轻型卡车主减速器(驱动桥)设计

1、XX大学 2016届毕业生毕业设计（论文）题目：轻型卡车主减速器设计院(部)别 汽车工程学院 专 业 车辆工程 班 级 车辆3 班 学 号 姓 名 指导教师 二一六年六月摘 要本文根据给定设计参数，完成了一辆轻型卡车的主减速器、桥壳的设计及桥壳的有限元分析工作。通过查阅文献，确定了主减速器的选用形式。通过给定的车辆设计参数，计算出了后桥主减速器传动比，确定了主减速器传动齿轮的齿形参数，并且进行了齿轮的接触强度与弯曲强度校核。根据齿轮设计的传动参数，确定了主动锥齿轮轴的轴承，对所选轴承进行了强度校核与寿命计算。根据主减速器齿轮结构参数与整车参数，设计出了轻型卡车后桥桥壳，建立了该轻型卡车的三维P

2、ro/E桥壳模型，进行了桥壳在五个工况下的强度校核计算。在理论校核后将CAD桥壳模型导入到ANSYS Workbench软件中，进行了桥壳的有限元分析，获得五个工况下等效应力与应变云图。最终验证桥壳设计满足所设计车型的强度。关键词：主减速器，桥壳，有限元分析 ，Pro/E，ANSYS Workbench图纸下载AbstractAccording to the given design parameters, the paper design a final driver and a axle housing of a light truck and make axle housing fini

3、te element analysis of the axle housing .Through the given parameters, calculating transmission ratio of final driver, ensuring geometry parameters of final driver gear, making check of bending strength and bending strength of final driver gear. The transmission gear design parameters to determine t

4、he driving bevel gear shaft bearing, making the check of bearing life and strength. Basing on gear structure parameters and vehicle parameter, design a light truck axle housing, making a establishment of the light trucks dimensional axle housing Pro/E model, checking axle housing were five condition

5、s working strength. After theory checking,importing CAD model into ANSYS Workbench software,making finite element analysis of axle housing, access to five conditions equivalent stress and strain contours. Finally making sure the strength of axle housing design models.Key words: Final driver, Axle ho

6、using, FEA, Pro/E, ANSYS Workbench目 录摘 要1Abstract2前 言11 减速器结构型式的选择21.1 主减速器齿轮形式选择21.2 主减速器减速选择31.3 主减速器支承方式选择32 主减速器齿轮参数计算42.1主减速器锥齿轮的计算载荷的确定42.1.1按最大转矩确定从动锥齿轮的计算转矩42.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩52.1.3按汽车日常平均行驶转矩确定从动锥齿轮的计算转矩52.2 主减速器锥齿轮参数的选择52.2.1 齿数选择52.2.2 从动锥齿轮大端分度圆直径计算62.2.3 端面模数的选择62.2.4 双曲面齿轮副偏移距及偏

7、移方向72.2.5 螺旋方向72.3 大齿轮齿形几何参数计算72.4 小齿轮几何参数93 齿轮强度校核93.1 单位齿长圆周力计算93.2 齿轮材料选择103.3 轮齿弯曲强度校核103.3.1 主动齿轮弯曲强度计算113.3.2从动齿轮弯曲强度计算123.4 轮齿接触强度校核124 主减速器轴承的设计计算144.1 主减速器轴承型号选择144.2 锥齿轮齿面上的作用力计算144.2 锥齿轮轴承载荷计算164.3 主动锥齿轮轴承寿命计算165 桥壳的设计与建模185.1 桥壳的形式选择185.2桥壳的建模195.2.1 Pro/E参数定义195.2.2 桥壳的Pro/E建模205.3桥壳强度校

8、核205.3.1 桥壳的满载静弯曲应力计算205.3.2 路面冲击载荷下的桥壳强度计算215.3.3 最大牵引力时的桥壳强度计算225.3.4 最大制动力时的桥壳强度计算235.3.5 最大侧向力时的桥壳强度计算236 ANSYS Workbench有限元分析276.1分析前处理276.2 施加约束和载荷286.3 五个工况分析296.3.1 车辆满载静止工况下桥壳分析296.3.2 路面冲击载荷工况下桥壳分析306.3.3 最大牵引力工况下桥壳分析316.3.4 最大制动力工况下桥壳分析326.3.5 最大侧向力工况34结论36致谢37参考文献38附 录394XX大学毕业设计（论文）前 言主

9、减速器是车辆传动系统重要部分,基本功能是改变传动轴传递来的动力方向，增大传动比，增大传递扭矩。主减速器外的壳体与半轴套管连接在一起，组成驱动桥桥壳。驱动桥壳基本作用是保护主减速器等结构,起主要承载作用,承受由驱动轮传来的路面的各种反力和力矩,经过悬架将其传给车架1。车辆的主减速器传动比与车辆的最小传动比密切相关，进而影响车辆的燃油消耗率、车辆动力性和最高车速等整车参数。对于无分动器及副变速器，变速器最高挡传动比为1的车辆而言，主减速器传动比i0即为车辆传动系统的最小传动比。如果主减速比i0选择偏小，此时发动机的利用率高，车辆最高行驶车速高，燃油经济性好，但此时车辆动力性较差，后备功率较小。如果

