轻型客车驱动桥设计设计

北京信息科技大学北京信息科技大学 毕业设计毕业设计 题 目： IVECO 45.10 轻型客车的驱动桥设计 学 院： 机电工程学院 专 业： 车辆工程 学生姓名： 叶尔木拉提 班级/学号 2009010237 指导老师/督导老师： 林慕义 起止时间： 2013 年 2 月 至 2013 年 6 月 摘摘 要要 驱动桥做为汽车四大总成其一，它的性能之好坏直接影响整个汽车性能，而对于客车、载重汽车、货车就显得尤为重要。当采用大功率发动机输出较大转矩以满足目前各种客车、载重汽车与货车的快速、不同载重的高效率、高效益的需要时 ，就必须要匹配一个安全可靠和高性能的驱动桥。 本文对轻型客车驱动桥进行的设计参照了传统的驱动桥设计方法。 文章首先通过查找主要部件的型式与参数， 确定主要部件的结构和设计参数； 之后参考类似驱动桥的结构，从而确定出总体设计方案；最后对主、从动锥齿轮 、差速器圆锥行星齿轮、半轴齿轮、全浮式半轴和整体式桥壳进行强度校核，还要对支承轴承进行寿命校核。 关键词：关键词：轻型客车；驱动桥；主减速器；差速器；车轮传动装置；驱动桥壳； Abstract Drive bridge as the one of four auto assembly ,Its performance directly affects the performance of the whole vehicle ,for passenger cars、trucks is particularly important .When the engine power output larger torque In order to meet the current needs of various passenger car, truck the fast,high efficiency of different load , high efficiency needs,It must match a safe and reliable and high performance driving axle .The design of the bus driver bridge was referring to the drive axle of the traditional design method .This article first through the type and parameters of main components of search ,the structure and design parameters of the main components . After the reference to the similar driving axle structure, so as to determine the overall design scheme .Finally, check the strength of the main, driven bevel gear, differential planetary gear cone, a half axle gear, full floating axle and axle housing ,also check the bearings working life . Keywords: light bus . driving axle.main retarder.differential mechanism.wheel drive. drive axle housing . 目目 录录 摘 要. I Abstract . II 前 言. III 第一章 驱动桥的结构方案设计 . 7 1.驱动桥的概述 . 7 第二章 主减速器设计 . 9 2.1 初步估算减速器传动比 . 10 2.2 主减速器的结构形式 . 10 2.2.1 主减速器的轮齿类型 . 10 2.2.2 主减速器的减速形式 . 11 2.2.3 主减速器的主、从动锥齿轮的设计 . 11 2.3 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 . 13 2.3.1 主减速器传动比的确定 . 13 2.3.2 确定主减速器的载荷，用齿轮计算 . 14 2.4 主减速器锥齿轮的强度计算 . 18 2.4.1 单位齿长圆周力 . 18 2.4.2 轮齿弯曲强度 . 19 2.4.3 轮齿接触强度 . 21 第三章 差速器设计 . 21 3.1 差速器的结构形式选择 . 22 3.2 差速器主要参数选择 . 23 3.2.1 行星齿轮数 n . 23 3.2.2 行星齿轮球面半径 . 23 3.2.3 行星齿轮与半轴齿轮的齿数 . 24 3.2.4 行星齿轮与半轴齿轮节锥角与模数 . 24 3.2.5 分度圆直径 . 25 3.2.6 半轴齿轮齿面宽 . 25 3.2.8 齿顶高 . 25 3.2.9 压力角 . 25 3.3 差速器齿轮强度计算 . 26 第四章 车轮传动装置设计 . 27 4.1 车轮传动装置结构的选择 . 28 4.2 半轴的设计与计算 . 28 4.2.1 初选直径 . 29 4.2.2 强度校核 . 29 4.3 半轴的结构设计及材料与热处理 . 30 第五章 驱动桥壳设计 . 30 5.1 驱动桥壳结构方案分析 . 31 5.2 驱动桥壳强度计算 . 31 第六章 驱动桥的结构元件 . 33 6.1 支承轴承的预紧 . 33 6.2 锥齿轮啮合调整 . 34 6.3 润滑 . 34 结 束 语. 35 参 考 文 献 . 36 前前 言言 汽车工业的发展与汽车技术的提高， 使得驱动桥的设计与制造工艺日益完善。 驱动桥与其他汽车总成一样，都广泛的采用了新技术外，而且在结构设计中日益朝着 “ 零件标准化、部件通用化和产品系列化 ” 的方向发展，并向生产组织专业化的目标不断前进。应该采用能用几种典型零部件， 以不同的方案组合的设计方法与生产方式来达到驱动桥产品的系列化的目的，力求做到将某一类型的驱动桥以更多的零件，用到不同的性能、不同的吨位、不同的用途，且由单桥驱动到多桥驱动的诸多变形的汽车上。 