轻型载货汽车驱动桥设计毕业设计

1、轻型载货汽车驱动桥设计作 者 姓 名：指 导 教 师：单 位 名 称：机械工程与自动化学院专 业 名 称：车辆工程 Drive axle design毕业设计（论文）任务书毕业设计（论文）题目：轻型载货汽车驱动桥设计基本内容：满足如下设计参数要求：总质量：6000kg；装载质量：3000kg；轴距：4000mm；后轮距1500mm；钢板弹簧座中心距离：865mm；满载时前轴荷1900kg；满载时后轴荷4100kg；最大功率70kw/3200r/min；最大转矩200Nm/2200r/min；(2) 进行总体方案分析，总体参数设计和计算，完成总体设计全部内容；(3) 进行零部件设计好校核计算，标

2、准件选择和校核等；(4) 完成总体和主要零部件二维设计；(5) 撰写毕业设计说明书(6) 翻译一篇与汽车相关的外文文献毕业设计（论文）专题部分：题目：基本内容：学生接受毕业设计（论文）题目日期第周指导教师签字： 年月日摘 要轻型汽车在商用汽车生产中占有很大的比重，而且驱动桥在整车中十分重要。驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载货汽车显得尤为重要。为满足目前当前载货汽车的快速、高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。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，并且通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可

3、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，所以本题设计一款结构优良的轻型货车驱动桥具有一定的实际意义。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数，在分析驱动桥各部分结构形式、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，采用传统设计方法对驱动桥各部件主减速器、差速器、半轴、桥壳进行设计计算并完成校核。最后运用CAXA完成装配图和主要零件图的绘制。关键词：轻型货车；驱动桥；主减速器；差速器；半轴；桥壳Abstract Pickup trucks take a large proportion of commercial vehicles production, an

4、d the drive axle is one of the most important structure. Drive axle is the one of automobile four important assemblies, Its performance directly influence on the entire automobile, especially for the truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high spe

5、ed, heavy-loaded, high efficiency, high benefit today truck, must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the trucks developing tendency. Design a simple, reliable, low cost of the drive axle, can greatly reduce the total cost of vehicle production, and pr

6、omote the economic development of automobile and automotive drive axle of the study and design practice, can better learn and to master modern automotive design and mechanical design of a comprehensive knowledge and skills, so the title of the fine structure of the design of a pickup vehicle drive a

7、xle has a certain practical significance.In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, the analysis of the various parts of the structure of the bridge drive type, the form of the development process and its advantages and disadvantages of th

8、e past, determined on the basis of the design program, using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer, differential, axle, axle housing was designed to calculate and complete the check. Finally complete the final assembly drawing by using CAXA and mapping the mai

9、n components.Keywords: Pickup truck; Drive axle; final drive; Differential; Axle; Drive Axle housing目 录毕业设计(论文)任务书 TOC o 1-3 u 摘 要ABSTRACT第 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc201519102 1 章 绪 论1 HYPERLINK l _Toc201519103 1.1 选题背景目的及意义1 HYPERLINK l _Toc201519106 1.2 国内外驱动桥研究状况2 HYPERLINK l _Toc201519106

10、1.3 设计主要内容和预期成果4 HYPERLINK l _Toc201519111 第2章 驱动桥的总体方案确定5 HYPERLINK l _Toc201519112 2.1 驱动桥结构种类和设计要求5 HYPERLINK l _Toc201519124 2.1.1 汽车车桥的种类 5 HYPERLINK l _Toc201519124 2.1.2 驱动桥的种类5 HYPERLINK l _Toc201519124 2.1.3 驱动桥的组成6 HYPERLINK l _Toc201519124 2.1.4 驱动桥的设计要求6 HYPERLINK l _Toc201519113 2.2 主减速

11、器结构方案的确定7 HYPERLINK l _Toc201519124 2.2.1 主减速比的计算72. HYPERLINK l _Toc201519124 2.2 主减速器的齿轮类型8 HYPERLINK l _Toc201519124 2.2.3 主减速器的减速形式9 HYPERLINK l _Toc201519124 2.2.4 主减速器从动锥齿轮的支持形式及安装方法11 HYPERLINK l _Toc201519113 2.3 差速器结构方案的确定13 HYPERLINK l _Toc201519113 2.4 半轴形式的确定14 HYPERLINK l _Toc201519113

