CA1091货车驱动桥设计毕业设计

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1、摘 要本次毕业设计的题目是CA1091货车驱动桥设计。驱动桥是汽车传动系统的重要组成部件,其位于传动系的末端，其功用是增大由传动轴或变速器传来的转矩，将其传给驱动轮并使其具有差速功能. 所以中型专用汽车驱动桥设计有着实际的意义。在本次设计中，根据当今驱动桥的发展情况确定了驱动桥各部件的设计方案。本次设计的车型为解放CA1091汽车主减速器的形式采用单级主减速器；而差速器则采用目前被广泛应用的对称式锥齿轮差速器；其半轴为全浮式支撑。在本次设计中完成了对主减速器、差速器、半轴、桥壳及轴承的设计计算及校核。并通过以上计算满足了驱动桥的各项功能。此外本设计还应用了较为先进的设计手段，如用MATLAB进

2、行计算编程和用CAXA软件绘图。本设计保持了驱动桥有足够的强度、刚度和足够的使用寿命，以及足够的其他性能。并且在本次设计中力求做到零件通用化和标准化。关键词：驱动桥、主减速器、差速器、半轴、桥壳AbstractThe graduation project is the subject of a medium goods vehicle driver in the design of the bridge. Bridge drive vehicle drive system is an important component parts, its function is increasing d

3、rive shaft or transmission came from the torque, and its transmission to a driving wheel differential function. So medium-sized private car driver has a practical bridge design Significance. In the design of the bridge under the current drive the development of the driver identified the components o

4、f the bridge design. According to the design of this model for the medium-sized cars, so the main reducer in the form of a two-stage main reducer, and the current differential is being widely used symmetric bevel gear differential; its axle for the whole floating - Support. In the completion of the

5、design of the main reducer, differential and axle, bearings and the bridge shell calculation and design verification. Through the above calculation and the drive to meet the various functions of the bridge. In addition the design of a more advanced design tools, such as MATLAB calculated using CAXA

6、software programming and graphics.This design has maintained a drive axle have sufficient strength, stiffness and sufficient life, and enough other properties. And in this design-to-common and standardized components.Key words：Drive Bridge, the main reducer, differential and axle, Shell Bridge目 录第一章

7、 绪 论11.1 驱动桥简介11.2 驱动桥设计的基本要求1第二章 驱动桥主减速器设计32.1主减速器简介32.2主减速器形式的选择32.3主减速器锥齿轮的选择42.4主减速器齿轮的支承52.5主减速器轴承的预紧62.6锥齿轮啮合的调整62.7 润 滑72.8 双曲面锥齿轮的设计72.8.1主减速比的确定72.8.2主减速器齿轮计算载荷的确定82.8.3主减速器齿轮基本参数的选择92.9主减速齿轮的材料及热处理20第三章 驱动桥差速器设计223.1差速器简介223.2差速器结构形式的选择223.3差速器齿轮的基本参数选择243.4差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核26第四章车轮传动装置的设计2

8、94.1车轮传动装置的功用294.2半轴支承型式294.3全浮式半轴计算载荷的确定294.4半轴的强度计算294.5全浮式半轴杆部直径的初选304.6半轴的结构设计及材料与热处理30第五章 驱动桥壳设计315.1驱动桥壳的功用和设计要求315.2驱动桥壳结构方案分析31结论32参考文献33致谢34附 录135IV第一章 绪 论1.1 驱动桥简介驱动桥是汽车传动系的重要组成部分，它位于传动系的末端，一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成。其功用是：将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降低转速、增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；通

9、过差速器实现两侧车轮差速的作用，保证内、外车轮以不同的转速转向；承受作用于路面和车架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。驱动桥分断开式和非断开式两类。断开式驱动桥-为了提高汽车行驶平顺性和通过性，有些轿车和越野车全部或部分驱动轮采用独立悬架，即将两侧的驱动轮分别用弹性悬架与车架相联系，两轮可彼此独立地相对于车架上下跳动，于此相应，主减速壳固定在车架上。驱动桥壳应制成分段并通过铰链连接，这种驱动桥称为断开式驱动桥。非断开式驱动桥-整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接，由于半轴套管与主减速器壳是刚性连成一体的，因而两侧的半轴和驱动轮不可能在横向平面内做相对运动。故称这种驱动