本课题是的设计对象是轻型客车，是对 IVECO45.10 轻型客车的结构设计，设计它的驱动桥。本说明书将以“驱动桥设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算一 一作介绍。 驱动桥的设计，由驱动桥组成结构 、结构功用 、各结构的工作特点及设计要求讲起，全面的分析了驱动桥总成的结构型式与布置方法； 也全面的介绍了驱动桥车轮的传动装置与桥壳的各种结构型式与设计计算方法。 设计驱动桥就要先从工作特点和设计要求讲起， 还要对驱动桥的各部分结构， 各结构的作用有一定的要求， 在这里就对驱动桥的总成的组成和各组成结构的布置方法进行了全面的分析； 课题所设计的客车最高车速 V110km/h,发动机最大功率 76kW （3800r/min） ， 最大扭矩（2000r/min）225 Nm 。 这个课题设计有以下两大难题， 一是将发动机输出扭矩通过万向传动轴将动力传递到后轮子上，达到更好的车轮转向力与牵引力的有效发挥，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，延长车轮的寿命，保证汽车的行驶安全可靠。 性能参数：性能参数： 驱动形式 42 后轮 轮距 3800 mm 轮距前/后 1750/1586 mm 满载质量 4020kg 空载时前轴分配负荷 45%，满载时前轴分配负荷 26% 前悬/后悬 1270/1915 mm 最高车速 110 km/h 最大爬坡度 33% 长、宽、高 6000、1692、2575 mm 发动机型号 8140.27 最大功率 76 kW/3800 r/min 最大扭矩 225 Nm/2000 r/min 变速器传动比 6.19 3.89 2.26 1.42 1.00 倒挡 5.69 轮胎型号 185/75R16 轮胎型号 185/75R16 离地间隙 280 mm 第一章第一章 驱动桥的结构方案设计驱动桥的结构方案设计 1.1.驱动桥的概述驱动桥的概述 汽车动力传动系的末端就是汽车驱动桥的所在位置， 它能将动力合理的分配给左、 右驱动轮，增大从传动轴或变速器传来的转矩，路面与车架车身之间会产生垂直力和横向力，这两个力由驱动桥承受。驱动桥由四部分构成：主减速器、差速器、车轮传动装置（半轴和轮边减速器）和驱动壳。 设计驱动桥的几项基本要求： 1，选择主减速比的前提是它能确保汽车能达到最好的动力性、稳定性和最佳燃料经济性。 2，较小的外形尺寸，确保安全合适的离地间隙。 3，要保证齿轮及其它传动件的噪声小，晃动少，平稳。 4，转速不同载荷也不同条件下具有较高的传动效率。 5，为提高汽车行驶的平顺性，所以在确保强度和刚度都足够的情况下，要尽量减小质量，尤其要尽量减小簧下质量。 6，与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。 7，简易的构造，方便拆装，制造简单容易，整体整合不麻烦。 驱动桥的结构形式按工作特性分为非断开式驱动桥与断开式驱动桥。 使用断开式驱动桥还是非断开式驱动桥的选择要看驱动车轮所采用的是什么悬架， 若是独立悬架，就选择使用断开式驱动桥，若是非独立悬架，则要选用非断开式驱动桥。所以前者又称为独立悬架驱动桥，后者又称为非独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥虽然结构复杂，但优点是能让汽车在难走路面上的行驶平顺性很大幅度的提高。 非断开式（整体式）驱动桥 非断开式驱动桥， 因为它简易的构造、 可靠安全的性能、 价廉又物美， 用在在各种客车、载货汽车和公共汽车上早已变的非常普遍，而且也用在了大多数的越野汽车和部分轿车上。尽管他们有着各不相同的结构，尤其是 桥壳结构，但是他们都有一个相同的特点，就是齿轮和半轴等传递部件都安装在左右驱动轮上的刚性空心梁中， 这个空心梁就是桥壳。 问题就是这样就使汽车的簧下质量变大， 因为这时整个的驱动桥、 驱动车轮和部分传动轴都算簧下质量，这样就对汽车的平稳运行产生影响，也不利于降低动载荷。这是它的一个缺点。 断开式驱动桥 断开式驱动桥桥壳与非断开式的不同地方是它的是分段的， 分段的彼此相互还能做相对运动，因此称为断开式的桥。因为它总和独立悬架配合，又称独立悬架驱动桥。由于采用了独立悬架， 车身两侧的驱动轮就能在相对于车身或车厢上相互作用下上下摆动， 于是驱动轮的传动系统及外部构件就需要做相互摆动。 组成这种独立悬架驱动桥的断开式驱动桥和独立悬架都是复杂的构件，对汽车行驶平顺性要求高，所以主要用在小部分轿车和越野车上，而且这些越野车若是重型的，就必须是多桥驱动的，否则就要是轻型以下的。 本次课程设计要求为轻型客车汽车驱动桥。 非断开式驱动桥比起断开式的， 有着更简易的结构、物美价廉、制造简单容易，整体整合不麻烦，总体就是性能好，经济性更高。所以驱动桥选用非断开式的更合理。 第二章第二章 主减速器设计主减速器设计 主减速器是汽车传动装置的主要部件，它的作用是降慢转速、增大转矩；它的转动靠齿数多的锥齿轮被齿数多的带动进行。 如果汽车的发动机放置时纵向的， 那么它的主减速器就利用锥齿轮间的运动来变化动力的方向。 汽车在不同的路面行驶时， 驱动轮一定要有一定的驱动力矩和转速， 把主减速器放置在差速器分流流向左右驱动轮的动力之后， 这样就可以使主减速器之前的传动部件传递的扭矩变少，这样可以降低驱动桥质量，减小其尺寸，操做起来方便又省力。 设计驱动桥的主减速器、差速器要做到以下几项： 1，使汽车具有最好的动力性和燃油经济性是选择主减速比的前提。 2，较小的外形尺寸，确保安全合适的离地间隙。要保证齿轮及其它传动件的噪声小，晃动少，平稳。 3，转速不同载荷也不同条件下有很好的传动效率。与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。 4，为提高汽车行驶的平顺性，所以在确保强度和刚度都足够的情况下，要尽量减小质量，尤其要尽量减小簧下质量。 5，简易的构造，方便拆装，制造简单容易，整体整合不麻烦。 2.1 2.1 初步估算减速器传动比初步估算减速器传动比 根据公式初步估计减速器传动比为： 63. 