BM—4010PD轻型载货汽车后驱动桥设计

1、本科毕业设计说明书1 绪 论1.1 选题的背景目的及意义我设计的是BM4010PD轻型载货汽车后驱动桥。本课题是进行低速载货汽车后驱动桥的设计。设计出小型低速载货汽车后驱动桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件，协调设计车辆的全局。轻型载货汽车是指总质量为1.8-6t的货物运输汽车,其中包括轻型载货汽车、皮卡、以及目前中国特定发展时期依然存在的四轮农用运输车。该车型主要承担城乡间中短途运输任务,市场需求量大,是仅次于轿车的第二大市场。进入上世纪80年代以后,随着改革开放带动城乡经济的快速发展,以及各企业纷纷引进或开发换代产品,轻型载货汽车行业呈现出高速增长态势,全行业得到极大

2、的发展。在我国经济大背景发展的前提下,轻型汽车发展前景广阔,随着我国经济发展的速度的提升和绝对数量的增加,轻型汽车这种商业用途为主的车型将会得到较好的发展。轻型车会从运输结构和运输方式调整中得到发展的空间。但同时,轻型汽车市场将出现比较明显的结构性调整,轻型汽车市场重点将转移,档次差别也会越来越显著。 轻型载货汽车在汽车生产中占有大的比重。驱动桥在整车中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的驱动桥，能大大降低整车生产的总成本，推动汽车经济的发展。同时，人们对于汽车的行驶平顺性、操作稳定性和平均行驶速度有了更高的要求，这都和汽车驱动桥的选择有着非常重要的关系。综上所述，通过对汽车驱动桥的

3、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。1.2 设计主要内容和预期结果（1）主要设计内容 基本前提条件：在主要参数确定的情况下，设计选用驱动桥的各个部件，选出最佳的方案。技术要求：设计出的驱动桥符合国家各项轻型货车的标准，运行稳定可靠，成本降低，适合本国路面的行驶状况和国情。完成小型低速载货汽车的后驱动桥中主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件的设计。根据小型低速载货汽车的后驱动桥的要求，通过选型，确定了主减速器传动副类型，差速器类型，驱动桥半轴支承类型。通过计算计算，确定主减速比，主、从动锥齿轮、差速器、半轴以及桥壳的主要参数和结构尺寸。设计出小

4、型低速载货汽车的驱动桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件，配合其他同组同学，协调设计车辆的全局。使设计出的产品使用方便，材料使用最少，经济性能最高。1） 提高汽车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。2）改善汽车的经济效果，调整汽车在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益。 （2）拟解决的关键问题 我负责的驱动桥设计，拟解决的关键问题是：(1) 驱动桥结构方案的选择与分析；(2) 主减速器结构参数的选取；(3) 差速器结构参数的选取；(4) 桥壳参数的选取与强度的分析。 - 39 -2 驱动

5、桥的总体方案确定2.1 驱动桥的结构和种类和设计要求2.1.1 驱动桥结构组成在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件如图2-1所示。1轮毂 2半轴 3钢板弹簧座 4主减速器从动锥齿轮 5主减速器主动锥齿轮 6差速器总成图2-1 驱动桥2.1.2 驱动桥设计要求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

6、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。2.2设计车型主要参数表2-1 设计车型参数轮胎 7.50-16发动机最大功率45.6/3200Pemax kW/np （r/min）发动机最大转矩147/2000Temax N·m/nr （r/min）装载质量1065kg汽车满载总质量3345kg满载时轴荷分布前轴1005 后轴2340kg最大车速67.7km/h轮距（双胎中心线）1480mm2.3 主减速器结构方案的确定2.3.1主减速比的计算

7、最大车速67.7km/h对于与其他汽车来说，为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大10%25%，即按下式选择：=（0.3770.472） （2-1） 式中：车轮的滚动半径，=0.391m 变速器最高档传动比1.0（为直接档）。 最大功率转速3000 r/min 最大车速67.7km/h经计算初步确定=6.53。2.3.2主减速器的齿轮类型 在现代货车车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。(b)(a)图2-2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮2.3.3主减速器的减速形式主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 （a） 单级