12、2.5 桥壳形式的确定15 HYPERLINK l _Toc201519113 2.6 本章小结16 HYPERLINK l _Toc201519122 第3章 主减速器设计17 HYPERLINK l _Toc201519123 3.1 概述17 HYPERLINK l _Toc201519124 3.2 主减速器齿轮参数的选择与强度计算17 HYPERLINK l _Toc201519124 3.2.1 主减速器齿轮计算载荷的确定17 HYPERLINK l _Toc201519124 3.2.2 主减速器齿轮参数的选择19 HYPERLINK l _Toc201519124 3.2.3

13、螺旋锥齿轮的强度计算22 HYPERLINK l _Toc201519124 3.2.4 主减速器的轴承计算30 HYPERLINK l _Toc201519125 3.3 主减速器齿轮材料及热处理37 HYPERLINK l _Toc201519125 3.4 主减速器斜齿圆柱齿轮的参数选择和设计计算38 HYPERLINK l _Toc201519125 3.5 本章小结41 HYPERLINK l _Toc201519126 第4章 差速器的设计43 HYPERLINK l _Toc201519135 4.1 对称式圆锥行星齿轮式差速器的设计计算44 HYPERLINK l _Toc20

14、1519136 4.1.1 行星齿轮数44 HYPERLINK l _Toc201519137 4.1.2 行星齿轮球面半径和节锥距44 HYPERLINK l _Toc201519138 4.1.3 行星齿轮和半轴齿轮齿数44 HYPERLINK l _Toc201519138 4.1.4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角及模数44 HYPERLINK l _Toc201519138 4.1.5 半轴齿轮与行星齿轮齿形参数45 HYPERLINK l _Toc201519138 4.1.6 压力角45 HYPERLINK l _Toc201519138 4.1.7 行星齿轮安装孔直径及其深度的确定4

15、5 HYPERLINK l _Toc201519135 4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的材料47 HYPERLINK l _Toc201519135 4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的强度计算48 HYPERLINK l _Toc201519139 第5章 驱动车轮的传动装置设计49 HYPERLINK l _Toc201519139 5.1 半轴的设计与计算49 HYPERLINK l _Toc201519139 5.2 半轴的结构设计及材料与热处理52 HYPERLINK l _Toc201519140 第6章 驱动桥壳的设计53 HYPERLINK l _Toc201519142 6.

16、1 桥壳的受力分析及强度计算53 HYPERLINK l _Toc201519142 6.1.1 桥壳的静弯曲应力计算53 HYPERLINK l _Toc201519142 6.1.2 在不平路面冲击作用下的桥壳强度计算55 HYPERLINK l _Toc201519142 6.1.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算56 HYPERLINK l _Toc201519142 6.1.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算57 HYPERLINK l _Toc201519142 6.1.5 受最大侧向力时的桥壳强度计算59 HYPERLINK l _Toc201519140 第7章 经济性和环

17、保性分析61第8章 HYPERLINK l _Toc201519169 结论62 HYPERLINK l _Toc201519170 致谢63 HYPERLINK l _Toc201519171 参考文献64 HYPERLINK l _Toc201519173 附录 65第1章 绪 论1.1 选题背景目的及意义在我国轻型货车占有较大市场，据中国汽车工业协会统计，截至2007年底，国内轻型货车（1.8吨16时，取=0。=1612.43.2.2 主减速器齿轮参数的选择1、 主、从动齿数的选择 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合度和高的轮

18、齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；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；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。对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。主减速器的传动比为6.14，初定主动齿轮齿数z1=21，从动齿轮齿数z2=43。2、从动锥齿轮节圆直径及端面模数的选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式3.1和式3.2并取两式计算结果中较小的一个作为计算依据，按经验公式选出： （3.5） 式中：直径系数，取=1316；计算转矩，取，较小的。取=6675.46。计算得，=244.78301.26mm，初取=301mm。 选定后，可按式算出从动齿轮大端

19、模数，并用下式校核 （3.6） 式中：模数系数，取=0.30.4；计算转矩，取。 =5.677.53由GB/T12368-1990，取=7，满足校核。所以有：=147mm =301mm。3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择 通常推荐圆锥齿轮从动齿轮的齿宽F为其节锥距的0.3倍。对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用：=0.155=46.66mm，可初取=50mm。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=55。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。

