机械汽车驱动桥课程设计

1、汽车驱动桥课程设计说明书系别：机械工程系班级：姓名：学号：指导教师：目录第一章 驱动桥结构方案分析错误!未定义书签。第二章主减速器设计22.1 主减速器的结构形式 22.1.1 主减速器的齿轮类型 22.1.2 主减速器的减速形式 22.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 32.2.1 主减速器计算载荷的确定 42.2.2 主减速器基本参数的选择 62.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 82.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算9主减速器轴承的计算 13第三章差速器设计1_63.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理 1_63.2对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 U3.3对称式圆锥行

2、星齿轮差速器的设计 U3.3.1 差速器齿轮的基本参数的选择 173.3.2 差速器齿轮的几何计算 193.3.3 差速器齿轮的强度计算 20第四章驱动半轴的设计 214.1全浮式半轴计算载荷的确定 21第五章驱动桥壳的设计 225.1 铸造整体式桥壳的结构22 5.2桥壳的受力分析与强度计算225.3驱动桥的结构元件2426结论26参考文献第一章 驱动桥结构方案分析设计驱动桥时应当满足如下基本要求：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）齿轮与其他传动件工作平稳，噪声小。4）在各种载

3、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。驱动桥处于动力传动系的末端。基本功能： 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；承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横 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 驱动桥分断开式和非断开式两种。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬 架形式密切相关。非断开式驱

4、动桥 （或称为整体式 ），即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮 的刚性空心梁， 而主减整器、 差速器与车轮传动装置 （由左右半轴组成 ）都装在它里面断开式驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器与其壳体装在车架或车身 上，两侧驱动车轮装置采用万向节传动。为了防止运动干涉，应采用滑动 花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。特点与应用： 非断开式驱动桥：结构简单、制造工艺好、成本低、工作可靠、维修 调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车与多数的越野汽车和部分小轿 车上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对汽车平顺性和降低动载荷不利。断开式驱动桥：结构复杂，成本较高，但它大大增加了离地间隙；减 小了簧下

5、质量，从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了 汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命； 由于驱动车轮与地面的接触情况与对各种地形的适应性较好，大大 增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理， 可增中汽车的不足转向效应， 提高汽车的操纵稳定性。 这种驱动桥在轿车 和高通过性的越野汽车上应用相当广泛。第二章 主减速器设计2.1 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 安置方法以与减速形式的不同而异。2.1.1 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形 式。在此

6、选用螺旋锥齿轮传动。 其特点是主、 从动齿轮的轴线垂直交于一点， 齿轮并不同时在全长上啮合， 而是逐渐从一端连接平稳地转向另一端。 另外， 由于轮齿端面重叠的影响， 至少有两对以上的轮齿同时啮合， 所以它工作平 稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是 ,工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工 作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合， 必须将支承轴承预紧， 提高支承刚度， 增大 壳体刚度。2.1.2 主减速器减速形式（ 1）单级主减速器单级主减速器可由一对圆锥齿轮、 一对圆柱齿轮或由蜗轮杆组成， 具有 结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是

7、其主传动比 i0 不能太 大，一般i0 W7,进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙， 且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。（ 2）双级主减速器与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0般为712但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮（图a）;第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二级为锥齿轮（图b）；第一级为圆柱齿轮，第二级为锥齿轮（图c）。对于第二级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水

8、平（图d ）、斜向（图e）和垂向（图f）三种布置方案。纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心 高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不 利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂直布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角， 但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度， 不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。（3）双速主减速器双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气 压式和电气压综合式操纵机构。（ 4 ）贯通式主减

9、速器（ 5）单双级减速配轮边减速器 此方案选用单极主减速器2.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式1. 主动锥齿轮的支承 :分悬臂式支承 和 跨置式支承 两种悬臂式：70%支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。支承刚度除了与轴承开式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外， 还与轴承与轴与轴承与座孔之间的配合紧度有关。结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主 减速器与许多双级主减速器中。跨置式： 增加支承刚度，减小轴承负荷，改善齿轮啮合条件，增加承载能力，布 置紧凑，但是主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。

10、在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。 此方案选用悬臂式2.从动锥齿轮的支承支承刚度与轴承的形式、支承间的距离与轴承之间的分布比例有关。为了增加支承刚度，减小尺寸 c + d ;为了增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70% ;为了使载荷均匀分配，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d o作为一个4吨级的驱动桥，传动的转矩较大，所以主动锥齿轮采用骑马式支承。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