8、主减速器 （b） 双级主减速器图2-3主减速器本次设计货车主减速比=6.53，所以采用单级主减速器。2.3.4主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法1)、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 （1）悬臂式 图2-4 锥齿轮悬臂式支承（2）骑马式 图2-5 主动锥齿轮骑马式支承2)、主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 图2-6 从动齿轮支撑形式本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮采用骑马式支撑（圆锥滚子轴承）。2.4 差速器结构方案的确定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

9、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、右驱动车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。本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。2.5 半轴形式的确定驱动车轮的传动装置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。如图2-7所示，根据半轴外端支撑形式分为半浮式，3/4浮式，全浮式。（a）半浮式 （b）3/4浮式 （c）全浮式图2-7

10、半轴支撑形式全浮式半轴的外端和以两个轴承支撑于桥壳的半轴套管上的轮毂相联接，由于其工作可靠，广泛应用于轻型及以上的各类汽车上。根据相关车型及设计要求，本设计采用全浮半轴。2.6 桥壳形式的确定桥壳的结构型式大致分为可分式，组合式整体式三种。1)、可分式桥壳 2)、组合式 3)、整体式桥壳 本次设计驱动桥壳就选用可分式桥壳。在此确定了主减速比，用以确定其它参数。对主减速器型式确定中主要从主减速器齿轮的类型、主减速器的减速形式、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择，从而确定逐步给出驱动桥各个总成的基本结构，分析了驱动桥各总成结构组成。基本确定了驱动桥四

11、个组成部分主减速器、差速器、半轴、桥壳的结构。3 主减速器设计3.1概述主减速器是汽车传动系中减小转速、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速器后，便可使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。3.2主减速器齿轮参数的选择与强度计算3.2.1主减速器齿轮计算载荷的确定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/n

12、（3-1）式中：Temax发动机量大转矩，147N·m；由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比=6.53×6.32=41.270上述传动部分的效率，取=0.9Kd超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取Kd=1；n该车的驱动桥数目；该车采用发动机后置后驱为1。 =14741.270 1 0.9/1=5460.021 N·m 2)、按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （3-2） 式中： 汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；可初取：=×9.8=2340×9.8=22932N；

13、 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；对于越野汽车，取=1.0；车轮滚动半径，0.391m；分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和传动比，分别取0.96和1。=22932×0.85×0.391/(0.96×1)=7621.437 。3)、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩= （3-3）式中：汽车满载总重N, =3345×9.8=32781N；所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取=0； 道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR0.0100.015；载货汽车取0.0150.020；越野汽车取0.020

14、0.035；该车取 =0.015； 汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；长途公共汽车取0.060.10，越野汽车取0.090.30。该车取=0.05； 汽车性能系数 （3-4）当 =43.485>16时，取=0。=37281×0.391×(0.015+0.05+0)/(1×0.96×1)=986.976 N·m 3.2.2 主减速器齿轮参数的选择1)、 主、从动齿数的选择 本车的主减速比为6.53，选用Z1=6，Z2=40；实际主减速比为6.67；的选择 根按经验公式选出： （

15、3-5） 式中：直径系数，取=1316；计算转矩，取，较小的。取=5460.021N·m 。计算得，=228.915282.742mm，初取=280mm。 选定后，可按式算出从动齿轮大端模数为7，并用下式校核 （3-6） 式中：模数系数，取=0.30.4；计算转矩，取=5460.021N·m，=5.287.04。由GB/T12368-1990，取=7mm，满足校核。所以有：=42mm =280mm。3)、螺旋锥齿轮齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽B(mm)推荐为：B=0.155d2 =0.155280=43.4mm 式中：d2从动齿轮节圆直径