20、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。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。螺旋角应足够大以使1.25。因越大传动就越干稳，噪声就越低。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，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

21、螺旋锥齿轮来说，载货汽车可选用20压力角。7、主从动锥齿轮几何计算计算结果如表3.1 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212从动齿轮齿数433模数74齿面宽b=55mm=50mm5工作齿高10.92mm6全齿高=12.131mm7法向压力角=208轴交角 =909节圆直径=147mm=301mm10节锥角arctan=90-=26.03=63.9711节锥距A=A=167mm12周节t=3.1416 t=21.99mm13齿顶高=9.03mm=1.89mm14齿根高=3.101mm=10.241mm15径向间隙c=c=1.211mm1

22、6齿根角=1.065=3.5117面锥角；=29.58=65.03518根锥角=24.9=60.12819外圆直径=163mm=303mm20节锥顶点止齿轮外缘距离=146.5mm=71.8mm21理论弧齿厚=14.27mm=8.82mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.32mm23螺旋角=353.2.3螺旋锥齿轮的强度计算1、损坏形式及寿命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。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因

23、素分述如下：（1）轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于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。 = 1 * GB3 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。 = 2 * GB3 过载折断：由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求

24、，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的范围，而引起轮齿的一次性突然折断。 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、齿高及切向修正量、良好的齿轮材料及保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部及齿面要光洁。（2）齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及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。 = 1 * GB3 点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。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

25、种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸及数目，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及增大螺旋角，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。 = 2 * GB3 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。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

26、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、氧化皮等以及油中不洁物所造成的不

27、正常磨损，应予避免。汽车主减速器及差速器齿轮在新车跑合期及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210.9Nmm.表3.2给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。 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7002800980210.91750210.9

28、 实践表明，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和最大附着转矩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 （3.7）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）式中：发动机输出的最大转矩，在此取200； 变速

29、器的传动比； 主动齿轮节圆直径，在此取49mm.；按上式计算一档时： Nmm直接档时： Nmm。表3.3 许用单位齿长上的圆周力 (Nmm)类别档位一档二档直接档轿车893536321载货汽车1429250公共汽车982214牵引汽车536250按最大附着力矩计算时： （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40180N； 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0.405m；按上式=1838.13 Nmm。虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有986.13 N/mm可知，校核

30、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 （3.10）式中：齿轮计算转矩，对从动齿轮，取，较小的者即=6675.46和=1612.4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，=0.242，=0.181。求综合系数J的齿轮齿数图3.1 弯曲计算用综合系数J按计算： 主动锥齿轮弯曲应力=359.45 Nmm700 Nmm从动锥齿轮弯曲应力=507.

31、27 Nmm700 Nmm按计算：主动锥齿轮弯曲应力=116.08 Nmm210.9 Nmm从动锥齿轮弯曲应力=122.53 Nmm210.9Nmm综上所述由表3.2，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： （3.11）式中：主动齿轮计算转矩分别为=1132.51，=273.54；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齿面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽50mm；大齿轮齿数 J 计算应力的综合系数，J =0.135，见图3.

32、2所示。小齿轮齿数接触强度计算用J图3.2 接触强度计算综合系数J按计算，=2749.782800 Nmm 按计算，=1351.411750 Nmm由表3.2轮齿齿面接触强度满足校核。（4）主动齿轮轴的弯矩 如图3.3所示为主动齿轮受力及弯矩图。图3.3 主动齿轮轴弯矩图 危险截面上的合成弯曲应力为 ： （3.12）式中： 弯曲截面系数,，D=35mm；主动齿轮计算转矩为273.54危险截面弯矩，主动齿轮径向力为3091.05N。经计算，=66.7MPa=230MPa所以主动齿轮轴满足要求。3.2.4主减速器的轴承计算轴承的计算主要是计算轴承的寿命。设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确

33、定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。1、作用在主减速器主动齿轮上的力如图3.4所示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。 图3.4 主动锥齿轮工作时受力情况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

34、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：(3.13)式中：发动机最大转矩，在此取200Nm；，变速器在各挡的使用率，可参考表3.4选取0.5，2，5，15，77.5；，变速器各挡的传动比6.01，3.82，2.44，1.55，1；，变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表3.4选取50，60，70，70，60。表3.4及的参考值变速器档位车型轿车公共汽车载货汽车III挡IV挡IV挡IV挡带超速档IV挡IV挡带超速档V挡80I IIIIIIVV19901420750.82.51680.72627651415501311850.53.57590.5