11、的轴承一般称为导向轴承。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。2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算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TceN m（ 2-1 ）式中,kd猛接离合器所产生的动载系数，性能系数fj=O的汽车:kd=1 ,fj0 的汽车： kd=2 或由经验选定。Temax 发动机的输出的最大转矩，在此取353 N m；发动机到万向传动轴之间的传动效率，在此取 O.86 ；K液力变矩器变矩系数，k=（k。-1）/2+1, k o最大变矩系数，k在此取 1 ；ii变速器一挡传动比，在此取 7.33

12、 ;if 分动器传动比，在此取3.7 ;io主减速器传动比，在此取6.33 ;n该汽车的驱动桥数目在此取1 ;Ko 由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的 载货汽车， 矿用汽车和越野汽车以与液力传动与自动变速器的各 类汽车取 Ko=1.o ，当性能系数 fpo 时可取 Ko=2.o；16-0.195嘻当 0.195竺 16100T emaxT emaxfp0当 0.19516T emax(2-2 ) ma 汽车满载时的总质量在此取9290 Kg ;所以 0.195 =50.29216fp =-0.343 0 即 kd =1.0由以上各参数可求TceTce =52117.3781

13、 353 1 7.33 3.7 6.33 0.8612. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs式中G2 满载状态下一个驱动桥上的静载荷（(2-3)N），预设后桥所承载67914N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汽车，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;rr 车轮的滚动半径，轮胎规格GB516-82，在此滚动半径为0.456 mm2汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取 1.2 ；im主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取 4.5m 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取0.87所以Tc

14、s =N m=8068.49567914 1.2 0.85 0.4564.5 0.873. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf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：N m（ 2-4 ）式中： Ft 汽车日常行驶平均牵引力，在此取32145.29Nrr 车轮的滚动半径，在此滚动半径为0.456 m ；im 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取4.5m 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取0.87n 该汽车的驱动桥数目在此取 1；所以 Tcf =3744.126 N m2.2.2 主减速器基本参数的选择主减速器锥

15、齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数 Zi和Z2，从动锥齿轮 大端分度圆直径D2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽 bi和b2、中点螺旋 角 、法向压力角 等。i. 主、从动锥齿轮齿数 Zi 和 Z2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，Zi，Z2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Zi 一般不小 于 6 。4）主传动比io较大时，Zi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， Zi和Z2应有适宜的搭配。取 Zi=9Z2=40z

16、+ z2=49402、齿轮大端分度圆直径 D2和端面模数ms对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2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。D2可根据经验公式初选，即D2 Kd2、Tc(2-5 )KD2直径系数，一般取 13.015.3Tc 从动锥齿轮的计算转矩，N m，为Tee和Tcs中的较小者，在此取 8068.495 N m所以 D2= (13.0 15.3 ) 3 8068.495 二(260.7 306.9 ) mm初选 D2 =280 mm则 m s= D2 / z? =280/40=7 mm根据ms二Km3 Tc来校核ms=7选取的是否合

17、适，其中 Km= (0.30.4 )此处，ms = (0.3 0.4) 3 8086.495二(6.02 8.03 )，因此满足校核。3. 主，从动锥齿轮齿面宽 bi和b2锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄与刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装 时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿 小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配 空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。对于从动锥齿轮齿面宽b2，推荐不大于节

18、锥 A2的0.3倍，即b2 0.3A2，而且b2应满足b2 10ms，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：b2 0.155D2 =0.155 280=43.4 mm 在此取 44 mm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 b1=49 mm4. 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，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

19、，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3540，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. 法向压力角对于弧齿锥齿轮，轿车：a般选用14 0 或6 ;货车：a为20 ;重 型货车：a为22 30 。对于

20、双曲面齿轮， 大齿轮轮齿两侧压力角是相同的， 但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为19 或20。，货车为20 或2230 。2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表2-1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主动齿轮齿数乙92从动齿轮齿数Z2403端面模数m7 mm4齿面宽bb1=49mmb244mm5工作齿高*hg 2ha mhg 14 mm6全齿高h 2ha c* mh =99.75mm7法向压力角=22.5 8轴交角=90 9节圆直径d = m zd1 63 mm d2 =280 mmZ110节锥角1 arCtan 耳1=126822=

21、90 12=77.318 11节锥距Ao=A 0=143.48 mm12周节t=3.1416 mt=21.991 mm13齿顶咼*ha hamha =7 mm14齿根高* *hf = hac mhf =8.75 m15径向间隙*c= c mc=1.75 mm16齿根角f =3.490a11f2a1 =16.172 17面锥角a22f1a2 =80.808 f1 =1f1f1 =9.192 18根锥角f 2 =2f 2f2 =73.828 da1d1 2ha1 cos 1da1 =76.66 m19齿顶圆直径da2 = d2+2 ha COS 2da2 =283.074 m节锥顶点止齿轮外缘Ak

