传统载货汽车的分析计算

摘要汽车车桥是汽车承载最大，连接动力与底盘的部件，特别是驱动桥无论在动力系还是在整车中，都有着不可或缺的作用。通过发动机传递来的扭矩和转速不足以作为汽车的驱动力，还需经过主减速器放大来自发动机的转矩和降低转动速度，然后动力进入差速器，差速器根据车轮相对路面的转速不同而分配以不同的扭矩，合理分配动力，使汽车行驶更加平稳，减小不必要的浪费和磨损。本文通过对传统载货汽车的分析计算，介绍了汽车后桥驱动桥的工作原理和结构类型，分析了不同使用要求下的最佳选型方案，计算方法和设计要求，研究并分析了主要结构部件的结构和设计方法程序，保证主减速器、差速器等部件的正常运行及其之间的联系，使整个驱动桥处于最优工作状态。各部分部件的计算、参数的确定通过设计要求，并对重要部件的进行了强度校核。最终通过三维建模软件UG建立了各部件的实体以及各部件之间的配合关系。关键词：桥壳；后桥驱动桥；轻型货车后桥；主减速器；双曲面齿轮

ABSTRACTAutomobileaxleisthepartthatconnectsthepowerandchassis,especiallythedriveaxle,whichplaysanindispensableroleinboththepowersystemandthewholevehicle.Deliveringtotheenginetorqueandrotationalspeedisnotenoughtoasadriverofthecar,stillneedthroughthemainreduceramplifyingtorque,toreducethespeed,thepowertransmittedtoadifferential,differentialdifferaccordingtorelativetotheroadwheelspeedandassignedtodifferenttorque,tomakethecarmorestable,thepowerallocationmorereasonable,reduceunnecessarywasteandwearandtear.Inthisarticle,throughtheanalysisofthetraditionaltruck,thispaperintroducestheworkingprincipleofautomobiledrivingaxledriveaxleandstructuretypes,analyzesthedifferentapplicationrequirementsunderthebestselectionschemes,calculationmethodsanddesignrequirements,researchandanalysisofthestructureanddesignmethodofmainstructureparts,ensurethenormaloperationofthemainreducer,differentialpartsanditsconnection,maketheoptimalperformanceofdriveaxle.Thecalculationofeachpart,thedeterminationofparametersthroughthedesignrequirements,andtheimportantpartsofthestrengthcheck.Finally,throughthe3dmodelingsoftwareUG,theentityofeachpartandthecoordinationrelationshipbetweenthepartsareestablished.Keywords:rearaxledriveaxle；Mainreducer；Lightgoodsvehiclerearaxle；Bridgeshell；Hypoidgear.

目录1 绪论 广西科技大学2019届毕业设计说明书1绪论引言文明的发展与科学技术和人类的需求是分不开的，人类的物质和精神上的需求推动着科学技术的发展，而先进的科学技术又将激发着新的人类的需求，对于人们的衣、食、住、行、安全、成本、信息等有着颠覆性的影响。工业技术就是这样朝着前方不停的发展，一旦新的需求的出现并普遍被大众所接受，必将推动着技术和产品的进步。汽车的发展也不例外，从汽车的发明到汽车的改进、升级改变了人们以前车水马龙的生活方式，这也是工业革命影响下的投影。随着社会的发展，人们不仅仅满足于汽车的代步方式，越来越多的人追求汽车的高速、安全和舒适，由此带来了汽车发展的多元化，交通安全也随之出现。汽车的设计也应顺应大众的需求，在此基础上力求创新发展，如在汽车的设计中应考虑到交通安全、节能减排、减小成本、驾驶舒适性以及汽车各项性能。现如今汽车交通日益发展，交通网络、公路安全都有着更为明确清晰的法规要求，环保、舒适、快捷安全、经济成为现代化人们和环境对汽车生产要求，这一指标也在不断的更新发展着，近年来，随着汽车自动驾驶的出现和即将到来的5G技术，也将会在汽车领域掀起一番革命。汽车工业的发展汽车的发明是在第二次工业爆发之后，以四冲程内燃机的出现而奠定了基础，直到1883年，汽车的雏形才得以诞生，卡尔·本茨将内燃机与车轮结合，将第一辆汽车推出于世，虽然是三轮汽车，但也足以改变了当时人们的出行方式，并在这之后申请了专利，获得了汽油机的生产许可证。三年后戴姆勒改装汽车，加装了转向、传动等装置制成了世界上最早的四轮内燃机汽车，随后世界各地也相继造出了汽车，使得汽车工业不断的向前发展。1908年福特公司设计并造出了第一辆T型汽车，这种新型的汽车成本低廉，同比平均价格降低了一倍，使得销量大大提高，随后福特公司引入泰勒的流水线生产技术，实行汽车装配线，生产时间大大缩短，使得汽车得以普及，家家都可以拥有一辆汽车。第二次世界大战之后，日本丰田改进了生产方式，对外整合供应商，对内推行“看板”指令，实现精益生产的方式，其精髓便是减少浪费，包括动作浪费、无效时间浪费以及等待浪费等，使得生产效率大大提高，汽车的生产技术得以向前发展[1]。我国汽车后桥的发展趋势上世纪八十年代，我国的汽车行业里的主流是重型卡车，当时的重型卡车车桥主要分为两种，即在轮边增设减速器的双极减速器驱动桥与只有一对齿轮副的单级主减速器驱动桥，且技术也大多是从国外引进，对汽车的发展有了一定的基础支持。在加入WTO后，我国工业技术得以全面发展，特别是汽车工业，更是得到了快速发展的平台与机遇，汽车后桥驱动技术也逐步得到突破和成熟起来，越来越多的车型使用单级主减速器的驱动桥。现在汽车的整体性能都在向着轻量化、低成本的方向发展，国标六出台后，汽车的绿色环保、快捷安全也越来越受到重视，对于货车市场，为了应对竞争激烈的市场，汽车后桥的整体发展必然会沿着更小的主减速比、传递更大的扭矩、追求更高的效率和尽量的压低成本的整体趋势发展。这就使得需要更先进的技术解决汽车需承载能力强而质量更好等等技术难题。