毕业设计（论文）-Kd1080型载货汽车后桥总成设计（全套图纸）

1 Kd1080 型载货汽车后桥总成设计型载货汽车后桥总成设计 摘摘 要要 本设计为中型载货汽车的后桥总成设计。 在本设计中后桥为驱动 桥 ， 是汽车传动系主要总成之一，具有承载车身和驱动汽车的功用 。 后 桥 设计应满足汽车动力性， 经济性的 要求， 并符合汽车运 动学规律 。 根据本车的各项具体参数，经过必要的论证分析，确定了本次所设计的 驱动桥的结构方案。后桥 采 用非 断开 式驱动 桥 壳， 单级 螺旋锥 齿 轮主 减 速 器 ，对称式圆锥行星齿轮 差速器，半浮式支承半 轴，驱动车轮为 四 个 ，后桥采用 轴承为圆锥 滚子轴 承。在 已知主传动 比的情况下 ，选择 准 螺 旋锥齿轮主减 速器齿轮的型式， 目的是为了 降低成 本 ,并且工作 平 稳 ，噪声小 。对称式圆锥行星齿轮差速器结构 简单，使用可靠。半 浮 式 半轴结构 简单，所 受载荷较大 。圆锥 滚子轴 承承载 能力强，且有 利 于 主减速器齿轮 副调整 。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 在说明书的计算部分，说明了主要参数选择的依据，对主减速器，差速器， 半轴和驱动桥壳进行了尺寸和强度计算。此外，还计算了主减速器支撑轴承的寿 命。本文提供了关于以上计算的详细计算依据、步骤和计算数据。 2 关 键词 ：关 键词 ： 驱动桥，半 轴齿轮，差速器，半 轴 3 DESIGN OF REAR AXLE FOR MEDIUM GOODS VEHICLE ABSTRACT The aim of this project is to design the rear axle for the medium goods vehicle. The rear axle acts as the driving axle in this project., which is used to bear the frame and drive the car. The design of the rear axle should meet with the requirement of the performance of power and economic, and the same time, it must be accord to the principle of the mechenics of vehicle. According the specific parameters of the driving system and necessary reasoning, this rear axle conclude the integrated driving axle housing, the main drive of single spiral bevel gear ,the differential with taper planetary gear, the half axle and so on. There are four driving wheel and the bearings that the rear axle used are both taper roller bearings. With the provision of the drive ratio, the spiral bevel gear is selected in this design, which aimed to minimize the cost and make little noise. The differential with the symmetric taper planetary has a relatively simple structure, and it is reliable. The calculation section of this paper is mainly concerning about the physical dimension of the gear of the main drive and the differential,the driving axle, and the strength proofread of it. In addition, the strength proofread of it. In addition, the life of the bearing of the main drive is also calculated in this section.Majority of computations basis,the step and the estimated data for these project and advanced in paper. KEY WORDS: Driving axle, Hypoid gear, Differential, Axle shaft 4 目目 录录 前前 言言 1 第一章第一章 驱动桥的结构方案分析驱动桥的结构方案分析2 第二章第二章 主减速器的设计主减速器的设计4 2.1 主减速器的结构形式和选择4 2.2 主减速比的确定.4 2.3 主减速器齿轮计算载荷的确定5 2.4 主减速器齿轮基本参数的选择.8 2.5 主减速器齿轮的强度校核.11 第三章第三章 差速器的设计差速器的设计 26 3.1 差速器的结构形式的选择26 3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 26 第四章第四章 驱动车轮的传动装置驱动车轮的传动装置 .32 4.1 半轴概述.32 4.2 半轴的设计计算.32 第五章第五章 驱动桥桥壳驱动桥桥壳36 第六章第六章 结论结论. . . 