10、桥为非断开式驱动桥，亦称为整体式驱动桥。本次设计为中型货车驱动桥设计。由于非断开式驱动桥与断开式驱动桥相比，其结构简单、成本低、工作可靠，维修和调整方面也很简单，驱动车轮又采用非独立式悬架，所以本次设计采用非断开式驱动桥。1.2 驱动桥设计的基本要求驱动桥设计的是否合理直接关系到汽车使用性能的好坏。因此，设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1） 选择适当的主减速比，以保证汽车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，以满足通过性要求。3） 齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4） 在各种载荷和转速工况下，具有较高的传动效率。5） 保证足够的强度和刚度条件下，尽可能

11、降低质量，尤其是簧下质量，以减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的行驶平顺性。6） 结构应尽量简单，维护方便机件工艺性好制造容易。 第二章 驱动桥主减速器设计2.1主减速器简介主减速器的功用是将传动轴输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时具有改变转矩旋转方向的作用。主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。主减速器一般根据所采用的齿轮型式、主动和从动齿轮的装置方法以及减速型式的不同而互异。2.2主减速器形式的选择为了满足不同的使用要求，主减速器的形式也不同。按参加减速传动的齿轮副数目可分为单级主减速器和双级主减速器。单级主减速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮

12、传动，广泛应用于主传动比7的汽车上。乘用车、质量较小的商用车都采用单级主减速器，它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点；双级主减速器是由两级齿轮减速组成的主减速器，第一级是锥齿轮、第二级是圆柱齿轮传动，与单级主减速器相比，保证有足够的离地间隙同时可得较大的传动比，一般为712。 图2-1 主减速器齿轮的支撑形式2.3主减速器锥齿轮的选择如图2-1所示，为双曲面齿轮传动的主、从动齿轮的轴线相互垂直但不相交。主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一定距离，这个距离称为偏移距。由于的存在，使主动齿轮螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比/=/式中

13、的、分别为主、从动齿轮的圆周力；、分别为主、从动齿轮的螺旋角。（螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点的切线与该点和节锥顶点连线之间的夹角）。 图2.2 主减速器齿轮传动形式双曲面齿轮的传动比为=/=/（为双曲面齿轮传动比；、分别为主、从动轮平均分度圆半径；、为主从动齿轮圆周力）。螺旋齿轮的传动比= / ，令=/,则=。由于大于，所以系数大于1，一般为1.251.50。这说明：1）当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。2）当传动比一定时，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的齿轮强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。 3）当传动

14、比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮较小，因而有较大的离地间隙4）在工作工程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可以改变论齿的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。5）由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角，这样同时啮合的齿数多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30%。6）双曲面齿轮传动的主动齿轮直径和螺旋角都很大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮大，其结果使齿面的接触强度提高。7）双曲面齿轮主动齿轮的螺旋角变大，则不产生根切的最小齿数可减少，

15、所以选用较少的齿数，有利于增加传动比。8）双曲面齿轮的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大。因而切削刃寿命较长。9）双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮的中心上方，便于多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。但是，双曲面齿轮也存在以下的缺点；1）沿齿长方向纵向滑动也会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96%，螺旋锥齿轮的传动效率约为99%。2）齿面间的压力和摩擦功可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力降低。3）双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承的负荷较大。4）双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。双曲面齿轮有

16、一系列的优点，所以本次设计采用双曲面齿轮传动。2.4主减速器齿轮的支承现代汽车中主减速器主动锥齿轮支承有两种形式：悬臂式和跨置式支承。如图2-3所示。跨置式支撑的结构特点是在锥齿轮两端的轴上均有轴承，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。因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可以减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式的支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂。跨置式支撑拆装困难，导向轴承是个易损坏的一个轴承。悬臂式支承的结构

