15吨级重型货车驱动桥设计论文说明书

本科学生毕业设计 重型货车驱动桥设计 系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 学生姓名： 指导教师： 职 称： 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，而对于载重货车显得尤为重要。当采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。 本设计首先论述了驱动桥的总体结构，在分析了国内外现状、驱动桥各部分结构形式及其以往形式的优缺点的基础上，确定了总体设计方案：采用整体式驱动桥，主减速器的减速型式采用双级减速器，主减速器齿轮采用螺旋锥齿轮，差速器采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器，半轴采用全浮式型式，桥壳采用铸造整体式桥壳。在本次设计中，主要完成了双级减速器、圆锥行星齿轮差速器、全浮式半轴的设计和桥壳的校核材料的选取等工作。 关键词： 驱动桥；设计；计算；校核；材料 I ABSTRACT Drive bridge as one of its four Assembly vehicles, which have a direct impact on the performance of vehicle performance, and load goods vehicles is very important. When using the high power output of the engine torque to meet current fast and heavy-truck when the need for efficient, cost effective, must be used with an efficient, reliable drive axle. Design structure is simple, reliable, low cost drive axle, can greatly reduce the total cost of vehicle production, promote the economic development of the automobile. This design first expositions has driven bridge of overall structure, in analysis has at home and abroad status, and driven bridge the part structure form and past form of advantages and disadvantages of Foundation Shang, determine has overall design programme: used overall type driven bridge, main reducer of deceleration type type used double level reducer, main reducer gear used spiral cone gear, differential used General symmetric type cone planet gear differential, half axis used full floating type type type, bridge shell used casting overall type bridge shell. In this design, the major completed a two-stage reducer, planetary gear differential, full floating axle with tapered design and check of axle of selection of materials and so on. Key words: Driving axle；Design；Calculation；Checking；Material 目 录 摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract II 第1章……………………………………………………………………………………...1 1.1 汽车驱动桥概述 1 1.2驱动桥国内外相关研究进展 1 1.2.1 国内研究进展 1 1.2.2 国外研究进展 2 1.3 驱动桥的种类 3 1.3.1 非断开式驱动桥 4 1.3.2 断开式驱动桥 4 1.4 驱动桥结构组成 5 1.4.1 主减速器 5 1.4.2 差速器 9 1.4.3 半轴 9 1.4.4 桥壳 10 1.5 设计的主要内容 10 第2章 主减速器设计 12 2.1 主减速器结构方案的分析及确定 12 2.1.1 主减速器比的计算 12 2.1.2主减速器结构方案的确定 13 2.2 主减速器齿轮设计 13 2.2.1 主减速器齿轮参数的选择 13 2.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 14 2.3 主减速器齿轮的材料及热处理 15 2.4 主减速器螺旋锥齿轮的计算 16 2.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 16 2.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 17 2.5 主减速器轴承的计算 19 2.6 主减速器的润滑 22 2.7 本章小结 23 第3章 差速器设计 24 3.1 差速器结构方案的分析及确定 24 3.2 普通锥齿轮式差速器设计 24 3.2.1 对称式圆锥行星齿轮差速器 24 3.2.2差速器齿轮的基本参数选择 25 3.3差速器齿轮的材料 26 3.4 差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算 27 3.4.1差速器齿轮的几何尺寸计算 27 3.4.2 差速器齿轮的强度计算 28 3.5 本章小结 29 第4章 半轴设计 30 4.1 半轴形式的确定 30 4.2 半轴的设计与计算 30 4.2.1 半轴的设计 30 4.2.2 全浮式半轴的设计计算 32 4.3 半轴的结构设计及材料与热处理 33 4.4 本章小结 33 第5章 驱动桥桥壳的校核 34 5.1 驱动桥桥壳形式的确定 34 5.2 桥壳的受力分析及强度计算 34 5.2.1 桥壳的静弯曲应力计算 34 5.2.2 在不平路面冲击载荷作用下桥壳的强度计算 35 5.