车辆工程毕业设计(论文)载重汽车驱动桥的设计

摘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，而对于载重汽车显得尤为重要用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速重载的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所以采用传动效率高的双级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数参考类似驱动桥的结构确定出总体设计方案后对主从动锥齿轮差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮浮式半轴和整体式桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核文不是采用传统的双曲面锥齿轮作为载重汽车的主减速器而是采用弧齿锥齿轮。关键词：载重汽车；驱动桥；双级主减速器；全浮式半轴

AbstractAsaxleoneoffour,anditsperformancewillhaveadirectimpactonvehicleperformance,anditisparticularlyimportantfortrucks.Whenusinghigh-powerenginetorqueoutputoflargetruckstomeetthecurrentfast,heavy-dutycost-effectivebewithanefficient,reliablebridgedriver.Therefore,efficientuseoftransmissionofadouble-stagedriverslowdownthebridgehasbecomeaheavy-dutymotorvehiclesinthefuturedevelopmentdirection.Inthispaper,inthelightofthetraditionaldesignofthedriveaxleofthetruckdriverforthedesignofthebridge.Thisarticleandmaindesignparameters;thenasimilarreferencetothedriveaxleofthestructuretodeterminetheoveralldesignoftheprogram;onthefinalowner,GearDrivencone,conedifferentialplanetarygear,axlegear,theall-floatingHalf-bridgeandtheoverallstrengthoftocarryoutasassupportforthelifeofThisarticlenotadouble-bevelgearsurfaceasthemainreducertruckinsteadusingthespiralbevelgear,asahopethatthiswillcontinuetostudythisissue.Keywordtruckdriverbridgedouble-stagebridgeslowdownspiralbevelgear目

录摘要...............................................................................

Abstractb..................................................................................................................Ⅱ第1章绪论第2章驱动桥总成的结构型式2.1驱动桥总体方案的确非断开式驱动桥的结构分断开式驱动桥的结构分2.2本设计驱动桥结构形式的确第3章主减速器3.1主减速器的结构形主减速器的齿轮类主减速器主从动锥齿轮的支承形3.2主减速器的基本参数选择与设主减速比的确主减速器计算载荷的确主减速器基本参数的确主减速器传动齿轮的几何尺寸计主减速器轴承的选主减速器齿轮的材料及热处主减速器传动齿轮的强度校第4章差速器4.1对称式圆锥行星齿轮差速器的设差速器齿轮基本参数的确差速器齿轮的几何尺寸的确4.2差速器齿轮的强度校第5章驱动半轴设计5.1全浮式半轴的杆部直径的初5.2全浮式半轴的强度校5.3半轴花键的强度校

第6章驱动桥桥壳6.1桥壳的结构形整体式桥壳结构形式分析铸造整体式桥壳结构形式分析钢板冲压焊接整体式桥壳钢管扩张成形整体式桥壳6.2桥壳的受力分析与强度校核桥壳的静弯曲应力计算在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度校核汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度校核汽车紧急制动时的桥壳强度校结论致谢参考文献附录1附录2

第绪论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随着目前国际上石油价格的上涨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一般情况下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十吨以上的载货汽车的发动机大功率在140KW上大转矩也在以上，百公里油耗是一般都在升左右。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在这一环节中发动机是动力的输出者也是整个机器的心脏而驱动桥则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以设计新型的驱动桥成为新的课题。设计驱动桥时应当满足如下基本要求：（1选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；-1-

齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小；在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率；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；与悬架导向机构运动协调；结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。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纵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如果你的变速器出了故障对于后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了，因为这两个部件是做在一起的。所以后轮驱动必然会使得乘车更加安全舒适从而带来可观的经济效益。通过对驱动桥的设计，使所选车型能达到最佳的动力性和经济性，并采用标准化设计，使其修理保养方便，进行优化设计，可靠性设计等内容，更好地学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。本设计驱动桥车型技术参数如表1-1所示。表1-1技术数最高车速整车重量额定载重最大总质量