17、特点是在锥齿轮大端一侧有较长的轴，并在其上安装一对圆锥滚子轴承。两轴承的圆锥滚子的大端应朝外，这样可以减小悬臂长度和增加两支承间的距离，以改善支撑刚度。为了尽可能的地增加支承刚度，支承距离应大于2.5倍的悬臂长度。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承轴径比另一轴承的支承轴径大些。悬臂式支承结构简单，支承刚度差，用于传动转矩较小的减速器上。本次设计采用的是跨置式。从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及载荷在轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多采用圆锥滚子轴承，为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子轴承大端应向内，以减小尺寸+；且距离+应不小于从动齿轮大端分度圆直径的65%。为了使载荷均匀分配在

18、两轴承上，应尽量使尺寸。 （1） （2）图2-3 主减速器锥齿轮的支承形式 （1）悬臂式 （2）跨置式2.5主减速器轴承的预紧为了减小在锥齿轮传动过程中产生的轴向力所引的齿轮轴的轴向位移，以提高轴的支承刚度，保证锥齿轮的正常啮合，装配主减速器时，圆锥滚子轴承应有一定的装配预紧度。但是过紧，则传动效率低，且加速磨损。工程上用预紧力矩表示预紧度的大小。预紧力矩的合理值应该依据试验确定。对于主动锥齿轮轴承的预紧力矩一般为13Nm。主动锥齿轮圆锥滚子轴承的预紧度的调整，可利用调整垫片厚度的方法，调整时转动叉形凸缘，如发现预紧度过紧则增加垫片的总厚度；反之减小垫片的总厚度。支承差速器壳的圆锥滚子轴承的预

19、紧度的调整，可利用轴承外侧的调整螺母或主减速器壳与轴承盖之间的调整垫片来调整。2.6锥齿轮啮合的调整锥齿轮啮合的调整是在圆锥滚子轴承预紧度调整之后进行的。它包括齿面啮合印迹和齿侧间隙的调整。（1）齿面啮合印迹的调整，首先在主动锥齿轮轮齿上涂以红色颜料，然后用手使主动齿轮往复转动，于是从动锥齿轮轮齿的两工作面上便出现红色印迹。若从动锥齿轮轮齿正转和逆转工作面上的印迹位于齿高的中间偏于小端，并占齿面宽度并占齿面宽度的60%以上，则为正确啮合。正确啮合的印迹位置可通过主减速壳与主动锥齿轮轴承座之间的调整垫片的总厚度而获得。（2）啮合间隙的调整方法是拧动支承差速器壳的圆锥滚子轴承外侧的调整螺母，以改变

20、从动锥齿轮的位置。轮齿啮合间隙应在0.150.40mm范围内。为保持已调好的差速器圆锥滚子轴承预紧度不变，一端调整螺母拧入的圈数应等于另一端调整螺母拧出的圈数。若间隙大于规定值，应使从动锥齿轮靠近主动锥齿轮，反之离开。2.7 润 滑双曲面齿轮工作时，齿面间有较大的相对滑动；且齿面间压力很大，齿面油膜易被破坏，为减少摩擦，提高效率，必须使用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油。主减速器壳中所储齿轮油，靠从动锥齿轮转动时甩溅到各齿轮、轴和轴承上进行润滑。为保证主动齿轮轴前端的两个圆准滚子轴承得到可靠润滑，需在主减速器壳体中铸出进油道和回油道。当齿轮转动时，飞溅起的润滑油从进油道通过轴承座的孔进入两圆锥滚子

