江淮帅铃汽车驱动桥设计说明书

1、黑龙江工程学院本科生毕业设计第1章 绪 论1.1 本课题的目的和意义本课题是对江淮帅铃货车驱动桥的结构设计。通过此次毕业设计，训练学生的实际工作能力。掌握汽车零部件设计与生产技术是开发我国自主品牌汽车产品的重要基础，汽车驱动桥时传动系统的重要部件。设计汽车驱动桥，需要综合考虑多方面的因素。设计时需要综合运用所学的知识，熟悉实际设计过程，提高设计能力。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讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构形式及布置方法；全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构形式与设计计算方法。汽车驱动桥位于传动系的末端。其基本功用首先是增扭，降速，改变转矩的传递方向

2、，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。对于重型载货汽车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。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中的最大转矩

3、，桥壳还承受着反作用力矩。汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在四吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在99KW,最大转矩也在350N·m以上，百公里油耗是一般都在30升左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。这就必须在发动机的动力输出之后，在从发动机传动轴驱动桥这一动力输送环节中寻找减少能量在传递的过程中的损失。驱动桥是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用

4、性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥便成了有效节油的措施之一。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。1.2 驱动桥的分类1.2.1 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，广泛用在各种家庭乘用车、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

5、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。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。在双级主减速器中，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

6、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家庭乘用车上，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。1.2.2 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

7、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。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

8、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。1.2.3 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4×4、6×6、8×8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

9、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8×8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

10、分动器并贯通中间桥而传递的。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)、制造和维修，都带来方便。1.3 主要内容（1）驱动桥和主减速器、差速器、半轴、驱动桥桥壳的结构形式选择（2）主减速器的基本参数选择与设计计算（3）差速器的设计与计算（4）半轴的设计与计算（5）驱动桥桥壳的受力分析及强度计算（6）用CAD画装配图、零件图。第2章 驱动桥结构方案分析2.1 主减速器的类型由于要求设计的是江淮帅铃的驱动桥，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

11、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。驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：(1)中央单级减速驱动桥。此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式， 在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比小于6的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承， 有差速锁装置供选用。(2)中央双级驱动桥。由于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

12、到一定限制；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。(3)中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为2类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。综上所述，设计的驱动桥的传动比小于6。况且由于随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，重型汽车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势。单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看， 重型车产品在主减速比小于6的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。2.2

13、设计驱动桥的基本要求(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。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

14、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较复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。2.3 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，即桥壳是一根支撑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。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

15、点。驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的形式。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，可该用双级别结构，在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速壳体内，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

16、采用圆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得大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用涡轮式主减速器，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。2.4 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，所以这种桥成为断开式的。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梁或车厢地板上，或与脊梁式车

17、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损坏，提高其可靠性及使用寿命。但

18、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车上，且后者多属于轻型一下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。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开式驱动桥。2.5 本章小结本章主要针对给定的汽车进行分析和布置方案的确定以及主减速器的结构的确定，为下面的设计过程做铺垫。第3章 主减速器设计3.1 主减速器的结构形式主减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

19、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。3.1.2 主减速器的减速形式由上段分析设定采用i6小传动比，采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势：单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在重型汽车上占有重要地位；3.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式作为一个4吨级的驱动桥，传动的转矩很大，所以主动锥齿

20、轮采用骑马式支承。装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动锥齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承称为导向轴承。导向轴承都采用圆柱滚子式，并且内外圈可以分离（有时不带内圈），以利于拆装。 3.2 主减速比的计算主减速比对主减速器的结构形式、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料经济性都有直接影响。的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计

21、，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。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： =0.377=4.444 式中：车轮的滚动半径=0.5（m） 最大功率时的发动机转速3000r/min；汽车的最高车速85km/h； 变速器最高挡传动比1； 分动器传动比1.223。3.2.1 主减速器计算载荷的确定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ce （3.1）式中： 传动系的最低挡传动比，在此取9.01；发动机的输出的最大转矩350；传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9；该汽车的驱动桥数目

22、在此取1；1.0 由以上各参数可求=13612.7 （3.2）2.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （3.3）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， 取40000N轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取=0.85；车轮的滚动半径，轮胎型号为12.00R20，滚动半径为 0.527m；，分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取0.9， 取1.0 所以=19908.93.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牵引力的值来确定： （3.4）式中：汽车满载时的总

23、重量，此取802000N；所牵引的挂车满载时总重量，0N，但仅用于牵引车的计算；道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020；在此取0.018汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取0.07汽车的性能系数，取0；，n见式（3.1），（3.3）下的说明。所以 =41326.2式（3.1）式（3.4）参考汽车车桥设计1式（3.10）式（3.12）。3.2.2 主减速器基本参数的选择1.主、从动锥齿轮齿数和选择主、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。（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