87km/h5.02吨2.8吨8.015吨续表1-1技术数最大载重9.95吨-2-

最大输出功率最大输出扭矩后桥允许载荷变速器档位数1档传动比2档传动比3档传动比4档传动比5档传动比6档传动比

88kw835Nm5.085吨66.5153.7962.2841.24810.85-3-

第

驱动桥总成的结构2.1动桥总体方案的确定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独立悬架时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立悬架驱动桥结构叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。非断开式驱动桥是指主减速器和半轴装在整体的桥壳内形式车桥和车轮只能随路面的变化而变化，使车桥整体上下跳动。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双层公共汽车为了进-4-

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桥驱动汽车和超重型载货汽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对汽车的总体布置很方便。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轿车及一些越野汽车上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。由于要求本课题设计的是吨级的后驱动桥，要设计这样一个级-5-

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且非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，可参照国内相关货车的设计,后本课题选用非断开式驱动桥。该种形式的驱动桥的桥壳是一根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。重型汽车驱动桥技术已呈现出向双级化发展的趋势要是双级驱动桥还有以下几点优点：(l)双级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，在重型汽车上占有重要地位；(2)重型汽车发动机向低速大转矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；(3)随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低因此重型汽车不必像过去一样采用复杂的结构提高通过性；(4)与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，双级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。双级桥产品的优势为双级桥的发展拓展了广阔的前景产品设计的角度看，重型车产品在主减速比小于6情况下，应尽量选用双级减速驱动桥。所以此设计采用双级主减速器再配以整体式桥壳。2.2设计驱动桥结构形式的确定普通非断开式驱动桥，由于其结构简单，造价低廉，工作可靠，广泛地用在各种载货汽车及公共汽车上，在多数的越野汽车上也采用这种结构。普通的非断开式驱动桥的特点是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁，而主减速器、差速器及半轴等传动件都装在其中。这时，整个驱-6-

动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都属于汽车的非悬挂质量，使汽车的非悬挂质量较大这是普通非断开式驱动桥的一个弱点这种驱的11%---16%图非断开式驱动桥3.1

第主减速器主减速器的结构形式主减速器的结构形式按参加减速传动的齿轮副数目分单级主减速-7-

器和双级主减速器。主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮双曲面齿轮圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式弧齿锥齿轮传动其特点是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，工作平稳，噪声和振动小，所以在此选用弧齿锥齿轮传动。作为一个吨级的驱动桥，传动的转矩较大，所以主动锥齿轮采用悬臂式支承，如图3-1所示。图3-1主锥齿轮跨置式从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承为了增加支承刚度两轴承的圆锥滚子大端应向内以减小尺寸。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应使等于或大于，如图示。-8-

ceeceeo3.2

图从动锥齿轮支撑形式主减速器的基本参数选择与设计在给定发动机最大功率

及其转n的情况下，所选择的i值应0能保证这些汽车有尽可能高的最高车v

时值应按下式来确定：0i

v

rrpiamaxgh

（3-1）式中：r——车轮的滚动半径，r=0.5m；ri——变速器量高档传动比。igh

gh

=1。对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i一般选择比上式求得的大％％，即按下式选择：0i0

v

rrpiiiamaxLB

（3-2）式中：i——分动器或加力器的高档传动比；i——轮边减速器的传动比。LB计算出i0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ceT