10、主减速比i0选取偏大，车辆动力性好，此时车辆燃油经济性差2。因此主减速器的设计对车辆的整车性能有重要影响。驱动桥壳除了具有保护主减速器等结构作用外，与其他车桥一起，承载车架及车架上的总质量。车辆行驶时，驱动桥壳需要承受由路面冲击产生的各种力和力矩。此外车辆在大牵引力、最大制动力和最大侧向力工况下，承受各种力和力矩。因此桥壳设计时，对其强度的校核是其设计内容的重要部分。有限元分析（FEM）是以力学理论为基础，是力学、数学及计算机结合的产物是计算机辅助工程（CAE）的重要组成部分3。计算机辅助设计（CAD）目前已经发展相当成熟。近年来很多国外的CAD/CAE软件都先后进入国内，在车辆工程等汽车设计

11、领域已经得到了广泛的应用。利用Solidworks、Pro/E、UG、CATIA、AutoDESK等CAD三维设计软件可以方便的建立零件、装配模型，利用参数化建模等方法使车辆设计过程更加直观高效。目前如ANSYS、ABAQUS、Hypermesh、MSC.Nastran等主流的有限元分析软件实现了衔接，支持有限元分析软件中导入CAD模型，避免了同一零部件的重复建模，大大简化了工程分析的工作量。并且某些有限元分析软件还可以嵌入CAD软件，实现CAD模型与有限分析的同步更改4。本文在桥壳设计时,采用了Pro/E三维建模与ANSYS Workbench有限元分析相结合，利用CAD软件Pro/E的参数

12、化建模的方法，定义桥壳厚度等相关的设计参数，建立了桥壳的三维模型。并对设计的模型进行了力学的校核，满足强度要求。将Pro/E建立的文件转换格式后，导入到ANSYS Workbench有限元分析模块，得到了所设计的桥壳的应力与应变云图。得到了桥壳在五个工况下的应力、应变云图，通过分析，检验了所设计桥壳强度的可靠性。1 减速器结构型式的选择1.1 主减速器齿轮形式选择车辆主减速器齿轮类型主要有弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮等几种形式。目前广泛采用的是弧齿锥齿轮和双曲面齿轮两种形式作为汽车主减速器的传动方式。两种齿轮形式如图1.1所示。图1.1 弧齿锥齿轮与双曲面齿轮Fig.1.1 Spiral

13、bevel gear and hypoid gears弧齿锥齿轮传动在传递的载荷较高时,由于沿齿的纵向没有滑动, 而只有小量的齿廊表面的滑动, 所以滑动速度低，载荷通常是分配在两对以上同时啮合的轮齿上,作用在弧齿锥齿轮齿面上的接触载荷较低。双曲线齿轮传动更显著地具有上述优点。与上述形式相比，二者结构尺寸等同时，双曲面齿轮传动拥有更大的传动比。由于偏移距的存在，不但有沿着齿高方向的侧向滑动，还存在着沿齿长方向的纵向滑动，使齿轮运转更加平稳，且同时啮合齿数更多，有效降低了轮齿的接触应力。但其对润滑油有特殊要求, 需采用双曲线齿轮油润滑，双曲线齿轮要求的加工、装配精度也较高5。齿轮形式选择时，对于传

14、动比高于4.5，且齿廓尺寸受限时，一般采用双曲面齿轮传动方式更为合理。在传动比低于2.0时，双曲面齿轮传动时主动齿轮相对于弧齿锥齿轮的更大，此时一般选择弧齿锥齿轮。对于中等大小的传动比，上述两种选择均可6。根据整车参数，所设计车辆变速器最高挡位的传动比为0.784，最高车速为95km/h，轮胎型号为7.00-16 8PR，发动机最大功率时转速3600r/min.根据公式1.12：ua=0.377·r·nig·i0（1.1）根据整车设计参数，ua为行驶车速，ua=uamax=95km/h；ig为变速器挡位，ig=ig5=0.784；r为车轮滚动半径，对于7.00-1

15、6 8PR轮胎，取r=0.385m16；n为发动机最大功率时转速，n=3600r/min；主减速器传动比，i0=0.377r·nig·ua=0.377×3600×0.3850.784×95=7.02根据上述公式计算出的车辆主减速器传动比i0=7.02，此主减速器传动比稍大，为了不致从动齿轮尺寸影响整车离地高度，降低车辆通过性，综合考虑车轮直径，车辆离地高度等因素，所设计的该轻型卡车主减速器采用双曲面齿轮传动较为合理。1.2 主减速器减速选择一般商用车的主减速器减速形式分为单级减速、双级减速、单级（双级）贯通式主减速器等几种形式。减速器选择的形式