35、251577.5IIIIIIIVV60 60507065606065605050707060607070606050607060506070705060707060注：表中，其中发动机最大转矩，；汽车总重，。经计算=193.732 Nm齿面宽中点的圆周力P为：=9459.57N （3.14）式中：T作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩； 该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。对于螺旋锥齿轮 所以：40.96mm =251.64mm； 从动齿轮的节锥角80.753。计算螺旋锥齿轮的轴向力与径向力根据条件选用表3.5中公式。表3.5 圆锥齿轮轴向力与径向力主动齿轮轴向力径向力螺旋方向旋转方向右左顺时针

36、反时针右左反时针顺时针主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：=7204.88 N （3.15）= 3091.05 N （3.16）从动齿轮的螺旋方向为右：旋转方向为逆时针： =3091.05（N） （3.17） =7204.88（N） （3.18）式中：齿廓表面的法向压力角20； 主动齿轮的节锥角26.07；从动齿轮的节锥角63.97。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。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式

37、和轴承位置已初步确定，计算出齿轮的轴向力、径向力圆周力后，则可计算出轴承的径向载荷。对于采用悬臂式的主动锥齿轮和跨置式的从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图3.5所示图3.5 主减速器轴承的布置尺寸轴承A，B的径向载荷分别为= （3.19） （3.20）式中：已知=9459.57N，=3091.05N，=7204.88N , 40.96mm, a=43mm，b=26mm，c=69mm。所以，轴承A的径向力=5929.29 N 轴承B的径向力=12255.52 N轴承的寿命为 s （3.21）式中： 为温度系数，在此取1.0；为载荷系数，在此取1.2；Cr额定动载荷，N：其值根据轴承型号确定。此外对于

38、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 （3.22）式中：轮胎的滚动半径，0.405m； 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=213.45 r/min主动锥齿轮的计算转速=213.456.14=1310.58 r/min。所以轴承能工作的额定轴承寿命： h （3.23）式中: 轴承的计算转速，1310.50r/min。若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即 = h （3.24） 所以=3076.9 h对于轴承A和B，在此并不是单独一个轴承，而是一对轴承，根据尺寸，

39、在此选用30207型轴承，d=35mm,D=72mm，Cr=54.2KN，e=0.37对于轴承A，在此径向力=5929.29N，轴向力A=7204.88N，所以=1.21eX=0.4，Y=1.6当量动载荷 Q= （3.25）式中：冲击载荷系数在此取1.2；所以，Q=1.2（0.45929.29+1.67204.88）=16679.4N。由于采用的是成对轴承=2Cr，所以轴承的使用寿命为：=6514.5 h3076.9 h=所以轴承A符合使用要求。对于轴承B，径向力=12255.53N，轴向力A=7204.88，所以=0.47eX=0.4,Y=1.6当量动载荷 Q= （3.26）式中：冲击载荷系

40、数在此取1.2；所以，Q=1.2（0.412255.53+1.67204.88）=19715.7N=3731.02 h3076.9 h=所以轴承B符合使用要求。 对于从动齿轮的轴承C，D的径向力R= （3.27） （3.28）已知：P=9459.57N，=3091.05N，=7204.88N，a=240mm，b=124mm.c=116mm所以，轴承C的径向力：=4887.4N；轴承D的径向力：=9939.38N根据尺寸，轴承C，D均采用32103，其额定动载荷Cr为82.8KN,D=100mm，d=65mmT=23mm，e=0.35对于轴承C，轴向力A=3091.05N，径向力=4887.4N

41、，并且=0.63e， X=0.4，Y=1.7所以Q=1.2(0.43091.051.79939.38)=2176.03N =6716.17所以轴承C满足使用要求。对于轴承D，轴向力A=0N，径向力R=23100.5N,X=1,Y=0。所以Q=9939.38N=91507.36 h 所以轴承D满足使用要求12。3.3 主减速器齿轮材料及热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：1、具有较高的疲劳弯曲

42、强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；2、轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；3、钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；4、选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数8时为2945HRC。对于渗碳深度有如下的规定：当端面模

43、数m5时， 为0.91.3mm 当端面模数m58时，为1.01.4mm由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.0050.010mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。3.4 主减速器斜齿圆柱齿轮的参数选择与设计计