21、轴承大端的润滑油经回油道流回主减速器内。加油孔应设在加油方便之处，放油孔应设在桥壳最低处。 差速器壳应开孔使润滑油进入，保证差速器齿轮和滑动表面的润滑。在主减速壳体上必须装有通气塞，以防止壳体内温度过高使气压过大导致润滑油渗漏。2.8 双曲面锥齿轮的设计 2.8.1主减速比的确定 =0.377=6.28 式中车轮的滚动半径，r=0.472m；变速器最高挡传动比，igh=1；再把对应的np=3000r/n , =85km/h , ,代入（3-1）计算出 i=6.28根据计算结果和与参考现有同类车型，并考虑将确定的主、从动主减速器齿轮齿数，确定=6.2。故本设计采用单级主减速器。2.8.2主减速器

22、齿轮计算载荷的确定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ce （2-1）式中 由于猛接合离合器而产生的动载荷系数，=1；发动机的输出的最大转矩，此数据参考CA1091车型在此取430；k为液力变矩器变矩系数，k=1；是变速器最低档传动比，=7.64；分动器传动比，在此取1；主减速器传动比，此前已算出=6.2；变速器传动效率，在此取0.9；该汽车的驱动桥数目在此取1；代入以上各参数可求=16106.62).按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2-2）式中 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大静载荷，= （N）;为汽车最大加速时的后轴转移负荷系数，商用车=1.1-1.

23、2，在此取=1.1；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，此处=0.85； 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为8.25-20，滚动半径为 0.472m； ，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； 代入数据算得561541.10.850.472/(10.9)=27535.4。3).主动锥齿轮的计算转矩=2849.7 式中，为主动齿轮的前面从动齿轮计算转矩中的较小值，=16106.6；为主、从动锥齿轮间的传动效率，对于双曲面锥齿

24、轮主减速器传动比7时，=0.9；主减速器传动比，此前已算出=6.2；代入数据计算得到=2849.7。2.8.3主减速器齿轮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）齿数的选择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齿轮弯曲强度，主、从齿轮齿数和不应少于40。3）为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，一般不少于9；对于商用车，一般不少于6。4）当主传动比较大时，尽量使取得少些，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

25、。根据上述原则选取=7，=44，则=6.2符合要求。（2）节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（式3-2、式3-3中较小的一个为计算依据）按经验计算公式选出： （2-3）=14.7=371.2 取式中从动锥齿轮的节圆直径；直径系数，一般为=1316，取=14.7；计算转矩，；已由（3-2）、式（3-3）求得，并取其中较小者=min, =16106.6。（3）齿轮端面模数的选择选定后，按式=/=375/44=9.3 参考机械设计手册3表23.4-3中选取标准值10校核式为： =/ =10/=0.396 式中计算转矩，见式（3-5）下的说明；模数系数，=0.30.4。=10满足模数系数 =0.

26、30.4故符合要求。（4）齿面宽的选择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。汽车主减速器双曲面齿轮的从动齿面宽（）推荐为：=0.155=0.155375=58.125 取59 （2-4）式中 从动齿轮节圆直径。一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，

27、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=62（5）双曲面齿轮的偏移距 EE值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮的特点。一般对于乘用车，E0.1=0.1375=37.5。根据这一原则取E=37。（6）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1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。汽车主

28、减速器弧齿锥齿轮的螺旋角或双曲面齿轮的平均螺旋角为4045，而商用车选用较大的值以使运转平稳噪声低，故取为45。（7）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。（8）法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。对于乘用车双曲面齿轮，由于其从动齿轮轮齿两侧的法向压力角相等，

29、而主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不相等，故平均压力角一般选用20。（9）铣刀盘名义半径的选择刀盘的名义半径是指通过被切齿轮齿间中点的假象同心圆的直径，为了减少刀盘规格，刀盘名义半径已标准化，并规定每一种名义半径的刀盘可加工一定尺寸范围的双曲面齿轮。按从动齿轮节圆直径在汽车车桥设计的表3-14中选取刀盘名义半径=144。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。2.8.4有关双曲面锥齿轮设计计算方法及公式主减速器的双曲面齿轮的几何尺寸计算步骤按表2-1来计算。表2-1双曲面齿轮的几何尺寸计算用表 单位序号计

