毕业设计汽车驱动桥减速器的设计

PAGEPAGE45北华航天工业学院毕业论文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，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。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，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700N·m以上，百公里油耗是一般都在34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。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。所以设计新型的驱动桥成为新的课题。目前国内重型车桥生产企业也主要集中在中信车桥厂、东风襄樊车桥公司、济南桥箱厂、汉德车桥公司、重庆红岩桥厂和安凯车桥厂几家企业。这些企业几乎占到国内重卡车桥90%以上的市场。设计驱动桥时应当满足如下基本要求：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。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。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。在本设计中采用了AutoCAD绘图软件和CAXA绘图软件进行了工程图的绘制，绘制了驱动桥装配图、主减速器的主、从动锥齿轮、差速器的半轴齿轮、行星齿轮以及半轴，通过对AutoCAD的编辑工具与命令的运用，掌握了从AutoCAD基础图形的绘制→基础零件的绘制→各类零件图的创建与绘制的方法，并且理解了机械图绘制的工作流程。为今后更好的学习和掌握各种应用软件和技能打下坚实的基础。第一章驱动桥结构方案分析由于要求设计的是重型卡车的后驱动桥，要设计这样一个驱动桥，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。在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高，桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用，锥齿轮有2个规格。由于上述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。①圆锥行星齿轮式轮边减速桥。由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器，轮边减速比为固定值2，它一般均与中央单级桥组成为一系列。在该系列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使牵引力增大或速比增大时，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速器即可变成双级桥。这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边减速器上，其“三化”程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值2，因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。②圆柱行星齿轮式轮边减速桥。单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在3至4.2之间。由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速比一般均小于3，这样大锥齿轮就可取较小的直径，以保证重型汽车对离地问隙的要求。这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮穀内具有齿轮传动，长时间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热；因此，作为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。综上所述，由于设计的驱动桥的传动比为4.444，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，主要是单级驱动桥还有以下几点优点：(l)单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，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。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。所以此设计采用单级驱动桥再配以铸造整体式桥壳。图1-1Meritor单后驱动桥为中国重汽引进的美国ROCKWELL公司13吨级单级减速桥的外形图。图1-1Meritor（美驰）单后驱动桥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及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弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，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。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。2.1.2主减速器的减速形式由于i=4.444＜6，一般采用单级主减速器，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；目前重型汽车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多重型汽车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，重型汽车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。2.1.3主减速器主，从动锥齿轮的支承形式作为重型卡车的驱动桥，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2.2.1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Ｔce（2-1）式中——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低挡传动比，在此取9.01，此数据此参考斯太尔1291.260/N65车型；——发动机的输出的最大转矩，此数据参考斯太尔1291.260/N65车型在此取830；——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在此取1；——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及液力传动及自动变速器的各类汽车取=1.0，当性能系数>0时可取=2.0；（2-2）——汽车满载时的总质量在此取20000；所以0.195=47>16=-0.31〈0即=1.0由以上各参数可求==29910.22.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩（2-3）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130000N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;——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为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，由于没有轮边减速器取1.0所以==64703.93.