44、算二级主减采用斜齿圆柱齿轮。1.选用七级精度,材料选择选择小齿轮的材料为40Cr (调质)硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240 HBS,二者材料硬度相差40HBS；初选小齿轮的齿数为15,大齿轮的齿数为45,初选螺旋角为14；2.按齿面接触强度设计根据公式 d选=1.6；由文献7图10-30选择区域系数ZH=2.433；由文献7图10-26查得=0.7, =0.78,所以=+=1.48；材料的弹性影响系数为Z=189.8MPa；文献7表10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 Mpa,大齿轮的为=550 Mpa；文献7由式10-13计算应力循环次数 N1=2.

45、8810 N2=1.37110；文献7由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.95,K=0.98；计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%, 安全系数为S=1,由式10-12得 =576 Mpa,=539 Mpa,许用接触应力为=(576+539)/2=557.5 Mpa；取齿宽系数为=1；小齿轮传递的转矩为5371.5310；把所有数据代入以上的公式得到d；3.计算圆周速度v=6.09m/s ；4.计算齿宽以及模数mnt b= d=174.48 , mnt=11.29, h=2.25mnt =25.4, b/h=6.87；5.纵向重合度为=1.189；使用系数为KA=1,由文献7图10-8得动

46、载荷系数K=1.11,由表10-4查得K=1.450；由文献7图10-13查得 K=1.35；由文献7表10-3查得K=K=1.2 所以载荷系数为K=KA K K K=1.931；6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为d1= d=184.95；7.由齿面接触计算模数m=11.96；8.按齿根弯曲强度设计: 计算载荷系数 K=KA K KK=1.798；螺旋影响系数=0.87；计算当量齿数 Z=16.41 Z=49.23；查得齿形系数 Y=3.09, Y=2.35,由表10-5查得Y=1.50,Y=1.70；小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500 Mpa.大齿轮的为=380 Mpa；计算弯曲疲劳

47、安全系数 s=1.4,1=303.57, 2=236.14；计算大小齿轮的Y Y/1 =0.01527, Y Y/2=0.01692大齿轮的数值大代入最初公式计算得出mn9.30；疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn=10,可满足弯曲强度.但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数,于是由Z=17.95.选择Z=17,则Z=173.03=51.51,选择Z=50；9.几何尺寸计算:a=310.28mm 取为310mm；按圆整后的中心距修正螺旋角arccos=13.83；计算大小齿轮的分度圆直径 d=156.19mm 取为156

48、mm；用以上公式计算得 =464.32mm 取为464mm；计算齿轮的宽度为 =158mm, 圆整后取mm；计算得出齿顶圆 小齿轮直径为180mm , 大齿轮的直径为486mm；齿根圆 小齿轮的直径为140mm,大齿轮的直径为446mm。3.5 本章小结本章根据所给参数确定了主减速器计算载荷、并根据有关的机械设计、机械制造的标准对齿轮参数进行合理的选择，最后对螺旋锥齿轮的相关几何尺寸参数进行列表整理，并且对主动、从动齿轮进行强度校核。对主减速器齿轮的材料及热处理，主减速器的润滑给以说明。 第4章 差速器的设计根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮，道路以及它们之间的相互关系表明：汽车在行使过程中

49、，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，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；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。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、功率和燃料消耗，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。汽车差速器有齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙

50、嵌自由轮式等多种结构型式。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4.1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4.1 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4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计计算4.1.1 行星齿轮数n通常情况下，货车的行星齿轮数n=4；4.1.2 行星齿轮球面半径Rb

51、和节锥距A 行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力；Rb=Kb （4.1）式中：Kb行星齿轮球面半径系数，Kb=2.52-2.99；Td计算转矩，为8628.25Nm；将各参数代入式（4.1），有：Rb=61.32 mm 选为62mm; A=(0.98-0.99) Rb=0.99x62=61.38mm 选为 62mm;4.1.3 行星齿轮和半轴齿轮齿数z1和z2为了使轮齿有较高的强度，z1一般不少于10。半轴齿轮齿数z2在1425选用。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，且半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮齿数整除。查阅文献，经方案论证，初定半轴齿轮