当然，加工工艺水平对制造产品的质量也有着很大的影响，比如齿轮的早期失效、噪声高等与工艺的加工水平有着很大的关系，但是相比于以前，我国工业工艺水平有了飞跃的发展，制造出的成品也可以大大满足要求，汽车车桥的保修里程也能大大提高。选题的背景与意义汽车作为人们最重要的交通运输工具之一，在载货、运输方面发挥着很大的作用。汽车后桥特别是驱动桥是实现降低发动机传来的转速，增大扭矩的关键，对汽车的行驶、爬坡能力有很大的影响。驱动桥设计内容包括四个方面，第一为主减速器，主要是降速增矩，在设计前期，确定一个合适的主减速比可以使汽车具有较好的动力性和燃油经济性。随着国标六的出台，对汽车的排放有着愈加严格的要求，合理的主减速比可以降低燃油的消耗。第二为差速器，将动力按左右车轮转速不同而分配给左、右驱动轮动力，当左、右车辆经过的路程不相等的时候可以实现差速的功能，避免车轮滑移，减少轮胎的磨擦损坏。第三为半轴，将差速器输出的动力传递到驱动轮，是传动系统中的一个重要的零件。第四为驱动桥壳，是以上三种部件的承载体，受力最复杂，承受地面的各种反向作用力和汽车的重量载荷。随着技术的进步，汽车的更新换代也在不断的推进，设计一个合格的驱动后桥，也影响着整车的性能。选择合适的方案，做好强度校核、仿真分析以提高汽车的动力性能以及经济性等等重要的指标，以符合日益增加的普通人民的需求。选题内容选题主要针对轻型载货汽车的后桥的计算优化设计，包括主减速器的设计计算、差速器的设计计算、半轴的计算和桥壳的设计优化，在尽量保持低成本的情况下与载货能力，汽车性能的情况下选出更优的方案和计算出更优的结果，最终对桥壳进行基本的工况载荷和有限元优化分析。参考车型基本参数：车型：轻型载货车整备质量：2160Kg总质量：3785Kg后桥承载重量：2460Kg后桥轮距：1485mm长X宽X高：5995mmX2000mmX2320mm最高车速：110Km/h主减速比：4.875发动机最大扭矩：280N·m发动机最大扭矩转速：3600r/min发动机最大功率：81Kw变速箱速比：1挡5.60，2挡2.85，3挡1.69，4挡1.00，5挡0.80，倒挡5.35轮胎规格： 7.00R166PR总体方案论证本设计车型是基于某小卡货车的后桥驱动桥的前期设计。参考车型为某轻型载货汽车，近年来，小卡所占的市场份额越来越大，不仅兼具了通用的经济、安全、舒适性，还拥有这比微卡更高的载重能力，对于后桥驱动桥的设计，主要基于这几点出发。驱动桥的选型目前驱动桥类型主要有非断开式驱动桥（也称整体式）和断开式驱动桥。根据汽车的设计类型、使用条件和生产方式在汽车的设计前期选配不同的驱动桥类型。非断开式驱动桥：桥壳可以简化为刚性空心梁，两边分别安装着左、右驱动轮，里面承载装着半轴、主减速器和差速器，上面承载车架。其优点为构造简单、制作成本低，工作稳定性高，半轴套管连接在壳体内成为一个整体，防止半轴和车轮产生横向平面的相对运动，此结构工作更为稳定；缺点为此结构中驱动桥和驱动轮等都为簧下质量，不利于汽车行驶平顺性。断开式驱动桥：桥壳分为几部分，相互之间为铰链连接，两边驱动轮各自经过悬架和车架相连，有利于改善汽车的行驶性能，操纵性能和汽车的通过性，因此此结构一般用于乘用车或者越野车上，但是制作成本较高，构造也比较复杂，与车架的连接复杂，要求高，拆装维修也不方便。货车需有更高的载重能力而成本不能太高，故选择工作稳定性高，制作成本相对较低的非断开式驱动桥（整体式驱动桥）。非断开式驱动桥构造成型相对来说比较简单，维修容易，可降低制造成本，广泛应用于货车上，而断开式驱动桥构造复杂，安装布置困难，制作成本也较高，不适用于货车。所以本设计车型中选择非断开式驱动桥。主减速器结构型式的选择主减速器结构的选型主减速器可分为单级主减速器、双极主减速器和双速主减速器等几种减速器，区别在于减速形式的不同。根据汽车前期设计的主减速比i0和汽车的类型而选取不同类型的主减速器，同时还应要考虑到制造成本和现有的生产技术和工具，选择合适的主减速器类型。单级主减速器：在主减速比i0≤7的汽车上通常使用这种结构。其构造简单，只使用一对齿轮副，尺寸和质量都比较小，加工成本也较低，小车和质量较小的汽车都可采用这种结构。双极主减速器：采用两对齿轮传动，两对齿轮可搭配不同的齿轮传动，相比于单级主减速器可以获得很大的传动比，一般主减速比i0=7.6～12，但是由于尺寸大，不利于离地间隙的布置，且质量大、构造复杂、成本也较高[2]，不过其承载能力也相应的比较大，主要用在中、重型商用车上。双速主减速器：设置有两种减速比，根据不同的使用路况切换不同的档位。当在高档时，具有小的传动比，用在道路条件好的路面上行驶，减小燃油消耗；当在抵挡时，具有大的传动比，用在困难路面上行驶，具有较大的牵引力。双速主减速器构造复杂，尺寸大，驾驶员换挡操作不方便，需要另外增加一个换挡装置，主要用在单桥驱动的总质量较大的货车。贯通式主减速器：主要用在多个轴驱动的汽车。单、双极减速配轮边减速器：把双极主减速器的第二级减速齿轮分成两部为，布置在两边驱动轮。此结构用于主减速比较大的重型商用车或者大型公共汽车，一般主减速比i0>12。综上所述，轻型载货汽车的主减速器主要在单、双主减速器之间选择，合适的主减速器应能满足速比有足够的动力，具有结构容易制造，生产成本低的特点。本设计车型主减速比初步判定在4.8～5.8之间，选择单级主减速器即可满足动力性要求，同时单级主减速器尺寸小、重量也小，由于是单级传动，故构造简单，传动效率也更高。而双极主减速器速比在7.6～12，体积和质量都比较大，限制了离地间隙，制作成本也较高。所以，此设计车型选择单级主减速器。主减速器的齿轮传动型式齿轮传动所选择的齿轮形式应考虑到制造、工艺等的难易程度，齿轮的传递载荷，在有些要求高的汽车上还要注意到齿轮的工作噪声和布置形式。目前弧齿以及双曲面传动是汽车主减速器用的最多的齿轮副结构，用得较少的或者极个别特殊汽车的有圆柱齿轮传递和蜗杆传动。弧形锥齿轮：此形式结构特点为主、从动锥齿轮的轴线在平面上相交，对啮合精度要求较高，受到外界条件影响时，如果齿轮跳动，啮合不吻合，就很容易使得轮齿工作条件变化而加剧磨损和噪声；传动时，轮齿逐渐过渡啮合，且有两对轮齿同时进入工作状态，所以一般情况下传动时工作很可靠平稳，能承载的工作载荷也较大。弧形锥齿轮制造容易，加工成本低，但是缺点也突出，啮合精度要求高，工作声音大[2]，使用弧形锥齿轮时需要对支撑结构进行优化，保证工作过程中齿轮的正常啮合。双曲面齿轮传动：结构与弧形锥齿轮不同，主、从动齿轮在空间上错开安装，两轴线的距离称为偏心距。由于此偏心距的存在，当主动锥齿轮为下偏移时，传动轴安装可向下偏移，质心高度降低，提高汽车的稳定行驶性能；当主动锥齿轮轴线为上偏移时，方便多轴驱动桥的安装；另外双曲面齿轮传动更为平稳，接触强度高，且工作声音小，使用寿命长，与弧形锥齿轮相比抗弯强度提高了近30％，但是抗胶合能力较弱，需要使用特定的润滑油，主动锥齿轮受到的轴向力也较大，增加了轴承的负载。在受到尺寸的影响时，在一定的传动比之上，双曲面齿轮传动比占优势，因为优点比较突出，目前市场上使用的大多是双曲面齿轮。