41 参考文献参考文献.42 致谢致谢.43 5 前前 言言 汽车的驱动桥位于传动系的末端， 其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器 传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶 运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载式车 身之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。 在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及 桥壳等部件。 汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，并使之适应于汽车行驶的需要。砸 死一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与汽车行驶 要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是因为绝多大数的发动机在汽车上是纵 向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变 转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动车轮的差速要求 及转矩分配问题。 本课题所设计的是 8 吨中型载货汽车后桥总成，要求传动平稳高效，要求最大 车速 100 km/h ，最小离地间隙 240mm。设计思路可分为以下几点：首先选择初始 方案，KD1080 属于中型货车，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合中 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。单级主减速器采用弧齿锥齿轮，差速器采用对称式行星齿轮 差速器，整体式桥壳。 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。所以这次设计将对将来的学习工作有着深远影响。 6 第一章第一章 驱动桥的结构方案分析驱动桥的结构方案分析 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 之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： a)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。 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。 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。 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，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。 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 7 对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上。 其结构如图 1-1 所示： 图 1-1 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车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。 本设计根据所定车型及其动力布置形式（前置后驱）采用了非断开式驱动桥。 其结构如图 1-2 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 1-2 非断开式驱动桥 8 第二章第二章 主减速器的设计主减速器的设计 2.1 主减速器的结构形式和选择主减速器的结构形式和选择 主减速器是根据齿轮类型、 减速形式以及主、 从动齿轮的支承形式不同分类的。 对于最常见的主减速器齿轮普通螺旋锥齿轮和双曲面齿轮来说，在模数已定 的情况下，从动齿轮的齿数越少，则它的直径就越小，并由此使主减速器的垂向 轮廓尺寸也越小，但是齿轮的选择是有一定范围的。在给定的主减速比的条件下， 如果单级主减速器不能满足驱动桥下面的离地间隙要求，则可选用双极主减速器。 由于单级主减速器能满足驱动桥下的离地间隙和强度的要求，所以采用单极主减 速器。 2.2 主减速比的确定主减速比的确定 对于有很大功率储备的轿车， 0 i 的值应能满足汽车达到最高车速时发动机正 发出大功率。设发动机发出最大功率时车速为 P u ，最高车速为 max u，则00 . 1 max = p u u 所以= 397. 4= 式中： r r 车轮的滚动半径，0.416m； gi 变速器最高档传动比，1； max u最高车速， 9 小齿轮齿数 1 z 少，可减少外廓尺寸，但齿数过少，会增加运动的不均 匀性和动载荷；可见小链轮的齿数 1 z 不宜取的过少。