24、于40。（3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于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。（5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据以上要求参考汽车车桥设计1中表3-12 表3-13取=9 =40 2.从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即 （3.5）直径系数，一般取13.016.0 从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小者，所以在此取=13612.7=（13.016.0）=（310.4382）初选=3

25、70 则=/=370/40=9.25有参考机械设计手册2表23.4-3中选取9 ， 则=360根据=来校核=9选取的是否合适，其中=（0.30.4）此处，=（0.30.4）=（7.169.55），因此满足校核。3.主，从动锥齿轮齿面宽和对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用： =0.155428=55.9 在此取60一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20%较为合适，在此取=804.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

26、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，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。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°40°，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35°。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

27、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。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，规定重型载货汽车可选用22.5°的压力角。3.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表3.1 主减速器圆弧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主动齿轮齿数92从动齿轮齿数403端面模数94齿面宽=80 =625工作齿高80.46全齿高=99.757法向压力角=22.5°8轴交角=90&

28、#176;9分度圆直径=86=380序 号项 目计 算 公 式计 算 结 果10节锥角arctan=90°-=12.68°=77.32°11节锥距A=A=245.9712周节t=3.1416 t=37.6913齿顶高=10.214齿根高=12.46 15径向间隙c=c=2.25616齿根角=2.899 °17面锥角=15.581°=80.217°18根锥角=9.783°=74.419°19齿顶圆直径=127.902=484.47920节锥顶点止齿轮外缘距离=237.76=44.0521理论弧齿厚 =27.38mm=

29、10.32mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角=35°3.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算1 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 （3.6）式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取80mm. 按发动机最大转矩计算时： （3.7）式中：发动机输出的最大转矩，在此取350；变速器的传动比；主动齿轮节圆直径，在此取108mm.按上式 =730Nmm （3.8） （2）

30、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/ （3.9） 式中：该齿轮的计算转矩，N·m;超载系数；在此取1.0尺寸系数当时，在此0.829载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.1；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0;计算齿轮的齿面宽，mm;计算齿轮的齿数；端面模数，mm;计算弯曲应力的综合系数，它综合考虑了齿形系数。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

31、2-1选取小齿轮的0.225，大齿轮0.195.按上式173 N/< 210.3 N/ =199.6 N/<210.3 N/ 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。图3.1 弯曲计算用综合系数J(3)轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为 N/ (3.10)式中：主动齿轮的计算转矩；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.5/mm;，见式(3-9)下的说明；尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0；表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙 度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取

32、1.0计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，按图2-2选取=0.115按上式=1444 1750 N/主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。以上公式（3.6）（3.10）以及图3.2，图3.3均参考汽车车桥设计图3.2 接触计算用综合系数3.2.5 主减速器轴承的计算1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

33、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可按下式计算：(3.11)式中：发动机最大转矩，在此取350N·m；，变速器在各挡的使用率，可参考表3.2选取；，变速器各挡的传动比；，变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表3.2选取；表3.2及的参考值经计算为1164.8·对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径经计算91.54mm =406.82mm式（2.11）参考汽车车桥设计。(1)齿宽中点处的圆周力齿宽中

34、点处的圆周力为 (3.12) 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矩见式(3.11);该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径.按上式圆周力 =25.44KN（2）锥齿轮的轴向力和径向力图3.3 主动锥齿轮齿面的受力图如图3.3，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 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与之间的夹角为法向压力角，这样就有： （

35、3.13） （3.14） （3.15）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为 （3.16） （3.17）有式（3-16）可计算20201N有式（3-17）可计算=9661N式（3-12）式（3-17）参考汽车设计3。2.主减速器轴承载荷的计算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。对于采用骑马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图3.4所示图3.4 主减速器轴承的布置尺寸轴承A，B的径向载荷分别为R= （3.1

36、8） （3.19） 根据上式已知=20201N，=9661N，a=134mm ，b=84mm，c=50mm 所以轴承A的径向力= =15975N 其轴向力为0 轴承B的径向力R= =13364N（1）对于轴承A，只承受径向载荷所以采用圆柱滚子轴承N307E，此轴承的额定动载荷Cr为102.85KN，所承受的当量动载荷Q=X·R=1×15976=15976N。所以有公式 s (3.20)式中:为温度系数，在此取1.0;为载荷系数，在此取1.2。所以=2.703×10s此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为 r/min (3.21)式中

37、：轮胎的滚动半径，m汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035 km/h，在此取32.5 km/h。所以有上式可得=163.89 r/min而主动锥齿轮的计算转速=163.89×4.444=728 r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (3.22) 式中:轴承的计算转速，r/min。有上式可得轴承A的使用寿命=6188 h若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即 = (3.23)所以=3076.9 h和比较，故轴承符合使用要求。（2）对于轴承B，选用圆锥滚子轴承33217。在此径向力R=13369N 轴向力A=20202N，所以=1.51e