600. 11103800509. 0377. 0377. 0max0ghpriunri 式中：r 为车轮滚动半径 0.509 m；np为主轴转速 3800 rpm；ua为最高车速 110 km/h；igh为变速器最高档速比 1.00； 为了得到足够的储备功率，i0一般应加大 10%25%10%0i=6.631.1=7.29。 2.2 2.2 主减速器的结构形式主减速器的结构形式 多数情况下依据所选择的齿轮样式、主动和从动齿轮的支持形式和装载方法，还有降低速度方法的不同而使主减速器的构成形式变得不同。 2.2.1 2.2.1 主减速器的轮齿类型主减速器的轮齿类型 主减速器有四种齿轮形式，包括弧齿锥齿轮、 圆珠齿轮、双曲面齿轮 、涡轮涡杆齿轮。 由于主减速比0i=6.634.5，故在此选用双曲面锥齿轮传动。与弧齿锥齿轮传递相比，双曲面锥齿轮传动特点是：1）在传动比稳定从动齿轮具有一样的尺寸时，比起弧齿锥齿轮，双曲面锥齿轮的齿轮强度、直径、主动齿轮轴和轴承刚度都要更高更大；2）在传动比一定 而主动齿轮尺寸没变时，比起弧齿锥齿轮双曲面从动齿轮的尺寸就要小很多了， 这样就会得到更安全的离地间隙；此外因为拥有偏移距的原因，就是齿轮的运转变得更平稳；较大的双曲面传动.的主动齿轮的螺旋角，.齿数在同一时间啮合的较多， 就会使重合度变得更大，这样既能让齿轮传动的平稳性显著的提高，还能让齿轮的当量曲率半径增加将近 30%。 2.2.2 2.2.2 主减速器的减速形式主减速器的减速形式 减速器根据减速方式的不同特点，主减速器可分为： 常用的具有降低速度的主减速器主要有单级式与双级式两种主减速器。不同类的车、不同的使用要求、 合理的离地间隙对安置驱动桥的要求、 驱动桥的驱动桥数和各桥的安装方式，最后还有主减速器的主传动比0i，这些是选择减速器时必须要考虑的因素。0i是影响汽车动力传动和燃油消耗率的因素。 由于设计定位为轻型客车，总质量较小，主减速器传动比 i0=6.637，所以采用单级主减速器。单级减速驱动桥的优势：作为驱动桥中构造最简易的驱动车桥，是一种制造工艺简单.成本低的基本型驱动桥，在轻型客车市场上拥有很高的地位。 2.2.3 2.2.3 主减速器的主、从动锥齿轮的设计主减速器的主、从动锥齿轮的设计 为了让主从动锥齿轮正常的工作，主减速器一定要确保它们的齿轮有很好的啮合状况。影响齿轮合理啮合的因素：1）齿轮加工质量 2）.安装匹配齿轮 3）轴承和主减速器的刚度.4）齿轮支撑刚度。 主动锥齿轮的支持方案 主动锥齿轮有悬臂式与跨置式两种支撑方式。转矩较小的主减速器用悬臂式支承，.因为它的支承结构简易且刚度很差。 通常应用于负荷较小的小客车与轻型客车汽车； 跨置式支承支承刚度大，传递转矩较大，结构较为紧凑，但结构复杂，加工成本高。在中型和重型汽车上可以看到这样的支承方式。 主减速器 单级主减速 双级主减速器 双速主减速器 贯通式主减速器 单级贯通式 单、双级减速配轮边减速器 双级贯通式 整体式 分开式 图 1 主动锥齿轮齿面受力简图 本次设计定位为轻型客车汽车， 在此主减速器主动锥齿轮选用悬臂式支承。 如下图 b） 。悬臂式支承的支承刚度本身就很差，若要增家其刚度，则 b 要比 2.5 倍的悬臂长 a 要大（b是支承距离） ，而且要大于齿轮节圆直径的 70%，在齿轮附近的轴颈也须大于悬臂长度 a。如果使靠近齿轮的轴承轴径相比另一侧的支承 轴稍微大一点，就可以使锥齿轮的拆装变得更方便。 图 2 a) 主动锥齿轮悬臂式支承形式 . b)主动锥齿轮跨置式支承形式 c）从动锥齿轮支承形式 从动锥齿轮的支持方案 从动锥齿轮的支撑刚度受载荷在轴承间的布置、轴撑的类型及支撑间的路程影响。一般圆锥滚子轴承支撑从动锥齿轮用的较多。 减小 c+d 的长度， 需要两轴承的圆锥滚子方向向里，这样就可以增加支撑的刚度。为了加强从动锥齿轮支撑稳定性，则锥齿轮背面的差速器壳体的那部分须要有充足的地方，.而且 c+d 要大于等于从动锥齿轮大的一侧的分度圆直径的 70%。dc 就可以使载荷平均的分到两轴上。 从动锥齿轮的主减速器里包含有很大的径响尺寸和主传动比，.在从动锥齿轮的外侧边缘后面设立辅助的支撑， 这样就能让因为受轴向力影响而发生偏向和移动的从动锥齿轮受到限制。在辅助支撑和从动锥齿轮背面之间存在着间隙，要确定当偏移的值到达允许极限，就是在辅助支撑与从动锥齿轮背面接合，这样可以让从动锥齿轮的偏移停止。主、从动齿轮在载荷作用下的偏移量许用极限值， 如图 2 所示。对支撑面从动锥齿轮背面的安装间隙的要求很高，一般就要求在小于或等于0.25mm 的值。 2.3 2.3 主减速器基本参数选择与计算载荷的确定主减速器基本参数选择与计算载荷的确定 2.3.1 2.3.1 主减速器传动比的确定主减速器传动比的确定 预选主减速器传动比 此前已经得出初步估算的主减速比为0i=6.63。 确定最终主减速器传动比 主减速器比的最终值与主、从动锥齿轮的齿数有关；挑选主、从动锥齿轮齿数时要注意以下条件： a）1z与2z之间若存在公约数，就会影响齿轮的均衡磨合。 b）主、从 动锥齿轮齿数的和若大于等于 40，则会影响齿面重合度和轮齿弯曲强度的升高，使无法达到理想的水平。 c）如果是乘用车，1z若小于 9，或者是商用车，1z小于 6，那么会导致啮合不稳，产生较大的噪音，而且还会时疲劳强度变得很低。 d）若想得到合适的离地间隙，在0i比较大时，1z就要取小一点的。 e）1z和2z要在不是相同的主传动比下匹配合适。 为适宜配合1z与2z，根据汽车设计课程设计指导书表 4-5 取 z1=6。则 z2=6.63z1=39.78，所以取 z2=41，因此最终选择0i=416=6.83。 2.3.2 2.3.2 确定主减速器的载荷，用齿轮计算确定主减速器的载荷，用齿轮计算 通过发动机最大转矩与最低挡传动比带入公式算出从动锥齿轮的转矩ceT NmnikiTkTedce2035319 . 083. 67 . 71430101max 根据汽车设计表 4-1 所示：Temax为发动机最大转矩； Temax=430 Nm；n：驱动桥数，n=1；为传动效率，取=0.9；k 为液力变矩器系数 ，k=(k0-1)/2+1； k0为最大变矩系数，手动变速器，k=1；i0为主减速器传动比，83. 