮的计算转矩；当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩 7；应取前两种的较小值，即Tc = minTce, Tcs；当计算锥齿轮疲劳 寿命时，7；取心厂故孔=min5424,2507 = 2507Nm。193.3.2锥齿轮主要参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数Z和Z2、从动 锥齿轮大端分度圆直径0和端面模数ms、主、从动锥齿轮齿面宽S 和禺、双曲面齿轮副的偏移距E、屮点螺旋角队 法向压力角a等。1. 主、从动锥齿轮齿数习和Z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了

25、磨合均匀，Z2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 轮的齿数和应不少于40。为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，在商用车主减速 器中,Z般不小于6。对于不同的传动比，Z和Z2应有适宜的搭配。查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为7. 857,初定主动 齿轮齿数Zi = 7,从动齿轮齿数7 = 55。主动锥齿轮计算转矩Tz=Tc/iozjG=375.4Nmo2. 从动锥齿轮大端分度圆直径02和端面模数ms按照文献3屮的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-lo对于主减速器，增加从动锥齿轮大端分度圆直径2会影响驱动 桥壳高度尺寸和离地间隙，减小2又影响

26、跨置式主动齿轮的前支承 座的安装空间和差速器的安装。192可根据经验公式初选，即D2二心2旺式中，2为从动齿轮大端分度圆直径；心2为直径系数，一般为13.015.3；7；为从动锥齿轮的计算转矩心=minTcefTcso计算得D2 = KD2 X 目2507 = 200mm齿轮端面模数D2 190m5 = = TT = 4同时，ms还应满足= Km式中，为模数系数，取0.30.4, ms = 4满足要求。故= 28mm, D2 = 220mm。3. 主、从动锥齿轮齿面宽久和。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宽过窄及刀尖圆角过 小。这

27、样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，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屮于轮齿小端，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。但是 齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。19对于从动锥齿轮齿面宽债，推荐不大于其节锥距金的0.3倍， 即D 0.342,而且坊应满足禺 10ms，般也推荐觞=0.15502。 对于弧齿锥齿轮，久一般比坊大10%ob2 = 0.155Z)2 = 34mm4. 双曲面齿轮副偏移距EE值过大将使齿轮纵向滑移过大，从而引起齿面早期磨损和擦 伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动

28、的特点。一般对于乘用车和总之量不大的商用车，E 20MnVB、20MnTiB 22CrNiMo 和 16SiMn2WMoVo 渗 碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层(一-般碳的质量 分数为0. 8%1. 2%),具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软， 具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承 受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和 切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以 下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层 与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其在使用初期岀现早期的

29、磨损、擦伤、19 胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005 0. 020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理， 可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理 以提高耐磨性。3.5主减速器锥齿轮的强度计算3.5.1单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时(34)2 kdTem axg 中1nD1b2“一变速器传动比，常取一挡传动比，0=3.577； 久一主动锥齿轮中点分度圆直径mm；二28mm； D从动锥齿轮齿宽mm； h2=34mm；其它符号同前；将各参数代入式（3-4）,有:p = 1341N/mm按照文献1,在现代汽车设计中，由于材质及加工工

30、艺等制造 质量的提高，勿有时高出文献表中数值的20%25%。p p二1429N/mm,锥齿轮的表面耐磨性满足要求。193.5.2齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为:(3-5)2Tkokskm 。3kvmsbDJw式屮:（Jw锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；T齿轮的计算转矩,Nm；过载系数，一般取ks尺寸系数，0.63；k机一齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km = l；kv质量系数，取1；b所计算的齿轮齿面宽，b = 32mm；D所讨论齿轮大端分度圆直径；人一齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.3；对于主动锥齿轮，T=501. 4Nm；从动锥齿轮，T=2507Nm；将各参数代入式（3-5）,

31、有:主动锥齿轮，Tw = 469MPa；从动锥齿轮，兀=398.8MPa；按照文献1,主从动锥齿轮的兀冬%二700MP8,轮齿弯曲强度满足要求。193.5.3轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：虫严丫型旳% I。；(3-6)J 6 7 kvbjj式中：可一锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；D主动锥齿轮大端分度圆直径，mm； D = 28mm；b主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b二34mm；蚣一齿面品质系数，取1.0；综合弹性系数，取232.6屮111；忍一尺寸系数，取1.0；力一齿面接触强度的综合系数，取0.3；爲一主动锥齿轮计算转矩，Tz = 375.4Nm；ko、咕、鷹选择同式(3-5)将