蜗杆传动：其主要特点为在相同的尺寸下的传动比很大，一般传动比大于7，同时也能承受很大的载荷，传动工作非常稳定，工作声音小，但是由于结构特点传动比过大且传动效率差的原因，限制了其所能使用的范围，一般在小批量的多轴驱动重型汽车和一些大型客车使用。圆柱齿轮传动：使用范围不大，现在已经很少使用，主要是用于发动机横向前置前驱的乘用车或者使用特殊主减速器形式和布置的汽车中。由上所述，主减速器的齿轮传动采用双曲面齿轮。考虑到设计车型的主减速比大于4.5，比较适合使用双曲面齿轮，且齿轮的尺寸较小，可以预留一定的离地间隙。双曲面齿轮齿间接触面积大，啮合运转平稳，噪音小，结构也更为紧凑，轮齿的力学性能好。弧齿锥齿轮对啮合精度要求高，且啮合噪声大，故不考虑。当主动锥齿轮轴线为下偏移时，降低质心高度；上偏移用在多轮驱动汽车上，在本设计中汽车驱动形式为4X2，所以，主减速选择双曲面齿轮传动，布置形式为下偏移的形式。主减速器主、从动锥齿轮的支撑方案主、从动齿轮的支撑影响到齿轮工作过程中的正常啮合，进而影响到主减速器的正常工作、整车的动力性能。选择合适的支撑形式保证足够的支撑刚度等，以保证主减速器的正常工作。主动锥齿轮的支撑形式目前主动锥齿轮的支撑方式有悬臂式和跨置式，在选择时应根据所设计车型，使用条件和布置形式等方面来考虑。悬臂式：主动锥齿轮轴的两个支点均在齿轮的同一边，结构比较简单，布置也方便，所需要的安装空间小，成本低[3]，但是这种结构能承受的力矩有限，支撑刚度较差，对轴承的性能要求高，一般用在轿车这些传递力矩不是很大的汽车上。跨置式：齿轮的两边分别有齿轮支撑着，此结构形式使齿轮轴的受力形式得以改善，增加了支撑刚度，改善了轮齿的啮合条件，使得传动平稳，能传递的力矩也大大提升，同时轴承承受的载荷减小，延长使用时间，但是安装比较困难，安装空间也比较大。由于能传递较大的力矩，一般在载货车等需要传递较大力矩的汽车上都使用此结构。主动锥齿轮支撑可选择的有这两种形式，跨置式支撑刚度大，轴承受力小，齿轮工作环境好，适用于传递扭矩较大的情况，本次设计车型为载货汽车，需要有足够的动力，传递的扭矩较大，需要有较大的刚度支承，故优选跨置式支承的方式，悬臂式支承刚度较差，传递力矩小，不符合此设计车型的需求。所以主动锥齿轮选择跨置式支撑。从动锥齿轮的支撑形式从动锥齿轮支承形式与所设计车型吨位级别有关，每种吨位级别的载荷分配是不一样的，从动锥齿轮的支承刚度与所用的轴承，载荷在支承点间的作用，两支承点的间隔有关，大致可分为无辐式从动锥齿轮支撑和有辐式从动锥齿轮支撑。无辐式从动锥齿轮支撑的齿轮结构采用无辐的形式，固定在差速器外壳上，此结构尺寸较小，工艺要求高，拆装比较困难，一般用在小车和轻型车上。有辐式从动锥齿轮支撑的齿轮采用的是有辐式结构，用螺钉联接在差速器壳上。此结构尺寸较大，拆装容易，一般用在中、重型车上。考虑到设计车型采用跨置式支撑，需要有足够的布置空间，优选有辐式从动锥齿轮支撑，此构造简单，制造成本低符合本设计车型合适、成本低的设计理念。故选择有辐式从动锥齿轮支撑。差速器结构形式的选择差速器的选择与设计车型以及运用条件有关，在设计初期选择合适的差速器结构形式也将影响到汽车的使用情况、行驶性能和制造成本。目前差速器可以有很多种，在此只介绍两种使用较广泛的差速器结构形式。对称式圆锥行星齿轮差速器：构造简单，加工制造比较容易，齿轮运行比较平稳，在良好公路上行驶时工作可靠，使用范围非常广泛，在各种轿车、客车和公路用的载货车都在使用这种结构。但缺点为在遇到泥泞等糟糕的路面，两边车轮的附着力相差较大时会出现滑转的现象。摩擦片式差速器：为了防止普通差速器出现在坏路面上滑转而设计的防滑差速器。其结构上在左、右压盘和差速器半壳之间增加了两组摩擦片，行星齿轮轴的两端制成V形面，与差速器壳孔上的V形面配合[4]。当传递转矩时，在平常的情况下与普通的差速器的功能一样，在遇到泥泞等糟糕路面出现一侧车辆滑转。车轮的转速差、传递力矩差达到一定程度时，行星齿轮产生的轴向力足以推动行星齿轮压向半轴齿轮的背面，摩擦片压紧，产生摩擦力距，此摩擦力矩与驱动轮转矩成正比，这样可防止汽车产生一侧车轮滑转，提高汽车通过性。由上所述，选择差速器形式时要考虑传递载荷的大小，工作情况和汽车的使用环境。本设计车型为载货商用车，多在道路条件良好的公路上行驶，车轮与地面附着系数变化较小，无需采用防滑装置，可以采用对称式圆锥行星齿轮差速器，此外普通对称式圆锥行星齿轮差速器构造简单，生产容易。在公路上行驶工作平稳，可满足设计及使用要求，故差速器形式选择普通对称式圆锥行星齿轮差速器。半轴的结构形式半轴一般是一根实心轴，根据安装车轮的支撑方式的差异可大致分为半浮式、3/4浮式和全浮式这三种结构形式。半浮式半轴：轴承设置在半轴套管里面，车轮直接套在外面装在半轴上，半轴承受路面全部作用力，受到的载荷大。半浮式构造简单，但拆装不方便，通常用在小车和总质量不大的汽车上。全浮式半轴：在套管外面设置有两个轴承，车轮直接安装在轴承上，这时半轴只传递扭矩，套管则承受路面传来的载荷，使用这种结构的车辆拆装维修都比较方便，但是当套管发生变形圆心旋转偏离的时候，半轴也会被拉弯变形，影响汽车的性能。故此结构用在总质量较大的汽车上，在设计时驱动桥壳须有较大的刚度。3/4浮式半轴：轴承设置在半轴套管的外部，半轴虽然连接着车轮，但是路面传来的载荷有一部分分配到了半轴套管和桥壳上，减小半轴的受载，即路面传来的力一部分由半轴承受，一部分由套管和桥壳承受。提高了汽车的承受载荷能力，一般3/4浮式半轴结构可以在轻型商用车上使用。本设计车型定位为轻型载货车，总质量较小，考虑到工作的可靠性，可选择只承受一部分弯矩的3/4浮式半轴结构，提高汽车的可靠性和载货能力。所以，半轴选择3/4浮式半轴。驱动桥桥壳结构形式的选择驱动桥壳起保护内部零部件和承受整车载荷、路面载荷的作用，驱动桥壳应该具有足够大的力学性能，且质量不能过大，还需方便拆装维修，成本不能太高等特点[2]。目前的驱动桥壳有三种结构形式，即可以相对运动的可分式结构，刚性空心梁的整体式结构，组合式结构三种形式。可分式驱动桥壳：桥壳分成两部分，因为从中间断开，桥壳的力学性能也有所限制，加上不容易拆装，调整不方便，这种桥壳现在已经很少使用。组合式驱动桥壳：部分桥壳使用铸造，和主减速壳连为一个整体，改善了支撑刚度，但是需要较高的加工精度，拆装维修依然比较复杂，因此现在也比较少使用这种结构，一般使用这种结构为一些小车和轻型商用车。整体式驱动桥壳：主要特点为整个驱动桥壳可以简化成内部空心的刚性梁，这种箱式结构的力学性能都比较好；主减速器外壳用螺钉装在桥壳的中间，即主减速器是可以拆出来的，方便主减速器的拆解安装与维修。由于其优点突出，成为目前使用的最多的桥壳类型。整体式桥壳由其制造工艺方法不同又可以分为多种形式，每种形式的制造难度，工艺技术和承载性能都有所区别。主要为铸造式、钢板冲压焊接式、扩张式，在这里主要介绍这三种形式[4]。铸造整体式桥壳的力学性能，刚度与强度都很大，壁厚无法做得很薄，这也导致了其质量较大，后期加工工艺多；钢板冲压焊接整体式桥壳是由一块块方形的钢板冲压成上下两半一样的模型，再经过焊接而成为一个整体，工艺相比铸造式的简单，质量也比较小，材料利用率高，可以上生产线大批量生产，如今的工艺技术成熟，制造成本可以压得较低，在大多数车型上都使用这种结构；扩张式整体桥壳是由钢管扩张成型的，制造成本低，质量也较小，力学性能很优良，适合大批量生产，但是限制于加工设备，需要有与之匹配的设备加工，小车和一些轻型商用车可以使用这种结构。本车型采用钢板冲压焊接式桥壳，钢板冲压可以将壁厚控制得较小，大大减小桥壳的成型质量，在生产线上也比较容易实现自动化焊接，工艺性好，减少材料浪费得以降低制造成本。现如今生产技术发展较快，因此这些优点越加突出。铸造整体式工艺复杂，质量较大，成本高，故不考虑。扩张成形整体式需要专用的加工设备，现实条件可能不允许。可分式驱动桥现在已经很少用，组合式驱动桥拆装和维修都比较困难，刚度也较差，不予考虑。由上所述，驱动桥桥壳选择钢板冲压焊接整体式。