60i；1i为变速器最高挡挡传动比，7 . 71i。dk为动载系数（由离合器产生） ，由于1696.45380195. 081. 99130195. 0maxeaTgm，及性能系数0jf，1dk。 按驱动轮打滑确定从动锥齿轮的转矩csT NmirmGTmmrcs4128185. 01509. 085. 02 . 167585,22 根据汽车设计表 4-1 所示：G2为驱动桥在汽车满载的情况下的静载荷； G2=93109.8174% =67585 N；2m是后轴负荷转移系数，是在汽车处于加速度最高时。商用车：2m=1.11.2，取2m=1.2；轮胎与路面间的附着系数，对于在很好的混泥土或沥青路上行驶的装得是普通车轮的公路汽车，取 0.85，rr为车轮滚动半径，rr=0.509 m；im为从动齿轮到车轮间的传动比，1mi；m为主动齿轮到车轮之间的传动效率，取85. 0m； 从动轮的计算转矩cfT NmnirFFFFnirFTmmrjiwfmmrtcf1170185. 01509. 0)5831370()( 其中：tF为在正常开车时的平均牵引力，tF=jiwfFFFF； 。日常行驶忽略坡度阻力与加速阻力，0jiFF，滚动阻力GfFf，其中客车的阻力系数 f 为 0.0150.020，取 f=0.015，即NFf1370015. 081. 99310；空气阻力212.21aDwuACF ；客车空气阻力系数DC为 0.801.00，取9 . 0DC， 迎风面积24755. 535. 233. 2mA，日常平均行驶车速hkmua/50，即NFw58312.21504755. 59 . 02。 由前面两个式子算出的计算转矩， 是作用到从动锥齿轮上的最大转矩， 和后面一个式子求得的日常行驶平均转矩不一样。当在求锥齿轮的最大应力时，计算转矩cT应该选之前两个里较小的那个值，即NmTTTcscec20353,min；在求锥齿轮疲劳寿命时，cT取NmTcf1170。 主动锥齿轮的计算转矩 ： GcziTT0 式中，zT为主动锥齿轮的计算转矩 （单位为 Nm） ；0i为主传动比；G为主、从动锥齿轮间的传动效率，对于双曲面齿轮副，当60i时，G取 85%。 当计算锥齿轮最大应力时，NmTc20353，NmiTTGcz350685. 083. 6203530； 当计算齿轮疲劳寿命时，NmTc1170，NmiTTGcz20285. 083. 611700 2.3.3 2.3.3 锥齿轮的主要参数的选择锥齿轮的主要参数的选择 主动锥齿轮的主要参数有1z、2z，2D，sm，1b，2b，E， 1z：主动锥齿轮齿数；2z：从动锥齿轮齿数；2D：从动锥齿轮大端分度圆直径；sm：端面模数；1b：主动锥齿轮齿面宽度；2b：从动锥齿轮齿面宽度；E：双曲面齿轮副的偏移距；：中心点螺旋角；：法向压力角。 主、从动锥齿轮齿数1z与2z 根据之前取得的主、从动锥齿轮齿数的，1z=6，2z=41。 从动锥齿轮大端分度圆直径2D 、端面模数sm 2D可根据经验公式初选，即 mmTKDcD2 .38220353143322 式中，2D为从动齿轮大端分度圆直径（mm） ；2DK是直径系数，在 13.015.3 之间，在此取2DK=14；cT为从动锥齿轮的计算转矩 （Nm） ，NmTTTcscec20353,min。 sm由下式计算 32. 9412 .38222zDms 式中，sm为齿轮端面模数。 同时，sm还应满足92.1019. 8203534 . 03 . 033cmsTKm mK为模数系数，范围 0.30.4。 根据机械制图与计算机绘图表 7-9 得，取9sm，重新计算从动齿轮大端分度圆直径为mmzmDs36941922，mmzmDs546911。 主、从动齿轮轮齿面宽度1b与2b 双曲面齿轮，主、从动锥齿轮宽度相等，bbb21。双曲面锥齿轮齿面宽度b，应不大于其节锥距2A的0.3倍， 就是23 . 0Ab ， 对b有限制，smb10， 一般取22155. 0Db ，即mmb2 .57369155. 0。 确定双曲面齿轮副偏移距 E 齿面的磨损是由于 E 过大使得齿轮纵向产生很大的滑移； 而如果 E 太小又很难让双曲面齿轮的特点得到施展；对乘用车和总质量较小的商用车来说，22 . 0DE ，且AE4 . 0，在确保不会产生根切的前提下，主传动比的增大会直接使 E 的值同样增大。取mmDE35.5536915. 015. 02，下偏移，就是从从的齿轮的顶部朝齿面看，而且要让主动齿轮处在右边，使得达到从的齿轮的中心线下方就是主动齿轮。 螺旋角 齿轮不同位置的螺旋角是不同的，齿轮轮齿大端的螺旋角是最大的，小端的最小。在双曲面齿轮副的中间点的螺旋角也不是相等的。 在考虑的选择时， 要想好螺旋角对轮齿强度、轴向力和齿面啮合度F的影响。值越大，则F也越大， 齿数就更多的啮合，使得动力传动的更顺，能很有效的降低噪音，更是增强了轮齿的强度，一般F1.25，在 1.5.0时效果最好。但如果过大，会直接增大轴向力。 汽车主减速器双曲面齿轮副大、小齿轮螺旋角的平均值为 35 40，商用车为了有合适的轴向力，就要选则小一点的值，取35221。 “格里森”制推荐用下式预选双曲面小齿轮的名义螺旋角（） 57.5136935.559064152590525121dEzz 选用的1与上式计算的预选值1之间相差不得超过 5，否则难以完成良好的强度平衡。 用下式大致的确定大齿轮的名义螺旋角2 80.20112 35221 是偏移角近似值，80.202 .5736935.552arcsin2arcsin2bDE。 即 4 .451 6 .242 取481 222，557. 411，满足要求。 螺旋方向 选用原则：当挂了前进档时，为了防止车轮被卡死，齿轮的轴向力会远离锥顶的方向，使住从动轮产生分离的势头。 选择并使用主动齿轮左旋 （从锥顶方向看， 齿轮的形状从齿轮中心线上半部开始向右一侧倾斜） 。 法向压力角 大一点的法向压力角可以让不发生根切的最小齿数数目减少， 另一方面可以增强齿轮的强度。太大了就会让齿顶变尖， 降低端面的重合度。在此选取,3020。 