16、与车辆的类型及使用条件有关。车辆采用单级主减速器结构时，其结构简单紧凑，质量轻，一般用在传动比7.6的各种中、小型车辆上。对于总质量较小的商用车一般会采用单级主减速器结构。多数采用主减速器的货车的主减速比为57。双级主减速器由两级减速器组成，一般用在主减速比在712，而且要求车辆一定的离地间隙的重型车辆。单级（双级）贯通式主减速器多用在双桥，或者多桥车辆上 7。所设计车型为一轻型卡车，计算出主减速比为7.02，为单桥驱动，主减速比稍大。若采用双级主减速器可以大大地降低主减速器齿轮的尺寸。但是使主减速器的结构、质量大大地增大，大幅度的增大了簧下质量，也增大了主减速器的制造成本，一般在轻型卡车上很

17、少使用。采用单级主减速器，虽然由于主减速比的稍大会牺牲一部分离地高度，但是仍然能满足离地高度的要求，也能满足轻型卡车使用的各个工况的求。综上所述，主减速器的减速形式选择单级主减速器。1.3 主减速器支承方式选择主减速器设计时，涉及的支承有三处。一处为主动锥齿轮的支承，另一处为从动锥齿轮外，支承差速器壳的支承，此处与差速器参数有关，在此不做讨论。此外还有一处支承为从动锥齿轮的辅助支承。本文设计了一轻型卡车主减速器，发动机最大转矩并不是十分大，一般轻型汽车均选择结构简单地悬臂式支承方式。该支承方式完全能满足车辆的设计要求。2 主减速器齿轮参数计算主减速器齿轮参数计算包括两个方面。一是齿轮的承载能力

18、计算，通过发动机转矩、变速器传动比等参数，确定传递到主减速器的转矩。二是根据主减速器传递的转矩，依据设计手册15，计算车辆主减速器双曲面齿轮的几何参数。2.1主减速器锥齿轮的计算载荷的确定2.1.1按最大转矩确定从动锥齿轮的计算转矩根据计算公式2.15,Tce=KdTemaxki1ifi0n （2.1）其中，Kd为动载系数，根据性能系数fj确定：fj=110016-0.195maTemax，当0.195maTemax<16时 0 ，当0.195maTemax16时（2.2）ma为整车质量，ma= 4485kg；Temax为发动机最大转矩，Temax=280N·m；i1为变速器一

19、挡传动比，i1=4.717；if为分动器传动比，该车未涉及分动器，故if=1；i0为主减速器传动比，i0=7.02；为发动机至传动轴的传动效率，取=0.85；n为驱动桥数目，单桥车辆取n=1；由：0.195maTemax=0.195×4485280=3.12<16；有：fj=110016-0.195maTemax=110016-0.1954485280=0.13>0；根据性能系数fj，fj=0，Kd=1；fj>0，Kd=2；离合器的突然结合动载系数Kd=2；k为液力变矩器的变矩系数，无此结构时取k=1；带入参数后计算从动锥齿轮的计算转矩Tce，Tce=2×

20、280×1×4.17×1×7.02×0.851=13934.14N·m2.1.2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩根据公式2.35，Tcs=G2m2'rrimm（2.3）G2为满载状态下单个驱动桥的静载荷，G2=31400N；m2'为车辆最大加速度下后桥的载荷转移系数，对于商用车m2'=1.11.2； 为轮胎与路面的附着系数，取=0.85；rr为车轮的滚动半径，取rr=0.385；im为主减速器从动齿轮至驱动轮间的传动比，对于不设轮边减速器车辆im=1；m为主减速器主动齿轮至驱动轮间的效率，取m=0.85

21、；按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs有，Tcs=31400×1.15×0.85×0.3851×0.85=13902.35N；2.1.3按汽车日常平均行驶转矩确定从动锥齿轮的计算转矩根据公式2.47，Tcf=Ga+GTrrimmn(fR+fH+fP)（2.4）Ga为汽车总质量，Ga=44850NGT为汽车所牵引挂车的满载质量，仅用于牵引车，此处GT=0fR为道路滚动阻力系数，计算时载货汽车取fR=0.0150.020fH为车辆正常行驶时的平均爬坡能力系数，载货汽车取fH=0.050.09fP为汽车或汽车列车的性能系数，根据公式2.5，fP=11