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算 35 5.2.4 汽车紧急制动时的桥壳强度计算 37 5.2.5 汽车受最大侧向力时桥壳的强度计算 38 5.3 本章小结 41 结论 42 参考文献 43 致谢 44 附录………………………………………………………………………………………45 10 第1章 绪 论 1.1 汽车驱动桥概述 汽车驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，将转矩合理的分配给左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力。 驱动桥一般由主减速器，差速器，驱动车轮的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。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。 它有以下两大难题，一是将发动机输出扭矩通过万向传动轴将动力传递到驱动轮上，达到更好的车轮牵引力与转向力的有效发挥，从而提高汽车的行驶能力。二是差速器向两边半轴传递动力的同时，允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。 1.2驱动桥国内外相关研究进展 1.2.1 国内研究进展 国内驱动桥制造企业的开发模式主要由测绘、引进、自主开发三种组成。主要存在技术含量低，开发模式落后，技术创新力不够，计算机辅助设计应用少等问题。国内的大多数中小企业中，测绘市场销路较好的产品是它们的主要开发模式。特别是一些小型企业或民营企业由于自身的技术含量低，开发资金的不足，专门测绘、仿制市场上销售较旺的汽车的车桥售往我国不健全的配件市场。这种开发模式是无法从根本上提高我国驱动桥产品开发水平的。中国驱动桥产业发展过程中存在许多问题，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。我国汽车驱动桥的研究设计与世界先进驱动桥设计技术还有一定的差距，我国车桥制造业虽然有一些成果，但都是在引进国外技术、仿制、再加上自己改进的基础上了取得的。个别比较有实力的企业，虽有自己独立的研发机构但都处于发展的初期。我国驱动桥产业正处在发展阶段，在科技迅速发展的推动下，高新技术在汽车领域的应用和推广，各种国外汽车新技术的引进，研究团队自身研发能力的提高，我国的驱动桥设计和制造会逐渐发展起来，并跟上世界先进的汽车零部件设计制造技术水平。 1.2.2 国外研究进展 国外驱动桥主要采用模块化技术和模态分析进行驱动桥的设计分析，模块化设计是在一定范围内的不同功能或相同功能不同性能、不同规格的机械产品进行功能分析的基础上,划分并设计出一系列功能模块,然后通过模块的选择和组合构成不同产品的一种设计方法. 以DANA为代表的意大利企业多已采用了该类设计方法, 模态分析是对工程结构进行振动分析研究的最先进的现代方法与手段之一。它可以定义为对结构动态特性的解析分析(有限元分析)和实验分析(实验模态分析)，其结构动态特性用模态参数来表征。模态分析技术的特点是在对系统做动力学分析时，用模态坐标代替物理学坐标，从而可大大压缩系统分析的自由度数目，分析精度较高。 优点是减少设计及工装制造的投入, 减少了零件种类, 提高规模生产程度, 降低制造费用, 提高市场响应速度等。国外企业为减少驱动桥的振动特性，对驱动桥进行模态分析，调整驱动桥的强度，改善整车的舒适性和平顺性。 20世纪60年代以来，由于电子计算机的迅速发展，有限元法在工程上获得了广泛应用。有限元法不需要对所分析的结构进行严格的简化，既可以考虑各种计算要求和条件，也可以计算各种工况，而且计算精度高。有限元法将具有无限个自由度的连续体离散为有限个自由度的单元集合体，使问题简化为适合于数值解法的问题。只要确定了单元的力学特性，就可以按照结构分析的方法求解，使分析过程大为简化，配以计算机就可以解决许多解析法无法解决的复杂工程问题。目前，有限元法己经成为求解数学、物理、力学以及工程问题的一种有效的数值方法，也为驱动桥壳设计提供了强有力的工具。驱动桥的参数化设计是指设计对象模型的尺寸用变量及其关系表示，而不需要确定具体数值，是CAD技术在实际应用中提出的课题，它不仅可使CAD系统具有交互式绘图功能，还具有自动绘图的功能。目前它是CAD技术应用领域内的一个重要的、且待进一步研究的课题。利用参数化设计手段开发的专用产品设计系统，可使设计人员从大量繁重而琐碎的绘图工作中解脱出来，可以大大提高设计速度，并减少信息的存储量 1.3 驱动桥的种类 车桥通过悬架与车架（或承载式车身）相连，它的两端安装车轮，其功用是传递车架（或承载式车身）于车轮之间各方向的作用力及其力矩。 根据悬架结构的不同，车桥分为非断开式和断开式两类。当采用非独立悬架时，应选用非断开式车桥，车桥中部是刚性的实心或空心梁，这种车桥即为非断开式车桥；断开式车桥为活动关节式结构，与独立悬架配用。 根据车桥上车轮的作用，车桥又可分为转向桥、驱动桥、转向驱动桥和支持桥四种类型。其中，转向桥和支持桥都属于从动桥，一般货车多以前桥为转向桥，而后桥或中后两桥为驱动桥。 驱动桥作为汽车的重要的组成部分处于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、石驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。 在一般的汽车结构中、驱动桥包括主减速器（又称主传动器）、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件如图1.1所示。 　 　1　　 　2　 　3 　4　 　 　　　5　 　6　 　7　 　　　8　　 　　9　 　10 1－半轴　2－圆锥滚子轴承　3－支承螺栓　4－主减速器从动锥齿轮　5－油封 6－主减速器主动锥齿轮　　7－弹簧座　　8－垫圈　　9－轮毂　　10－调整螺母 图1.1 驱动桥 对于各种不同类型和用途的汽车，正确地确定上述机件的结构型式并成功地将它们组合成一个整体——驱动桥，乃是设计者必须先解决的问题。 驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。当驱动车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都是采用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。 1.3.1 非断开式驱动桥 普通非断开式驱动桥，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。在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，也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，如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，可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；公共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；有些双层公共汽车为了进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、多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，而且对汽车的总体布置很方便。 