38、由机械设计6中表18.7可查得X=1.0，Y=0.45cota=1.6×=1.8当量动载荷 Q= （3.24）式中：冲击载荷系数在此取1.2有上式可得Q=1.2（1×13369+1.8×20202）=61618.5N由于采用的是成对轴承=1.71Cr所以轴承的使用寿命由式（3.20）和式（3.22）可得 =3876.6 h>3076.9 h=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（2.18）和式（2.19）已知F=25450N，=9662N，=20202N，a=410mm，b=160mm.c=250mm所以，轴承C的径向力： =1

39、0401.3N 轴承D的径向力： =23100.5N轴承C，D均采用圆锥滚子轴承32218，其额定动载荷Cr为134097N（3）对于轴承C，轴向力A=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6中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4cota=1.6所以Q=1.2(0.4×96621.6×10401.3)=24608.256N =28963 h>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=23100.5N，并且=.4187e 由机械设计6中表18.7可查得X=0.4，Y=0.4

40、cota=1.6 所以Q=1.2×(1.6×23100.5)=44352.96N =4064.8 h >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1和汽车设计3关于主减速器的有关计算。3.3 本章小结本章首先根据所学的汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，确定齿轮的参数，介绍了齿轮变为系数的选择原则，并根据各项参数计算齿轮的参数，简单介绍了齿轮材料的选择原则，对齿轮进行了校核。第4章 差速器设计差速器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。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的

41、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3-2所示。其广泛用于各类车辆上。图3-2 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-半轴齿轮垫片；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4.2 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。4.2.1 差速器齿

42、轮的基本参数的选择1.行星齿轮数目的选择载货汽车采用4个行星齿轮。2.行星齿轮球面半径的确定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，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： mm (4.1) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车 取小值； T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，T =13612.7N·m.根据上式=2.6=62mm 所以预选其节锥距A=62mm3.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

43、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。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轮的数目所整除，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： （4.2）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，=行星齿轮数目；任意整数。 在此=18，=12 满足以上要求。4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步

44、确定首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， =29.05° =90°-=60.95° 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=6.78 由于强度的要求在此取m=8mm 得=80mm =8×18=144mm5.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22.5°的压力

45、角。6.行星齿轮安装孔的直径及其深度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： （4.3）式中：差速器传递的转矩，N·m；在此取13612.7N·m行星齿轮的数目；在此为4行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， 0.5d， d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d0.8； 支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa根据上式 =144mm =0.5×144=72mm 25mm 28mm4.2.2 差速器齿轮的几何计算表4.1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

46、10，应尽量取最小值=122半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（4-1）=183模数=5mm4齿面宽b=(0.250.30)A;b10m15mm 续表 序号项目计算公式计算结果5工作齿高=16mm6全齿高17.9317压力角22.5°8轴交角=90°9分度圆直径； 10节锥角，=29.05°，11节锥距=102.97mm12周节=3.1416=31.42mm13齿顶高;=12.3mm=5.6mm14齿根高=1.788-;=1.788-=7.32mm;=12.44mm15径向间隙=-=0.188+0.051=1.931mm16齿根角=;=1.067° =6

47、.868°17面锥角；=35.94°=65.02°18根锥角；=24.98°=54.06°19外圆直径；mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm续表序号项目计算公式计算结果21理论弧齿厚 =17.38 mm=14.05 mm22齿侧间隙=0.2450.330 mm=0.250mm23弦齿厚=17.13mm=13.88mm24弦齿高=11.22mm=5.58mm4.2.3 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

48、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 = MPa (4.4) 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 在此为1547.25 N·m；差速器的行星齿轮数；半轴齿轮齿数；、见式（2.9）下的说明；计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图3.1可查得=0.225图4.2 弯曲计算用综合系数根据上式=201.7 MPa210.9 MPa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1中差速器设计一节。4.3 本章小结本章主要针对差速器进行了设计和校核，确定其结构、尺寸。对差速器中的齿轮进行了计算和校

49、核。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，在此由于是载重汽车，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。计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考

50、虑到以下三种可能的载荷工况：（1）纵向力（驱动力或制动力）最大时，其最大值为，附着系数在计算时取0.8，没有侧向力作用；（2）侧向力最大时，其最大值为（发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算时取1.0，没有纵向力作用；（3）垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为，其中为车轮对地面的垂直载荷，为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。 由于车轮承受的纵向力，侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有 故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。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，其中，的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小者。 若按最大附着力计算，即 （5.1）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1.3。根据上式=260000 N 若按发动机最大转矩计算，即 （5.2）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，N·m；汽车传动效率，计算时可取1或取0.9；