32、各参数代入式(3-6),有:aj = 2254MPa按照文献1, 0)02，因此K 1,般为1.251.50o19取伤=49,伦=35。,则Fj = 21.6fcJVob） 锥齿轮的轴向力臨和径向力Frz （主动锥齿轮）作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Fa二和径向力件z分别为(3-9)(3-10)Faz = :sin y + F tan 0 cos y厂F tan a厂, Frz = a 仔 cos y F tan /? sin y将各参数分别代入式(3-9)与式(3-10)屮，有:Faz = 26.3kN, Frz = 8kNo3.6.2锥齿轮轴承的载荷轴径初选为2mm = C3(110 X

33、0.91120 X95956.5mmlmin = C=nox 31110X0.95753526mm分别取为“2 = 58mm, d = 28mm。当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图3-4为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:19图3-4单级主减速器轴承布置尺寸图34中各参数尺寸：a=46mm, b二22mm, c二90. 5mm, d二60. 5mm, e二40, Dm2二278mm。由主动锥齿轮齿面受力简图（图3-5所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。图3-5主动锥齿轮齿面受力简图19轴承A： 径向力(a+b

34、)a2a(3-11)轴向力Fa=Fa=(3-12)将各参数代入式(3-11)与(312),有：Fr=83kN, Fa=63kN轴承B： 径向力mla2aF(a+b) FJ/a+b) FD + (3-13)轴向力（3-14）将各参数代入式（3-13）与（3-14）,有：Fr=123kN, FfOM轴承C： 径向力19B/d十ZD沁c+d 2(c+d)(3-15)轴向力Fa=Fa=将各参数代入式（3-15）与（3-16）,有:(3-16)F=86kN, Fa=63kN轴承D： 径向力臨C瓦DI c+d 2(c+d)(3-17)轴向力Ff 0将各参数代入式（3-17）与（3-18）,有:(3-18)

35、F二72kN, Fa=ON轴承E： 径向力(3-19)轴向力(3-20)Fa 二 0将各参数代入式（319）与（3-20）,有:19F=84kN, Fa=ON3.6.3锥齿轮轴承型号的确定轴承A计算当量动载荷P2=竺二63/83二0. 76查阅文献2,锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36,故半e,由 此得X二0. 4, Y=l. 7o另外查得载荷系数fP=l. 2oP 二 fp(XFr+YFa)(3-21)将各参数代入式(3-21)中，有：P=168kN轴承应有的基本额定动负荷C r(3-22)式中：食一温度系数,查文献4,得ft=l；滚子轴承的寿命系数，查文献4,得 -10/3；n轴承转速，30

36、00r/min；19L h轴承的预期寿命，5000h；将各参数代入式（3-22）中，有；C =1293kN初选轴承型号查文献3,初步选择G =24330N的圆锥滚子轴承7206E。16667( ftCr Y验算7206E圆锥滚了轴承的寿命（3-23）将各参数代入式（3-21）中，有：Lh=4151h5000h所选择7206E圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选7207E 轴承，经检验能满足。轴承B、轴承C、轴承D、轴承E强度都可按 此方法得出，其强度均能够满足要求。4. 差速器设计汽车在行使过程屮，左右车轮在同一时间内滚过的路程往往是 不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上

37、 的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条 件不同，行驶阻力不等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，19则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转, 一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重， 通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮 间差速器。差速器是个差速传动机构，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，用来保证各驱动轮在各种 运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构 特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。4.1差速器结构形式选择汽车上广泛采用的差速器

38、为对称锥齿轮式差速器，具有结构简 单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、 摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器有圆锥齿轮 式和圆柱齿轮式两种。强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当 一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁 在军用汽车上应用较广。查阅文献5经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星 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19 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个行星齿轮的差速 器

39、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一一差速锁等。4.2普通锥齿轮式差速器齿轮设计1. 行星齿轮数n通常情况下，货车的行星齿轮数口二4。2. 行星齿轮球面半径心行星齿轮球面半径他反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载 能力。Rb =心换（4-1）式中：心一行星齿轮球面半径系数，仏=2530,对于有四个行 星齿轮的商用