22、0016-0.195×Ga+GTTemax（2.5）当0.195×Ga+GTTemax>16时，取fP=0，16-0.195×44850+0280<0,此时fP=0；Tcf=44850+0×0.3851×0.85×0.018+0.06+0=1584.52N2.2 主减速器锥齿轮参数的选择2.2.1 齿数选择商用车主减速器主动锥齿轮齿数z1一般不小于6, 由表2.1双曲面齿轮齿数选取表，根据计算出的主减速器比，选择小齿轮齿数8。表2.1准双曲面齿轮齿数表Tab. 2.1 Hypoid gear tooth number传动比

23、i小齿轮齿数z1允许范围4.55.08795.06.07686.07.57577.512556根据前面计算，该轻型卡车主减速比为7.02，主减速比稍大，为不造成从动锥齿轮直径过大，造成车辆离地间隙过低，选取主动锥齿轮齿数z1=6,从动锥齿轮齿数z2=43.2.2.2 从动锥齿轮大端分度圆直径计算d2根据经验公式初选，由公式2.65,d2=Kd23Tc（2.6）其中，Tc=minTce，Tcs；取Tcs=13902.35N；Kd2为直径系数，一般为13.0 15.3，取Kd2=13.0；d2=Kd23Tc=13×313902.5=312.65mm,圆整后，取d2=314.00mm.2.

24、2.3 端面模数的选择根据公式2.75,端面模数ms，ms=d2Z2（2.7）有：ms=312.6543=7.27mm同时ms还应满足公式2.8，ms=Km3Tc（2.8）Km为模数系数，一般在0.30.4；Km=7.2724.05=0.30，ms的选择满足要求。2.2.4 双曲面齿轮副偏移距及偏移方向车辆主减速器双曲面齿轮传动副的偏移距E不能选择的过大，也不能太小。偏移距过大会造成其纵向滑动过大，造成齿面早期磨损失效；偏移距E值选择太小，无法发挥其传动的优点5。根据偏移距经验公式2.99，E=0.10.15d2（2.9）取E=0.12d2=0.12×312.65=37.52mm，圆

25、整后取E=37.50mm偏移方向，有上偏移和下偏移两种，如图2.1所示。图2.1 双曲面齿轮偏移方向Fig.2.1 Offset direction of hypoid gears为了能够减小传动轴与主减速器主动齿轮的夹角，采用上偏移的方式。则主动齿轮选择左旋，从动齿轮确定为右旋。安装方式上，从车辆前部看去，从动齿轮安装在主动齿轮左侧，车辆前进时，主动齿轮逆时针旋转（从主动齿轮背锥方向看去）。2.2.5 螺旋方向车辆主减速器齿轮的螺旋方向与旋转方向会影响齿轮轴向力的方向。车辆前进方向行驶下，应使主动齿轮产生的轴向力为离开锥顶方向，具有主、从动齿轮有分离趋势。主动、从动齿轮的螺旋角相反。通常商用

26、车选择主动齿轮为左旋，从动齿轮确定为右旋，也满足偏移方向要求。2.3 大齿轮齿形几何参数计算车辆主减速器用双曲面齿轮的设计计算过程十分繁杂，根据设计手册15，计算结果如表2.2所示，详细的计算过程见附录。表2.2 大齿轮几何参数Tab. 2.1 Geometric parameters of large gear名称计算结果轴交角90°齿数比初值u07.02从动锥齿轮大端分度圆直径d2314.00mm双曲面齿轮副偏移距E37.50mm大轮大端端面模数mt27.30mm齿数比u7.17传动比差值120.71%小轮参考点螺旋角初值145.00°大轮分度锥角初值2080.50&#

27、176;大轮齿宽b245.00mm法向压力角取20°大轮齿顶高系数ka0.110大轮工作齿高系数kh3.50大轮参考点分度圆半径rm2134.80mm两轮参考点螺旋角差值1213.60°大轮参考点螺旋角231.40°大轮分度锥角大端锥距初值R2159.18mm大轮参考点分锥距Rm2136.67mm大轮小端分度锥距Ri2114.20mm大轮参考点工作齿高hm29.36mm大轮参考点工作齿顶高ham21.03mm大轮参考点工作齿根高hfm29.78mm大轮齿顶角a20.59°大轮齿根角f24.76°大轮大端齿顶高ha21.26mm大轮大端齿根高hf

28、27.92mm大轮大端全齿高h29.18mm齿顶间隙c1.45mm大轮顶锥角a281.09°大轮根锥角f275.74°大轮大端顶圆直径da2314.42mm2.4 小齿轮几何参数通过大齿轮的几何参数，计算出与之啮合的小齿轮的几何参数。计算出的结果如表2.4所示，具体计算过程见附录。表2.3 小齿轮几何参数Tab. 2.3 Geometric parameters of pinion名称计算结果小轮分度锥角19.22°小轮参考点分度圆半径rm122.70mm小轮轴向齿宽bx150.33mm小轮顶锥齿宽ba151.72mm小轮齿宽b150.00mm小轮大端顶圆直径da