铣刀盘名义直径dr2 通过被切齿轮齿宽的中点来估设的同心圆的直径就是刀盘的名义直径， 选择时通常是兼顾两个方面，及设计及使用的最合适的齿向曲率以及加工时用最经济的刀盘直径。 根据大齿轮分度圆半径mmD3692，按汽车设计课程设计指导书表 4-7 取刀盘名义半径为 203.3 mm。 2.4 2.4 主减速器锥齿轮的强度计算主减速器锥齿轮的强度计算 轮齿在平常会受到很多的损伤， 损伤的方式也有很大种， 比如齿面弯曲产生疲劳而折断、超过额定载荷后发生的折断、齿轮表面点蚀和生锈掉落、齿面发生胶合、 还有齿轮表面发生的摩擦损伤。 在挑选完主减速器锥齿轮的重要数据之后， 可以以所挑选的齿形为依据来算出锥齿轮的几何尺寸； 在此之后我们可以依靠已经肯定的计算数据校核强度，用以确保锥齿轮有充足的使用寿命和耐用的强度。 2.4.1 2.4.1 单位齿长圆周力单位齿长圆周力 主减速器锥齿轮的齿面抗摩性，常用轮齿的单位齿长的圆周力来假设估计算出，即 2bFp p：轮齿单位齿长圆周力（N/mm） ；F：作用在轮齿上的圆周力 （N） ；2b为从动齿轮的齿面宽度（mm） ； 按发动机最大转矩计算时 321max102bDkiTkpged gi： 变 速 器 传 动 比 ；1D： 为 主 动 锥 齿 轮 中 点 分 度 圆 直 径 （ mm ）mmZDZD825.7448cos4122cos3696coscos122211；其他符号同前。 一挡时，7 . 7gi， mmNpmmNp/1429/1392102 .57825.7419 . 07 . 71430123 直接挡时，1gi， mmNpmmNp/321/181102 .57825.7419 . 011430123 按驱动轮打滑的转矩计算时 mNibDrmGpmmr/39121085. 012 .57369509. 085. 02 . 1675852102332222 2.4.2 2.4.2 轮齿弯曲强度轮齿弯曲强度 齿根弯曲应力为 30102wsvmscwbDJmkkkkT 此式求得是锥齿轮轮齿的 w是锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力（MPa） ；cT为所计算的齿轮的计算转矩（Nm） ， 对于从动 齿 轮 ：NmTTTcscec20353,min与NmTcf1170， 对 于 主 动 齿 轮NmTTzc3506与NmTc202；0k为过载系数，选用 1；sk是尺寸系数，它体现的是材 料 性 质 的 不 均 衡 性它 与 齿 轮 的 尺 寸 和 热 处 理 有 关 ， 当mmms6 . 1时 ，77. 04 .259)4 .25(425. 0ssmk；mk为 悬 臂 式 结 构 的 齿 面 载 荷 分 配 系 数 ，25. 100. 1mk，在此取1 . 1mk；vk为质量系数，当齿轮接触良好，齿距及径向跳动精度高时，0 . 1vk；b 为所计算齿轮的齿面宽度（mm） ，b=57.2 mm；D 为所讨论齿轮的大端分度圆直径（mm） ；wJ为所计算的齿轮的轮齿完全应力综合系数，取3 . 0wJ。 图 3-2 弯曲计算用综合系数 主动锥齿轮强度校核 校核时要通过发动机的最大扭矩和传动系的最低档速比所确保的主动锥齿轮的转矩Tz 来计算扭矩。 awawsvmszwMPMPbDJmkkkkT70061035. 0542 .57911 . 177. 013506102102303 由汽车日常移动平均转矩主动锥齿轮 TzF为计算扭矩来进行力矩检查 awawfMPMP9 .2102 .3535. 0542 .57911 . 177. 012021023 从动锥齿轮强度校核 以发动机最大扭矩与传动系最低当速比所确定的从动锥齿轮的转矩cT为计算扭矩来校核 awawsvmscwMPMPbDJmkkkkT7006053 . 03692 .57911 . 177. 0120353102102303 以汽车日常行驶平均转矩所确定的从动锥齿轮转矩cFT为计算扭矩来校核 awawfMPMP21078.343 . 03692 .57911 . 177. 0111701023 由此得，主减速器齿轮弯曲强度满足要求。 2.4.3 2.4.3 轮齿接触强度轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力公式： JvfmszpjbJKkkkkTDc301102 其 中 ，zT为 所 计 算 的 齿 轮 的 计 算 转 矩 （ N m ）， 对 于 从 动 齿 轮 ：NmTTTTcscecz20353,min与NmTcf1170，对于主动齿轮NmTz3506与NmTz202；0K为过载系数；sK为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取 1.0；fk为齿面品质系数，对于制造精确的齿轮，取 1.0；pc为综合弹性系数，取232.6mmN/2/1；JJ为齿面接触强度综合系数，取20. 0JJ 由于接触应力主从动齿轮相等，所以以下只计算从动轮的 按发动机最大转矩计算载荷计算 ajjMPMPa2800124420. 02 .5711011 . 1112035323696 .2323 按日常行驶转矩计算 ajjMPMPa17502992 . 02 .5711011 . 111117023696 .2323 第三章第三章 差速器设计差速器设计 汽车在形式的过程中， 左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的。 如转弯时内侧车轮行程比外侧车轮短;左右两轮胎的气压不相等，台面的磨损不均匀，两车轮上的负荷不均匀而引起的车轮滚动半径不相等；左右车轮接触的路面条件不相同，形式阻力不相等这样，如果左右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎的磨损，功率与燃料的消耗，另一方面会使转向沉重，通过性与操纵性变坏。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。 差速器按其结构特征不同，分为齿轮式、凸轮式、涡轮式与牙嵌自由轮式很多种形式。 