但是又不宜取的过大。 综合考虑 1 z 取 13，大链轮 2 z 取 58。此时 46 . 4 13 58 0 =i 。 2.3 主减速器齿轮计算载荷的确定主减速器齿轮计算载荷的确定 由于汽车行驶时传动系载荷的不确定性，因此要准确的算出主减速器齿轮的 计算载荷是比较困难的。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和 驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转 矩（ je T 、 j T）的较小者，作为载货汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮 最大应力的计算载荷。上述的计算载荷为最大转矩，而不是正常持续转矩，不能 用它作为疲劳损坏的依据。汽车的类型很多，形使工况又非常复杂，但对于公路 车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力 的值来确定。 2.3.1 以发动机最大转矩配以传动系最低档传动比计算从动齿轮的载荷以发动机最大转矩配以传动系最低档传动比计算从动齿轮的载荷 以发动机最大转矩配以传动系最低档传动比计算从动齿轮的载荷的公式为： 式中： maxe T发动机最大转矩，； TL i由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； T 传动系上述传动部分的传动效率； 0 K 由于“猛结合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数； 汽车的驱动桥数目； 上式各个参数的确定： maxe T：385 ； 10 TL i：变速器一档传动比 9 . 3093 . 6 46. 4 01 =iig； T ：传动效率，9 . 0= T ； 0 K ：对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速的各 类汽车取 0 K =1； n：这次设计的载货汽车是后桥单桥驱动，所以n=1。 代入上式()32得： mNTje=53.11304 1。 2.3.2 以驱动车轮在良好路面上开始滑转来计算从动齿轮的载荷以驱动车轮在良好路面上开始滑转来计算从动齿轮的载荷 以驱动车轮在良好路面上开始滑转来计算从动齿轮的载荷的公式为： 式中： 2 G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，； 轮胎对地面的附着系数； 2 m 汽车加速时的负荷转移系数； r r 车轮的滚动半径, ； LB 为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间按的传动效率； LB i为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间按的传动比。 上述各参数的确定： 2 m ：商用车的后轴负荷转移系数 1.11.2 之间，此时为重型载货汽车，所以 可取 1.2； 2 G ：依照参考车型为 80009.80.52%=41600 ； ：对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 =0.85； r r ：取 0.416mm; LB ：因为没有轮边减速，所以 LB =1； 11 LB i：因为没有轮边减速，所以 LB i=1。 将上述参数带入式()22中，得； 计算载荷mNTj=17031 1 ； 因为发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时所得的计算载荷，小于驱动 车轮在良好路面上开始滑转时所得的计算载荷，所以主减速器齿轮的计算载荷应 取按照发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时所得的计算载荷，即： 计算载荷mNTje=53.11304 1 ； 2.3.3 按照平均牵引力来计算从动齿轮的载荷按照平均牵引力来计算从动齿轮的载荷 主减速器从动齿轮的平均计算转矩 jm T为： 式中： a G 汽车满载总质量，； T G 所牵引的挂车的满载总质量，仅用于牵引车的计算； R f 道路滚动阻力系数； H f汽车正常使用时的平均爬坡能力系数； P f 汽车或汽车列车的性能系数； 其他参数、等见()22、()32下的说明。 式中各参数的确定： a G ：80009.8=78400； T G ：因仅用于牵引车的计算，所以此处为 0N； R f ：道路条件按“一般条件”，即是级公路，此时在 0.0150.020 中来取， 因现代高速公路的迅速发展，公路条件也有很大的改善，所以此处可取 0.02； 12 H f：按照汽车平均爬坡能力来算，载货汽车在 0.050.09 中来取，依上述， 本次设计的载货汽车的动力性能较好，所以此处可取 0.09； ，当时，取=0，此 处 ，所以 P f =0； 其他参数、等见()22、()32下的说明。 将上述参数代入式()32得： 计算载荷mNTjm= 3776 1 ； 2.4 主减速器齿轮参数的确定主减速器齿轮参数的确定 在现代汽车的驱动桥上，应用最广泛的主减速齿轮是“格里森”制或“奥利 康”制螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在本次设计中，螺旋锥齿轮采用的是“格里森” 制齿轮。 