1.3.2 断开式驱动桥 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。两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，相应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，由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，提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一部分轿车及一些越野汽车上，且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。 故本次设计采用非独立悬架，非断开式驱动桥。这种类型的车一般的设计多采用双级减速器，它与单级减速器相比，在保证离地间隙的同时可以增大主传动比。 1.4 驱动桥结构组成 1.4.1 主减速器 主减速器的结构形式，主要是根据其齿轮类型、减速形式以及主动齿轮和从动齿轮的支承形式不同分类。 （1）主减速器齿轮的类型 主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和涡轮蜗杆等形式。 a.弧齿锥齿轮传动 弧齿锥齿轮的特点是主，从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于齿轮断面重叠影响，至少有两对以上的齿轮同时啮合，因此可以承受较大的载荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续平稳地转向另一端，所以工作平稳，噪声和震动小，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍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变大。 b.双曲面齿轮传动 双曲面齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线相互垂直但不相交，且主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线向上或向下偏移一距离E，称为偏移距，当偏移距大到一定程度时，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凄的支承。这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。双曲面齿轮的偏移距使得其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至175％。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有利于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比i0≥4.5的传动有其优越性。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。 由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。 c.圆柱齿轮传动 圆柱齿轮传动广泛应用于发动机横置的前置前驱动乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器。 d.蜗杆传动 蜗杆-蜗轮传动简称蜗轮传动，在汽车驱动桥上也得到了一定应用。在超重型汽车上，当高速发动机与相对较低车速和较大轮胎之间的配合要求有大的主减速比(通常8～14)时，主减速器采用一级蜗轮传动最为方便，而采用其他齿轮时就需要结构较复杂、轮廓尺寸及质量均较大、效率较低的双级减速。与其他齿轮传动相比，它具有体积及质量小、传动比大、运转非常平稳、最为静寂无噪声、便于汽车的总体布置及贯通式多桥驱动的布置、能传递大载荷、使用寿命长、传动效率高、结构简单、拆装方便、调整容易等一系列的优点。其惟一的缺点是耍用昂贵的有色金属的合金(青铜)制造，材料成本高，因此未能在大批量生产的汽车上推广。 在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。 螺旋锥齿轮如图1.2（a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。 双曲面齿轮如图1.2（b）所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有： ①尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。 ②传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。 ③当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。 ④工作过程中，双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。 图1.2 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮 双曲面齿轮传动有如下缺点： ①长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。 ②齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。 ③双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。 ④双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油。 （2） 主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种： ① 悬臂式 悬臂式支承结构如图1.3所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度a和增加两端的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转钜较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 图1.3 锥齿轮悬臂式支承 ② 骑马式 骑马式支承结构如图1.4所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，在需要传递较大转矩情况下，最好采用骑马式支承。 图1.4 主动锥齿轮骑马式支承 （3）从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。 （4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。 （a） 单级主减速器 （b） 双级主减速器 图1.5 主减速器 主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用套筒与垫片，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。 （5）主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速（如图1.5a）、双级减速（如图1.5b）、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比io的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比io≤7.6的各种中小型汽车上。 1.4.2 差速器 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联系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右车轮的转速虽然相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会是轮胎过早磨、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。 差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常 行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。 1.4.3 半轴 驱动车轮的传动装置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接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铀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。 半浮式半轴具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。主要用于质量较小，使用条件好，承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。 3/4浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。 全浮式半轴广泛应用于轻型以上的各类汽车上，本设计采用此种半轴。 1.4.4 桥壳 驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮。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挂及车架或车厢上。因此桥完既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（如半轴）的外壳。 在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。 结构形式分类：可分式、整体式、组合式。 按制造工艺不同分类： 铸造式——强度、刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，用于中重型货车，本设计采用铸造桥壳。 钢板焊接冲压式——质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，轿车和中小型货车，部分重型货车。 1.5 设计的主要内容 汽车工业一直是CAD／CAM／CAE系统应用的先锋，应用AUTOCAD软件对重型驱动桥进行设计，使其结构更合理，同时可以锻炼使用工具软件的能力，提高综合设计的能力，还可以培养正确的研究方法、理论联系实际的工作作风、严肃求实的学习态度，本设计的主要内容包括以下六个方面： （1）驱动桥和主减速器、差速器、半轴、驱动桥桥壳的结构形式选择 （2）主减速器的参数选择与设计计算 （3）差速器的设计与计算 （4）半轴的设计与计算 （5）驱动桥桥壳的设计 （6）CAD绘制装配图、零件图。 第2章 主减速器设计 2.1 主减速器结构方案的分析及确定 2.1.1 主减速器比的计算 （1）设计主要参数 设计主要参数 参数 单位 数值 发动机最大功率 Pemax kW/np（r/min） 117.76/1800（2000） 发动机最大转矩 Temax N·m/nr（r/min） 700/1250 装载质量 kg 8000 汽车总质量 kg 15060 最大车速 km/h 70 最小离地间隙 mm >180 轮胎（轮辋宽度-轮辋直径） 英寸 11.00－20 （2）主减速器比的计算 主减速比对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大10%～25%，即按下式选择： =0.377=0.377×0.5194×1800/（70×1）=5.035 故取为6.293 （2.1） 式中：——车轮的滚动半径 =0.0254[+（1-）b]=0.5194（m） 轮辋直径d=20英寸轮辋宽度b=11英寸，=0.05； ——变速器最高档传动比1.0（为直接档）。 2.1.2主减速器结构方案的确定 （1）主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。本次设计采用螺旋锥齿轮。 （2）主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 本次设计选用： 主动锥齿轮：悬臂式支撑（圆锥滚子轴承） 从动锥齿轮：骑马式支撑（圆锥滚子轴承） （3）从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。 （4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的30％。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母（利用叉形凸缘实现），从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。 （5）主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。 本次设计采用双级减速，主要从传动比及它是载重量超过7t的重型货车和保证离地间隙上考虑。 2.2 主减速器齿轮设计 2.2.1 主减速器齿轮参数的选择 （1）齿数的选择 对于普通双级主减速器，由于第一级的减速比i01比第二级的i02小些（通常i01/ i02≈1.4～2.0），这时，第一级主动锥齿轮的齿数z1可选的较大，约在9～15范围内。第二级圆柱齿轮传动的齿数和，可选在68±10的范围内。 （2）节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.2，式2.3并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： =220.8～287.6mm （2.5） 式中：——直径系数，取=13～16； ——计算转矩，，取较小的。 计算得，=220.8～287.6mm，初取=250mm。 （3）齿轮端面模数的选择 选定后，可按式算出从动齿轮大端模数，并用下式校核 = 9.57 （4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为： F=0.155=38.75mm，可初取F=40mm。 （5）螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。 （6）螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使1.25。因愈大传动就愈平稳噪声就愈低。螺旋角过大时会引起轴向力亦过大，因此应有一个适当的范围。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。 2.2.2 主减速器齿轮计算载荷的确定 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即 /n=30249 （） （2.1） =51903（） （2.2） 式中：——发动机最大转矩700； ——由发动机到所计算的主加速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； ==6.293×7.63=48.01559 根据同类型车型的变速器传动比选取=7.63 ——上述传动部分的效率，取=0.9； ——超载系数，取=1.0； ——轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；对越野汽车取=1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取=1.25； rr——车轮的滚动半径，0.5194m； n——驱动桥数目1； ——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但后桥来说还应考虑到汽车加速时负荷增大量，可初取： =×9.81×60%=95932.21N ——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别取0.96和1。 由式（3.1），式（3.2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为 ==7985.12（） （2.3） 式中：——汽车满载总重15060×9.81N； ——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取=0； ——道路滚动阻力系数，货车通常取0.015～0.020，可初取 =0.020； ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取0.05～0.09，可初取=0.08； ——汽车性能系数 （2.4） 当 =46.86>16时，取=0 2.3 主减速器齿轮的材料及热处理 汽车驱动桥主减速器的工作相当繁重，与传动系其他齿轮比较，它具有载荷大、工作时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有齿根弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。据此对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求： （1）具有高的弯曲疲劳强度和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）轮齿芯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性易控制，以提高产品质量、减少制造成本并降低废品率； （4）选择齿轮材料的合金元素时要适应我国的情况。例如:为了节约镍、铬等我国发展了以锰、钒、硼、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。 汽车主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号，，及，在本设计中采用了。 用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，齿轮表面硬度可高达HRC58～64，而芯部硬度较低，当m≤8时为HRC32～45。 对于渗碳深度有如下的规定：当端面模数m≤5时，为0.9～1.3mm。 由于新齿轮润滑不良，为了防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期磨损，圆锥齿轮与双曲面齿轮副草热处理及精加工后均予以厚度为0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层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，为了提高其耐磨性进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低，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。 2.4 主减速器螺旋锥齿轮的计算 2.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把实用上最大的刀顶距的粗切刀，切出沿齿面宽方向正确的齿厚收缩来。当大齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表2.1 表2.1主减速器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 13 2 从动齿轮齿数 25 3 模数 10㎜ 4 齿面宽 =40㎜ 5 工作齿高 17㎜ 6 全齿高 =18.88㎜ 7 法向压力角 =22.5° 8 轴交角 =90° 9 节圆直径 = 130㎜ =250㎜ 10 节锥角 arctan =90°- =27.47° =62.53° 11 节锥距 A== A=140.91㎜ 12 周节 t=3.1416 t=31.416㎜ 13 齿顶高 =11.347mm =5.66mm 14 齿根高 = =7.533mm =13.22mm 15 径向间隙 c= c=1.88㎜ 16 齿根角 =3.06° =5.36° 17 面锥角 ； =32.83° =65.59° 18 根锥角 = = =24.41° =57.17° 19 齿顶圆直径 = =150.14㎜ =255.22㎜ 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 =119.766㎜ =59.978㎜ 21 理论弧齿厚 =27.38mm =10.32mm 22 齿侧间隙 B=0.305～0.406 0.356mm 23 螺旋角 =35° 2.