主减速器设计与计算主减速比i0的确定本设计车型虽为载货汽车，但总质量较小，为3.8t，可以参考一般的乘用车初步确定主减速比i0的方法，根据汽车的最高车速和发动机相关参数可有[3]：i0=0.377rrnp其中rr——车轮滚动半径，单位为m。本设计车型中参考值为rr＝0.381mnp——最大功率时发动机转速，单位为r/min。本设计车型中np＝3600r/minvmax——行驶时的最高车速，单位为km/h。本设计车型中vmax＝110km/high——最高档的传动比。在此igh＝1代入数据可计算得i驱动桥离地间隙的选择驱动桥的离地间隙可以参照表3-1合理选择。表3-1驱动桥离地间隙[5]车型离地间隙/mm乘用车微型120～190中级120～230高级130～160普通货车微型、轻型190～220中型210～275重型230～345本设计车型定位为微型普通货车，主要考虑经济性，为保值起见可选择中间值200mm，即驱动桥离地间隙初步定为200mm。具体值还需根据桥壳成型尺寸和轮胎规格型号确定。主减速器齿轮计算载荷的确定汽车主减速器的锥齿轮推荐采用“格里森”计算方法，确定齿轮的计算载荷。确定方法主要有以下三种。根据发动机最大转矩、最低档速比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce[3]Tce=kdTemaxTemax——发动机最大转矩，本设计车型Temax＝280K——液力变矩器变距系数，本设计车型中使用的是手动机械变速箱，没有液力变矩器，故在此k＝1i1——传动系1档速比，本设计车型中i1=if——分动器传动比，本设计车型中无分动器，故ifi0——驱动桥主减速比，由上初步计算有η——为传动效率，按8级精度的一般齿传动选取为0.95n——计算驱动桥数，此车型只有后桥两个驱动轮，驱动桥数为1kd——离合器突然接触时的动态载荷系数，数值由汽车性能系数fpfp=110016-0.195式中ma为汽车满载质量，本设计车型中ma＝其中，当fp＝0时，kd＝当fp＞0时，kd代入数据计算得fp＝0，则kd因此可计算Tce＝6632N按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs[3]Tcs=G2m其中G2——为满载后桥驱动桥的静载荷，由此有G2=2460kg×m2'——汽车最大牵引力行驶时造成的负载向后转移的系数，没有特殊说明时，货车为1.1～1.2，这里取φ——附着系数，使用普通的轮胎在良好路面rr——为汽车的滚动半径，由轮胎的型号近似计算得到rim——轮边减速器比，无轮边减速器，这里取ηm——传动效率，从主动锥齿轮到车轮之间，按8级精度的一般齿传动和润滑正常的滚动轴承计算，取η代入数据可计算得T按日常汽车行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf[3]Tcf=Ge+其中各参数代表：Ge——汽车的总质量，单位为KN，则Gr——牵引挂车的质量，挂车不在轻型载货车的设计范围里，取rr——为汽车的滚动半径，由轮胎的型号近似计算得到rim——轮边减速器比，无轮边减速器，这里取ηm——传动效率，从主动锥齿轮到车轮之间，按8级精度的一般齿传动和润滑正常的滚动轴承计算，取ηn——计算驱动桥数，此车型只有后桥两个驱动轮，驱动桥数为1fr——滚动阻力系数，没有特殊情况说明，小车取0.010～0.015，货车取0.015～0.020，这里fH——评价爬坡能力的系数，没有特殊情况说明时，小车取0.08，货车取0.05～0.09，这里取fp——性能系数，由上计算有代入数据计算得到T在以上三种计算转矩计算出来后还需要对其进行标类，在确定不同应力类型时应选择对应的计算转矩。分析从动齿轮最大应力时，比较Tce和Tcs，选取较小值来计算T而在计算疲劳寿命的时候，则取TT此时主动锥齿轮的计算载荷如下，其中Tc也TZ=Tcii0——为传动比，计算有η——为传动效率，按8级精度的一般齿传动选取为0.95则计算得T锥齿轮副的主要参数的确定主、从动齿轮齿数Z1、Z2的选取单级主减速器在选择齿轮副的齿数时需要考虑到驱动桥的尺寸，外形尺寸主要影响到的是汽车最小离地间隙，还需要考虑到传动比和工作时的传动性能。为了设计一个合格的主减速器，选择主、从动齿数时，遵循以下要求[5]：1、齿数Z1、Z2应没有大于1的公约数，在齿轮工作时轮齿依次交替啮合，使得齿轮磨合均匀。2、商用车在选择齿数时，主动锥齿轮的齿数Z1需大于或等于6，使得齿轮工作平稳和减小噪声，在齿数越大时也会相应的增加齿轮的疲劳强度。3、主动锥齿轮齿数Z1的选取不能太大，齿数过大则从动齿轮的尺寸也会变得过大，减小离地间隙，降低汽车通过性。4、选择齿数时还应考虑到轮齿弯曲强度，在两齿轮的齿数和大于40时，齿面重合度比较理想，弯曲强度有所增加。由以上要求可以初步得出主、从动齿轮的齿数，主动锥齿轮的齿数Z1可以为7、8、9，根据速比i0=4.70和以上四点要求，从动锥齿轮的齿数Z2可分别为34、39、44。本设计车型为轻型载货汽车，需有一定的承载能力，齿数需取大些，故Z1不取7，但是齿数过大从动齿轮的齿数也会变得很大，从34齿到了44齿，尺寸也会相应的增大许多，影响到最小离地间隙，所以主动锥齿轮齿数Z1选取8，则Z2为39Z1=8在确定好主、从动锥齿轮的齿数后即可得出实际的传动比数值，即i实际的传动比确定后可返回重新计算齿轮的计算载荷，则TT齿轮副的模数ms和分度圆直径D2的计算从动锥齿轮分度圆直径D2主要影响的是离地间隙和跨置式布置的主动锥齿轮轴的布置空间，差速器的布置空间，在不影响离地间隙时取较大值。根据计算转矩Tc可以初步得到D2的参考值D2=KD2公式中直径系数KD2取13.0～15.3之间的数值；从动轮的计算转矩Tc=6879N·m。当D此时端面模数m与此同时ms=Kmm查《机械设计基础》选取标准系列模数值，本着取大不取小，优先第Ⅰ系列原则[6]可以取端面模数m在确定好端面模数和齿数Z1、Z2之后，则可确定实际的分度圆直径，即DD主动、从动锥齿轮齿面宽的计算在计算并选取齿轮齿面宽时，需选取一个合理数值。齿面宽太大时，影响到刀具的加工，使得齿根圆半径变小，增大了应力集中，同时尺寸增大，需占据更多的装配空间。齿面宽太小时，接触面积变小，会降低齿轮的耐磨性。