2.4.1 螺旋螺旋齿齿锥锥齿轮参数的确定齿轮参数的确定 主减速器螺旋锥齿轮从动齿轮的端面大端模数，可根据该齿轮上述的计算转 矩(选择()32、()42中较小者)，按照经验公式选出； 式中： m从动锥齿轮的端面大端模数，; js T 计算转矩，. 式中各参数的确定： js T ：取()32、()42中较小者，即 11304.53。 带入()62式中得： 取 m=6. 主从动齿轮齿数的选择应遵循以下原则： 13 1、 为了磨合均匀，、应避免有公约数； 2、 为了得到理想的齿面重叠系数，对于载货汽车齿数之和应不小于； 3、 对于普通的双级主减速器，第一级主动锥齿轮齿数可选的较大，约在 915 范围内；第二级圆柱齿轮传动的齿数和可选在范围内； 4、 对于载货汽车，传动比在 1.51.75 时，推荐主动锥齿轮最小齿数=14， 允许齿数范围 1216； 依据以上原则， 螺旋锥齿轮传动主动齿轮齿数=13 从动轮齿数=53，46 . 4 1 2 01 = z z i 依，可求出，。 在选择齿宽时，通常对于汽车工业来说，推荐主减速器圆锥齿轮的齿宽采用 如下： 将 2 d =348代入式()82中得=53.9， 取=54。 一般习惯是螺旋 锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮的齿面.宽稍大，使其在大齿轮轮齿两面都超出一 些。通常小齿轮的齿面宽加大 10%较为适合。则大齿轮齿面宽54，小齿轮齿 面宽。59.4，取 58。 依据上述螺旋锥齿轮基本参数的确定，可以计算出螺旋锥齿轮的各个参数， 列表如下： 表 2-1 圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算用表 号 项目 计算公式 计算结果 单 位 1 主动齿轮 数 2 从动齿轮 数 3 端面模数 mm 14 4 齿面宽 mm 5 齿工作高 mm 6 齿全高 mm 7 法向压力 角 度 8 轴交角 度 9 节圆直径 mm 10 节锥角 度 11 节锥距 mm 12 周节 mm 13 齿顶高 mm 14 齿根高 mm 15 径向间隙 13. 1=c mm 16 齿根角 度 17 面锥角 度 18 根锥角 度 19 外圆直径 mm 15 20 节锥顶点 至齿轮外 缘距离 mm 21 理论弧齿 厚 mm 22 齿侧间隙 mm 23 螺旋角 度 24 螺旋方向 主动齿轮为左旋，从动齿轮为 右旋 25 驱动齿轮 小齿轮 26 螺旋方向 向齿轮背面看去，主动齿轮为 顺时针，从动齿轮为逆时针 2.5 主减速器齿轮的强度校核主减速器齿轮的强度校核 2.5.1 齿轮的齿轮的损坏损坏形式形式及寿命及寿命 齿轮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。 汽车驱动桥齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。下表给出了汽车 驱动桥齿轮的许用应力数值，破坏的循环次数为： 表 2-3 汽车驱动桥齿轮的许用应力表 汽车驱动桥齿轮的许用应力 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 单位 最大输入转矩和 最大附着转矩中 的较小者 700 2800 980 平均计算转矩 210.9 1750 210.9 16 实践证明，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入 转矩和最大附着转矩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，不能用来作为疲劳损坏的依据。 2.5.2 主减速器圆弧齿锥齿轮的强度计算主减速器圆弧齿锥齿轮的强度计算 （1）“格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算 在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用在其轮齿上的假定单位压 力即单位齿长上的圆周力来估算，即按下式： 式中： 作用在齿轮上的圆周力， 按发动机最大转矩和最大附着力矩 两者当中载荷工况小的进行计算，; 从动齿轮的齿面宽，。 如上所述，按发动机计算转矩较小，所以应作为计算式()122的转矩， 即得下式： 式中的参数如上述所示，按照一般计算经验，可载货汽车可只计算档和直 接档时单位齿长上的圆周力。 将=385mN 、93 . 6 1 = g i、=1、=58代入上式()92得： 档时：=p 1120.534 ； 直接档时 161=p 。 17 许用单位齿长上的圆周力可依据下表： 表 2-4 载货汽车许用单位齿长上的圆周力表 单位 挡 直接挡 1429 250 N/mm 因为档时： =p1120.534 =1429；直接档时： =250，所以圆弧齿螺旋锥齿轮的强度合格。 （2）圆弧齿螺旋锥齿轮的轮齿弯曲强度计算 汽车主减速器螺旋锥齿轮的计算弯曲应力为： 式中： j T 该齿轮的计算转矩，；对于从动齿轮，按照 e j T 、 j T两者中间较 小者和 m j T计算；对于主动齿轮还需要将上述计算转矩换算到主动齿轮上； 0 K 超载系数； s K 尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。 当端面模数时，； m K 载荷分配系数，两个齿轮均为骑马式时，取 1.001.10；当一个齿轮 用骑马式支撑时，取 1.101.25。支撑刚度大时取小值； v K 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动 精度高时，可取 1； 18 计算弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数。 