车辆工程毕业设计（论文）汽车驱动桥设计【全套图纸】

1、摘 要 驱动桥作为汽车的重要组成部分，它的性能的好坏直接影响整车性能 。 其一般由主减速器、差速器、半轴及桥壳四部分组成，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；此外，还要承受作用于路面和车架 或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。此次设计先论述了驱动桥的总体结构， 在分析驱动桥各部分结构型式、发展过程及其以往形式的优缺点的基础上，确 定了总体设计方案：采用整体式驱动桥，主减速器的减速型式采用双级减速器， 主减速器齿轮采用螺旋锥齿轮，差速器采用圆锥行星齿轮差速器，半轴采用全 浮式型式，桥壳采用铸造整体式桥壳

2、。此次设计中，主要完成了双级减速器、 圆锥行星齿轮差速器、全浮式半轴的设计和桥壳的校核及材料选取等工作。 全全套套图图纸纸，加加 1 15 53 38 89 93 37 70 06 6 关键字：驱动桥、双级主减速器、弧齿锥齿轮、 abstractabstract driving axle assembly is one of the important vehicle carrying pieces and can directly impact on the whole vehicles performance and its effective life. driving axle is

3、consisted of main decelerator, differential mechanism, half shaft and axle housing. the basic function of driving axle is to increase the torque transmitted by drive shaft or directly transmitted by gearbox, then distributes it to left and right wheel, and make these two wheels have the differential

4、 function which is required in automobile driving kinematics; besides, the driving axle must also stand the lead hangs down strength, the longitudinal force and the transverse force acted on the road surface, the frame or the compartment lead.the configuration of the driving axle is introduced in th

5、e thesis at first. on the basis of the analysis of the structure and the developing process of driving axle, the design adopted the integral driving axle, double reduction gear for main decelerators deceleration form, spiral bevel gear for main decelerators gear, full floating for axle and casting i

6、ntegral axle housing for axle housing. in the design, we accomplished the design for double reduction gear, tapered planetary gear differential mechanism, full floating axle, the checking of axle housing and the election of the material and so on. key words: driving axle；double main decelerator；sing

7、le reduction final drive 目 录 摘 要.i abstractabstract .ii 目 录.iii 第 1 章 绪论.1 1.1 选题的目的和意义.1 1.2 研究现状.1 1.2.1 国内现状 .1 1.2.2 国外现状 .2 第 2 章 驱动桥结构方案分析 .4 第 3 章 主减速器设计 .5 3.1主减速器的结构形式 .5 3.1.1主减速器的齿轮类型 .5 3.1.2主减速器的减速形式 .5 3.1.3主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 .5 3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 .6 3.2.1 主减速器计算载荷的确定 .6 3.2.2 主减速器基本参数

8、的选择 .8 3.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 .10 3.2.4主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 .10 3.2.5主减速器齿轮的材料及热处理 .14 3.2.6 主减速器轴承的计算.15 第 4 章 差速器设计.22 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 .22 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 .23 4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 .24 4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 .24 4.3.2差速器齿轮的几何计算 .26 4.3.3差速器齿轮的强度计算 .26 第 5 章 驱动半轴的设计 .28 5.1全浮式半轴计算载荷的确定 .28 5.2 全浮式半轴

9、的杆部直径的初选 .29 5.3 全浮式半轴的强度计算 .29 5.4 半轴花键的强度计算 .30 第 6 章 驱动桥壳的设计 .31 6.1 铸造整体式桥壳的结构 .31 6.2 桥壳的受力分析与强度计算 .32 6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算 .32 6.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算 .35 6.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算 .35 结 论.38 致 谢.39 参考文献.40 附 录.41 第 1 章 绪论 1.1 选题的目的和意义 驱动桥作为汽车传动系统中的主要部件,实现着减速增扭,改变传动方向, 实现差速的作用；驱动桥设计的知识比较广，有利于锻炼学生