16、，280mm。并且B要小于10m即62.2mm。 考虑到齿轮强度要求取50mm。小锥齿轮的齿面宽取55mm。4)、螺旋锥齿轮螺旋方向 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。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。5)、 旋角的选择 螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名义螺旋角。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。6)、法向压力角a的选择 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，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，载货

17、汽车可选用20°压力角。7)、主从动锥齿轮几何计算 表3-1 主减速器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62从动齿轮齿数403模数74齿面宽=55mm=50mm5工作齿高10.5mm6全齿高=11.662mm7法向压力角=20°8轴交角=90°9节圆直径=42mm=280mm10节锥角arctan=90°-=8.531°=81.469°11节锥距A=A=141.562mm12周节t=3.1416 t=21.99mm13齿顶高=8.995mm=1.505mm14齿根高=2.667mm=10.157

18、mm15径向间隙c=c=0.742mm16齿根角=1.079°=4.104°17面锥角；=12.635°=82.549°18根锥角=7.452°=77.365°19外圆直径=59.791mm=280.447mm20节锥顶点止齿轮外缘距离=138.666mm=19.512mm21理论弧齿厚=16.369mm=5.621mm22齿侧间隙B=0.1780.2280.2mm23螺旋角=35°3.2.3螺旋锥齿轮的强度计算1)、损坏形式及寿命2）齿面的点蚀及剥落 3）齿面胶合 4）齿面磨损 汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损

19、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，中的较小者7002800980210.91750210.92、主减速器螺旋锥齿轮的强度计算1）单位齿长上的圆周力 （3-7）式中：单位齿长上的圆周力，N/mm； P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算。按发动机最大转矩计算时： （3-8）

20、式中：发动机输出的最大转矩，在此取147； 变速器的传动比； 主动齿轮节圆直径，在此取42mm.；按上式计算一档时： Nmm直接档时： Nm。表3-3 许用单位齿长上的圆周力按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档轿车8935363218930.85货车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.65按最大附着力矩计算时： =1088.779Nmm。 （3-9）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22932N； 轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； 轮胎的滚动半径，在此

21、取0.391m；发动机最大转矩的限制p最大只有884.8N/mm可知，校核成功。2）轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力为 （3-9）式中：齿轮计算转矩，对从动齿轮，取，较小的者即=5460.021和=986.976来计算；对主动齿轮应分别除以传动效率和传动比得=1132.51，=273.54；超载系数，1.0；尺寸系数=0.7245； 载荷分配系数取=1； 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；J计算弯曲应力用的综合系数，见图3-1，=0.233，=0.168。图3-1 弯曲计算用综合系数J按计算： 主动锥齿轮弯曲应力=347.46

22、6 Nmm<700 Nmm从动锥齿轮弯曲应力=530.092 Nmm<700 Nmm按计算：主动锥齿轮弯曲应力=62.809Nmm<210.9 Nmm从动锥齿轮弯曲应力=95.821Nmm<210.9Nmm综上所述，计算的齿轮满足弯曲强度的要求。3）轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（Nmm）为： B （3-10）式中：主动齿轮计算转矩分别为=881.559N·m，=159.354N·m；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；主动齿轮节圆直径，49mm；，同3.10；尺寸系数，=1； 表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； F齿

23、面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽50mm； J 计算应力的综合系数，J =0.13，见图3-2所示。小齿轮齿数大齿轮齿数图3-2 接触强度计算综合系数J按计算，=2684.327<2800 Nmm 按计算，=1226.310<1750 Nmm由表3-2轮齿齿面接触强度满足校核。3.2.4主减速器的轴承计算1）、作用在主减速器主动齿轮上的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