3.1 3.1 差速器的结构形式选择差速器的结构形式选择 汽车上广泛采用的是对称锥齿轮式差速器， 该差速器具有结构简单， 质量小， 维修容易，成本低等优点。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器与强制锁止式差速器。 图 3-1 差速器差速原理 普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。 齿轮差速器要圆锥齿轮式与圆柱齿轮式两种。 图 4-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 1-轴承；2-螺母；3-锁止垫片；4-差速器左壳；5-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；12-轴承；13-螺栓；14-锁止垫片 强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2 个半轴齿轮，4 个行星齿轮(少数汽车采用 3 个行星齿轮，小型、微型汽车多采用 2 个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装 4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)， 半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。 由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车与各种公路用客车汽车上有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置差速锁等。 差速器的性能常以锁紧系数来表征， 定义为差速器的内磨察力矩与差速器壳接受的转矩之比。普通锥齿轮式差速器的锁紧系数一般为 0.050.15，两半轴的转矩之比为1.111.35。 这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是合适的。 但当汽车越野行驶或在泥泞冰雪路面上行驶， 一侧驱动车轮与地面的符着系数很小时， 尽管另一侧车轮与地面有很好的符着，驱动动力矩也不得不谁负着系数小的一侧同样的减小，无法发挥潜在的牵引力，以致汽车停驶。 由于本设计定位是轻型客车汽车驱动桥设计， 其一般在条件良好路面上行驶。 为简化结构与降低成本，决定使用普通锥齿轮式差速器。 3.2 3.2 差速器主要参数选择差速器主要参数选择 3.2.1 3.2.1 行星齿轮数行星齿轮数 n n 本设计定位是客车汽车，取行星齿轮数 n=4。 3.2.2 3.2.2 行星齿轮球面半径行星齿轮球面半径 行星齿轮的球面半径bR反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小与承载能力，根据经验公式来确定 mmTKRdbb908.81257.6820353)75. 25 . 2(33 式中，bK为行星齿轮球面半径系数，0 . 35 . 2bK， ；dT为差速器计算转矩（Nm） ，NmTTTcsced20353,。 在此粗取75. 2bK，083.75bR 行星齿轮的节锥矩0A为 bRA)99. 098. 0(0 粗取 0.985，mmRAb957.73083.75985. 0985. 00 3.2.3 3.2.3 行星齿轮与半轴齿轮的齿数行星齿轮与半轴齿轮的齿数 为了使齿轮有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数1z 应取少点些，但1z一般不小于 10。半轴齿轮齿数2z 在 1425 之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比2z/ /1z在 1.52.0 的范围内， 为使四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮的齿数与必须能被行星齿轮数整除，否则差速器不能装配。在此取101z，152z。 3.2.4 3.2.4 行星齿轮与半轴齿轮节锥角与模数行星齿轮与半轴齿轮节锥角与模数 行星齿轮与半轴齿轮节锥角1、2分别为 31.561015arctan)/arctan(69.331510arctan)/arctan(122211zzzz 锥齿轮大端的端面模数 m 为 220110sin2sin2zAzAm=8.025 按 GB 12368-9 选取 m=9，即mmmzA125.81sin2110，mmRb9 .81 3.2.5 3.2.5 分度圆直径分度圆直径 分度圆直径1d、2d（mm） mmmzd9010911 mmmzd13515922 3.2.6 3.2.6 半轴齿轮齿面宽半轴齿轮齿面宽 02A)0.30(0.25b=20.3824.34mm 但2b不应超过端面模数 m 的 10 倍，即80102mb，行星齿轮的齿面宽度一般比半轴齿轮的齿面宽度略小。在此取 22 mm。 3.2.7 3.2.7 齿全高齿全高 齿工作高度 mmmhg4 .1496 . 16 . 1 齿径向间隙 mmmC743. 1051. 09188. 0051. 0188. 0 齿全高 mmmChhg143.16051. 0788. 1 3.2.8 3.2.8 齿顶高齿顶高 1992 年“格里森”标准规定采用齿顶高系数aK计算齿顶高。 半轴齿轮齿顶高 mmmKha346. 59594. 02 行星齿轮齿顶高 mmhhhg054. 9346. 54 .1421 式中，594. 0101537. 043. 0/37. 043. 02212zzKa 3.2.9 3.2.9 压力角压力角 汽车差速器齿轮大多采用压力角为3022。 行星齿轮轴直径 d（mm）为 mmnrTddc57.29544981 . 110203531 . 110330，取 30mm 式中，0T为差速器壳传递的转矩 （N m）NmTTTcsce20353,0； n 为行星齿轮数， n=4；dr为行星齿轮支承面中点到锥顶的距离（mm） ，约为半轴齿轮齿宽中点出平均直径的一半，取mmdrd544 . 