52、与行星齿轮的齿数比=1.5，半轴齿轮齿数z2=24，行星齿轮的齿数 z1=16。4.1.4 行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2分别为 1= （4.2） 2= （4.3）将各参数分别代入式（4.2）与式（4.3），有：1=3341，2=5619锥齿轮大端模 m= （4.4）将各参数代入式（4.4），有：m=4.3;最终取模数m=5;4.1.5 半轴齿轮与行星齿轮齿形参数按文献1设计计算方法进行设计和计算，结果见表4.1。4.1.6 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

53、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的压力角。4.1.7 行星齿轮安装孔直径及其深度L的确定=8628.25Nm ; ; 134.4 ; l=0.5=67.2; =27.99 L=1.131; 式中：T0差速器壳传递的转矩，Nm；n行星齿轮数；传动效率,取为0.9;c 支承面许用挤压应力，取69 MPa；表4.1半轴齿轮与行星齿轮参数序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10，应尽量取小值=162半轴齿轮齿数=1425=243模数=5mm4齿面宽b=(0.250

54、.30)A;b10m19mm5工作齿高=8mm6周节t=3.1416mt=15.7087全齿高8.991mm8压力角22.59轴交角=9010节圆直径； 11节锥角，=3341，=561912节锥距=62mm13齿顶高; =5.03mm =2.97mm14齿根高=1.788-;=1.788-=3.91mm;=5.97mm15径向间隙=-=0.188+0.051=0.991mm16齿根角=;=3.61 =5.5017面锥角；=39.19 =59.9318根锥角； =30.07 =50.8219外圆直径；mmmm20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚=9.142 mm=9.708mm22

55、齿侧间隙=0.2450.330 mm=0.25mm23弦齿厚=9.28mm=9.58mm24弦齿高=7.80mm=3.57mm4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器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。4.3 对称式圆锥行星齿轮差速器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传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行使不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器

56、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计算。轮齿弯曲应力w（MPa）为 (4.5)式中：n差速器行星齿轮的数目;J综合系数，取0.225；F半轴齿轮齿宽，mm；d2半轴齿轮大端分度圆直径，mm；T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩（Nm），T=0.6 T/n；T为计算转矩;k、ks、km、kv、m 与以上说明相同；将各参数代入式中，有：w=734.57 Mpa ; Mpa差速器齿轮的ww=980 MPa，=210.9 Mpa,所以齿轮弯曲强度满足要求。第5章 驱动车轮的传动装置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半轴齿轮传给驱动

57、车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。5.1 半轴的设计与计算半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：a）纵向力X2最大时(X2Z2)附着系数尹取0.8，没有侧向力作用;b）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z2中，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用;c）垂向力Z2最大

58、时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，kd是动载荷系数，这时没有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: ;故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。本课题采用带有凸缘的全浮式半轴，其详细的计算校核如下： a)全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩按下式进行：T=Temaxig1i0 （5.1）式中：差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取0.6； ig1变速器1挡传动比； i0主减速比; 已知：Temax200Nm；ig17.64； i06.14 ；=

59、0.6由公式（5.1）计算结果： T=0.62007.646.14=10657.8Nm在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行： （5.2）式中d半轴杆部直径，mm； T半轴的计算转矩，Nm; T10657.8 Nm；半轴扭转许用应力，MPa; 根据上式(5.2) :得：45.11mmd47.96mm取：d=46mm; 全浮式半轴支承转矩，其计算转矩为： （5.3）三种半轴的扭转应力由下式计算： （5.4）式中半轴的扭转应力，MPa；T半轴的计算转矩，T=10657.8Nm；d半轴杆部直径，d=46mm; 将数据带入式（5.3）、（5.4）得：=557.94MPa MPa半轴花键的剪

60、切应力为 （5.5）半轴花键的挤压应力为 （5.6）式中:T半轴承受的最大转矩，T=10657.8Nm；DB半轴花键(轴)外径，DB=57mm；dA相配的花键孔内径，dA=51.38mm；z花键齿数；z=18;Lp花键工作长度，Lp=168mm；b花键齿宽，B=4.71mm；载荷分布的不均匀系数，取0.75。 将数据带入式（5.5）、（5.6）得：=36.82Mpa Mpa=61.72MPa Mpa所以符合要求.半轴的最大扭转角为 （5.7）式中T半轴承受的最大转矩，T=10657.8Nm；L半轴长度，l=900mm；G材料的剪切弹性模量，MPa；J半轴横截面的极惯性矩， mm4; 将数据带入