、 同上所述。 对于主动锥齿轮按照峰值载荷计算时各个参数的确定： j T ：2534.65; 0 K ：对于一般载货汽车来说取 1； s K ：0.697； m K ：可取 1.25； v K ：可取 1； ：查综合系数图表取 0.29； ：58; ：6。 将上述各参数带入式()142中，得 2 /548mmN w =，小于许用弯曲应力 2 /700mmN w =，所以合格。 对于主动锥齿轮按照平均计算载荷时各个参数的确定： j T ：846; 0 K ：对于一般载货汽车来说取 1； s K ：0.697； m K ：可取 1.25； v K ：可取 1； ：查综合系数图表取 0.29； ：58; ：6。 将上述各参数带入式()142中，得 2 /183mmN w =，小于许用弯曲应力小于 许用弯曲应力 2 /210mmN w =，所以合格。 19 对于从动锥齿轮按照峰值载荷计算时各个参数的确定： j T ：11304.5; 0 K ：对于一般载货汽车来说取 1； s K ：0.697； m K ：可取 1.25； v K ：可取 1； ：查综合系数图表取 0.18； ：54; ：6。 将上述各参数带入式()102中，得 2 /603mmN w =，小于许用弯曲应力小于 许用弯曲应力 2 /700mmN w =，所以合格。 对于从动锥齿轮按照平均计算载荷时各个参数的确定： j T ：3776; 0 K ：对于一般载货汽车来说取 1； s K ：0.697； m K ：可取 1.15； v K ：可取 1； ：查综合系数图表取 0.29； ：54; ：6。 将上述各参数带入式()142中，得 2 /201mmN w =，小于许用弯曲应力小于 许用弯曲应力 2 /210mmN w =，所以合格。 （3）圆弧齿螺旋锥齿轮的轮齿接触强度计算 汽车主减速器螺旋锥齿轮的计算接触应力为： 20 式中： P C 材料的弹性系数， ； 1 d 主动锥齿轮的分度圆直径，； jz T 主动齿轮的计算转矩，；对于主动齿轮还需要将从动齿轮的计 算转矩换算到主动齿轮上； s K 尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况 下，可取 1； 计算接触应力用的综合系数，它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、 载荷作用位置、轮齿间的载荷分配、有效齿宽及惯性系数等因素的影响，可有图 表查的。 、 0 K 、 s K 、 m K 同()102下说明。 主、从动齿轮的齿面接触应力相等，所以只计算主动齿轮即可。 按照峰值载荷计算时各个参数的确定： P C ：对于钢制齿轮副取 232.6； ：78； jz T ：2534; 0 K ：对于一般载货汽车来说取 1； s K ：可取 1； f K ：可取 1； m K ：可取 1.25； v K ：可取 1； ：查综合系数图表取 0.15； ：58。 21 将上述各参数带入式()112中，得 2 /2010mmN j =，小于许用弯曲应力 2 /2800mmN j =，所以合格。 按照平均计算载荷时各个参数的确定： P C ：对于钢制齿轮副取 232.6； ：78； jz T ：846; 0 K ：对于一般载货汽车来说取 1； s K ：可取 1； ：可取 1； ：可取 1.25； v K ：可取 1； ：查综合系数图表取 0.15； ：58。 将上述各参数带入式()112中，得 2 /1161mmN j =，小于许用弯曲应力 2 /1750mmN j =，所以合格。 2.5.4 主减速器齿轮的材料及热处理主减速器齿轮的材料及热处理 汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷 大、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。这次选择的汽车主减速器齿轮的 材料为：，此材料也可用在差速器齿轮当中。由于用的材料为低碳钢， 为了得到表面硬，芯部韧的齿轮，应对齿轮进行渗碳、淬火、回火处理，经过热 处理后轮齿表面硬度达到 5864HRC，芯部硬度达到 2945HRC，渗碳层深度 为 1.21.6 。 2.5.5 主减速器轴承的计算主减速器轴承的计算 22 轴承的计算主要是计算轴承的寿命。在依据主减速器的结构尺寸初步选定轴 承的型号后计算轴承的寿命。影响主减速器轴承使用寿命的主要外因是它的工作 载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，首先应求出作用在齿轮上的轴向力、 径向力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。 （1）作用在主减速器螺旋齿主动锥齿轮上的力的计算 为了计算作用在主减速器螺旋齿主动锥齿轮的圆周力，首先需要确定计算转 矩。事件证明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入当量转矩进行 计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的的当量转矩可按下式求得： 式中： 、变速器在各挡的使用率，可参考下表； 、变速器各挡传动比，参看下表； 、变速器各挡时的发动机转矩利用率，可参看表 ； 其他参数如上述所示。 