10、的能力。随着 汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为发展趋势。驱动桥性 能直接影响整车的性能和有效使用寿命。一般由桥壳、主减速器、差速器和 半壳等元件组成，结构更复杂，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中的最大转矩，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。通过重型货车驱动桥的设计,锻炼学生独立的思考问题和解 决问题的能力,同时锻炼学生掌握驱动桥设计

11、的步骤和过程,锻炼学生查阅工 具书的能力和自学能力.培养学生严谨的工作态度和工作能力.随着汽车工业 的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计，制造工艺都在日益完善。驱动桥 也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着 “零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产方式达到驱动 桥产品的系列化或变型的目的，通过对驱动桥的设计可以更好的学习并掌握 现代汽车与机械设计的全面知识和技能。因此，此题目的设计尤为重要。 1.2 研究现状 1.2.1 国内现状 我国驱动桥制造企业的开发模式主要由测绘、引进、自主开发三种组成。 主要存在技术含量低，开发模式落后，技术创新力不够，计算机辅

12、助设计应 用少等问题。国内的大多数中小企业中，测绘市场销路较好的产品是它们的 主要开发模式。特别是一些小型企业或民营企业由于自身的技术含量低，开 发资金的不足，专门测绘、仿制市场上销售较旺的汽车的车桥售往我国不健 全的配件市场。这种开发模式是无法从根本上提高我国驱动桥产品开发水平 的。中国驱动桥产业发展过程中存在许多问题，许多情况不容乐观，如产业 结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发 达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、 环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄 弱、管理水平落后等。我国汽车驱动桥的研究设计与

13、世界先进驱动桥设计技 术还有一定的差距，我国车桥制造业虽然有一些成果，但都是在引进国外技 术、仿制、再加上自己改进的基础上了取得的。个别比较有实力的企业，虽 有自己独立的研发机构但都处于发展的初期。我国驱动桥产业正处在发展阶 段，在科技迅速发展的推动下，高新技术在汽车领域的应用和推广，各种国 外汽车新技术的引进，研究团队自身研发能力的提高，我国的驱动桥设计和 制造会逐渐发展起来，并跟上世界先进的汽车零部件设计制造技术水平。 1.2.2 国外现状 国外驱动桥主要采用模块化技术和模态分析进行驱动桥的设计分析，模块化 设计是对在一定范围内的不同功能或相同功能不同性能、不同规格的机械产 品进行功能分析

14、的基础上,划分并设计出一系列功能模块,然后通过模块的选 择和组合构成不同产品的一种设计方法. 以 dana 为代表的意大利企业多已采 用了该类设计方法, 模态分析是对工程结构进行振动分析研究的最先进的现 代方法与手段之一。它可以定义为对结构动态特性的解析分析(有限元分析) 和实验分析(实验模态分析)，其结构动态特性用模态参数来表征。模态分析 技术的特点与优点是在对系统做动力学分析时，用模态坐标代替物理学坐标， 从而可大大压缩系统分析的自由度数目，分析精度较高。 优点是减少设计及工装制造的投入, 减少了零件种类, 提高规模生产程度, 降低制造费用, 提高市场响应速度等。国外企业位减少驱动桥的振动

15、特性， 对驱动桥进行模态分析，调整驱动桥的强度，改善整车的舒适性和平顺性。 20 世纪 60 年代以来，由于电子计算机的迅速发展，有限元法在工程上获得 了广泛应用。有限元法不需要对所分析的结构进行严格的简化，既可以考虑 各种计算要求和条件，也可以计算各种工况，而且计算精度高。有限元法将 具有无限个自由度的连续体离散为有限个自由度的单元集合体，使问题简化 为适合于数值解法的问题。只要确定了单元的力学特性，就可以按照结构分 析的方法求解，使分析过程大为简化，配以计算机就可以解决许多解析法无 法解决的复杂工程问题。目前，有限元法己经成为求解数学、物理、力学以 及工程问题的一种有效的数值方法，也为驱动