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：（2-4）式中：——汽车满载时的总重量，参考斯太尔1291.260/N65车型在此取2000000N；——所牵引的挂车满载时总重量，N，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0.015~0.020；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0.05~0.09在此取0.07——汽车的性能系数在此取0；，，n——见式（2-1），（2-3）下的说明。所以==10305.8式（2-1）～式（2-4）参考《汽车车桥设计》[1]式（3-10）～式（3-12）。2.2.2主减速器基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。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+=49〉402.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（2-5）——直径系数，一般取13.0～16.0——从动锥齿轮的计算转矩，，为Tce和Tcs中的较小者所以=（13.0～16.0）=（403.5～496.7）初选=450则=/=450/40=11.25有参考《机械设计手册》[2]表23.4-3中选取12则=480根据=来校核=12选取的是否合适，其中=（0.3～0.4）此处，=（0.3～0.4）=（9.31～12.4），因此满足校核。3.主，从动锥齿轮齿面宽和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及刀尖圆角过小，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，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：=0.155480=74.4在此取75一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=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1.5～2.0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。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92从动齿轮齿数403端面模数12㎜4齿面宽=80㎜=75㎜5工作齿高20.4㎜6全齿高=22.656㎜7法向压力角=22.5°8轴交角=90°9节圆直径=108㎜=480㎜续表序号项目计算公式计算结果10节锥角arctan=90°-=12.682°=77.318°11节锥距A==A=245.97㎜12周节t=3.1416t=37.699㎜13齿顶高=10.2㎜14齿根高==12.456㎜15径向间隙c=c=2.256㎜16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㎜=484.479㎜20节锥顶点止齿轮外缘距离=237.761㎜=44.049㎜21理论弧齿厚=27.38mm=10.32mm22齿侧间隙B=0.305～0.4060.4mm23螺旋角=35°2.2.4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。1）齿轮的损坏形式及寿命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\*GB3①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\*GB3②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，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。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\*GB3①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\*GB3②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210.9N／mm.表2-2给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值。表2-2汽车驱动桥齿轮的许用应力N／mm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按式（2-1）、式（2-3）计算出的最大计算转矩Tec，Tcs中的较小者7002800980按式（2-4）计算出的平均计算转矩Tcf210.91750210.9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——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：N／mm（2-7）式中：——发动机输出的最大转矩，在此取830；——变速器的传动比；——主动齿轮节圆直径，在此取108mm.按上式N／mm按最大附着力矩计算时：N／mm（2-8）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130000N；——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0.527m按上式=1619N／mm在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%～25%。经验算以上两数据都在许用范围内。其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力[p]都为1865N/mm（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/（2～9）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，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当ｍ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，＝1.00～1.10式式支承时取1.10～1.25。支承刚度大时取最小值。——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（或几何系数），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2-1选取小齿轮的＝0.225，大齿轮＝0.195.按上式＝173N/<210.3N/=199.7N/<210.3N/所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。图2-1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/(2-10)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232.6/mm;，，——见式(2-9)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=1445〈1750N/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（2-6）～（2-10）以及图2-1，图2-2均参考《汽车车桥设计》［１］图2-2接触计算用综合系数2.2.5主减速器齿轮的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58～64HRC，而心部硬度较低，当端面模数〉8时为29～45HRC。