确定合理的齿宽可以使用经验公式计算出来，一般有推荐值b一般也推荐b其中A2为A则A2=159.3mm，所以b2≤47.7mm且b2≤80mm，对比推荐值可选取b2值为46mm，b双曲面齿轮副的偏移距E的计算单级主减速器中，对于总质量不大的商用车可使用推荐值确定偏移距E，一般情况下取E≤0.2D2=62.4mm，且E≤40%A2=63.7mm。考虑到设计车型为载货汽车，承载总质量相对来说不是很大，偏移距的选取上不能过大，使得齿面的纵向力过大而滑动，造成轮齿过早的擦伤、磨损；但是偏移距也不能太小，过小则体现不出E=0.15取整E=46mm中点螺旋角β和法向压力角α的选择在齿宽上螺旋角是不断地变化的，通常所要确定的是中点处的螺旋角，也称名义螺旋角。螺旋角影响轮齿的啮合重合度，螺旋角越大，重合度也就越大，传动时越平稳，但是轴向力也会随着增大[7]。可以使用“格里森”推荐公式预选出螺旋角推荐值β1'=25°+5°Z2参照标准刀号可反算出螺旋角β1，且β1与β通常平均螺旋角β=0.5则双曲面齿轮选取法向压力角α时，因为两边的法向压力角不相等，需选取平均压力角为标准，在主动锥齿轮齿数Z1≥8时可选取推荐值α=22°30'螺旋方向的确定判定齿轮螺旋方向可以遵循以下原则：从锥齿轮小端俯视看去，若齿轮形状向左倾斜，则齿轮螺旋方向为左旋；若向右倾斜，则齿轮螺旋方向为右旋。主动齿轮与从动齿轮的螺旋方向是相反的，当主动锥齿轮为左旋时，从动齿轮则为右旋，反过来亦如此。螺旋方向决定齿轮啮合轴向力的方向，在汽车正常行驶的时，主动锥齿轮的轴向力应该指向锥顶，防止齿轮胶合而卡死[2]。没有特殊情况汽车齿轮螺旋方向为：主动锥齿轮为左螺旋方向，从动齿轮为右螺旋方向。表3-2主、从动齿轮参数序号项目公式及数值主动锥齿轮从动锥齿轮1齿数ZZ2端面模数m3分度圆直径DD4法向压力角α＝22°30′5螺旋角βββ=6节锥角γγ7节锥距A8齿面宽bb9偏移距E=46mm10齿全高h=11齿顶高h其中h12齿根高hh13螺旋方向左旋右旋主减速器锥齿轮强度计算确定好齿轮的及几何尺寸后，还需验算齿轮的力学性能，以保证在计算载荷的作用下工作时不至于使齿轮产生失效。先如今以下计算的强度只是理论值，但是也可以作为参考来检验。主减速器锥齿轮弯曲强度的计算齿轮的齿根计算弯曲应力可由以下公式计算：σ各字母代表的意义为k0——过载系数，一般情况下不会出现什么意外，通常取ks——尺寸系数，与材料性质有关，当模数mskkm——齿面载荷分配系数，对于本车使用的是主动锥齿轮轴跨置式的布置方式，其范围为1.0～1.1，为保险起见取kv——质量系数，齿轮加工良好，啮合正常，安装精度高时可取b——为所计算齿轮的齿面宽，bD——为所计算齿轮分度圆直径，DJwTc——计算转矩对于主动小齿轮：当按T=minTT当按T=Tcf计算时对于从动大齿轮：当按T=minTT当按T=TcfT因此，可有主动小齿轮齿根弯曲应力：根据minTσ根据Tcfσ从动大齿轮齿根弯曲应力为根据minTσ根据Tcfσ以上计算出的结果中，按minTce,Tcs计算出的结果不应超过700Mpa，而按Tcf计算出的结果则不应超过210Mpa主减速器齿轮接触疲劳强度的计算主动齿轮与从动齿轮的接触疲劳强度是一样的，轮的齿面接触计算应力可以用以下公式计算σD1——Cp——弹性综合系数，对于材料为钢的齿轮副Jj——齿面接触强度综合系数，对于压力角为22°30′，主动齿轮齿数为8的双曲面齿轮可以取kf——齿轮表面的品质系数，经过热处理加工可以取b——齿轮齿面宽度，取两齿轮中较小的一个，b=Tz——主动锥齿轮计算转矩。分为两种情况，按minTce,Tcs计算时k0、k代入数据可以得出按minTσ按Tcf计算σ以上计算出的结果中，按minTce,Tcs计算出的结果不应超过2800Mpa，而按Tcf计算出的结果则不应超过1750Mpa。显然根据所需要的计算载荷检验所确定齿轮的齿面单位齿长圆周力的计算按发动机的最大转矩计算p=Temax——发动机最大转矩，kd——动载系数，离合器突然接触时产生。由性能系数ff式中ma为汽车满载质量，本设计车型中ma＝其中，当fp＝0时，kd＝当fp＞0时，kd代入数据计算得fp＝0，则kdk——液力变矩系数，设计车型无液力变矩器，则kig——不同档位时变速器比，计算单位齿长圆周力主要验算第一档与直接挡时的计算结果，取η——为传动效率，按8级精度的一般齿传动选取为0.95n——驱动桥计算数值，只有后桥驱动nD1——主动锥齿轮分度圆直径，b2——从动齿轮齿面宽度，由以上数值可以计算出pp按驱动轮打滑转矩来计算p=G2——m2'——汽车以最大牵引力行驶时负载向后转移系数，无特殊情况时，货车取1.1～1.2，这里取φ——附着系数，在良好的公路上行驶取φ=0.85rr——汽车行驶时的滚动半径，由轮胎的型号近似计算出im——轮边减速器减速比，无轮边减速器时取η——为传动效率，按8级精度的一般齿传动选取为0.95代入数据计算得p=计算出单位齿长圆周力之后对照单位许用圆周力[p]表，判断是否符合要求。本设计车型为轻型载货汽车，从计算结果和表中数据可以明显看出所计算的单位齿长圆周力值低于许用值许多，在齿轮加工不出意外时，其表面耐磨性可完全满足要求，加上现代工艺技术的发展，材料加工的质量高出以前许多，其齿面耐磨性也会提高，许用单位圆周力值可以高出表中数值的20％到25％之间[5]。所以，所确定的齿轮在计算载荷下的单位圆周力均可符合要求。表3-3单位齿长圆周力许用值[p]参数汽车类别[p]/（N·mm-1）按发动机最大转矩计算[p]/（N·mm-1）按驱动轮打滑转矩计算附着系数φ一档直接挡乘用车8933218930.85商用车货车982214—

差速器设计与计算差速器齿轮副主要参数的确定行星齿轮数n行星齿轮数n的选取与汽车的承载能力有关。齿轮数越多则能传递的载荷也越大，在承载不大的情况下齿轮数n可以取两个，考虑到载货汽车，注重的是载货能力，虽然承载质量不是很大，但为了应对突发情况而发生的载荷突然增大，将齿轮数n取大些，取n=4。行星齿轮球面半径Rb行星齿轮球面半径在一定程度上反映了差速器的承载能力，由此也可大致推算出行星齿轮节锥距数值。Rb=Kb3Kb——球面半径系数，其范围为Kb=2.5~3.0，当n＝4时Td——计算转矩，取则有Rb=49.9mm行星齿轮节锥距A行星齿轮和半轴齿轮齿数Z1、Z2的确定行星齿轮齿数Z1一般大于或等于10，但是又不能太大而尺寸增大，增加了安装空间；半轴齿轮的齿数Z2的选用范围为14～25，在两齿轮齿数的选取上需要满足装配关系，即2Z2/n=整数。Z行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2及模数m行星齿轮节锥角为γ1，半轴齿轮节锥角为γ2，计算公式如下γγ由此可估算出锥齿轮大端的端面模数为m=查《机械设计基础》取模数标准值[6]m=5行星齿轮和半轴齿轮的分度圆直径分别为dd压力角α差速器齿轮副的压力角推荐值为22°30′，齿形的齿根高系数为0.8[2]。