29、174.32mm小轮分度锥角大端锥距初值R1151.60mm小轮参考点工作齿高hm110.81mm小轮参考点工作齿顶高ham18.33mm小轮参考点工作齿根高hfm12.48mm小轮大端齿顶高ha110.27mm小轮大端齿根高hf12.90mm小轮大端全齿高h113.17mm小轮顶锥角a114.00°小轮根锥角f18.57°小轮大端顶圆直径da150.94mm3 齿轮强度校核3.1 单位齿长圆周力计算齿轮单位齿长圆周力p，可以按照发动机最大转矩和驱动轮打滑两种工况来计算。（1）按发动机最大转矩计算，根据公式3.17,p=2kdTemaxkigifnd1b2（3.1）1挡传动

30、时，p=2×2×280×1×4.717×1×0.851×42.64×45=2.34 N·mm-1直接传动挡时，p=2×2×280×1×1×1×0.85×10001×42.64×45=490 N·m（2）按驱动轮打滑计算，根据公式3.37,p=2G2m2'rrd2b2imm（3.3）带入参数后计算得，p=2×31400×1.15×0.385×0.85×

31、1000314×45×1×0.85=1454N·m根据表3.1，许用圆周力p的取值，由于工艺水平、材料性能提高，目前p有时高于该表表达数据的20%25%。表3.1许用单位齿长圆周力p值Tab. 3.1 Unit long teeth force of peripheryp汽车类别P=Temaxig103d12Fp=G2rr103d22F轮胎与地面附着系数挡挡直接挡轿 车8935363128930.85载货汽车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.85根据上述计算结果，按照发动机最大转矩计算出的单位齿长圆周力pp

32、，满足圆周力许用要求。按照驱动轮打滑转矩，计算出的圆周力虽稍稍高于单位齿长圆周力值p，但二者十分接近，在齿轮材料选用时，选择高强度的合金材料，提高p值，圆周力仍在许用范围之内。3.2 齿轮材料选择主减速器齿轮工作受力复杂，有载荷冲击大、载荷多变等特点。主要失效形式为轮齿根部弯曲折断、轮齿齿面疲劳点蚀等形式。选择20CrMnTi、22CrMnMo等渗碳合金钢。3.3 轮齿弯曲强度校核根据锥齿轮轮齿弯曲应力计算公式，w=2Tck0kskmkvmsbdJw×103(3.4)其中，Tc=minTce，Tcs和Tcf；k0为过载系数，取k0=1；ks为尺寸系数，根据公式3.5，ks=(ms25

33、.4)0.25，ms1.6ks=0.5，ms<1.6（3.5）取ks=(7.2725.4)0.25=0.73。km齿面载荷分配系数，悬臂式结构取km=1.001.25；kv为质量系数，安装精度良好时取kv=1.0；Jw为轮齿弯曲应力综合系数，如图3.1所示，图3.1 齿轮轮齿弯曲应力综合系数Fig.3.1 Comprehensive coefficient of bending stress of gear teeth取主动齿轮Jw1=0.17，从动齿轮Jw2=0.26 。3.3.1 主动齿轮弯曲强度计算（1）按最大转矩计算，取Tc=minTce，Tcs=Tcs=13902.35N

34、83;m。转换为主动齿轮转矩，根据公式3.6，Tz=Tci0G（3.6）Tz=13902.357.17×0.90=2154.40N·mw1=2×2154.40×1×0.73×1.001.0×7.27×50×70.94×0.17×103=552.07MPa按照最大转矩计算时，上述选择的渗碳合金材料的弯曲许用应力在700Mpa左右，根据计算结果，所设计的轮齿强度满足要求5。（2）按平均转矩计算，取Tc=Tcf=1584.52N·m。转换为主动齿轮Tz=1584.527.17

35、15;0.90=245.55N·m，w1=2×245.55×1×0.73×1.001.0×7.27×50×70.94×0.17×103=89.96MPa按照平均转矩计算时，上述选择的渗碳合金材料的弯曲许用应力在210Mpa左右，根据计算结果，设计的轮齿强度满足要求5。3.3.2从动齿轮弯曲强度计算（1）按最大转矩计算。取Tc=minTce，Tcs=Tcs=13902.35N·m。w2=2×13902.35×1×0.73×1.001.0×

36、7.27×45×314×0.26=693.68MPa（2）按平均转矩计算，Tc=Tcf=1584.52N·m。w2=2×1584.52×1×0.73×1.001.0×7.27×45×314×0.26×103=79.06MPa依据上述计算，所设计的从动齿轮强度满足弯曲强度要求5。3.4 轮齿接触强度校核计算锥齿轮轮齿的接触应力根据如下公式计算，J=cpd12Tzk0kskmkvbJJ×103（3.7）cp为材料弹性系数，钢取cp=232.3N12/mm；JJ