16、桥壳设计提供了强有力的工具。 驱动桥的参数化设计，参数化设计是指设计对象模型的尺寸用变量及其关系 表示，而不需要确定具体数值，是 cad 技术在实际应用中提出的课题，它不 仅可使 cad 系统具有交互式绘图功能，还具有自动绘图的功能。目前它是 cad 技术应用领域内的一个重要的、且待进一步研究的课题。利用参数化设 计手段开发的专用产品设计系统，可使设计人员从大量繁重而琐碎的绘图工 作中解脱出来，可以大大提高设计速度，并减少信息的存储量。未来的驱动 桥智能化控制系统已经在汽车业得到了快速发展，现代汽车上使用的制动防 抱死控制、电子稳定控制装置、驱动力控制系统等系统。驱动力控制系统通 过控制发动机

17、转矩和汽车的制动系统等手段来控制驱动力，即在汽车起步， 加速时减少驱动力,防止驱动力超过轮胎与路面的附着力而导致车轮空转打滑， 保持最佳的驱动力,改善汽车的方向稳定性和操纵性。另外，汽车电子控制系 统和总线驱动系统的迅速发展，如线控换挡、线控转向、线控制动等的研究 开发。概念车底盘滑板结构就是总线控制、燃料电池驱动的，加上不同形 状车身的轿车，现在已经开始启动，通用公司宣传，这种车有可能在未来 10 年上市。当线控这一目标实现时，汽车将是一种完全的高新技术产品，发动 机、变速器、传动轴、驱动桥、转向机全都不见了，当然四个轮子还是要的。 到那时，汽车就可以说是一台装在轮子上的计算机了。 第 2

18、章驱动桥结构方案分析 由于要求设计的是 5 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。 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

19、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。 如图 2-1 解放驱动桥为中国最早的双级主减速器驱动桥。 4 图 2-1 解放 ca1091 型驱动桥 第 3 章 主减速器设计 3.1主减速器的结构形式 主减

20、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

21、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 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，双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

22、作为一个 5 吨级的驱动桥，传动的转矩 不是很大，所以主动锥齿轮采 用悬臂式支承。齿轮以其齿轮大端一侧的轴颈悬臂式地支持与一对轴承的 外侧。 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴 承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离之比例而定。为了使从 动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的位置设置加强筋及增强支承的稳定性， 距离应不小于从动锥齿轮节圆直径的 70%。两端支承多采用圆锥滚子轴承， 安装时应使他们的圆锥滚子大端朝内相向，小端朝外相背。 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 3.2.1.1 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥

23、齿轮的计算转矩 （3-1）nkitt t o tl ece/maxmn 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 tl i 挡传动比，在此取 6.24，此数据此参解放 ca141 车型； 发动机的输出的最大转矩，此数据参考 解放 ca141 车型在maxet 此取 380；mn 传动系上传动部分的传动效率，在此取 0.9； t 该汽车的驱动桥数目在此取 1；n 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ok 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；okpfok （3- 16 t gm 0.195 0

24、 16 t gm 0.195 t gm 0.195-16 100 1 emax a emax a emax a 当 当 pf 2）汽车满载时的总质量在此取 20000 ；amgk 所以 0.195 =25.6616 ，即=1.0。由以上各参数可求 380 105000 oktce =2134.08tce 1 9 . 00 . 124 . 6 380 mn 3.2.1.2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （3-3） lblbr irgtcs/2mn 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2g 承载 5474n 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

25、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 8.25-20，滚动半径为 r r 0.46m； ，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的 lb lb i 传动效率和传动比，取 0.95，由于没有轮边减速器 lb 取 1.0 lb i 所以=3493.4 lblbr csirgt/2 0 . 195 . 0 46 . 0 85 . 0 8414 mn 3.2.1.3 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

26、牵引力的值来确定： （3-4）mn )( phr lblb rta cffff ni rgg t 式中 汽车满载时的总重量，参考 解放 ca141 车型在此取ag 9310n； 所牵引的挂车满载时总重量， n，但仅用于牵引车的计算；tg 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取 0.0150.020；在此取rf 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hf 0.050.09 在此取 0.05 汽车的性能系数在此取 0；pf ，n见式（3-1） ， （3-3）下的说明。 lb lb i 所以 )( phr lblb rta cffff ni rgg t =2807.89005 .