/n

N

（3-3）式中：i

——发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最TL-9-

oopTapcs2低挡传动比，在此取oopTapcs2T——发动机的输出的最大转矩，在此取N

T

——传动系上传动部分的传动效率，在此取；

——该汽车的驱动桥数目在此取；——由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数于一般的载货汽车K，当性能系数f>0时可取K。1fp

g

当.19516Tg当.195T

（3-4）式中：m——汽车满载时的总质量在此取

9950K。所以0.195

=23.24>16f=-0.33〈0

=1.0由以上各参数可

8356.50.91

=4896.02N按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转r/r

i

N

（）式中：——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所承载负荷；

——轮胎对地面的附着系数对于安装一般轮胎的公路用车，r

r

——车轮的滚动半径，滚动半径为0.5m-10

2arLBLBfffT2arLBLBfffTRHpaTrLBLBfff

LB

i——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车LB轮之间的传动效率和传动比边减速i取1.0。LB

LB

取0.9由于没有轮所G/r

i=LB

5085

=2410.25按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转T

T

(rin

RHP

N

（）式中：——汽车满载时的总重量，在此取

；——所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；f——道路滚动阻力系数，计算时轿车取

0.010~0.015；对于载汽车可取车取取；f——；f——汽车的性能系数在此取0。所以

T

(rin

R

99501.0

0.07主减速器齿轮的主要参数有一级传动主、从动齿轮的齿数和z，从12动锥齿轮大端分度圆直径D面模m从动锥齿轮齿面bb，2t二级传动主、从动齿轮齿数、模数和齿厚等。4一级传动主、从动齿轮的齿数取z

=10，z=36，z+z=46〉4022-11

从动锥齿轮大端分度圆直径D和端面模数可根据经验公式初选，即2

tDK

D

c

（3-7）式中：K——直径系数，一般取；D2——从动锥齿轮的计算转矩TceTcs中的较小者。所以

=（13.0～16.02401.25=200.92初选D=200.9

m=D/t2

=200.9/36=5.58有参考《机械设计手册》表选取6t对于一级传动从动锥齿轮齿面宽b，推荐不大于节锥A的0.3倍，即0.3，而b应满b10，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采t用：200.9=31.1

在此取通常小齿轮的齿面加大较为合适，在此b=34二级传动主从动齿轮的齿数取z=15=55从动齿轮的模数取m=44二级传动从动齿轮齿=73=66。4主减速器一级传动齿轮的几何尺寸如表3-1所示。表3-1主速器一级传动齿轮的几何尺寸序