37、为齿面接触强度综合系数，据图4.2，取JJ=0.13；b为两个齿轮齿宽较小值，取b=45mm。按照上述材料选取，按照最大转矩计算时，轮齿接触应力J=2800MPa；按照平均转矩计算时轮齿接触应力J=1750MPa .图3.2 接触强度计算用综合系数Fig.3.2 Comprehensive coefficient of contact strength calculation（1）按最大转矩计算，取Tz=2154.40N·m。J=232.670.942×2154.40×1×0.73×1.001×45×0.13×10

38、3=736.55MPa<J=2800MPa（2）按平均转矩计算，Tz=245.55N·m。J=232.670.942×245.555×1×0.73×1.001×45×0.13×103=811.68MPa<J=1750MPa根据计算结果，轮齿接触强度满足要求5。4 主减速器轴承的设计计算主减速器轴承设计时，一般先由主主动锥齿轮轴的参数初步选定轴承型号，然后验算所选的轴承寿命。验算所选轴承寿命时，先计算作用在齿轮上各种力，再根据受力分析确定所选轴承反力,明确轴承载荷，进而计算出轴承寿命。4.1 主减速器轴承

39、型号选择根据主动齿轮的尺寸、及齿轮轴的设计，主减速器轴承轴颈确定为40.00mm，主减速器减轴承内圈为40.00mm.根据设计手册，查找圆锥滚子轴承型号，选择轴承型号为30308圆锥滚子轴承10。详细参数如表4.1所示。表4.1 30308圆锥滚子轴承参数Tab. 4.1 30308 Tapered roller bearing parameters基本尺寸（mm）额定载荷（KN）极限转速（r/min）重量(kg)计算系数轴承代号dDTBCCrC0r脂油WeYY030000409025.25232090.8108450056000.7470.351.71303084.2 锥齿轮齿面上的作用力计

40、算(1)齿宽中点圆周力计算7。根据公式4.1，F=2TDm2（4.1）其中，T为当量转矩，根据公式4.2计算，T=Temax31100fg1(ig1fT1100)3+fg2(ig2fT2100)3+fg3(ig3fT3100)3+fg4(ig4fT4100)3+fg5(ig5fT5100)3（4.2） fg1,fg2,fg3为变速器各挡使用率,根据表5.2查询,取：fg1=1，fg2=3，fg3=12，fg4=64，fg5=20；ig1，ig2，ig3为变速器各挡传动比，根据设计参数取：ig1=4.717，ig2=3.70，ig3=2.91，ig4=1.00，ig5=0.784；fT1，fT2

41、，fT3为各挡位下发动机利用率，根据文献查询，取：fT1=50，fT2=60，fT3=70，fT4=70，fT5=60；T=280×311001×(4.717×50100)3+3×(3.70×60100)3+12×(2.91×70100)3+64×(1.00×70100)3+20×(0.784×60100)3=333.20N·mDm2=2×Rm2=2×136.687=273.34mm圆周力F=2×333.200.27334=2437.99N表5.

42、2 变速器各挡使用率Tab. 5.2Transmission each block use rate车型挡位数最高传动比fgi/%挡位载货汽车5<113126420 (2)齿轮的轴向力、径向力计算。根据之前设计，小齿轮为左旋，逆时针旋转。主动锥齿轮轴向力，根据如下计算公式 7，A=pcos(tansin+sincos)（4.3）其中，为主动齿轮节锥角，即=1=9.22°；为主动齿轮螺旋角，即=1=45.00°；A=2437.99cos45°tan20°×sin9.22°+sin45°cos9.22°=2607

43、.56N（3）主动锥齿轮径向力计算，根据公式4.4，R=pcostansin-sincos（4.4）主动轴承径向力为：R=2437.99cos45°tan20°×sin9.22°-sin45°cos9.22°=-2205.43N负号代表径向力的方向。4.2 锥齿轮轴承载荷计算根据公式4.5,公式4.6，悬置式主动齿轮轴的轴承A、B载荷计算RA=1aPb2+(Rb-0.5Ad1m)2（4.5）RB=1aPc2+(Rc-0.5Ad1m)2（4.6）其中，a根据主动锥齿轮参数，按照a>0.7d1，取a=40.00mm ；b的取值范围为

44、b>2.5a,取b=3.0×40.00=120.00mm；c取值为c=a+b=160mm；根据之前设计，d1m=21.32×2=32.64mmRA=140×2437.99×1202+2607.56×120-0.5×2205.43×32.642=10070.07NRB=1402437.99×1602+2607.56×160-0.5×2205.43×32.642=9753.01N所选用轴承为30308圆锥滚子轴承，静载荷为90.8KN，轴承满足载荷要求。4.3 主动锥齿轮轴承寿命计算