行星齿轮轴直径d和支撑长度L行星齿轮轴的直径也就是行星齿轮的内孔大小，计算公式为d=T0——差速器传递转矩，为σcn——为行星齿轮数目，为4rd——支撑代入数据计算得d=19.97mm，取整得d=20mm支撑长度L为L=1.1d=1.1×20=22mm差速器齿轮强度计算汽车在正常行驶时差速器一直处于“刚性”连接，因此对于差速器，只进行弯曲强度计算，计算公式如下σks——尺寸系数，由材料的性能与后期处理决定，当模数m≥1.6时，km——分配载荷系数，主动锥齿轮轴跨置式布置时的取值范围为1.0～1.1对于支撑刚度不大时，取较大值kv——质量系数，对于工艺性好，质量分布均匀可取J—综合系数，对于行星齿轮齿数为11b2——半轴齿轮宽，b取整为bd2——半轴齿轮分度圆直径，n——行星齿轮数，n=4Tc——半轴齿轮的计算载荷，当T=minTce,Tcs=Tce=6632N·m时的转矩计算，此时Tc代入数据计算①当T=minTσ②当T=Tσ由计算结果可以明显的看出，无论转矩按发动机最大转矩和最低档传动比的转矩计算还是按日常汽车行驶的平均转矩计算，所需要的齿轮弯曲应力均小于各自情况下的许用弯曲应力，所确定的参数的行星齿轮及半轴齿轮的弯曲强度能满足要求，还有所剩余，所以差速器齿轮强度计算合格。

半轴的设计与计算半轴直径的初步选取半轴的杆部直径由经验公式初步选取d≥式中T为半轴的计算转矩，取法应为以下两种转矩中的较小者。①按发动机扭矩、最低档位传动比时的半轴计算转矩TkT为转矩分配系数，为了保险起见取0.6，T②按车轮最大附着力矩时的半轴计算转矩T2=12mm2'——负载转移的G2——后桥静载荷，rr——车轮φ——地面附着力，良好的公路上取代入计算得T因为T1<T=对于载货汽车，系数可取大些，取2.18，则d≥2.18×所以半轴轴径可初步选取37mm，最终轴径还需根据后面的载荷工况来确定，在后续确定的轴径都应该大于或者等于37mm。半轴的工况载荷计算3/4浮式半轴在设计过程中需要考虑到以下三种载荷工况。汽车制动或者加速时载荷工况此时纵向力Fx2最大，侧向力Fy2垂直力F纵向力最大值Fx2=Fz2φ计算时m2'取1.2，G2为24108N，F此时半轴弯曲应力σ和扭转切应力τ为σ=a为轮毂支撑轴承中心到车轮中心平面之间的距离d取初选值37mm，则σ=111.8Mpa，τ=443Mpa，合成应力为σ半轴的许用合成应力应该为600～750Mpa[5]，显然制动或者加速载荷工况时计算出的合成应力已经超出许用值，此时应增大半轴的轴径，取d＝43mm，返回公式计算得σ=71.2Mpa，τ=282.4Mpa，合成应力为σ即当d＝43mm时，第一种工况载荷下的合成应力符合要求。汽车发生侧滑时载荷工况此时纵向力Fx2为零，侧向力Fy2外车轮上的垂直反力F内车轮上的垂直反力Fz2i=G2-计算时G2为24108N，hg为质心高度，取1.7m，B2为后轮距，取1.485m，φ1为F外车轮上的侧向力为F内车轮上的侧向力为F内外车轮上的总侧向力为F外车轮半轴的弯曲应力为σ内车轮半轴的弯曲应力为σ显然，在半轴直径d＝43mm时计算出的第二种载荷工况下的半轴弯曲应力均低于750Mpa，第二种载荷工况计算合格。汽车通过不平路面时载荷工况此时车速应较低，垂直力Fz2最大，Fk为载荷系数，车型为货车时取2.0，G2为后轴静载荷，G2=24108N，代入可计算得σ=此载荷工况下在半轴直径d＝43mm时所计算得到的半轴弯曲应力远远小于允许使用的弯曲应力范围，故第三种载荷工况下的半轴弯曲应力计算合格。在这三种载荷工况下，第二种载荷工况应力最大，半轴轴径需满足能承受发生此突发情况下的载荷而不发生断裂，故半轴的最终轴径确定为d＝43mm半轴材料的选取汽车半轴材料大多使用的是中碳钢，如40Cr、35CrMnTi等，中碳钢具有一定的韧性，可以抵抗地面的冲击载荷，其强度按材料和热处理的不同，可在600Mpa以上，调质处理时可具有一定的塑性，较易于加工。半轴材料拟采用40Cr钢，热处理为调质处理，其综合力学性能较好，在毛坯直径小于100mm时，其屈服强度极限为550Mpa[9]，在以往的汽车中大多采用这种材料。半轴花键的计算与校核由上计算可知半轴的轴径为d=43mm，对于3/4浮式半轴通常选取渐开线花键，这里初步选取30°圆根齿渐开线花键，其主要参数如下[10]：模数m=1.5mm齿数Z=30外花键大径基本尺寸D外花键小径基本尺寸D分度圆直径D=mZ=45mm基圆直径D齿距P=4.712mm基本齿槽宽E=2.356mm半轴花键的校核：τT为承受的最大转矩，T=0.6Lp为花键的有效长度，与半轴齿轮有关，取55φ为载荷分配系数，取0.75，代入数据有τ挤压应力σ式中各参数数值与剪切应力中的相同，则σ渐开线花键连接的许用剪切应力和许用挤压应力分别为τs=72Mpa所计算的剪切应力与挤压应力均小于许用应力，故所选的花键校核合格主动锥齿轮轴的设计主减速器锥齿轮轴承的载荷计算齿轮齿面上的作用力工作中的锥齿轮合成力在齿面上作用有一个法向力，为了计算方便通常将该法向力分解成垂直、水平和绕轴线的三个力[11]。齿宽中点处圆周力对于主动锥齿轮FT——T=其中，fgi即fg1、fg2、fg3…，为变速器Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ…挡的使用率，有推荐值分别为1％、3％、igi为变速箱各挡传动比，此设计车型从Ⅰ挡到Ⅴ挡各挡传动比分别为5.6、2.85、1.69、1.00、fTi为各挡扭矩的利用率，推荐值分别为50％、60％、70％、70％、60％[3]Temax则为发动机的最大转矩，为280由此可以计算T=280×0.932=261N∙mDm1、DDD所以主动锥齿轮的中点处圆周力F由公式F可得从动锥齿轮的中点处圆周力F齿轮的轴向力和径向力主动锥齿轮的受力图如下图所示图6-1主动锥齿轮齿面受力图主动锥齿轮为左旋螺旋，工作旋转方向为顺时针，各个力的计算如下主动锥齿轮轴向力F主动锥齿轮径向力F从动锥齿轮轴向力F从动锥齿轮径向力F各轴承承载的轴向力和径向力确定好齿轮承受的载荷后，需要计算出轴承所承载的轴向力和径向力。主减速器齿轮传动需固定平稳，减小齿轮跳动，轴承还需要能承受一定的轴向力，防止齿轮轴发生轴向移动。符合此条件的只有圆锥滚子轴承，圆锥滚子轴承一般都是成对的使用，对称安装[10]，还需根据具体的实际情况而选择合适的轴承。此设计车型的主动锥齿轮轴的布置方案为跨置式布置，各轴承的布置尺寸及位置如图3-2所示。图6-2轴承布置示意图图中各参数尺寸分别为a＝25mm，b＝53mm，c＝100mm，d＝120mm，e＝55mm，Dm2对于轴承A，①径向力F②轴向力F对于轴承B，①径向力F②轴向力F对于轴承C①径向力F②轴向力F对于轴承D①径向力F②轴向力F对于轴承E①径向力F②轴向力F主减速器锥齿轮轴轴承的确定与验算确定了轴承的径向载荷和轴向载荷之后，可由此确定轴承的当量载荷，根据轴承的预期寿命，确定轴承的基本额定动载荷[13]，选取合适的轴承，确定轴承型号。