02；c为支承面允许挤压应力，取 98Mpa。 行星齿轮在轴上的支承长度 L 为 mmdL52.321 . 1，取 32mm 参 数 符 号 半轴齿轮 行星齿轮 分度圆直径 d 141 96 齿顶高 ha 1.83 3.76 齿根高 hf 4.43 2.5 齿顶圆直径 da 144 103 齿根圆直径 df 133 84 齿顶角 a 419 231 齿根角 f 231 419 分度圆锥角 63 27 顶锥角 a 6719 2931 根锥角 f 6029 2241 锥距 R 47 46 分度圆齿厚 s 9 9 齿宽 b 20 27 3.3 3.3 差速器齿轮强度计算差速器齿轮强度计算 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， 只有汽车转弯后左右车轮行驶不同的路程时， 或者一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮主要进行弯曲强度校核。轮齿弯曲应力w（MPa）为 avmscwMPJndmbkkkT322102 式中：n 为行星轮数，n=4；J 为综合系数，根据取 J=0.228；2b、2d分别为半轴齿轮齿宽及其大端分度圆直径，2b22 mm，2d135 mm；cT为半轴齿轮计算转矩（Nm） ，06 . 0 TTc；sk、mk、vk按主减速器强度计算的有关数值选取。 当csceTTT,min0，MPaw980；当cfTT 0，MPaw210。 以发动机最大扭矩与传动系最低当速比所确定的转矩来校核 20353Nm,min0csceTTT，NmTTc8 .122116 . 00 awwMP9808494228. 013522911 . 177. 08 .122111023 以汽车日常行驶平均转矩所确定的转矩为计算扭矩来校核 1170Nm0T，NmTTc7026 . 00 awwMP210494228. 013522911 . 177. 07021023 轮齿强度合格 第四章第四章 车轮传动装置设计车轮传动装置设计 车轮传动装置位于传动系的末端，其基本功用是接受由差速器传来的扭矩并将其传给车轮。对于非断开式的驱动桥，车轮传动装置主要零件试半轴；对于断开式驱动桥与转向驱动桥，车轮传动装置为万向节。 4.1 4.1 车轮传动装置结构的选择车轮传动装置结构的选择 半轴根据其车轮端的支撑方式不同，可分为半浮式，3/4 浮式与全浮式三种形式。 半浮式半轴的结构特点是： 半轴外端支撑轴承位于半轴套管外端的内孔中， 车轮装在半轴上。 半浮式半轴除传递转矩外， 其外端还承受由路面对车轮的反作用力所引起的全部力与力矩。半浮式半轴结构简单，所承受的载荷较大，只用于乘用车与总质量较小的商用车上。 3/4 浮式半轴的特点是：半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承于车轮轮毂， 而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉连接。 该形式半轴的受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般只用于乘用车与总质量较小的商用车上。 全浮式半轴的结构特点是： 半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相连， 而轮毂又借用两个圆锥磙子轴承支撑在驱动桥壳的半轴套管上。理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动桥上的其他反力与弯矩全由桥壳来承受。但由于桥壳变形，轮毂与差速器半轴齿轮不同心，半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴弯曲变形，一次一起的弯曲应力一般为 570Mpa。全浮式半轴主要用于总质量较大的商用车上。 三种形式的半轴结构图如下 在此选用全浮式半轴结构。 4.2 4.2 半轴的设计与计算半轴的设计与计算 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 Z21中， ，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数1，在计算中取 1.0，没有纵向力作用； c）垂向力 Z2最大时，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，这时没有纵向力与侧向力的作用。 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:22222Z= X +Y 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。 4.2.1 4.2.1 初选直径初选直径 全浮式半轴杆部直径可按下式初选 mmMKd508 .1221115. 233 式中，d为半轴杆部直径；M为半轴的计算转矩，NmM8 .12211；K 为直径系数，取 K=2.15。 4.2.2 4.2.2 强度校核强度校核 全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩M计算，即 NmrGmMr165128 . 0509. 0675852 . 1212122 式中，2G为驱动桥的最大静载荷，NmG6758574. 081. 993102；2m为负荷转移系数，取2 . 12m；为附着系数，计算时取8 . 0。 半轴的扭转切应力为 MPaMPadM7006735010165121616333 半轴的扭转角为 15196135928080018016512180pGIM 不合格 式中，为单位长度扭转角； G 为材料的切变模量， 采用 40cr 材料， 及 G=80800 MPa；PI为半轴端面极惯性矩：444613592325032mmdIP。 