30、算 公 式注释（1）小齿轮齿数（2）大齿轮齿数（3）（4）=59大齿轮齿面宽（5）E=37偏心距（6）大齿轮分度圆直径（7）144刀盘名义半径（8）小齿轮螺旋角的预选值（9）1.1918（10） 0.2332（11）0.9746（12）158.7493大齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径（13）0.2271（14）0.9732（15）1.2438（16）25.2411（17）31.3948小齿轮在齿面宽中点处的分度圆半径（18）1.2齿轮收缩系数（19）715.659（20）0.0517（21）1.0046（22）0.0515（23）2.9889（24）0.2228（25）0.2285（26）0.

31、2249（27）0.9756（28）0.2284（29）0.9735（30）1.1834（31）0.0019（32）0.000302（33）0.2227（34）0.2285（35）0.2253（36）小齿轮节锥角（37）0.9755（38）0.2283（39）12.85（40）0.9749（41）1.1865（42）49.87小齿轮中点螺旋角（43）0.6446（44）37.02大齿轮中点螺旋角（45） =0.7984（46）0.7541（47）0.2313（48）76.63大齿轮节锥角（49）0.9728（50）0.2312（51）32.2324（52）686.6319（53）718.864

32、3（54）130.2893（55）92.2192（56）0.0155（57）0.89（58）0.9998（59）0.0006（60）0.0000171（61）12015（62）0.0031（63）0.0037（64）116.8648（65）116.8881（66）1.231（67）左0.0367；右0.841（68）左154.8523；右0.2197（69）1.0112（70）31.3556（71）-5.3531大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了小齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（72）163.188在节平面内大齿轮齿面宽中点锥距（

33、73）192.7425大齿轮节锥距（74）29.5545（75）11.5223大齿轮在齿面宽中点处的齿工作高。齿深系数，k=4.0（76）（12）*（46）/（7）=0.8313（77）（49）/（45）-（76）=0.3871（78）45*pi/180 =0.785 轮齿两侧压力角总和（79）sin(78)=0.6157（80）（78）/2.0=0.3925（81）0.9455（82）0.3443（83）1.21243（84）269.8344双重收缩齿齿根角的总和（85）0.1700大齿轮齿顶高系数（86）0.9800（87）1.9587大齿轮在齿面宽中点处齿顶高（88）5.6709大齿轮在

34、齿面宽中点处齿根高（89）0.0171大齿轮齿顶角（90）0.0171（91）0.1007大齿轮齿根角（92）（93）2.4640大齿轮的齿顶高（94）8.6411大齿轮的齿根高（95）1.7783径向间隙为大齿轮在齿面宽中点处的工作齿高的15%再加上0.05（96）11.1051大齿轮的齿全高（97）9.3268大齿轮的齿工作高（98）1.3098大齿轮的面锥角（99）0.9785（100）0.2062（101）1.2453大齿轮的根锥角（102）0.9475（103）0.3197（104）0.3375（105）376.1393大齿轮外圆直径（106）38.1886（107）35.7916大

35、齿轮外缘到小齿轮轴线的距离（108）0.8524（109）11.324（110）-4.5007大齿轮面锥顶点到小齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了小齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（111）5.9709大齿轮根锥顶点到小齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了小齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（112）169.3318（113）0.2185（114）0.9758（115）0.2239（116）0.3119（117）18.1775小齿轮面锥角（118）0.9501（119）0.3283（120）23.2584（12

36、1）-15.5502小齿轮面锥顶点到大齿轮轴线的距离。正号（+）表示该节锥顶点超过了大齿轮轴线，负号（-）表示该节锥顶点在小齿轮轴线与大齿轮轮体之间。（122）0.0083（123）0.4747；0.9999（124）0.9767（125）0.9954（126）-0.0359；-0.4034（127）1.0237（128）155.2826（129）0.9545（130）30.2549（131）183.7472小齿轮外缘到大齿轮轴线的距离（132）30.1434（133）121.8626大齿轮外缘到小齿轮轴线的距离（134）168.197（135）110.4381小齿轮外圆直径（136）165.