对于轴承A①当量动载荷的确定P=XFr+YFa其中X、Y分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数，确定方法如下，F圆锥滚子轴承e值e=1.5tanα，公称接触角α取13°，计算得e=0.35，则FaFr<e，此时轴向力对当量动载荷的影响可以忽略不计，即Y＝0，X＝1。所以P=②基本额定动载荷的确定C=fpft——温度系数，工作温度在100℃n—轴承工作时计算转速，单位为r/min，可以根据汽车的平均行驶速度计算，n=Lh——轴承的预期寿命，按汽车20万里程大修里程为轴承的预期寿命，由里程和汽车的平均速度可求得轴承的预期寿命L代入数据计算得C=查《现代机械设计手册》秦大同由于主动锥齿轮轴的轴径有限，可选取型号为30309的圆锥滚子轴承，其基本额定载荷为108KN，轴承内径为45mm[13]③轴承预期寿命的验算型号为30309的圆锥滚子轴承，基本额定动载荷Cr=108kNL所选型号的轴承的理论使用寿命大于预期寿命，轴承A验算合格。对于轴承B①当量动载荷的确定P=X以同样的方法确定系数X、Y，由于轴承B的轴向力Fa=0，则X＝1，YP=②基本额定动载荷的确定C=查《现代机械设计手册》秦大同由于主动锥齿轮轴的轴径有限，可选取型号为30307的圆锥滚子轴承，其基本额定载荷为71.2KN即可满足要求[10]，但轴承B的布置位置特殊，与轴承A在同一轴上，且在轴承A的内侧，故轴承B的内径需大于或者等于轴承A的内径，且圆锥滚子轴承一般都成对使用，故轴承B最终选取型号为30309的圆锥滚子轴承，其基本额定载荷为108KN，轴承内径为45mm。③轴承预期寿命的验算型号为30309的圆锥滚子轴承，基本额定动载荷Cr=108kNL所选型号的轴承的理论使用寿命大于预期寿命，轴承B验算合格。对于轴承CF则动载系数X=0.4，Y=0.4/P=0.4基本额定动载荷的确定C=查《现代机械设计手册》秦大同可选取型号为30206的圆锥滚子轴承即可满足要求，其基本额定载荷为41.2KN，此轴承装在半轴齿轮的凸轴上，还需根据半轴的尺寸以及半轴齿轮凸轴的尺寸确定合适的轴承内径，在前面计算可知，半轴轴径为d＝43mm，半轴与半轴齿轮用花键连接，轴承安装差速器外壳上，还需预留一定的大小，可在此选择30212圆锥滚子轴承，其额定动载荷为97.8KN，内径为60mm。验算轴承使用寿命L所选型号的轴承的理论使用寿命远远大于预期寿命，轴承C验算合格。对于轴承D由于轴承D的轴向力Fa=0，载荷系数X＝1，Y＝0P=基本额定动载荷C=查《现代机械设计手册》秦大同可选取型号为30204的圆锥滚子轴承即可满足要求，其基本额定载荷为26.8KN，此轴承装在半轴齿轮的凸轴上，与轴承C配套使用，一般使用与轴承C型号相同的轴承，同样的，此轴承也需根据半轴的轴径尺寸和半轴齿轮凸轴的尺寸来确定最终的轴承型号，故选择30212圆锥滚子轴承，基本额定动载荷为97.8KN[13]。验算轴承的寿命L所选型号的轴承的理论使用寿命大于预期寿命，轴承D验算合格。对于轴承E轴向力Fa=0，载荷系数X＝1，Y＝0P=基本额定动载荷C=轴承E处于主动锥齿轮轴齿轮锥顶的位置，由于安装空间有限，且不需要承受轴向载荷，可以采用圆柱滚子轴承。查《现代机械设计手册》秦大同可选取型号为N205的圆柱滚子轴承，基本额定动载荷为27.5kN。验算轴承的使用寿命L所选型号的轴承的理论使用寿命大于预期寿命，轴承E验算合格。表6-1各轴承型号圆锥滚子轴承圆柱滚子轴承轴承A30309轴承EN205轴承B——轴承C30212——轴承D——锥齿轮及其轴的材料选取驱动桥主减速器的齿轮副工作条件是很复杂的，齿轮受到的载荷较大、方向变化多、持续时间长，环境突变时还需承受出现的冲击载荷等。齿轮及轴选择材料时需保证有足够的疲劳强度。选择合适的热处理方法保证表面的硬度提高齿轮的耐磨性。为了适应冲击载荷，要求材料具有良好的韧性，不至于齿根在冲击载荷下发生折断。另外材料还应该易于加工，加工后变形小，容易控制。目前汽车主减速器齿轮材料使用的最多的是渗碳合金钢，其优点基本兼顾了锥齿轮的使用要求，具有较高的耐磨性和抗压性，同时芯部具有良好的韧性，综合力学性能较好，碳含量较低，切削性能好[14]。本次设计车型锥齿轮及轴的材料拟选择渗碳合金钢40Cr，此材料均具有以上所述优点。所以材料选取40Cr，调质处理，其一些力学性能如下表6-2材料40Cr力学性能[13]牌号热处理毛坯直径/mm硬度（HBS）抗拉强度极限σB屈服强度极限σs弯曲疲劳极限σ-1剪切疲劳极限τ-1许用弯曲应力σ-140Cr调质≤100241～28675055035020070主动锥齿轮轴花键设计主动锥齿轮轴花键参数计算[10]主动锥齿轮轴的传递转矩的有效轴段中，花键轴段的直径应是最小的，故在确定花键的参数之前，先确定主动锥齿轮轴的最小轴径，主动锥齿轮轴主要传递扭矩，对于只传递扭矩的圆截面轴，最小直径为d≥T为发动机传递的最大转矩，T=τ为轴的材料许用扭切应力，40Cr钢可取τd≥34.18mm在进行花键设计时应注意使花键的小径基本尺寸大于34.18mm。花键类型可选取30°圆根齿渐开线花键。模数m=1.5mm齿数Z=25则外花键大径基本尺寸D外花键小径基本尺寸D分度圆直径D=mZ=37.5mm基圆直径D齿距P=4.712mm基本齿槽宽E=2.356mm主动锥齿轮轴花键强度校核剪切应力τT为承受的最大转矩，T=Lp为花键的有效长度，取46φ为载荷分配系数，取0.75，代入数据有τ挤压应力σ式中各参数数值与剪切应力中的相同，则σ渐开线花键连接的许用剪切应力和许用挤压应力分别为τs=72Mpa所计算的剪切应力与挤压应力均小于许用应力，故所选花键校核合格。主动锥齿轮轴的强度校核主动锥齿轮轴各轴段的确定经过前面的计算已经初步确定了主动锥齿轮轴的各轴段的尺寸，因为本设计车型采用的是跨置式的支撑布置，其示意图如下图6-3主动锥齿轮轴示意图轴段1安装槽型螺母，可选ϕ=24mm，长度为30mm；轴段2为渐开线花键，由上面计算可知其大径基本尺寸Dee=39mm，小径基本尺寸Die=34.8mm，有效长度为46mm，但总长还需加上倒角长度，则轴段2总长60mm；轴段3对称安装两个圆锥滚子轴承30309，标准件都有其需要的安装尺寸，两轴承中间预留一定的空间间隙，此轴段直径为轴承的内径D=45mm，每个轴承需安装长度28，则轴段3总长为60mm；轴段4为轴承定位轴肩，其直径由具体的轴承确定，为D=54mm，长度使用推荐值7mm;轴段5为锥齿轮，其宽度为52mm；轴段6由轴承的安装空间确定，圆柱滚子轴承N205的尺寸为D=25mm轴的强度校核主动锥齿轮轴的受力简图如图所示图6-4主动主齿轮轴受力简图由图可将力分解成垂直面、水平面的受力图以及转矩T的受力图，分别求出各自作用的弯矩，以及合成弯矩，确定危险截面，并校核危险截面处的强度[15]。1、求垂直面的支撑反力其中a=55mmb=52mmc=40mm，垂直面为锥齿轮径向力FRz=3095N，如图6-5a，可FF可以求解出2、求水平面的支撑反力水平面为主动锥齿轮圆周力Ft=9665.67N，如图6-5bFH1图6-5垂直及水平支撑受力简图Ft联立方程求解得FH13、绘制垂直面的弯矩图由图可看出在锥齿轮中点处的弯矩最大，如图6-6a，为Mav4、绘制水平面的弯矩图水平面的弯矩在锥齿轮中点处达到最大，如图6-6bM5、求出合成弯矩图垂直方向与水平方向的合成弯矩如图6-6cM6、计算轴的传递转矩轴上所需要的传递转矩可由圆周力求出如图6-6d图6-6受力弯矩图T=7、求出当量转矩由合成弯矩图和传递扭矩图可以看出，危险截面出现在锥齿轮中心，在此处的合成弯矩达到最大，传递扭矩也作用在此，而锥齿轮的强度在前面已经验算合格，故可校核其相邻承受较大弯矩和转矩的轴段，d=45mm，而为了保险和方便计算，当量转矩仍使用危险截面处的当量转矩，即轴上的最大弯矩和扭矩共同作用时的合成力矩。Me=Ma2折合系数α由转矩的性质而定，认为轴的转矩不变时取α=0.3，则当量转矩M弯曲应力σ主动锥齿轮轴的材料为40Cr，调质处理，由表6-2有抗拉强度极限σB=750Mpa，许用弯曲应力σ-1所计算的当量弯曲应力远远小于许用的弯曲应力，主动锥齿轮轴校验合格。