45、求出轴承的径向系数R和轴向系数A后，即可算出该轴承当量动载荷P，这里由于R和A是根据当量转矩计算出来的，故根据R及A计算出的P为轴承的总当量动载荷Pdx。根据计算公式4.7，公式4.8;Pdx=XR+YA(4.7)L=(CPdx)(4.8)为了计算Pdx，根据文献11，对于AR=2607.562205.43=1.18>e=0.35，有X=1，Y=0；带入参数后，计算得出Pdx=2.61KN.C为轴承额定动载荷，30308轴承动载荷为90.80KN；为轴承寿命指数，取=103；L=(90.82.61)103=1.37×105计算中常以工作小时数表征轴承额定寿命，由公式4.9可以计

46、算出轴承工作寿命。Lh=L×10660n(4.9)n为轴承转速（r/min），可根据汽车平均行驶速度vm计算,对于无轮边减速器车辆来说，从动齿轮轴承转速n2可以计算出n，根据公式4.10计算出n2。n2=2.66vmrr（4.10）其中，vm平均行驶速度，对于载货汽车取3040km/h;rr为车轮滚动半径，该车型轮胎取0.385m;n=n2×i0=2.66×350.385×7.17=1734r/minLh=1.37×105×10660×1734=1.31×106h通过计算结果，轴承寿命满足要求。5 桥壳的设计与建模

47、5.1 桥壳的形式选择桥壳的中央部分是主减速器等总成的壳体，起这些总成的保护作用。起承载作用是，受力是比较复杂的,不平路面上承受冲击载荷, 还承受驱动轮的牵引力、制动力、侧向力。设计时必须保证桥壳在不仅在静载荷下有较高的强度、刚度，也应保证动载荷下的刚度及强度。桥壳结构可分为可分式、整体式和组合式三种。可分式桥壳和组合式桥壳如图所示。可分式桥壳仅适用于轻型汽车,已很少采用。组合式桥壳常用于轿车、微型汽车及轻型商用车。图5.2组合式桥壳Fig.5.2 Combined bridge shell contact图5.1分段式桥壳Fig.5.1 Sectional axle housing coef

48、ficient of contact整体式桥壳拆装、调整主减速器十分方便有铸造式、钢板冲压对焊接式和钢管扩张式三种工艺形式。重型汽车一般上采用的铸造整体式桥壳结构。由于中央部分长度较长, 所以钢板座处的铸造断面可以选用最合理的形状。如图5.3为铸造成型桥壳。图5.3 铸造式整体式桥壳Fig.5.3 Casting integral bridge shell钢板冲压焊整体式桥壳由多个组件焊接而成。焊接时需要四块三角形钢板焊接到桥壳前后两侧的缺口中。也可以不用三角形钢板，直接在上、下或者左、右桥壳上冲压处三角形区域，焊接时还可以省去主件倒角的的问题。但是降低了主件下料时的工艺性。如图为无需三角形钢

49、板由钢板冲压焊接形成的整体式桥壳。图5.5 整体式扩张桥壳成型Fig.5.5 Integral expanded bridge shell forming图5.4钢板冲压焊整体式桥壳Fig.5.4 Integral bridge shell of steel plate stamping welding钢管扩张工艺的整体式桥壳，是由无缝钢管或钢板卷焊钢管扩张成型，扩张成型过程如图5.5所示。钢管扩张或钢板冲压焊接焊接式的整体式桥壳在轻、中吨位载重汽车上已被广泛采用。由于设计车型为一辆轻型卡车，总质量不大，因此用钢管扩张或钢板冲压焊接焊接式的整体式桥壳。5.2桥壳的建模根据设计的主减速器锥齿轮、

50、轴承等的结构参数，利用三维CAD绘图软件Pro/E对桥壳的参数化设计，进行桥壳的设计。5.2.1 Pro/E参数定义在建模过程中，对于某些关键的尺寸进行参数定义，有利于控制关键尺寸，以及后期的有限元分析、优化等。定义参数如图5.6所示。图5.6 桥壳参数定义Fig.5.6 Bridge shell parameter definition其中，QN为桥壳中间圆内径，QW为桥壳中间圆外径，两个参数用于控制桥壳中间圆内壁与主减速器从动齿轮的距离与桥壳中间圆壁厚。QGN为半轴套管内径，控制半轴套管的尺寸。5.2.2 桥壳的Pro/E建模利用Pro/E建模，通过拉伸、旋转、扫描等命令，获得了桥壳的三维

51、模型，如图5.7所示。图5.7 桥壳的Pro/E模型Fig.5.7 Pro/E model of bridge shell5.3桥壳强度校核5.3.1 桥壳的满载静弯曲应力计算根据计算公式5.1，计算出车辆在满载静止工况下，桥壳钢板弹簧座上的弯矩。M=(G22-gw)B-s2（5.1）G2为汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，G2=31400N；gw为车轮（包括轮毂、制动器等）的重力；B为轮距，B=1.475m；s为驱动桥壳两钢板弹簧座之间的距离，s=0.84m。由弯矩图12可知，桥壳的危险截面位于钢板弹簧座附近，由于gw远远小于G22，且校核计算时不易估计准确，无数据时可忽略，则弯曲