27、 0 015 . 0 0 . 10 . 196 . 0 46 . 0 98 . 0 9310 mn 式（3-1）式（3-4）参考汽车车桥设计式（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 、从动锥齿轮大端 分度圆直径、端面模数、主从动齿轮齿面宽、中点螺旋角、法向 2 d t m 压力角等。 3.2.2.1 主减速器主、从动锥齿轮及圆柱齿轮齿数 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。 1 z 2 z 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

28、）为了啮合平稳噪声小和具有高的疲劳强度对于 货车一般不小于 1 z 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。 0 i 1 z 5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配，而对于普通双级主 1 z 2 z 减速器来说，由于第一级的减速比比第二级小些，这时，第一级主动 01 i 02 i 锥齿轮的齿数可选得交大，约在 915 范围内。第二级圆柱齿轮传动的 1 z 齿数和可选在 6810 的范围内。 根据以上要求参考汽车车桥设计中表 3-12 表 3-13 取=11 1 z =25 =13 =49 2 z 3 z 4 z 3.2.2.2 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数 可

29、根据经验公式初选，即 2 d （3-5） 3 22 cdtkd 直径系数，一般取 13.016.02dk 从动锥齿轮的计算转矩，为 tce 和 tcs 中的较小者tcmn 所以 =（13.016.0）=（167205） 2 d 3 2134mm 初选=180 则=/=180/25=7.2，参考机械设计 2 dmm t m 2 d2zmm 手册表 23.4-3 中选取 8 则=184 t m 2 dmm 根据=来校核=8 选取的是否合适，其中=（0.30.4） 。 t m 3 cmtksmmk 此处，=（0.30.4）=（7.710.2） ，因此满足校核。 t m 3 2134 3.2.2.3

30、主，从动锥齿轮齿面宽 对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的 0.3 倍，即 2 b2a ，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：223 . 0ab 2b t mb102 =0.155 184=28.5 在此取 2922155 . 0 db mmmm 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 =32。1bmm 3.2.2.4 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

31、，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。 小的值以防止轴向力过大，通常取 37.4。 3.2.2.5 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。 3.2.2.6 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

32、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，中型载货汽车可选用 20的压力角。 3.2.2.7主减速器主、从动圆柱齿轮基本参数的选择 中心距 mm （3-6） 3 )92.1151.10(tcsa 式中 见式（3-3）下的说明，式（3-6）参考驱动桥桥设计式tcs （3-25） 所以 ，初选 a=183mm)82.18446.159( 4 . 3493)92.1151.10( 3 a 齿宽 ，取，因为与啮合 7 . 69 6 . 64183)41 . 0 38 . 0 ( 3 b65 3 b 3 b 4 b 所以=65。 =4.57 机械设

33、计手册表 23.4-3 中取 3 b 4 b 43 2 zz a m 5m 3.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 详见附录表-1 及附录表-2 3.2.4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。 汽车驱动桥齿轮的许用应力 (nmm )见附录-3 2 3.2.4.2 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 (3-7) 2b p p 式中 p作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转

34、矩 temax 和最大附着 力矩 两种载荷工况进行计算， n； rrg2 从动齿轮的齿面宽，在此取 32mm. 2b 按发动机最大转矩计算时： nmm （3- 2 1 3 max 2 10 b d it p ge 8） 式中 发动机输出的最大转矩，在此取 380；maxetmn 变速器的传动比；gi 主动齿轮节圆直径，在此取 88mm.1d 按上式 nmm09.1684 32 2 88 2371200 p 按最大附着力矩计算时： nmm （3- 2 2 3 2 2 10 b d rg p r 9） 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2g 5474n； 轮胎与地面的附着系数，