24、器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：（3-11）主从动锥齿轮的中点分度园直径如下： （3-12）主动轮受力为 （3-13）从动轮受力2）、主减速器轴承载荷的计算主动轮的轴向力为：（3-14）径向力： （3-15）从动轮轴向力：径向力：其中对于单列圆锥滚子轴承，当e 时，X=1；Y=0当e时，X=0.4；Y值及判断参数e参考轴承手册或产品样本此设计中=1.51e=0.37时，X=0.4；Y=1.6所以Q1=0.44.69+1.65.4=10.52KN此时对于30205型轴承，由文献机械课程设计手册可查的它的额定动载荷=32.2KN，则轴承的寿命=18524h （3-16）式中： -温度系数，取

25、值1.0-载荷系数，对于车辆，可取=1.2-1.8，此设计取1.5-寿命指数，滚子轴承取10/3n轴承的计算转速： -轮胎的滚动半径 -汽车的平均行驶速度，km/h；对于轿车取为50-55km/h；对于载货汽车和公共汽车可取为30-35km/h 同理轴承选用N204E型，它的当量载荷Q2=4776 N，额定动载=25.8KN，此时此轴承的寿命=18524 h 由参考文献5可知轴承的额定寿命 （3-17） 式中：S汽车的大修里程，km .小排量乘用车及客、货车的大修里程一般15万km以上，大修寿命较低；排量较大的乘用车，总质量较大的货车、客车大修里程一般在30万km以上，大修寿命较长；总质量大的

26、货车在使用质量良好的柴油机时，大修寿命可达到（50-80）万km。根据车型此设计选用30万km 所以=10000 h。同理轴承选用N204E型符合要求。从上可知设计的齿轮符合要求。3.3 主减速器齿轮材料及热处理汽车主减速器锥齿轮的工作条件相当繁重，其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。因此对齿轮材料及热处理应满足如下要求：1）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性；2）轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断；3）锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制；4）选择齿轮材料的

27、合金元素要适应我国的情况。尽量少用我国矿藏量少的元素的合金钢（如镍、铬等），而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢；3.4 主减速器的润滑 主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现。为此，通常是在从动齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁上设一专门的集油槽，将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过近油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处，由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的下端通向大端，并经前轴承前端的回油孔流回驱动桥壳中间的油盆中，使润滑油得到循环。这样不但可使轴承得到良好的润

28、滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。为了保证有足够的润滑油流进差速器，有的采用专门的倒油匙。4 差速器设计4.1 概述汽车在行使过程中，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，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，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。

29、4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器原理对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。图4.1 差速器差速原理4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 1轴承; 2调整螺母; 3,7差速器壳; 4半轴齿轮垫片; 5半轴齿轮; 6行星齿轮; 8轴架; 9长轴; 10行星齿轮止推片; 11短轴图4-2 差速器零件图本设计采用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器。此种差速器由于其结构简单、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。 4.4对称圆锥行星锥齿轮差速器的设计4.4.1 差速器齿轮的基本参数选择1）行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多

30、用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。此设计采用4个行星齿轮2）行星齿轮球面半径RB(mm)的确定 球面半径可根据经验公式来确定： (4-1)式中：KB行星齿轮球面半径系数，KB=2.522.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以及越野汽车、矿用汽车取最大值；取KB=2.9md计算转矩，5460.021N·m。按上式可以计算出行星齿轮球面半径RB为51.066 mmRB确定后，即可根据下式预选其节锥距：A0=(0.980.99) RB （4-2） 此设计选用较大值50.555mm3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数从而使齿轮有

31、较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于10。此设计行星齿轮的齿数选z1择10。考虑到在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数z2L、z2R之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，所以半轴齿轮的齿数选z用184）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、：29.050 （4-3） 60.950 （4-4） 式中：z1、z2行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数：4.91（4-5） 算出模数后，节圆直径d即可由下式求得： （4-6） 行星齿轮节圆直径1049.1mm 半轴齿轮节圆直径184.9188.38mm