项

目

计算公式

计算结果号12

主动齿轮齿数从动齿轮齿数

103634

端面模数齿面宽

6㎜b=34㎜㎜

b=31-12

2fff2fffdhhcos678

全齿高法向压力角轴交角节圆直径

h

=m

h=13.2=22.5°=90°㎜d=216㎜9

节锥角

arctan

zz

12

=15.52°10

节锥距

A=

d2sin

A=111.1111

周节

t=3.1416m

t=18.851213

齿顶高齿根高

h

h=6㎜h=7.2㎜14

径向间隙

c

*m

c=2.31㎜15

齿根角

f

hA

f

=2.91°a1f2

a1

=15.61°16

面锥角af

a

=80.27°续表3-1主速器一级传动齿轮几何尺寸=ff1

f

=9.79°17

根锥角

f

=

2

f2

f2

=74.51°1a1118

齿顶圆直径

=a2

d=71.52㎜=222.36a1a2主减速器二级传动齿轮的几何尺寸如表3-2所示。表3-2主速器二级传动齿轮的几何尺寸-13

fdda3azSNSazRz序fdda3azSNSazRz

项

目

计算公式

计算结果号12

主动齿轮齿数从动齿轮齿数

155534567

端面模数齿厚中心距节圆直径齿顶高

a

=

4㎜b=73㎜b=66㎜a=140㎜d㎜=220㎜=4㎜8

齿根高

h

f

h=5㎜9

齿顶圆直径

3

d=68㎜=228㎜a作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力A和径向力R分别为F

cos

F

sin

sin

）Fcos

sin

F

sin

sin

（3-9）可计算

18.57cos35

3

F

cos35

3

cos15.5235对于采用跨置式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图3-5所示。-14

BRZABRZA图3-5主减速器轴承的布置尺轴承A，B径向载荷分别为R=

1a1a

（3-10）（3-11）根据上式已知=14947N，F=5435N所以轴承A径向=

191

14974

=12956N其轴向力为1轴承B的径向力R=185702891=8223N

1497451.7

（1）对于轴承A，采用圆锥滚子轴承30208，此轴承的额定动载Cr为105.65KN所承受的当量动载荷=1×12956=12956N。所以有公式-15

tfQt2rramhhvtfQt2rramhhvCrL

6

s

(3-12)式中:f——为温度系数，在此取；f——为载荷系数，在此取1.2。所以L=

1105.651.212956

s此外对于无轮边减速器的驱动桥来说减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为n

2.66r

r/min

(3-13)式中：r——轮胎的滚动半径；——汽车的平均行驶速度对于载货汽车和公共汽车可取30～35km/h在此取33km/h。所以有上式可得=

0.5

=175.56r/min而主动锥齿轮的计算转=175.56×5.4=948.024r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命：L

L60n

h

(3-14)式中:

——轴承的计算转速，。有上式可得轴承A的使用寿

5.94860948.024

=10442.8h若大修里程定为公里，可计算出预期寿命即L'

h

S=ham

(3-15)-16

hhhh所以L=hhhh

10000033

=3030.30h和L比较，L〉L'

，故轴承符合使用要求。（2）对于轴承B，在此选用30207轴承。在此径向力

轴向力，所以

=2.14＞e由《机械设计》可查得a22.5当量动载荷Q=式中：f——冲击载荷系数在此取1.2。有上式可得）=24462.5N所以轴承的使用寿命由式（和式（可得

（3-16）=

1667016670nQ94824462.5

103

=10833.7L'

所以轴承符合使用要求。对于轴承采用轴向力向力以

A

=1.3＞e由《机械设计》可查得，Y=0.4cota=0.4×cot。Q=f（0.4×10420+0.97×8004.6）=14318.9N=

1667016670nQ14318.9

103

L

轴承C符合要求。A轴承D采用轴向力A=12560N，径向R=19445.8N=0.65得X=0.4，Y=0.4cota22.5。Q=f（0.4×12560+0.97×19445.8）=28663.7N-17

hEFhhEFh=

1667016670=n28663.7

103

=16759.3h>L'

轴承D满足使用要求。轴承E,F径向力计算公式为：R=

1128

14974186.1=12352.6NR=

1128

64

14974186.1=16387.6N轴承E,F用30208锥滚子轴承。对于轴承，轴向力向力

=1.02＞eX=0.4a=0.4×cot22.5Q=（0.4×12560+0.97×12352.6）=20407.2NL=

1667013409720407.2

=21863.5h>L'

轴承E符合使用要求。对于轴承，轴向力向力

=0.77＞eX=0.4a=0.4×cot22.5Q=（0.4×12560+0.97×16387.6）=25103.9N=

1667016670134097nQ25103.9

103

=24032.7h>L

轴承F符合使用要求。在此，齿轮所采用的钢为用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火。-18

2r2eg1212r22（1）位齿长上的圆周力2r2eg1212r22p

b

N／mm

(3-17)式中：P——作用在齿轮上的圆周力动机最大转矩Temax最大附着力Gr两种载荷工况进行计算，N；b——从动齿轮的齿面宽，在此取31mm。按发动机最大转矩计算时：

i

3

N／mm式中：T——发动机输出的最大转矩，在此取N；i——变速器的传动比；d——主动齿轮节圆直径，在此取。按上式

0.8531

3

N／mm按最大附着力矩计算时：

Gr

3

N／mm（3-19式中：——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取5085N；按上式=p

0.531

3

742.61N-19

0sm12其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周[p]为0sm121865N/mm

。（2）轮齿的弯曲强度校核汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为

2K

mm

2

（3-20）式中：T

——该齿轮的计算转矩，；K——超载系数；在此取；K——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当