35、在此取 0.85： 轮胎的滚动半径，在此取 0.46mrr 按上式=727 nmm 3292 21046 . 0 85 . 0 5474 3 p 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 1400n/mm 2 （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- jmzbk kkkt v ms 2 0 3 102 2 mm 10） 式中 该齿轮的计算转矩，nm;t 超载系数；在此取 1.00k 尺寸系数，反映材料的不

36、均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，sk 当时，在此0.776 . 1 4 4 . 25 m ks 4 4 . 25 9 sk 载荷分配系数，当两个齿轮均用 悬臂式支承型式时，mk 1.001.10 式式支承时取 1.101.25。支承刚度大mk 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vk 径向跳动精度高时，可取 1.0; 计算齿轮的齿面宽，mm;b 计算齿轮的齿数；z 端面模数，mm;m 计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形j 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

37、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 选取大齿轮0.182。j 按上式 =34 n/，故轴承符合使用要求。 hl 5 . 32 100000 hlhlhl （2）对于轴承 b，在此并不是一个轴承，而是一对轴承，对于成对安 装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数 x 和轴向动载荷系数 y 值按 双列轴承选用，e 值与单列轴承相同。在此选用 7514e 型轴承。 在此径向力 r=13364n 轴向力 a=20202n，所以=1.513076.9 h=hl q cr n 16670 3 10 5 . 61618 71 . 1 168000 728

38、16670 hl 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（ 3-19）和式（3- 20）已知 f=25450n，=14000n，=6000n，a=410mm，b=160mm.c=250mmazfrzf 所以，轴承 c 的径向力： =1040.3ncr 22 82.40696625 . 016020202160025450 410 1 轴承 d 的径向力： =2310.5ndr 22 82.40696625 . 02502020225025450 410 1 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

39、=9662n，径向力 r=10401.3n，并且 =0.93e，在此 e 值为 1.5tana 约为 0.402，由机械设计中表 18.7 r a 可查得 x=0.4，y=0.4cota=1.6。所以 q=1.2(0.496621.610401.3)=24608.256n 。yrxafd =28963 hhl q cr n 16670 3 10 256.24608 134097 89.163 16670 hl 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=2310.5n，并且=.4187e r a 由机械设计中表 18.7 可查得 x=0.4，y=0.4cot

40、a=1.6。所以 q= =1.2(1.623100.5)=44352.96nyrxafd =4064.8 h hl q cr n 16670 3 10 96.44352 134097 89.163 16670 hl 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和汽车设计关于主减速器 的有关计算。 第 4 章差速器设计 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 图 4-1 差速器差速原理 如图 4-1 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

41、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 。r 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 4-1） ，其值 为。r 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） ， 啮合点 a 的圆周速度为 。 啮合点 b 的圆周速度为 。 于是 +=（+）+(-) 1 r 2 r 0 r 4 r 0 r 4 r 2

42、 1 即 + =2 （4- 1 2 0 1） 若角速度以每分钟转数表示，则n （4-2） 021 2nnn 式（4-2）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。 有式（4-2）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

43、相同的转速反向转动。 4.2 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 4-2 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 4-2 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-差速器右壳 4.3 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

44、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。 4.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 4.3.1.1 行星齿轮数目的选择 载货汽车采用 4 个行星齿轮。 4.3.1.2 行星齿轮球面半径的确定br 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，br 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：br mm (4-3) 3 tkrbb 式中 行星齿轮球面半径系数，可取 3.523.99，对于有 4 个

45、行星bk 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=2.6=76mm 所以预选其节锥距 a =75mmbr 3 167680 4.3.1.3 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/在 1.52.0 的范围内。 1 z 2 z 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