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0.005～0.010～0.020mm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。2.2.6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：(2-11)式中：——发动机最大转矩，在此取830N·m；，…——变速器在各挡的使用率，可参考表2-3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2-3选取；表2-3及的参考值经计算为1164.8Ｎ·ｍ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］。(1)齿宽中点处的圆周力齿宽中点处的圆周力为＝N(2-12)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(2-11);——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径.按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力==25.45KN（2）锥齿轮的轴向力和径向力图2-3主动锥齿轮齿面的受力图如图2-3，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∠OO′A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：（2-13）（2-14）（2-15）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（2-16）（2-17）有式（2-16）可计算20202N有式（2-17）可计算=9662N式（2-12）～式（2-17）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。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。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2-4所示图2-4主减速器轴承的布置尺寸轴承A，B的径向载荷分别为R=（2-18）（2-19）根据上式已知=20202N，=9662N，a=134mm，b=84mm，c=50mm所以轴承A的径向力==15976N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42608E，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(2-20)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(2-21)式中：——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30～35km/h，在此取32.5所以有上式可得==163.89r/min而主动锥齿轮的计算转速=163.89×4.444=728r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命：h(2-22)式中:——轴承的计算转速，r/min。有上式可得轴承A的使用寿命=6188h若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即=h(2-23)所以==3076.9h和比较，〉，故轴承符合使用要求。（2）对于轴承B，在此并不是一个轴承，而是一对轴承，对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y值按双列轴承选用，e值与单列轴承相同。在此选用7514E型轴承。在此径向力R=13369N轴向力A=20202N，所以=1.51〈e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=（2-24）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（2-20）和式（2-22）可得===3876.6h>3076.9h=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：==10401.3N轴承D的径向力：==23100.5N轴承C，D均采用7315E，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=0.93〉e，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(0.4×9662＋1.6×10401.3)=24608.256N===28963h>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=.4187〉e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×(1.6×23100.5)=44352.96N===4064.8h>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。第三章差速器设计汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。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。3.1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图3-1差速器差速原理如图3-1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图3-1），其值为。于是==，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时（图），啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即+=2（3-1）若角速度以每分钟转数表示，则（3-2）式（3-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。有式（3-2）还可以得知：=1\*GB3①当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；=2\*GB3②当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的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。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3.3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。3.3.1差速器齿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(3-3)式中：——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，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，N·m.根据上式=2.6=80mm所以预选其节锥距A=80mm3.