22、1 =138.463 m20距离ha2sin 2Ak2 =24.671 mm3 t s2s1=27.38mm21理论弧齿厚s2Skms，=10.32mm22齿侧间隙B=0.305 0.4060.4mm23螺旋角=35 224 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与安全可靠性地工作。 在进行强度计算之前应首先了 解齿轮的破坏形式与其影响因素。1 ） 齿轮的损坏形式与寿命 齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀与剥落、齿面胶合、齿面 磨损等。它们的主要特点与影响因素分述如下：（ 1 ）轮齿折断 主要分为疲劳折断与由于

23、弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数 从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。 疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的 弯曲应力。 如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限， 则首先在齿根处产 生初始的裂纹。随着载荷循环次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部 分地或整个地断掉。 在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处， 在载荷作 用下由于裂纹断面间的相互摩擦， 形成了一个光亮的端面区域， 这是疲劳折 断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料与热处理不符合要求，或由 于偶然性的峰值载荷的冲击， 使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许

24、的范围， 而 引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚 度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到 局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种 形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高与切向修正量、良好的齿轮材料与保证热处理质量等。齿根圆 角尽可能加大，根部与齿面要光洁。（2）齿面的点蚀与剥落 生齿面的疲劳点蚀与剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废 齿轮的 70% 以上。它主要由于表面接触强度不足而引起的。 点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的

25、表面疲劳的结果。由于接触 区产生很大的表面接触应力， 常常在节点附近， 特别在小齿轮节圆以下的齿 根区域内开始， 形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑， 形成这种凹坑或麻 点的现象就称为点蚀。一般首先产在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大 凹坑的尺寸与数目， 甚至会逐渐使齿面成块剥落， 引起噪音和较大的动载荷。 在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。 减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点 蚀的有效方法， 为此可增大节圆直径与增大螺旋角， 使齿面的曲率半径增大， 减小其接触应力。在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法。 齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽方向分布 的较点蚀更深的凹坑。

26、凹坑壁从齿表面陡直地陷下。 造成齿面剥落的主要原 因是表面层强度不够。 例如渗碳齿轮表面层太薄、 心部硬度不够等都会引起 齿面剥落。 当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时， 则一 部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、 油膜破坏形成金属齿表面的直接摩擦时， 因高温、 高压而将金属粘结在一起 后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。 它多出现在齿顶附 近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂或擦伤痕迹。 轮齿的胶合强度是按齿 面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善润滑条件等。（4）齿

27、面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定范围 内的正常磨损是允许的。 研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、 装配中带 入的杂物， 如未清除的型砂、 氧化皮等以与油中不洁物所造成的不正常磨损， 应予避免。汽车主减速器与差速器齿轮在新车跑合期与长期使用中按规定里 程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。 汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。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 210.9N mm 2. 实践表明

28、， 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出转矩 Tec 和最大附着转矩 Tcs 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， 不能作为 疲劳损坏的依据。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N mm (2-6)式中：P轮齿上的单位齿长圆周力（N/mm ）F作用在齿轮上的圆周力,44mmb2从动齿轮的齿面宽，在此取按发动机最大转矩计算时：N / mm(2-7 )式中：

29、Temax发动机输出的最大转矩，在此取 353 N m ；ig 变速器的传动比，在此处取7.199 ;kd猛接离合器所产生的动载系数，性能系数fj=O的汽车:kd=1 , fj0的汽车：kd=2或由经验选定。K液力变矩器变矩系数，k=（k。-1）/2+1, k 0最大变矩系数，k在此取1if分动器传动比，在此取3.7 ;发动机到万向传动轴之间的传动效率，在此取 0.86 ;n该汽车的驱动桥数目在此取1 ;D1主动锥齿轮中点分度圆直径（ mm ），在此取108mm ;32 1 353 1 7.199 3.7 0.86 10 按上式p3403 N /mm1 108 44按驱动轮打滑转矩计算时N /

30、mm（2-8 ）式中：G2 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67914N轮胎与地面的附着系数，在此取 0.85 :-轮胎的滚动半径，在此取 0.456mmm2汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取 1.2 ；im主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取 4.5m 主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取0.873按上式p= 1309.82N/mm2 67914 1.2 0.85 0.456 10280 44 4.5 0.87（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/ mm2（29）式中：Tc 从动锥齿

31、轮的计算转矩，N m,为Tce和Tcs中的较小者,在此取8068.495 N mK0 超载系数；在此取 1.0Ks 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，m s端面模数，在此取ms=7当m1.6 时，在此=0.725;Km 载荷分配系数，跨置式结构：Km = 1.001.10 ；悬臂式结构取1.10 1.25。在此取 1.20 ;Kv质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节与径向 跳动精度高时，可取1.0；b计算齿轮的齿面宽，mm，在此取49mmJw-所计算齿轮的齿轮弯曲应力综合系数，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