32、 齿面宽的选择双曲面齿轮的轮齿面宽2(mm)推荐为：bz（0.2500.300）A0（0.2500.300）50.55512.63915.167mm式中：d齿轮节圆直径，mm。并且F要小于10m即49.1mm。考虑到齿轮强度要求取15mm。5）压力角此设计差速器齿轮大采用22º30的压力角，齿高系数取0.86）行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定1 （4-7） 式中：T0差速器传递的转矩，3034.395 N·m； n行星齿轮数；2 rd为行星齿轮支承面中点到锥顶的距高，mm；支承面的许用挤压应力，取为98MPa。行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取1

33、.122.285724.2355 mm4.4.2 差速器齿轮的几何尺寸的计算表4-1 差速器齿轮的几何参数的计算序号项目计算公式结果1行星齿轮齿数z1应尽量取小值102半轴齿轮齿数z2=1425,且需满足式（4-14）183模数m4.914齿面宽F=(0.250.30)A0; F10m155齿工作高hg=1.6m7.8566齿全高h=1.788m+0.0518.8307压力角一般汽车:a=；某些重型汽车：a=25o22.58轴交角o90 o9节圆直径d1=mz1;d2=mz249.1；88.3810节锥角 ； 或=90o-29.0546o ；60.9454 o11节锥距Ao=50.55512周

34、节t=3.1416m15.42513齿顶高5.184；2.67214齿根高3.595；6.10715径向间隙0.97416齿根角4.067 o ；7.557o17面锥角36.61；65.012 o18根锥角24.98760；53.3884019外圆直径58.16；90.97520节锥顶点至齿轮外缘距离41.67；22.21421理论弧齿厚8.515；6.91022齿侧间隙B(见表3-19)采用高精度一栏的数值0.167823弦齿厚8.373；6.82524弦齿高5.561；2.6934.4.3 差逮器齿轮的强度计算汽车差速器齿轮的弯曲应力为： （4-8）按计算转矩进行计算时：= 643.029

35、MPa =MPa 式中：T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，N·m；; 819.003 N·m , =148.047 N·m; 式中：齿轮计算转矩，对从动齿轮，取，较小的者即=5460.021和=986.976来计算； 超载系数，1.0； 尺寸系数=0.6631； 载荷分配系数取=1； 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1； n差速器行星齿轮数目；4 J计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，查得为0.2595。按计算转矩进行计算时，弯曲应力应不大于980 MPa；按日常行驶平均转矩计算所得的汽车差速器齿轮的弯曲应力，应

36、不大于210.9MPa。从上可知设计的齿轮符合要求。4.4.4 差速器齿轮的材料差速器齿轮和主减速器齿轮一样，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。5 半轴设计5.1概述 半轴是在差速器与驱动轮之间传递动力的实心轴。其内端与差速器的半轴齿轮连接，外端则与驱动轮的轮毂相连。半轴与驱动轮的轮毂在驱动桥壳上的支称形式，决定了半轴的受力情况。半轴的型式主要取决于半轴的支承型式。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

37、为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。此设计选用全浮式。5.2半轴的设计与计算5.2.1全浮式半轴的计算载荷的确定=0.6 147 6.32 6.67=3718.018 N.m （5-1）差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取=0.6；发动机的最大转矩变速器的一挡传动比主减速比5.2.2半轴杆部直径的初选 （5-2）=31.83433.819 式中：d半轴杆部直径；T半轴计算载荷；半轴扭转许用应力所以取半轴杆部直径为d=345.2.3 全浮式半轴强度计算1).全浮式半轴扭转应力： （5-3）式中：半轴的扭转应力；T半轴计算载荷T=3718.018 N.m； D半轴杆部直径d=34； 半

38、轴扭转许用应力=481.776<490588MPa2).半轴最大扭转角： （5-4）=2.459° 式中：T半轴承受的最大转矩；T=3718.018 N.m；L半轴的长度；l=312mm；G材料的弹性模量；Cr, G=206GPa；J半轴横截面的极惯性矩； =131194.48 N.m。5.2.4 全浮式半轴花键强度计算1).半轴花键的剪切应力： （5-5） =59.854 MPa71.05Mpa。 式中：T-半轴承受的最大转矩3718.018 N.m ；半轴花键的外径 36mm；相配合花键孔的内径，=32mm；花键齿数，=14；花键的工作长度，=58mm ；花键的齿宽，=6m