37、3568（137）0.2237（138）12.9298（139）0.9746（140）-12.7334（141）21.5578（142）0.2009（143）11.59小齿轮根锥角（144）0.9795（145）0.2051（146）0.1524最小齿侧间隙允许值（147）0.2032最大齿侧间隙允许值（148）1.9991（149）5.4417（150）133.7425在节平面内大齿轮内锥距主减速器双曲面齿轮的强度计算1）单位齿长的圆周力P= （2-9）式中P单位齿长上的圆周力，；F作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩和最大附着系数两种工况进行计算；b从动齿轮的齿面宽，b=59；按发动

38、机最大转矩计算时： （2-10）=1380p=1429式中发动机最大转矩，；变速器传动比，常取挡及直接挡进行计算；主动齿轮分度圆直径，=70。许用单位齿长上的圆周力p由汽车车桥设计表3-32查的p=1429，则pp，符合设计要求。2）轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器的双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力（）为 （2-11）= =529.9 式中齿轮的计算转矩，=min, ；超载系数，一般取为1；尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理有关。当端面模数=101.6 时，=载荷分配系数，=1.001.10；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取=1；计算齿轮的

39、齿面宽，为59D计算齿轮的大端分度圆直径，D=51m；J计算弯曲应力的综合系数，见汽车车桥设计图3-111图3-116，查取J=0.16按、中较小者计算时，汽车主减速器齿轮的许用弯曲应力为700；代入数据算得=529.9700，符合强度要求。3）轮齿的接触强度计算双曲面齿轮的计算接触应力（）为= （2-12）=2297.9式中主动齿轮计算转矩，；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6；主动齿轮节圆直径，；、前边已说明；尺寸系数，它考虑了齿轮对其淬火性的影响，取=1；表面质量系数；对于制造精确的齿轮可取=1；齿面宽，59J计算接触应力的综合系数，可由汽车车桥设计图3-119图3-131查取J

40、 =0.16。 代入数据算得=2297.92800，符合强度要求。2.9主减速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，与传动系其它齿轮相比它具有载荷作用时间长、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。据此对驱动桥主减速器齿轮的材料及热处理有以下要求：（1）有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故而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

41、。（4） 选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况，齿轮的材料目前多采用渗碳合金钢常用的钢号有20CrMnTi、22CrMnMo、20CrNiMo和20MnVB等。本方案采用钢号为20CrMnTi的渗碳合金钢，使其经过渗碳，淬火，回火处理。渗碳深度为：1.0-1.4mm。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5864HRC，而心部硬度较低。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）后均予以厚度0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不

42、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。第三章 驱动桥差速器设计3.1差速器简介汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面

43、会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。差速器是个差速传动机构，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，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。3.2差速器结构形式的选择本设计中采用的是普通锥齿轮式差速器中的对称式锥齿轮差速器，由于其结构简单、工作平稳可靠，所以被广泛采用。如图3-1。1对称式锥齿轮差速器差速原理图3-1中，差速器壳3与行星齿轮5连成一体，形成行星架，因为它又与主减速器的从动

44、齿轮6固定在一起，故为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度分别为和。、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，、三点到差速器旋转轴线的距离均为r。 图3-1差速器差速原理图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、三点的圆周速度都相等，其值为。于是=，此时，差速器不起作用,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，啮合点的圆周速度为=+，啮合点的圆周速度为=-。于是，+=2 ，或表示为。这表明：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；当差速器