52、应力可由公式5.2计算出。wj=103MWv（5.2）Wv根据表6.1桥壳弹簧座附近断面形状及Wv、Wh、Wt求出。表6.1桥壳弹簧座附近断面形状及Wv、Wh、WtTab. 6.1 Section shape near the bridge shell spring and Wv、Wh、Wt截面形状垂直及水平弯曲截面系数Wv、Wh扭转截面系数WtD3321-d4D4D3161-d4D4垂直及水平弯曲截面系数Wv，Wv=D3321-d4D4=90332×1-704904=45378.56mm3M=314002-0×1.475-0.842=4984.75N·mwj=1

53、039969.50Wv=103×4984.7545378.56=109.85MPa对于钢板冲压焊接桥壳，取弯曲许用应力=500MPa,满载工况下满足强度要求。5.3.2 路面冲击载荷下的桥壳强度计算汽车高速行驶在不平路面上时，桥壳除受静载荷状态下的那部分载荷外，还承受路面不平引起的冲击载荷，此时桥壳在动载荷下的弯曲应力根据公式5.3计算。wd=kdwj（5.3）kd为动载系数，对于货车取2.5；wj为桥壳在静状态下弯曲应力。wd=2.5×109.85=274.63MPa不平路面冲击载荷下，桥壳应力依然小于桥壳许用用力，桥壳强度满足要求。5.3.3 最大牵引力时的桥壳强度计算

54、此时，不考虑车辆侧向力作用，车辆最大牵引力时，作用在左右驱动车轮上除了有垂向反力，还有切向反力。通过对桥壳受力分析，车辆最大牵引力时，桥壳钢板弹簧座处在垂直方向上承受车架对桥壳的垂向作用力，水平方向由于驱动轮与地面的切向作用力，形成水平方向的弯矩。最大牵引力下，地面对驱动轮的最大切向反力为：Pmax=TemaxiTLTrr（5.4）Temax为发动机最大转矩，Temax=280N·m；iTL为车辆传动系统最大传动比时效率，iTL=4.717×7.17=33.82；T为传动系效率，取T=0.85；rr为车轮滚动半径，rr=0.385m。发动机最大转矩时，地面对驱动轮的最大切向

55、反力Pmax为：Pmax=280×33.82×0.850.385=20906.91N·m此时，后桥桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩为：Mv=(G22m2-gw)B-s2 （6.5）其中，m2为汽车加速时的质量转移系数，货车后驱动取1.11.3；G2，gw，B，s意义同公式同上。Mv=314002×1.2-01.475-0.842=5981.7N·m车辆最大驱动力时，驱动轮承受最大切向反力，根据受力平衡，桥壳的钢板弹簧座处也承受等大相反的作用力Pmax。桥壳也承受水平方向弯矩，对于装有锥齿轮差速器驱动桥车辆而言，两个钢板弹簧座之间水平方向弯矩Mh

56、为，Mh=Pmax2·B-s2=20906.912×1.475-0.842=3318.97N·m当差速器使左右车轮分配的转矩不相等时，应取较大驱动轮所引起的转矩代替Pmax2。此外，桥壳还承受驱动桥传递驱动转矩引起的反作用力矩，此时在钢板弹簧之间的转矩T(N·m)为，T=TemaxiTLT2=280×33.82×0.852=4024.58N·m式中，Temax，iTL，T意义同上；当钢板弹簧座附近危险截面为圆管断面时，在断面处弯矩为M为，M=Mv2+Mh2+T2（6.6）带入参数，M=5981.702+3318.972+40

57、24.582=7936.84N·m钢板弹簧座附近危险截面合成应力为，=MW=Mv2+Mh2+T2W=7936.8445378.56×103=174.90MPa最大牵引力时桥壳强度满足要求。5.3.4 最大制动力时的桥壳强度计算车辆制动力达到最大时，不考虑侧向力下，经受力分析，作用在驱动轮上除了有垂向反力G2m2'2,还有切向反力，即地面对驱动轮的制动力G2m2'2，由此。车辆紧急制动时，两个钢板弹簧座之间垂向弯矩Mv和水平弯矩Mh分别为：Mv=(G22m'-gw)B-s2（5.6）Mh=G22m'··B-s2（5.7）G2，B，s，gw意义同上；m'为车辆制动时质量转移系数，对于后桥驱动货车，m'可以估算取0.750.95；为驱动轮与路面附着系数，计算时，取=0.8。Mv=314002×0.80-0×1.475-0.