32、与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。选取小齿轮的J = 0.256 ,大齿轮J = 0.214。31 7 49 280 0.256按上式 12 T95 1 0.7252 10 二571.02Mpa10，应尽量取最小值Z1 = 122半轴齿轮齿数z2=1425，且需满足式（3-4 ）Z2 = 183模数mm=5mm4齿面宽b=(0.25 0.30)A 0;b10mb=15mm续表序号项目计算公式计算结果5工作齿高hg 1.6mhg =8mm6全齿高h 1.788m0.0518.991mm7压力角22.5 8

33、轴交角=90 9节圆直径d 1 mz1 ; d 2 mz2d1 60mm d 2 90mm10节锥角，29011=33.69 02=56.31 011节锥距A0=52mm12周节t =3.1416 mt=15.707mm13齿顶咼ha1hgha2 ;ha1 =5.03mmha2 =2.97mm14齿根高hf1=1.788 m-haqhf2 =1.788 m-ha2hf1 =3.91mmhf2 =5.97mm15径向间隙c= h- hg =0.188 m +0.051c= 0.991mm333 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

34、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w为MPa (3-6)式中：Tc半轴齿轮计算转距（N.m），Tc=0.6T 0= 4820.097n差速器的行星齿轮数；Z2半轴齿轮齿数；Ko、Kv、Ks、Km按主减速器齿轮强度计算的有关数值选取。J 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J =0.225根据上式图3-2弯曲计算用综合系数3103 4820.097 0.667 1.201.0 5 18 90 0.254 4=937.59 Mpa980 MPa所以，差速

35、器齿轮满足弯曲强度要求。第四章 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。在一般的非断幵式驱动桥上，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： 普通非断幵式驱动桥的半轴， 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

36、应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况： 纵向力X2 （驱动力或制动力）最大时，其最大值为 Z2 ，附着系数在 计算时取0.8，没有侧向力作用； 侧向力Y2最大时，其最大值为Z2 i （发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎 与地面的侧向附着系数 i在计算时取1.0，没有纵向力作用； 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Z2 gw kd，其中gw为车轮对地面的垂直载荷，kd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 X2，侧向力丫2值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有Z2一 X； 丫22故纵向力最大时不会有侧向力作用， 而

37、侧向力最大时也不会有纵向力作 用。4.1全浮式半轴计算载荷的确定全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩计算，即(4-1)式中：一一轮胎与地面的附着系数取0.8 ;m 2负荷转移系数，在此取1.3 ；G2 驱动桥的最大静载荷，在此取67914Nrr车轮驱动半径，在此取0.456m1M 二1.3 67914 0.456 0.8 2半轴的扭转切应力为d半轴直径，在此取 53mm ;=550.9Mpa ，扭转切应力宜为 500700Mpa所以符合条件第五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

38、桥壳应满足如下设计要求： 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； 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； 保证足够的离地间隙； 结构工艺性好，成本低； 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入； 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。5.1 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（-41 C）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

39、半轴套筒， 并用销钉固定。 如图 5-1 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与孔用于安装主减速器与差速器总成， 后端平面与 孔可装上后盖，打开后盖可作检视孔用。另外， 由于汽车的轮毂轴承是装在半轴套管上， 其中轮毂内轴承与桥壳 铸件的外端面相靠， 而外轴承则与拧在半轴套管外端的螺母相抵， 故半轴套 管有被拉出的倾向，所以必须将桥壳与半轴套管用销钉固定在一起。图5-1 铸

40、造整体式驱动桥结构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，其强度与刚度均较好，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。5.2 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

41、汽车的行驶条件如道路状况、气候条件与车辆的运动状态又是千变万化的，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。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工况， 即当车轮承受最大的铅锤力 （当汽车满载 并行驶与不平路面，受冲击载荷）时；当车轮承受最大切应力（当汽车满载 并以最大牵引力行驶和紧急制动）时；以与当车轮承受最大侧向力（当汽车 满载侧滑）时。只要在这三种载荷计算工况下桥壳的强度特征得到保证，就 认为该桥壳在汽车各种行驶条件下是可靠的。在进行上述三种载荷工况下桥壳的受力分析之前， 还应先分析一下汽车 满载静止于水平路面时桥壳最简单的受力情况， 即进行桥壳的静弯曲应力计 算。（1）当牵引力或制动力最大时，桥壳钢板弹簧座处危险断面M v 地面对车轮垂直反力在危险断面引起的垂直平面内的弯距，M v= m 2 G2b/2;b 轮