45、壳体转速为零时，左右半轴将等速反向转动。2对称式锥齿轮差速器中的转矩分配如图3-2 。图3-2差速器转矩分配由主减速器传来的转矩，经差速器壳，行星齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿轮。行星齿轮相当于一个等臂杠杆，而两个半轴齿轮半径也是相等的。因此，当行星齿轮没有自转时，总是将转矩平均分配给左右两半轴齿轮，即=/2。当两半轴齿轮以不同转速朝相同方向转动时，设左半轴转速大于右半轴转速，则行星齿轮将按图实线箭头的方向绕行星齿轮轴轴颈5自转，此时行星齿轮孔与行星齿轮轴轴颈间以及齿轮背部与差速器壳之间都产生摩擦。行星齿轮所受的摩擦力矩方向与其转速方向相反，如图上虚线头所示。此摩擦力矩使行星齿轮分别对左右半轴齿轮

46、附加作用了大小相等而方向相反的两个圆周力。使传到转得快的左半轴上的转矩减小而却使传到转得慢的右半轴上的转矩增加。因此，当左右驱动车轮存在转速差时，=（-）/2，=（+）/2。左右车轮上的转矩之差等于差速器的内摩擦力矩。为了衡量差速器内摩擦力矩的大小及转矩分配特性，常以锁紧系数K表征，即 =（-）/=/ （3-1）差速器内摩擦力矩和其输入转矩之比，定义为差速器锁紧系数。而快慢半轴的转矩之比/，定义为转矩比，以表示， =/= 1+/1- （3-2）目前广泛使用的对称锥齿轮差速器的锁紧系数一般为0.050.15，转矩比为11.4。可以认为无论左右驱动转速是否相等，而转矩基本上总是平均分配的。3.3差

47、速器齿轮的基本参数选择由于差速器是安装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮刀向轴承支座的限制。（1）行星齿轮数目的选择大多数汽车多采用四个行星轮，本次设计采用四个行星齿轮。（2）行星齿轮球面半径的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面，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，在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定： （3-3）=2.5=63.14式中 行星齿轮球面半径系数，=2.522.99，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮的轿车以

48、及越野汽车、矿用汽车取大值，故取2.5计算转矩，。确定后，根据下式预选其节锥距：- （3-4）=62mm（3）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到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小，但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1415。半轴齿轮与行星齿轮比多在1.52范围内。根据这一原则，选择行星齿轮齿数为，半轴齿轮齿数为。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右半轴齿轮的齿数、之和，必须能被行星齿轮数目n所整除，否则不能安装，即应满足：整数 （3-5） 满足要求。（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、： （3-6） 式中、为行星齿

49、轮和半轴齿轮的齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的端面模数： （3-7）= 则取5mm节圆直径d由下式求得： （3-8）则 （5）压力角目前汽车差速器齿轮压力较大都选用的压力角。（6）行星齿轮轴直径及支承长度L的确定行星齿轮安装孔直径与行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支撑长度L。通常取 （3-9） （3-10）式中差速器壳传递的转矩，；n行星齿轮数；l行星齿轮支撑面中心点到锥顶的距离，支撑面的许用挤压应力，取为98。3.4差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核（1）差速器齿轮的几何尺寸计算表3-1为汽车差速器用直齿锥齿轮的几何尺寸计算步骤。表3-1汽车差速器直齿锥

50、齿轮的几何尺寸计算用表 单位：序号计算公式注释1行星齿轮齿数2半轴齿轮齿数3模数4齿面宽5齿工作高6=8.2758齿全高7压力角8轴交角9;节圆直径10；节锥角11节锥距12周节13；齿顶高14；齿根高15径向间隙16；齿根角17；面锥角18；根锥角19；外圆直径20；节锥顶点至齿轮外缘距离21；理论弧齿厚220.1620齿侧间隙23弦齿厚24；弦齿高（2）差速器锥齿轮强度计算差速器齿轮的工作情况与主减速器齿轮不同，一是差速器的齿轮尺寸较小而承受的载荷有较大；二是差速器齿轮并非经常处于啮合状态，只有在左右两车轮转速不同时，行星齿轮才有自转运动，行星齿轮和半轴齿轮才有啮合运动，否则行星齿轮只起等