39、m；载荷分布不均匀系数，=0.752).半轴花键的挤压应力： （5-6）=179.562 MPa196Mpa。当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05Mpa，半轴花键的挤压应力不应超过196Mpa。通过计算说明半轴强度足够。5.2.5 半轴材料与热处理材料牌号: 40cr这种材料主要用于汽车半轴锻造件的加工与制造，汽车半轴载荷较大,有时会受到较大的冲击,这种材料比较适合作为半轴的材料。 40Cr是我国GB的标准钢号，40Cr钢是机械制造业使用最广泛的钢之一。调质处理后具有良好的综合力学性能，良好的低温冲击韧性和低的缺口敏感性。钢的淬透性良好，水淬时可淬透到2860mm, 油淬时可

40、淬透到1540mm。这种钢除调质处理外还适于氰化和高频淬火处理。6 驱动桥桥壳的设计6.1概述在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。桥壳的结构型式大致分为可分式、整体式和组合式三种。6.2桥壳的受力分析及强度计算6.2.1桥壳的静弯曲应力计算在两钢板弹簧座之间的弯矩为： （6-1）式中 汽车满载静止于水平地面时驱动桥给地面的载荷；取23292N；车轮的重力；驱动车轮的轮距；取1.48m;驱动桥壳上的两弹簧座之间的距离；取1

41、.10m;如图6-2所示，为车桥的弯矩图。如图6-1车桥的弯矩图桥壳的危险截面通常在钢板弹簧附近。由于大大的小于，且设计时不易准确预计，当无数据时可以忽略去。这样的弯曲应力 （6-2）式中 危险断面处桥壳的垂直弯曲截面系数（图4-3）;图6-2 桥壳弹簧座附近的断面形状初步圆管的断面，其中D=70,d=52。则：6.2.2在不平的路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算当汽车高速行驶在不平的路面上时，桥壳除了承受在静载状态下的那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷。这时桥壳在动载荷下的弯曲应力为：（6-3）式中：动载荷系数，对轿车、客车取1.75；对载货汽车取2.5； 6.2.3汽车以最大牵引力行驶时桥壳

42、的强度计算两轮最大切相反力 （6-4） 式中：发动机的最大转矩；取147N.m;传动系的最低传动比；取6.53×603241.27。传动系的传动效率，取0.9；轮胎的滚轮半径，取0.0.391m;后驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩为： （6-5）汽车加速行驶时的质量转移系数，对载货汽车后驱动桥1.11.3. 取1.2；由于驱动桥车轮的最大切向反力使桥壳也承受水平方向的弯矩，对于装用普通圆锥齿轮差速器驱动桥，在两簧座之间桥壳所受的水平方向的弯矩为 （6-6）桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩。这时在两钢板座之间桥壳承受的转矩： （6-7）桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面

43、为矩形断面时，则在该断面处的弯曲应力和 扭转应力分别为：图6-4 最大牵引力行驶时桥壳的受力分析简图所以合成应力桥壳的许用应力为300500MPa,许用扭转应力为150400MPa,可锻铸铁桥壳取小值，钢板冲压焊接桥壳取大值。根据以上计算的结果可知是符合要求的。由以上的公式可以知道合成应力合格，那么扭转应力也是合格的。6.2.4汽车紧急制动时桥壳的强度计算这时不考虑侧向力。图4-5为汽车紧急制动时桥壳的受力分析图。此时作用在左右驱动车轮上除了垂直反力外，尚有切向反力，即地面对驱动车轮的制动力。因此可求得：图6-5 汽车紧急制动时桥壳的受力分析简图紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂直弯矩及水平方向的弯矩