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14～25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.5～2.0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：（3-4）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=10，=18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mm====7.77由于强度的要求在此取m=10mm得=100mm=10×18=180mm5.压力角α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：（3-5）式中：——差速器传递的转矩，N·m；在此取29910N·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d≈0.8；——支承面的许用挤压应力，在此取69MPa根据上式=144mm=0.5×144=72mm≈36mm≈40mm3.3.2差速器齿轮的几何计算表3-1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≥10，应尽量取最小值=102半轴齿轮齿数=14～25，且需满足式（3-4）=183模数=10mm4齿面宽b=(0.25～0.30)A;b≤10m30mm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节圆直径；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°;=6.868°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=17.38mm=14.05mm22齿侧间隙=0.245～0.330mm=0.250mm23弦齿厚=17.13mm=13.88mm24弦齿高=11.22mm=5.58mm3.3.3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(3-6)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1547.25N·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3-2弯曲计算用综合系数根据上式==201.7MPa〈210.9MPa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。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，应考虑到以下三种可能的载荷工况：=1\*GB3①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\*GB3②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\*GB3③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。4.1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（4-1）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1.2～1.4在此取1.3。根据上式=676000N若按发动机最大转矩计算，即（4-2）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；——传动系最低挡传动比；——轮胎的滚动半径，m。上参数见式（2-1）下的说明。根据上式=34053.4N在此34053.4N=17946.1N·m4.2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（4-3）根据上式=（53.67～57.07）mm根据强度要求在此取57.5mm。4.3全浮式半轴的强度计算首先是验算其扭转应力：MPa（4-4）式中：——半轴的计算转矩，N·m在此取17946.1N·m；——半轴杆部的直径，mm。根据上式＝＝481MPa<=(490～588)MPa所以满足强度要求。4.4半轴花键的强度计算在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。半轴花键的剪切应力为MPa(4-5)半轴花键的挤压应力为MPa（4-6）式中：——半轴承受的最大转矩，N·m，在此取17946.1N·m;——半轴花键的外径，mm，在此取62.5mm;——相配花键孔内径，mm，在此取57.74mm;——花键齿数；在此取24——花键工作长度，mm，在此取120mm;——花键齿宽，mm，在此取3.925mm;——载荷分布的不均匀系数，计算时取0.75。根据上式可计算得==70.4MPa==59.1MPa根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力[]不应超过71.05MPa，挤压应力[]不应超过196MPa，以上计算均满足要求。此节的有关计算参考了《汽车车桥设计》［１］中关于半轴的计算的内容。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。驱动桥壳应满足如下设计要求：=1\*GB3①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；=2\*GB3②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；=3\*GB3③保证足够的离地间隙；=4\*GB3④结构工艺性好，成本低；=5\*GB3⑤保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入；=6\*GB3⑥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，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，而汽车的行驶条件如道路状况、气候条件及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；以及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。5.2.1桥壳的静弯曲应力计算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，而左、右轮胎的中心线，地面给轮胎的反力（双轮胎时则沿双胎中心），桥壳则承受此力与车轮重力之差值，即（），计算简图如5-2所示。图5-2桥壳静弯曲应力计算简图桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为N·m(5-1)式中：——汽车满载时静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，在此130000N；——车轮（包括轮毂、制动器等）重力，N；——驱动车轮轮距，在此为1860m;——驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，在此为1030m.桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于远小于，且设计时不易准确预计，当无数据时可以忽略不计所以=26975N·m而静弯曲应力则为MPa（5-2）式中：——见（5-1）；——危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数，具体见下：截面图如图5-3所示，其中B=160mm，H=170mm，=25mm，=30mm.