最终选择 d=54 mm，1514 4.3 4.3 半轴的结构设计及材料与热处理半轴的结构设计及材料与热处理 为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径， 常常将加工花键的端部做得粗些， 并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取 10 齿(轿车半轴)至 18 齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。 半轴多采用含铬的中碳合金钢制造， 如 40Cr， 40CrMnMo， 40CrMnSi， 40CrMoA， 35CrMnSi，35CrMnTi 等。40MnB 是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法， 调质后要求杆部硬度为 HB388444(突缘部分可降至 HB248)。 近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达 HRC5263，硬化层深约为其半径的13， 心部硬度可定为HRC3035； 不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248277 范围内。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度与疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40 号、45号)钢的半轴也日益增多。 第五章第五章 驱动桥壳设计驱动桥壳设计 驱动桥壳的主要功用是支撑汽车质量， 并承受有车轮传来的路面反力与反力矩， 并经悬架传给车架；它是主减速器、差速器、半轴的装配基体。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、 侧向力与垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。 因此桥壳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与刚度。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，在保证强度与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、维修与保养方便。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。 5.1 5.1 驱动桥壳结构方案分析驱动桥壳结构方案分析 驱动桥壳大致可分为可分式、整体式与组合式三种。 可分式桥壳结构简单，制造工艺好，主减速器支承刚度好。但拆装、调整、维修很不方便，桥壳的强度与刚度受结构的限制，曾用于总质量不大的汽车上，现已很少使用。 整体式桥壳按照制造工艺不同可分为铸造式、 钢板冲压焊接式与钢管扩张成形三种。 铸造式桥壳的强度与刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，主要用于总质量较大的客车上。钢板冲压焊接式与扩张成形式桥壳质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产年，广泛用于乘用车与总质量较小的商用车上。 组合式桥壳主要优点是从动齿轮的支承刚度较好， 主减速器的装配。 调整比可分式桥壳方便。然而要求有较高的加工精度，故常用于乘用车与质量较小的商用车上。 在此选用铸造式整体式桥壳。 5.2 5.2 驱动桥壳强度计算驱动桥壳强度计算 对于具有全浮式半轴的驱动桥， 桥壳上的强度计算的载荷工况与半轴强度计算的三种载荷工况相同。下图为驱动桥的受力图，桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座内侧附近，桥壳端部的轮毂轴承座根部也应列入危险端面进行强度校核。 图 桥壳受力分析图 1）当牵引力或制动力最大时，桥壳钢板弹簧座处的危险端面的弯曲应力与扭转切应力分别为 TThhVVWTWMWM 式中，VM为地面对车轮的垂直反力在危险断面处引起的垂直面的弯矩，2/22bGmMV；b 为轮胎中心平面到板簧座之间的横向距离，如上图所示；hM为一侧车轮上的牵引力或制动力2xF在水平面内引起的弯矩；bFMxh2；TT为牵引力或制动力时，上诉危险端面所受转矩，rxTrFT2；VW、hW、TW分别为危险端面处的垂直平面与水平面弯曲的抗弯截面系数及抗扭截面系数。 2）当侧向力最大时，桥壳内、外板簧座处断面的弯曲应力i、o分别为 vrozvriziWrbFWrbF)()(12012 式中，izF2、ozF2为内、外侧车轮的地面垂直反力；rr为车轮滚动半径；1为侧滑时的附着系数。 3）当汽车通过不平路面时，危险断面的弯曲应力为 vWbkG22 桥壳的许用弯曲应力为 300500MPa，许用扭转切应力为 150400MPa。可锻铸铁桥壳取较小值。 第六章第六章 驱动桥的结构元件驱动桥的结构元件 6.1 6.1 支承轴承的预紧支承轴承的预紧 为了提高主减速器锥齿轮的支承刚度， 改善齿轮啮合的平稳性， 应对支承锥齿轮的圆锥滚子轴承进行预紧。但是如果预紧力过大，会使轴承工作条件变坏，降低传动效率，加速轴承的磨损， 还会导致轴承过热而引起损坏等。 通常轴承预紧度大小用于轴承的摩擦力矩来平衡量预紧后的轴承摩擦力据合理值应根据实验确定。 对于客车， 主动锥齿轮圆锥滚子轴承的摩擦力矩一般为 13Nm。 主动锥齿轮轴承预紧力的调整， 可利用精选两轴承内圈之间的套筒长度， 调整垫片厚度等方法进行。近年来，采用具有轴向弹性的波形套筒调整轴承预紧度的方法应用的较多，波形套筒安置在两轴承内圈之间或轴承与轴肩之间， 其上有一波纹区或其他容易产生轴向变形的部分。该套筒的轴向载荷与轴向变形之间或轴承与轴肩之间，具有如图下所示的特性。A点为流动点， 当轴承预紧后， 波形套选在 A 点以后的塑形变形区工作。 由于材料的冷作硬化，套筒的一端需要加一薄垫片， 以使波形套筒再次在塑形变性区工作。 波形套筒用冷拔低碳无缝钢管制造。一个新的波形套筒拆装 34 次就会因塑形太小而