挡 挡 挡 挡 倒挡 6.93 3.58 1.91 1 6.77 7.64 4.27 2.6 1.59 0.82 50 60 70 70 70 将=385及上表中的各值带入得： 23 451 主动锥齿轮上的圆周力、轴向力及径向力的计算公式为： 上三式中： 锥齿轮受的径向力； 锥齿轮受的圆周力； 锥齿轮受的轴向力； 锥齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 、如上述所示。 式中各参数的确定： 按照下式确定，； 其中、为 主从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径，为从动齿轮的分度圆直径，为从动齿 轮的节锥角，为从动齿轮齿面，、为主从动齿轮的齿数。将上述各个参数 带入得分别=295.3，=66.2； 451 、如表所示。 将各个参数带入式中、中得： =13627 =8927.6 =- 34.4 24 （2） 主减速器螺旋齿主锥动齿轮轴上轴承载荷的计算及校核 轴承、的分别选择单列圆锥滚子轴承 7218E、 7322E， 其径向载荷分别为： 式中： 、如上所示。 各参数带入式、中，得： =5230 =12394 轴承、的派生轴向力为： 式中： 为各轴承的径向力； 为轴承的轴向系数。 各参数的确定： ：5230 ：12394 ：轴承、均为 1.7。 将各参数代入式中得出轴承的派生轴向力为： =1538 =3645 25 因为+，所以轴承被放松，轴承被压紧。对于圆锥滚子轴承， 由轴承被放松，所以其轴向力为其派生轴向力；轴承被压紧，所以其轴向力 为轴承的派生轴向力加上齿轮的轴向力其轴向载荷分别为： =1538 =+=11286 轴承的当量动载荷为： 式中： 、如上述所示； 径向系数； 轴向系数。 各个参数的确定： ：5230 ：12394 ：1538 ：11286 、：对于单列圆锥滚子轴承来说，时，=1，=0；时， =0.4，=1.7；对于轴承，所以=1，=0；对于轴承，时， =0.4，=1.7；其中 0.546=0.546 将上述各参数带入式中得： =5230 =24144 26 轴承的额定寿命为： 式中： 额定动载荷，； 载荷系数； 轴承的计算转速，； 寿命指数； 当量动载荷，。 各个参数的确定： ：轴承为 188.92KN，轴承为 444.32KN； ：对于车辆取 1.21.8，取 1.3； ： 可根据汽车的平均行驶速度计算， 对于载货汽车可取为 3035， 因为现代高速公路的发展，此时可取 35。带入公式，则可得到 主减速器主动锥齿轮轴上的转速为 967.8； ：对于滚子轴承取； ：=5230，=24144。 代入式中，则 =554291 =95254 对于=95254来说，按照一天 24 小时，一年 365 天计算能工作 10.9 年， 所以轴承的寿命是合格的。 （3） 作用在主减速器中间轴上齿轮的力的计算 27 由于齿轮传动时，主动齿轮上的圆周力、轴向力和径向力分别与从动齿轮上 的圆周力、径向力和轴向力是作用力与反作用力，但此时需考虑传动效率。上面 已经计算出了作用在主动圆锥齿轮上的力，且圆锥齿轮副的传动效率为 0.97，所 以作用在从动圆锥齿轮上的力为： =11402 =- 33.4 =9455 主动圆柱齿轮所受的圆周力、径向力和轴向力分别为： 式中： 作用在主动圆柱斜齿轮上的当量转矩，； 、参看表。 式中各个参数确定： ：2643； 、参看表。 将上述各参数带入式、中得： = 45187 = 17178 = 13626 （4） 主减速器中间轴上轴承寿命的计算 如图所示，轴承、的选择单列圆锥滚子轴承 7315E，其径向载荷分 别为： 28 式中： 、如上所示；、尺寸如 上图所示。 各参数带入式、中，得： =11232 =24658 轴承、的派生轴向力的计算同式， 各参数的确定： =11232 =24658 ：轴承、均为 1.7。 将各参数带入得出轴承的派生轴向力为： =3304 =7252 因为+，所以轴承 D 被放松，轴承 C 被压紧。对于圆锥滚子轴承， 由轴承 D 被放松，所以其轴向力为其派生轴向力；轴承 C 被压紧，所以其轴向力 为轴承 D 的派生轴向力加上齿轮的轴向力其轴向载荷分别为： = -=20911 =7252 轴承的当量动载荷为： 29 式中： 、如上述所示； 径向系数； 轴向系数。 各个参数的确定： ：11232 ：24658 ：20911 ：7252 、：对于单列圆锥滚子轴承来说，时，=1，=0；时， =0.4，=1.7；对于轴承，所以=0.4，=1.7；对于轴承，时， =1，=0； 将上述各参数带入式中得： =11232 =18534 轴承的额定寿命为： 式中各参数如式下所示。 式中各个参数的确定： ：轴承、为 237000； ：对于车辆取 1.21.8，取 1.3； 30 ：主减速器主动锥齿轮轴上的转速为 967.8，则可得到主减速器从动 锥齿轮轴上的转速为 557.2； ：对于滚子轴承取； ：=11232，=18534。 代入式中，则 =320846 ，=65531 对于=65531来说，按照一天 24 小时，一年 365 天计算能工作 7.4 年，所 以轴承的寿命是合格的。 第三章 差速器的设计 汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路及其相互关系表明：汽车在行驶 过程中左、右车轮在同一时间内所滚过的行程常常是不相等的，这样会导致轮胎 过早磨损、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，有时还会因为不能按 所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。