46、轮的数目 l z2 r z2 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： （4-i n zz rl 22 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 l z2 r z2 说，= l z2 r z2 行星齿轮数目；n 任意整数。i 在此=12，=20 满足以上要求。 1 z 2 z 4.3.1.4 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， 1 2 =31 =90-=59 2 1 1 arctan z z 20 12 arctan 1 2 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面

47、模数 m m=61 1 0 sin 2 z a 2 2 0 sin 2 z a 31sin 12 752 由于强度的要求在此取 m=10mm， 得=72mm ，=620=120mm12611 mzd22mzd 4.3.1.5 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 22.3的压力角。 4.3.1.6 行星齿轮安装孔的直径及其

48、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： 1 . 1l nl t l c 3 0 2 10 1 . 1 （4-5） nl t c 1 . 1 1030 式中：差速器传递的转矩，nm；在此取 16768nm0t 行星齿轮的数目；在此为 4n 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离， mm， 0.5d ， d 为ll 2 2 半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而 d 0.8； 2 2d 支承面的许用挤压应力，在此取 69 mpa c 根据上式 =96mm =0.596=48mm1208 . 0 2 dl 34mm 37mm 7

49、24691 . 1 1016587 3 361 . 1 l 4.3.2差速器齿轮的几何计算 详见附录表-4 4.3.3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w = mpa (4-6) w jmbzk kktk v ms 2 2 0 3 102 式中 差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式t ，其中，为差速器的行星齿轮数； n t t 6 . 00 n

50、半轴齿轮齿数；2z 、见式（3-9）下的说明；0kvkskmk 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图 4-1 可查j 得=0.229j 图 4-2 弯曲计算用综合系数 根据上式=949mpa980 mpaw 229 . 0 3620 5 . 221 0 . 17 . 00 . 116768102 3 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。此节内容图表参考了 汽车车桥设 计中差速器设计一节。 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

51、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 于是载货汽车，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。 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， rrrl rxrxt 22 其中，的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小者。 l x2 r x2 若按最大附着力计算，即 （5- 2 2 22

52、 gm xx rl 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 m 1.3。 根据上式=2846 n 8 . 0 2 54743 . 1 22 rlxx 若按发动机最大转矩计算，即 （5- r e rl ritxx/max 22 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；maxet 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；i 轮胎的滚动半径，m。 r r 上参数见式（4-1）下的说明。 根据上式=2759.59 n 46 . 0 9 . 024 . 6

53、3806 . 0 22 rlxx 在此2759.59n =2846.6 0.46=1320.8nm rl xx 22 t rlr x2 5.2 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 3 3 )18 . 2 05 . 2 ( 196 . 0 10 t t d 3） 根据上式=（32.444.3）mm，根据强度要求在此 3 132018 . 2 05 . 2 d 取 40mm。d 5.3 全浮式半轴的强度计算 首先是验算其扭转应力： mpa （5- 3 16 d t 4） 式中：半轴的计算转矩，nm 在此取 17946.1nm；t 半轴杆部的直径，mm。d

54、根据上式169 mpa =(490588) mpa 3 40 16 14 . 3 8 . 1320 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 s mpa (5-5) bzl dd t p ab s 4 103 半轴花键的挤压应力为 c mpa （5- p abab c zl dddd t 24 103 6） 式中：半轴承受的最大转矩，nm ，在此取 10060nm;t 半轴花键的外径，mm，在此取 40mm; b d 相配花键孔内径，mm，在此取 35mm; a d 花键齿数；在此取 20z 花键工

55、作长度，mm，在此取 80mm;pl 花键齿宽，mm，在此取 3.925mm;b 载荷分布的不均匀系数，计算时取 0.75。 根据上式可计算得=44.7 mpa s 75.925 . 3 8020 4 3540 102134 3 =67.4 mpa c 75 . 0 4520 2 3540 4 3540 102134 3 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 s 71.05 mpa，挤压应力不应超过 196 mpa，以上计算均满足要求。 c 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。 第 6 章 驱动桥壳的设计 驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量，并承受有车轮传来