时，K

，在此K＝0.725.4K——载荷分配系数，K＝1.00～1.10K——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，可取b——计算齿轮的齿面宽；J——计算弯曲应力的综合系数按图选取齿轮的＝0.225，大齿轮J＝0.195。按上

2486.40.715.4

＝95.75<210.92

23486.41360.215

=128.83N/

2

<210.9

2所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。-20

fvfv图3-3弯计算用综合系数J(3)轮齿的表面接触强度校核锥齿轮的齿面接触应力为：

j

CTKbJ

N/2

(3-21)式中：T

——主动齿轮的计算转矩；1C——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N

/mm；K——尺寸系数，在缺乏经验的情况下，可取K

f

——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1.0；J——计算接触应力综合系数。按图选取J。按上

j

232.61.0510.12234

=802.08〈1750N/主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。-21

第

差速器4.1

对称式圆锥行星齿轮差速器的设计行星齿轮选10齿，半轴齿轮选齿。行星齿轮与半轴齿轮的节锥

1

2-22

2222

10==29.05°18

1

=90°-

2

=60.95°再求出圆锥齿轮的大端端面模数m=

22sin=sin=29.05z10由于强度的要求在此取dmz=50

=5×18=90行星齿轮安装孔的直其深度行星齿轮的安装孔的直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：LL

T

（4-1）（4-2）

31.11.1

≈24mm

L≈27mm

（4-3）

差速器齿轮的几何尺寸如表示。表4-1差速器齿轮的几何尺寸序号123456

项目行星齿轮齿数半轴齿轮齿数模数齿面宽全齿高压力角

计算公式≥10，应尽量取最小值=14～25bh

计算结果z=101z=182=5mm9mm11mm22.5°-23

112fs112fsv

轴交角

=90°8

节圆直径

d；

d50909

节锥角

1

arctan

2

90

1

2

=29.05°，60.9510

节锥距

d2sin2sin

A=103.07mm11

周节

=3.1416m

=15.7mm1213

齿顶高齿根高

h

f

5mmh=6mm14

径向间隙

=-=0.188+0.051

4.2

差速器齿轮的强度校核轮齿弯曲强为

=

2TKKKKbzJ

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

0.6

在为；n—差速器的行星齿轮数；——半轴齿轮齿数；J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数查得=0.226-24

图4-3

弯曲计算用综合系数根据上

w

=

23734.41

=926MPa所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。第5驱动半轴设计驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端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-25

于是载重汽车，采用全浮式结构。5.1

全浮式半轴的杆部直径的初选全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行

3

T0.196

(2.05~

3

T

（5-1）根据上式d~=（29.4根据强度要求在此取30mm。5.2

全浮式半轴的强度校核首先是验算其扭转应：

Td16

MPa（5-2）式中：T

——半轴的计算转矩，在此取；—半轴杆部的直径，。根据上

＝＝472MPa<=(490～588)MPa16所以满足强度要求。5.3

半轴花键的强度校核计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应

为

s

TApb

MPa(5-3)-26

BA半轴花键的挤压应为BA

T4

zL

p

MPa（5-4）式中：T

——半轴承受的最大转矩，，在此取2937.6Nm；D

B

——半轴花键的外径，mm在此取30mm；

A

——相配花键孔内径，mm在此取25mm；

——花键齿数；在此取24L——花键工作长度，mm，在此取55mm；

——花键齿宽，mm，在此取；——载荷分布的不均匀系数，计算时取。根据上式可计算

=

2937.6

=53.95MPa=

2937.634

=86.32MPa根据要求当传递的转矩最大时，以上计算均满足要求。第

驱动桥桥壳驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，作用在驱动车轮上的牵引力，制动力侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬架及车架上因此桥壳既是承载件又是传动件。设计时必须考虑在动载下桥壳有足够的强度和刚度。6.1桥壳的结构型式桥壳的结构型式有三种，即可分式桥壳，整体式桥壳和组合式桥壳。-27