为了消除由于左、右驱动车轮在运动学 上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮之间都装有差速器，以保证汽车 驱动桥两侧车轮在行程不等时能以相应的不同转速旋转，从而满足汽车行驶运动 学的要求。 3.差速器的结构形式的选择差速器的结构形式的选择 汽车差速器的种类很多，在选择时应当从所设计的汽车类型及其使用条件出 发，使所选用的那种结构形式的差速器，能够满足该型汽车在给定使用条件下的 使用性能要求。本次设计的载货汽车属于公路运输车，由于路面较好，各驱动车 轮与路面的附着系数几乎没有差别，且附着较好，因此采用普通对称式圆锥行星 齿轮差速器。它结构简单，工作平稳，制造方便，成本低，应用广泛。 3 .2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 31 3.2.1 差速器齿轮的基本参数选择差速器齿轮的基本参数选择 本次设计的汽车采用 4 个行星齿轮。 圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮背面的球面半径 B R ， 它决定了行星齿轮的安装尺寸。球面半径 B R 可按下面经验公式确定： 式中： B K 行星齿轮球面半径系数； j T 计算转矩，取峰值载荷中较小的； 各参数的确定： B K ：通常在 2.522.99 之间选择； j T ： 11304； 将参数代入式()13中得： B R =57。 差速器预选节锥距为： 代入 B R ，得： 0 A =55.8656.43； 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， 但一般不小于 10。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在 1.52 之间。在 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。本次设计选择=20。为了得到差速器齿轮磨合均匀，可选行星齿轮齿数 为=13。 依据初选的齿数可求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角： ； 式中： 、分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。 将上面初步确定的齿数带入式()33中得： 32 在按下式可初步求出圆锥齿轮的大端端面模数： 将上面确定的参数带入式()43中得： m =4.7。 为了得到足够高的齿轮强度，可选择m =5.5。可得到 0 A =65.6，则球 面半径 B R =34.8735.22，可选择 35。 汽车差速器齿轮压力角大都选择，齿高系数选择 0.85。 依据上述基本参数的确定，可得到汽车差速器齿轮的几何尺寸，列表如下： 表 3-1 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表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 13 2 半轴齿轮 齿数 20 3 模数 5.5 4 齿面宽 5 齿工作高 8.8 6 齿全高 12.1 7 压力角 8 轴交角 9 节圆直径 33 10 节锥角 11 节锥距 65.6 12 周节 17.28 13 齿顶高 14 齿根高 15 径向间隙 1.7 16 齿根角 17 面锥角 18 根锥角 19 外圆直径 20 节锥顶点 至齿轮外 缘直径 21 理论弧齿 厚 22 齿侧间隙 0.1 23 弦齿厚 24 弦齿高 34 25 驱动齿轮 差速器行星齿轮 3.2.2 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的强度计算 差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，因为行星齿轮在差速器的工作中经常只 起等臂推力杆的作用，只有左右驱动车轮有转速差时行星齿轮和半轴之间才有相 对滚动，所以对于疲劳寿命不予考虑。 汽车差速器的弯曲应力为： 式中： C T 半轴齿轮的计算转矩，； Ks尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸与热处理等有关。 当端面模数时，； m K 载荷分配系数，两个齿轮均为骑马式时，取 1.001.10；当一个齿轮 用骑马式支撑时，取 1.101.25。支撑刚度大时取小值； v K 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动 精度高时，可取 1； J计算弯曲应力用的综合系数，它综合考虑了齿形系数； m 模数； n行星齿轮数； 2 b 半轴齿轮齿宽； 2 d 半轴齿轮大端分度圆直径； 利用峰值载荷计算时，各个参数的确定： 35 C T ：计算式为 csce TT ,min6 . 0时， C T 为峰值中的较小者，为 11304，带 入可得 6782 ； Ks：0.61； m K ：刚度较好，可取 1； v K ：可取 1； J：查综合系数图表，取 0. 225； m ：5.5。 n：4； 2 b ：19.7； 2 d ：110； 代入式，按 csce TT ,min6 . 0计算时， aw MP862=小于 a MP980，故合格； 利用平均载荷计算时，各个参数的确定： C T ：当计算式为 cf T6 . 