56、的路面反力和 反力矩，并经悬架传给车身，它同时又是主减速器，差速器和半轴的装配 体。 驱动桥壳应满足如下设计要求： (1) 应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常，并不 使半轴产生附加弯曲应力； (2) 在保证强度和刚度的情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性； (3) 保证足够的离地间隙； (4) 结构工艺性好，成本低； (5) 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入； (6) 拆装，调整，维修方便。 考虑的设计的是载货汽车，驱动桥壳的结构形式采用铸造整体式桥壳。 6.1 铸造整体式桥壳的结构 通常可采用球墨铸铁、可锻铸铁或铸钢铸造。在球铁中加入 1.7%的镍， 解决了球铁低温

57、（-41c）冲击值急剧降低的问题，得到了与常温相同的冲 击值。为了进一步提高其强度和刚度，铸造整体式桥壳的两端压入较长的 无缝钢管作为半轴套筒，并用销钉固定。如图 6-1 所示，每边半轴套管与 桥壳的压配表面共四处，由里向外逐渐加大配合面的直径，以得到较好的 压配效果。钢板弹簧座与桥壳铸成一体，故在钢板弹簧座附近桥壳的截面 可根据强度要求铸成适当的形状，通常多为矩形。安装制动底板的凸缘与 桥壳住在一起。桥壳中部前端的平面及孔用于安装主减速器及差速器总成， 后端平面及孔可装上后盖，打开后盖可作检视孔用。 铸造整体式桥壳的主要优点在于可制成复杂而理想的形状，壁厚能够变 化，可得到理想的应力分布，其

58、强度及刚度均较好，工作可靠，故要求桥 壳承载负荷较大的中、重型汽车，适于采用这种结构。尤其是重型汽车， 其驱动桥壳承载很重，在此采用球铁整体式桥壳。 除了优点之外，铸造整体式桥壳还有一些不足之处，主要缺点是质量大、 加工面多，制造工艺复杂，且需要相当规模的铸造设备，在铸造时质量不 宜控制，也容易出现废品，故仅用于载荷大的重型汽车。 图 6-1 铸造整体式驱动桥结构 6.2 桥壳的受力分析与强度计算 选定桥壳的结构形式以后，应对其进行受力分析，选择其端面尺寸，进 行强度计算。 汽车驱动桥的桥壳是汽车上的主要承载构件之一，其形状复杂，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又是千变万

59、化的，因 此要精确地计算出汽车行驶时作用于桥壳各处的应力大小是相当困难的。 在通常的情况下，在设计桥壳时多采用常规设计方法，这时将桥壳看成简 支梁并校核某些特定断面的最大应力值。 6.2.1 桥壳的静弯曲应力计算 桥壳犹如一空心横梁，两端经轮毂轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处 桥壳承受汽车的簧上载荷，而左、右轮胎的中心线，地面给轮胎的反力 （双轮胎时则沿双胎中心） ，桥壳则承受此力与车轮重力之差值，2/2gwg 即（） ，计算简图如 6-2 所示。 wg g 2 2 图 6-2 桥壳静弯曲应力计算简图 桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为 m nm (6-1) 22 2 sb g

60、g m w 式中 汽车满载时静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，在此 2 g 5474n； 车轮（包括轮毂、制动器等）重力， n； w g 驱动车轮轮距，在此为 1800m;b 驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，在此为 1030m.s 桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于远小于，wg2/2g 且设计时不易准确预计，当无数据时可以忽略不计所以 =1053nm 22 030 . 1 80 . 1 5474 m 而静弯曲应力则为 wj mpa （6- 3 10 v wj w m 2） 式中 见（6-1） ；m 危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数， v w 具体见下： 截面图