40、车取最小值；门一差速器计算转矩，2507Nm；将各参数代入式（4-1）,有:19Rb = 34mm行星齿轮节锥距4。为力0 = (0.980.99)心取 = 33.5mm3. 行星齿轮和半轴齿轮齿数习和Z2为了使轮齿有较高的强度，Z般不少于10o半轴齿轮齿数Z2 在1425选用。犬多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比乞在1.52.0的范围内，且半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮数整除。查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比空=Z12,半轴齿轮齿数z2 = 12,行星齿轮的齿数= 24o4. 行星齿轮和半轴齿轮节锥角儿、人及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角儿、/分别为= tan-1)(4

41、-2)Y2 = tan_1(J)(4-3)将各参数分别代入式(42)与式(4-3),有：yx = 27, y2 = 63锥齿轮大端模数ni为m = 2donn(4-4)将各参数代入式(4-4),有：m = 2.419 查阅文献3,取模数m=2.5o5. 压力角a汽车差速齿轮大都采用压力角a = 22。30，齿高系数为0.8的 齿形。6. 行星齿轮轴用直径d及支撑强度厶行星齿轮轴用直径d (mm)为d = I rxl3(4-5)l.lacnrd式中：心差速器壳传递的转矩，2507Nm；n行星齿轮数；行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm；%支承面许用挤压应力，取98MP&；将各参数代入式(4-5)

42、中，有:d = 13.9mm,取 14mm。4.3差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮-样，基本上都是用渗碳合金钢制 造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi. 20CrMoTi. 22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所 以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。194.4普通锥齿轮式差速器齿轮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传动状态，只有当汽车转弯或左、 右轮行使不同的路程时，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 强度计算。轮齿弯曲应

43、力兀(MPa)为=2Tkskm x lo3(4-6)kvmb2d2Jn式中：n行星齿轮数；J综合系数，取0.1；心一半轴齿轮齿宽，取30mm；d2半轴齿轮大端分度圆直径，mm；T半轴齿轮计算转矩(Nm), T = O.6To;际、也、局按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取；将各参数代入式(4-6)中，有：= 935MPa按照文献1,差速器齿轮的avvawz = 980MPa,所以齿轮弯 曲强度满足要求。5. 驱动车轮的传动装置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19 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屮, 驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置

44、且多采用等速万向 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的主动齿轮连接起来。5.1半轴的型式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。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屮 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

45、等优 点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型 载货汽车。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、19 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。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

46、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。但在实际工作屮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570MPao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，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。5.2半轴

47、的设计与计算本课题采用半浮式半轴，设计时应考虑如下三种载荷工况：1-纵向力件最大和侧向力Fy2为0此时垂向力Fz2 =号殳=5274N ,纵向力最大值F%2 = Fz2(p = 殖皱= 4219N,计算时可取1.2, p取0. 8。19半轴弯曲应力c和扭转切应力t为a -餐偲疋ird3nd2式中，a为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离，取为50mm； d为半轴直径，取为30mm。合成应力为(Jn = J(j2 + 4严解得 = 490MPa2.侧向力切2最大和纵向力Fz2 = 0此时意味着汽车发生侧滑。外轮上的垂直反力Fz2。和内轮上的 垂直反力分别为Fz2o = G2 (。5 + 云久)F

48、z2i = G? Fz2o式中，如为汽车质心高度；企为轮距；久为侧滑附着系数，计 算时可取l.Oo解得，Fz20 = 878N, Fz2i = 19A/o外轮上的侧向力Fy2。和内轮上的侧向力Fy2f分别为Fy2o =代 2o 01y2i = Fz2i(p内外车轮上的总侧向力尸宓为G2爭-19这样，外轮半轴的弯曲应力弔和内轮半轴的弯曲应力5分别为32(Fy2o7 Fz2a)7TC?332您2卉+饪应）nd3解得 = 83MPa, s = 3MPao3.汽车通过不平路面，垂向力Fz2最大，纵向力仗2 = 0,侧向 力尸以=0此时垂直力最大值代2为1Fz2 = 22式中，k为动载系数。乘用车：k = 1.75；货车：/c = 2.0；越野车：k = 2.5 o半轴弯曲应力。为32Fz2a 16kG2and2 nd2解得 y = 17MPao半浮式半轴的许用合成应力为600750MPa,满足要求。5.3半轴的结构设计及材料与热处理为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的 端部做得粗些，并适当地