0时， cf T =mN 3776，带入可得mN 2265 ； Ks、 m K 、 v K 、J、 2 b 、 2 d 、m、n同上按峰值载荷计算。 代入式()53，得： aw MP193=小于 a MP 9 . 210，故合格。 36 第 4 章 驱动车轮的传动装置 驱动车轮的传动装置位于传动系的末端，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和车轮的轮毂连接起来。 41 半轴概述半轴概述 半轴的形式主要取决于半轴的支撑形式。普通的非断开式驱动桥的半轴，根 据其外端支撑形式或受力状况的不同可分为半浮式、浮式和全浮式三种。 本次设计选用全浮式半轴。 42 半轴的设计计算半轴的设计计算 4.2.1 半轴半轴计算载荷的确定计算载荷的确定 37 从前面载荷确定可知，按峰值来确定载荷时，按发动机最大转矩配以传动系 最低挡确定的载荷小于按驱动车轮在良好的路面上开始滑转确定的载荷，所以半 轴计算载荷的确定也按照发动机最大转矩配以传动系最低挡来确定。其确定的公 式为： 式中： 差速器的转矩分配系数； 、 g i 、 maxe T、 0 i 同上述所示。 各参数的确定： ：对于圆锥行星齿轮差速器可取 0.6； ：0.9； g i 、 maxe T、 0 i 同上述所示。 将各个参数代入式()14中得： T =7139.7。 4.2.2 半轴的强度校核半轴的强度校核 （1）半轴扭转应力计算 式中： d半轴杆部直径，； T 半轴的计算载荷，。 各个参数的确定： d：44； 38 T ：7139.7。 将 各 个 参 数 代 入 式()24中 得 ： a MP426=。 半 轴 扭 转 的 许 用 应 力 a MP588490=， 在通常的设计中常使半轴的强度储备低于驱动桥其他传递转矩 零件的强度储备，使半轴起到类似电路中“保险丝”的作用，所以上面所计算的 半轴的扭转应力校核合格。 （2） 半轴花键的剪切应力齿侧挤压应力的计算 花键选择矩形花键，花键规格：。 花键的剪切应力： 花键的齿侧挤压应力： 式中： B D 半轴花键轴外径，； A d 相配的花键孔内径，； 花键齿数； P L 花键工作长度，； b花键齿宽，； 载荷分布的不均匀系数； T 同上。 式各个参数的确定： B D ：花键轴外径为 48； A d ：花键轴底径=42； P L ：100； 39 b：8； ：可取 0.75； T ：同上。 将各个参数代入式()34中得： as MP66=，剪切许用应力 aS MP71=，由于剪 切许用应力小于剪切许用应力，所以合格。 aC MP176=，齿侧挤压应力 a MP196=，由于 齿侧挤压应力小于许用齿侧挤压应力，所以合格。 （3） 半轴最大扭转角校核 最大扭转角公式为： 式中： l半轴长度，； G材料的剪切弹性模量，； J半轴横截面积的极惯性矩；。 各个参数的确定： l：600； G：80000； J： 4 32 d ，按直径为 44 确定，则为 367968 T ：同上。 将各个参数带入式()44中得： =33. 8， 则单位长度的最大扭转角为， 单位长度的最大许用扭转角为/m，所以合格。 40 第 5 章 驱动桥桥壳 驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，本次设计的是中型载货汽车，采用的 是非断开式驱动桥，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷 传给车轮。桥壳的结构形式有三种，即可分式桥壳、整体式桥壳和组合式桥壳， 重型载货汽车适合采用铸造整体式桥壳。铸造整体式桥壳的两端压入较长的无缝 钢管作为半轴套管，并用销钉固定。 驱动桥桥壳受力分析和强度计算驱动桥桥壳受力分析和强度计算 桥壳形状复杂，而汽车的行驶条件如道路状况、气候条件及车辆的运动状态 等又是千变万化的，因此要精确的计算汽车行驶时作用于桥壳各处应力的大小时 很困难的。我国通常推荐：计算时将桥壳复杂的受力状况简化成三种典型的计算 41 工况，即是当车轮承受最大的铅垂力时；当车轮承受最大切向力时；以及当车轮 承受最大侧向力时。只要在这三种载荷计算工况下桥壳的强度得到保证，就认为 该桥壳在汽车各种行驶条件下是可靠的。 桥壳的静弯曲应力计算桥壳的静弯曲应力计算 桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为： 式中： 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，； 车轮（包括轮毂、制动器等）的重力，； 驱动车轮轮距，； 驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，。 式中各个参数的确定： ：41609.8=40768； ；因为车轮的重力远小于，而且设计时不易准确的预计，当没有数据 时可以忽略； ：1.645； ：1.271。 将上述各参数带入式中得： =3811.8。 静弯曲应力为： 式中： 危险端面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数； 42 的确定： ()() 33333 01.97997106100116120 1166 1 6 1 mmbhBH H Wv= = （=116，=120，=106，=100） 代入式中得： =38.89。 桥壳的许用应力为 300500。所以静载荷下合格。 桥壳在桥壳在不不平路面平路面冲击冲击载荷载荷作用下作用下的桥壳的桥壳强度强度计算计算 汽车在不平路面上高速行驶时，桥壳除了承受静止状态下那部分载荷外，