图5-3钢板弹簧座附近桥壳的截面图垂向弯曲截面系数:==627127.5mm水平弯曲截面系数:==539127.5mm扭转截面系数:=2×30×135×140=1134000mm垂向弯曲截面系数,水平弯曲截面系数,扭转截面系数的计算参考《材料力学》[9]。关于桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面的形状，主要由桥壳的结构形式和制造工艺来确定，从桥壳的使用强度来看，矩形管状（高度方向为长边）的比圆形管状的要好。所以在此采用矩形管状。根据上式桥壳的静弯曲应力=43MPa5.2.2在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算当汽车在不平路面上高速行驶时，桥壳除承受静止状态下那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷。在这两种载荷总的作用下，桥壳所产生的弯曲应力为MPa（5-3）式中：——动载荷系数，对于载货汽车取2.5；——桥壳在静载荷下的弯曲应力，MPa。根据上式MPa5.2.3汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算为了使计算简化，不考虑侧向力，仅按汽车作直线行驶的情况进行计算，另从安全系数方面作适当考虑。如图5-4所示为汽车以最大牵引力行驶的受力简图。图5-4汽车以最大牵引力行驶的受力简图作用在左右驱动车轮的转矩所引起的地面对于左右驱动车轮的最大切向反作用力共为N（5-4）根据上式可计算得=56755.6N由于设计时某些参数未定而无法计算出汽车加速行驶时的质量转移系数值，而对于载货汽车的后驱动桥可在1.1～1.3范围内选取，在此取1.2。此时后驱动桥桥壳在左、右钢板弹簧座之间的垂向弯矩为N·m(5-5)式中：，，，——见式（5-1）下的说明。根据上式==49800N·m由于驱动车轮所承受的地面对其作用的最大切向反作用力，使驱动桥壳也承受着水平方向的弯矩，对于装有普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，由于其左、右驱动车轮的驱动转矩相等，故有N·m（5-6）所以根据上式=11776.8N·m桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩，这时在两钢板弹簧座间桥壳承受的转矩为=N·m(5-7)式中：——发动机最大转矩，在此为830N·m;——传动系的最低传动比；——传动系的传动效率，在此取0.9。根据上式可计算得=14955.1N·m所以在钢板弹簧座附近的危险断面处的弯曲应力和扭转应力分别为MPa(5-8)MPa(5-9)式中：——分别为桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩和水平弯矩，见式（5-5），和式（5-6）；——分别为桥壳在危险断面处的垂向弯曲截面系数，水平弯曲截面系数和扭转截面系数。根据上式可以计算得=79.4+21.8=101.2MPa=13.2MPa由于桥壳的许用弯曲应力[]为300～500MPa，许用扭转应力[]为150～400MPa，所以该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。5.2.4汽车紧急制动时的桥壳强度计算这时不考虑侧向力，图5-5为汽车在紧急制动时的受力简图。图5-5汽车在紧急制动时的受力简图由于设计时一些参数是未知的，所以后驱动桥计算用的汽车紧急制动时的质量转移系数不可计算，一般对于载货汽车后驱动桥取0.75～0.95。图5-6为汽车紧急制动时后驱动桥壳的受力分析简图，此时作用在左右驱动车轮上除了有垂向反作用力外，尚有切向反力，即地面对驱动轮的制动力，因此可求得紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩及水平方向的弯矩分别为（5-10）=（5-11）式中：，，，——见式（5-1）下的说明；——汽车制动时的质量转移系数，计算后驱动桥时=0.85；——驱动车轮与路面的附着系数，计算时可取0.75～0.80，在此取0.8；根据上式可以计算得=35275N·m==28220N·m图5-6汽车紧急制动时后驱动桥的受力简图桥壳在两钢板弹簧座的外侧部分处同时还承受制动力所引起的转矩，对于后驱动桥：N·m（5-12）根据上式=35836N·m所以可根据式（5-8），（5-9）计算出在钢板弹簧座附近危险断面的弯曲应力和扭转应力分别为=108.5MPa=31.6MPa由于桥壳的许用弯曲应力[]为300～500MPa，许用扭转应力[]为150～400MPa，所以该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。致谢毕业设计是我在校期间的最后一个综合性学习环节，是我四年以来学习的总结和汇报。通过毕业设计，不仅培养了我综合应用所学的基础理论，专业知识和基本技能分析解决问题的能力，而且引导我们理论联系实际，走向社会工作岗位的重要台阶。时至今日，几个月的毕业设计终于可以画上一个句号了，但是现在回想起来做毕业设计的整个过程，其中有苦也有甜。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。无论是整个设计过程还是设计中出现的每一个不懂的细节，都要认真去查阅资料，争取把设计搞好，善于去发现新的东西，并且对一个问题穷追不舍，找到一个能够解决的办法，但是不可否认这是一篇学生论文，由于视野的狭窄和经验的缺乏，可能不是一篇理想之作，并且对问题的探讨还没有深入到一定的层次。但是在以后的工作中可继续努力，把这种精神带到今后的工作和学习中，大胆创新，不断地努力学习，爱岗敬业，服务社会。在文中也难免会有疏漏和错误之处，望各位批评指正，同时在完成论文的过程中，发现自己的知识也很贫乏，遇到的困难也是众多的，所以在今后还要继续努力！在此，特别感谢我的指导教师刘志强老师，以及所有给予我无私帮助的老师和同学，感谢他们在我的整个毕业设计过程中所提出的宝贵意见和卓越的见解！这些都让我受益匪浅！再次向你们致以最深的谢意！参考文献[1]刘惟信编著.汽车车桥设计.北京：清华大学出版社，2004[2]徐颢主编.机械设计手册（第3，4卷）.北京：机械工业出版社，1991[3]吉林大学王望予主编.汽车设计(第四版).北京:机械工业出版社，2004[4]吉林大学陈家瑞主编.汽车构造(下册).北京:机械工业出版社，2005[5]朱孝录主编.齿轮传动设计手册.北京：化学工业出版社，2005[6]邱宣怀主编.机械设计.北京：高等教育出版社，1997[7]廖念钊等编.互换性与技术测量（第四版）.北京：中国计量出版社，2000[8]王明珠主编.工程制图学及计算机绘图.北京：国防工业出版社，1998[9]戴少度主编.材料力学.北京：国防工业出版社，2002[10]第二汽车制造厂何敏.EQ1141G后驱动桥.汽车运输，1992（11）[11]丹东汽车制造厂刘凤君.浅谈DD32／120系列后驱动桥的开发.1997(4)[12]重载汽车驱动桥的基本结构形式.[13]单级桥：重型车桥的发展方向.刘利军.[14]FordMotorCompanyArupGangopadhyay，SamAsaro，MichaelSchroder，RonJensenandJagadishSorab.FuelEconomyImprovementThroughFrictionalLossReductioninLightDutyTruckRearAxle.SAE，2002[15]DirkSpindlerGeorgvonPeteryINA-SchaefflerKG.AngularContactBallBearingsforaRearAxleDifferential.SAE，2003附录附录图-1差速器行星齿轮的三维实体附录图-2差速器半轴齿轮三维实体附录图-3差速器行星齿轮轴三维实体附录图-4差速器左壳三维实体附录图-5差速器右壳三维实体附录图-6从动锥齿轮三维实体附录图-7差速器装配图三维实体基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