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 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。 螺旋锥齿轮的强度计算： 1、主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 （1）单位齿长上的圆周力 （2.6） 式中：——单位齿长上的圆周力，N/m; 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： =1775<1786.25N/mm （2.7） 按最大附着力矩计算时： =2838 N/mm （2.8） 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1775 N/mm 所以，校核成功。 （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 （2.9） 式中：——超载系数1.0； ——尺寸系数==0.783； ——载荷分配系数1.1~1.25； ——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，。 作用下： 从动齿轮上的应力=455.37MPa<700MPa； 作用下： 从动齿轮上的应力=125.36MPa<210.9MPa； 当计算主动齿轮时，/Z与从动相当，而，故<，< 综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。 汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩有关，只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。 2、轮齿的接触强度计算 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力（MPa）为： （2.10） 式中：——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6； =1，=1，=1.11，=1； ——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； J—— 计算应力的综合系数，=0.1875。 =666.7MPa<=1750MPa =2373.45MPa<=2800MPa，故符合要求、校核合理。 2.5 主减速器轴承的计算 设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，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 齿面宽中点的圆周力P为 （2.11） 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。 注：汽车在行驶过程中，由于变速器档位的改变，且发动机也不尽处于最大转矩状态，因此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是疲劳损伤，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求得： （2.12） 式中：——变速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ档使用率为1％，3％，5％，16％， 75％； ——变速器的传动比为7.63，4.27，2.61，1.59，1.00； ——变速器处于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ档时的发动机转矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。 对于螺旋锥齿轮 =214.51（mm） （2.13） =111.55（mm） （2.14） 式中：——主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； ——从动齿轮齿面宽 ——从动齿轮的节锥角62.53； 计算得：=19063.3N 螺旋锥齿轮的轴向力与径向力 主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针： =21729（N） （2.16） =5367.54（N） （2.17） 从动齿轮的螺旋方向为右： =6613.27（N） （2.18） =17088.3（N） （2.19） 式中：——齿廓表面的法向压力角22.5； ——主、从动齿轮的节锥角27.47，62.53。 图2.3主减速器主动锥齿轮的受力简图 2、 主减速器轴承载荷的计算 轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力。而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、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、支承型试和轴承位置已确定，并算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。 （1） 悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷 如图2.4（a）所示轴承A、B的径向载荷为 =10957（N） （2.20） =13368.21（N） （2.21） （a） （b） 图2.4 主减速器轴承的布置尺寸 其尺寸为： 悬臂式支撑的主动齿轮a=101.5，b=51，c=152.5; 式中：——齿面宽中点处的圆周力； ——主动齿轮的轴向力； ——主动齿轮的径向力； ——主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 （2）双级减速器的从动齿轮的轴承径向载荷 轴承C、D的径向载荷分别为 =5305.9（N） （2.22） =24561.4（N） （2.23） 式中：——齿面宽中点处的圆周力； ——从动齿轮的轴向力； ——从动齿轮的径向力； ——第二级减速斜齿圆柱齿轮的圆周力、轴向力和径向力； ——第二级减速主动齿轮的节圆直径； ——从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 （2.24） （2.25） （2.26） 式中：——计算转矩； ——斜齿圆柱齿轮的螺旋角； ——法向压力角。 2.6 主减速器的润滑 主加速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑，其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承的润滑，因为其润滑不能靠润