本设计采用整体式桥壳。整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体壳犹如一个整体的空心梁，其强度和刚度都比较好。通常可采用球墨铸铁、可锻铸铁或铸钢铸造。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厚能够变化，可得到理想的应力分布，其强度及刚度均较好，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适合采用这种结构。在球铁中加入1.7%的镍，解决了球铁低温（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半轴套筒。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。是由钢板冲压件焊成的桥壳主体，两端再焊上带凸缘的半轴套管及钢板弹簧座等组成。钢板冲压焊接整体式桥壳除了制造工艺简单材料利用率高废品率很低生产率高及制造成本低等优点外还有足够的强度和刚度特别是其质量小，却比有些铸造式桥壳更安全可靠。这种桥壳是由中碳无缝钢管或钢板卷焊钢管扩张滚压成形制成将钢管中间扩孔两端滚压变细再加焊凸缘及钢板弹簧座等这种制造工艺的生产率高的利用率最高质量虽小而强度和刚度却比较好，-28

2w但需要专用扩张滚压成形轧制设备用于轿车和轻型汽车的大批量生产。2w6.2桥壳的受力分析与强度校核桥壳犹如一空心横梁两端经轮毂轴承支承于车轮上在钢板弹簧座处桥壳承受汽车的簧上载荷，而沿两侧轮胎中心线，地面给轮胎以反力/2（双胎时则沿双胎中心线壳则承受此力与车轮重力g之差值，2w计算简图如图6-1所示。桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为M

GB-s)22

（）式中：

995001.80MN2——汽车满载静止水平路面时驱动桥给地面的载荷N；g——车轮的重力，NB

——驱动车轮轮距，m；——驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离。由弯矩图见壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近由g大大地小，且设计时不易准确预计，当无数据时可忽略。2而静弯曲应力为：

Wv

MPa

（

wj

3MP式中：-29

vhW——危险断面处桥壳的垂向弯曲截面；vh1W(BH6H

3

3

)726000；1W(HB6

3

3

)；W——扭转截面系2-tt1图6-1桥静弯曲应力的计算简图在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算当汽车高速行驶于不平路面上时除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。这时桥壳载动载荷下的弯曲应力为：

wd

MPa

（）

wd

26.04MP式中：

——动载荷系数，对载货汽车取2.5；

——桥壳载静载荷下的弯曲应力，MPa。汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算-30

2w这时不考虑侧向力如图6-2所示汽车以最大牵引力行驶时桥壳的受力分析简图此时作用在左右驱动车轮上除有垂向反力外尚有切向反力。地面对左右驱动车轮的最大切向反力为2wPmax

i/rNTLTr6.515

（）式中：T

——发动机的最大转矩835；i——传动系最低档传动比6.515；

T

——传动系的传动效率0.9；r——轮胎的滚动半径r图汽以最大牵引行驶时桥壳的受力分析简图后驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯曲矩为：M

2)22

N

（）-31

Mv

995001.81.0822686N22式中：

——汽车加速行驶时的质量转移系数1.2。由于驱动车轮的最大切向反力使桥壳也承受水平方向的弯矩于装用普通圆锥齿轮差速器的驱动桥弹簧之间桥壳所受的水平方向的弯矩为：Mh

p

Bmax22

（）Mh

1.801.041516.3N22桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩时在两板簧座间桥壳承受的转矩为：

imaxTLT2

2448.01

（）式中：Tmax

,i,TL

——见式（6-4）下的说明。w

Mvh33.53WWvh

T17.2Wt

]汽车紧急制动时的桥壳强度计算这时不考虑侧向力如图6-3示汽车在紧急制动时桥壳的受力分析简图。此时作用在左右驱动车轮上除有垂向反m/2外，尚有切向2反力，即地面对驱动车轮的制动力G