51、臂推力杆的作用。因此，对差速器齿轮主要进行弯曲强度计算。弯曲应力按下式计算： （3-11） = =949.8式中差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，； （3-12） 计算转矩，按、两种计算转矩中心的较小者进行计算；差速器心齿轮数目=4；半轴齿轮分度圆直径=115；半轴齿轮的模数=4.69；、前边已说明；计算汽车差速器轮齿弯曲应力的综合系数，由汽车车桥设计图4-9图4-11查取J=0.35；=949.8 =980弯曲应力小于980，根据计算结果可知，计算符合要求。第四章 车轮传动装置的设计4.1车轮传动装置的功用接受从差速器传来的转矩并传给驱动车轮。对于非断开式车桥，车轮传动装置的主要零件

52、是半轴。4.2半轴支承型式半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式。现在汽车基本上采用全浮式和半浮式两种支承形式。全浮式半轴主要用于总质量较大的商用车上。本次设计为中型货车驱动桥设计，考虑到承载能力与结构、成本，所以采用全浮式半轴支承。4.3全浮式半轴计算载荷的确定全浮式半轴只承受转矩，按发动机最大转矩、传动系最低挡传动比计算半轴转矩： = Nm （4-1）式中：差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器，可取=0.6； 变速器I挡传动比，=7.64； 主减速比，=6.28。 =0.63736.247.64=8737.7 Nm4.4半轴的强度计算半轴扭转应力： =16/

53、 （4-2）式中：半轴的扭转应力，MPa； 半轴计算转矩，Nm； 半轴杆部直径，mm； 半轴扭转的许用应力，可取为=490588MPa。=8737.716/3.14/44=545MPa=545满足=490588MPa 4.5全浮式半轴杆部直径的初选半轴杆部直径：=(2.052.18) （4-3）=2.144mm式中：d半轴杆部直径，mm； T半轴的计算转矩，Nm；静扭安全系数：= 满足在1.31.6范围内。4.6半轴的结构设计及材料与热处理为了使花键的内径不致过多地小于半轴的杆部直径，常常将半轴加工花键的端部设计得粗一些，并且适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应增多，一般为1018齿。

54、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，这对减小应力集中很有效。关于半轴的材料，过去大都采用含铬的中碳合金钢，如40Cr、40CrMnMo、35CrMnTi、38CrMnSi、42CrMo等，后来推广我国制出的的新钢种如40MnB等作为半轴材料，效果很好。从节约较稀有的金属、降低制造成的目标出发，采用中碳钢（40钢、45钢）制造 半轴是发展趋势，国外已多有采用。本次设计半轴的材料选用40MnB。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388444HB（凸缘部分的硬度允许降至248HB）。近些年来采用高频、中频等感应淬火的日益增多。这种处

55、理方法能保证半轴表面有适当的硬化层。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，因此使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得更为显著。第五章 驱动桥壳设计5.1驱动桥壳的功用和设计要求驱动桥壳的功用是支承并保护主减速器、差速器和半轴等，使左右驱动车轮的轴向相对位置固定；并和从动桥一起支承车架及汽车的各总成质量；汽车行驶时，承受由车轮传来的路面反作用力和力矩，并经悬架传给车架。驱动桥的设计应满足如下要求：1） 减小汽车的非簧载质量以利于降低动载荷和提高汽车的行驶平顺性；2） 保证足够的离地间隙；3）结构简单，制造方便，以利于降低成本；4) 保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。5）在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件和材料供应等。5.2驱动桥壳结构方案分析驱动桥壳从结构上可分为整体式桥壳和分段桥壳两类。1. 整体式桥壳的结构特点是一个刚性整体外壳或空心梁。按制造工艺的不同又可分为多种形式，常见的为整体铸造、钢板冲压焊接式、中段铸造两端压入钢管和钢管扩张成形等形式。整体铸造式桥壳的强度和刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，主要用于中、重型货车上。但其簧下质量较大，对汽车的行驶平顺性有不利的影