驱动桥壳结构分析驱动桥壳结构本设计车型采用的是钢板焊接冲压整体式桥壳，该桥壳分为桥壳主体、三角镶块、后盖、加强环、主减速器壳和半轴套管。桥壳主体由钢板冲压为上、下两部分焊接而成，4块三角镶块焊接在桥壳主体的接缝里。如下图所示图7-1钢板焊接冲压驱动桥壳桥壳主体为上、下两块相同的钢板冲压件，一起和三角镶块焊接而成，这种结构材料的利用率非常高，比较容易实现自动化，适合大批量生产，成本也较低。桥壳尺寸需根据差速器壳体和从动大齿轮的尺寸确定，钢板冲压件的厚度可以做得很小，但是也应该考虑到强度和刚度的要求，一般壳体厚度可以取7mm，壳体的包络面内有旋转件时需要预留有足够的空间，为壁厚的1.2倍，所以预留空间需大于8.4mm。在壳体的上方应留有通气孔，防止内部过热而气体膨胀，影响齿轮的工作环境，在两悬臂各增加一凸台，用以悬架的支撑，汽车的质量也通过悬架施加载荷在此位置。加强环与密封环一起装在壳体和盖子之间，加强壳体的连接刚度，同时保证壳体的密封。半轴套管与壳体之间需设置有止动销钉，防止半轴套管的窜动。主减速器壳需设置有加油孔，润滑油道，用以轴承的润滑，在下方还需设有回油孔。具体的尺寸还需根据成型的主减速器和差速器壳由三维建模软件建成。驱动桥壳受载计算桥壳的静弯曲应力分析汽车在静止情况下，受力情况可以简化为简单空心梁的受力，车轮承载着地面的反力，桥壳弹簧座承载着汽车后轴的载荷，当载荷足够大时，为了方便计算车轮和轮毂等的质量可以忽略不计。图7-2桥壳静载荷受力图容易求出弹簧座受的载荷为F=图7-3桥壳静载荷弯矩图可以看出悬架弹簧座之间的弯矩最大，为M=L为两车轮的距离，由成型模型量出L=1400mm，a为两个悬架弹簧座之间的距离，a=852mm，可以计算出M=桥壳的危险截面在悬架弹簧座的附近，此处所受到的静态弯曲应力为σWv为空心矩形桥壳的截面弯曲系数，其计算方法如下图7-4截面系数尺寸示意图图中B＝120mm，b＝106，H＝120mm，h＝108mm，那么Wσ汽车最大加速度行驶桥壳受载计算当汽车以最大加速度行驶时，桥壳受到向前的最大牵引力，此时不考虑侧向力，即假设侧向力为零，驱动桥壳还受到地面支撑反力和路面对驱动轮的切反力。受力图如右图7-5a所示可以看出桥壳受到的载荷可以分为垂直方向的载荷与水平方向的载荷，分别求出各自的弯矩应力，确定危险截面。由前面的分析易知垂直方向的弯矩，如右图7-5b，由于加速度的存在而使质量产生转移，需乘以质量转移系数mM路面对车轮的最大切向反力可以用发动机最大扭矩和最低档时的速比计算。图7-5最大加速度行驶桥壳受力图及弯矩图切向反力T水平方向的弯矩，即切向方向的弯矩，如图7-5c所示M同时桥壳还受到的反作用扭矩，扭矩图如图7-5d所示T=由以上弯矩和扭矩图可知危险截面在悬架弹簧座附近，在危险截面处的合成弯曲应力和剪切应力分别为弯曲WH、Wt分别为空心矩形桥壳的截面弯矩系数和扭矩系数，计算方法如下，各尺寸说明见图7-4WW计算有σ后轴驱动桥壳的许用弯曲应力在300到500Mpa之间，许用剪切应力在150到400Mpa之间，桥壳的工艺结构为钢板焊接冲压的时候许用值取较大值，本设计车型的桥壳，无论许用值应力取大还是取小，计算值均远远小于许用值，故桥壳在最大牵引力的作用下强度合格。汽车发生侧滑时桥壳载荷计算当汽车发生侧滑时，假设汽车向右发生侧滑，那么汽车受到的路面的垂直支撑反力左边F2L和右边F2RFF质心高度hg可以由满载时的侧倾角估算出，一般侧倾角为30°到35°，这里取35°，hg=0.5B2cotα=1.7m。侧滑时的附着系数取F路面对左边车轮和右边的车轮的侧向反作用力Y2L、Y右边车轮轴承受到最大径向支撑力，S在该处的弯矩为M半轴套管的危险截面a-a在轴承附近。半轴套管外径D=65mm、内径d=48mm。σ剪切力τ计算出的半轴套管危险截面处的应力不应该超过490Mpa。由计算结果可知计算值在此范围内。桥壳有限元分析以下分析数据均是基于分析软件ANSYSWorkbench17.0的简单计算。建立有限元模型良好的有限元分析需要建立一个合适的模型，在进行桥壳的分析时，一些多余的建模部件在一定程度上会影响整个模型的精确计算，如一些不影响受力的倒角，在建图7-6驱动桥壳简化模型立有限元分析模型时将会大大影响网格划分的精确和模型的计算量，因此，实体模型在进行网格划分时需要一些必要的简化，即将一些不是必须的倒角忽略，去掉通气孔和安装孔、螺纹[16]。简化后的实体模型如图7-6。此模型中，上、下壁厚为6mm，左、右壁厚为7mm，两弹簧座相距852mm，桥壳长度为1217mm。材料为冲压钢B510L1，将模型进行网格划分，定义每个网格单位长度为20mm，网格类型为四面体，经过划分之后网格单元数为11574，节点数为22408，网格划分的越密集，元素越多，求解的结果也越精确，但是计算量和复杂程度也会急剧上升。图7-7模型网格划分桥壳的静载荷分析在满载情况下后桥承重为G2=24108N，则钢板弹簧座的分配载荷为F=12054N，在此采用约束桥壳两端，在弹簧座施加载荷的方法，限制桥壳两端轴向（X轴）的窜动和垂直方向（Z轴）的位移。两弹簧座同时施加力F，图7-8静力载荷下位移分布云图图7-9静力载荷下应力分布云图由图可以看出，最大等效位移为0.10204mm，最大应力为36.659Mpa。桥壳在垂直冲击载荷工况下当汽车满载通过不平路面时，桥壳承受着垂直方向的冲击载荷，此载荷为静载时的2.5倍，则弹簧座的垂直载荷F载荷施加于约束条件与静载工况下的一致，经ANSYSWorkbench求解有图7-10冲击载荷工况位移分布云图图7-11冲击载荷工况应力分布云图由图可以看出，冲击载荷下最大等效位移为0.25498mm，最大应力为91.603Mpa。最大牵引力工况下汽车以最大加速度行驶时，驱动桥壳相应的受到行驶方向的最大牵引切向力，由于加速度的存在，汽车载荷向后轴转移，取系数m'=1.2F每个弹簧座最大切向力F限制桥壳两端的轴向窜动和垂直方向的位移，在两弹簧座上同时施加垂直方向的载荷F3和与行驶方向相反的切向力F3x，图7-12最大牵引力工况位移分布云图图7-13最大牵引力工况应力分布云图由图可以看出，最大等效位