CSU1030A货车总体设计及驱动桥设计毕业设计（论文）word格式

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1、CSU1030A货车总体设计及驱动桥设计摘要本文主要介绍驱动桥的结构原理、布置型式的选择及主减速器、半轴及桥壳等的设计、计算和绘图过程，且根据CSU1030A货车兼具城市行走、既载人又载货，行驶范围广的特点，采用类比的方法，选用准双曲线齿轮主减速器，合理布置各齿轮部件，设计计算各齿轮的参数、半轴等，并对各零件进行校核。 关键词: CSU1030A货车；设计；驱动桥目 录1 总体设计3轴数、驱动形式、布置形式31.2 汽车主要参数4发动机功率、转速、扭矩41.4 汽车轮胎的选折51.5 传动系传动比61.6 变速器传动比62驱动桥设计82.1 概述82.2 驱动桥的结构方案92.3 主减速器的设

2、计11 主减速器的结构形式11 主减速器的根本参数选择与设计计算12 双曲面齿轮的几何尺寸计算14 2.3.4 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算162.3.5 主减速器齿轮的材料及热处理202.4 差速器的设计21 差速器类型的选择 21 差速器齿轮的根本参数选择22 差速器齿轮的几何参数的计算25 差逮器齿轮与强度计算26 半轴的强度验算262.5 驱动桥壳设计27总结28参考文献 291. 总体设计设计参数如下：装载质量kg汽车型号最大总质量kg最大车速Km/h1500CSU1030A3370 80根据数据，查有关书籍得以下初步总体设计方案： 轴数、驱动形式、布置形式 轴数：两轴汽车可以有两轴

3、、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选轴的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力以及汽车的结构等。根据国家道路交通法规、设计标准及汽车的用途可知，包括乘用车以及汽车总质量小于19t的公路运输车辆和轴荷不受道路、桥梁限制的不在公路上行驶的车辆，均采用结构简单、制造本钱低廉的两轴方案。由于给定的货车总质量为3370kg，那么设计采用两轴方案。 驱动形式：4*2后轮双胎汽车的用途、总质量和对车辆通过性能的要求等，是影响选取驱动形式的主要因素。增加驱动轮数能够提高汽车的通过能力，驱动轮数越多，汽车的结构越复杂，整备质量和制造本钱也随之提高，同时也使汽车的总体布置工作变得困难。因是

4、货车，故采用4*2后轮双胎驱动方式。 布置形式：平头式发动机前置后驱动，发动机置于前轴之上，驾驶室之正下方 对货车的几种典型的布置形式进行分析比拟。发动机前置后桥驱动的货车的主要优点是：可以采用直列、V型或卧式发动机；发现发动机故障容易；发动机的接近性良好，维修方便；离合器、变速器等操纵机构的结构简单，容易布置；货箱地板高度低。主要缺点是：如果采用平头式驾驶室，而且将发动机布置在前轴之上，处于驾驶员、副驾驶员座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔绝发动机工作噪声、气味、热量和振动的工作困难，离合器、变速器等操纵机构复杂。发动机中置后桥驱动的货车，可以采用水平对置式发动机布置在货箱下方，因发动机通过性不

5、好，需特殊设计，故维修不便；离合器、变速器等操纵机构结构复杂；因发动机距地面近，容易被车轮带起的泥土弄脏；受发动机位置影响，货箱地板高度高。因为这种布置形式的缺点多，并且难以克服，故已不再采用。发动机后置后桥驱动的货车是在发动机后置后桥驱动的乘用车的底盘根底上变型而来的，所以采用已经极少了。它的主要缺点是离合器、变速器等操纵机构复杂；发现发动机故障和维修发动机都困难以及发动机容易被泥土弄脏；后桥容易超载等。综上所述本方案采用平头式发动机前置后驱动的布置形式。1.2 汽车主要参数： 外形尺寸(mm)：5200*1900*2100外廓尺寸确实定需考虑法规、汽车的用途、装载质量及涵洞和桥梁等道路尺寸

6、条件。GB 1589-1989规定了汽车外廓尺寸限界，货车、整体式客车总长不应超过12m;汽车宽不超过，汽车高不超过4m等。根据EQ1061G2D3载货汽车的技术参数，可以设计外廓尺寸为5200*1900*2100 货箱尺寸(mm)：3600*1800*380车厢尺寸要考虑汽车的用途参考同类车型选取，但必须保证运送散装煤和袋装粮食时能装足额定的装载质量。根据EQ1061G2D3载货汽车的技术参数，车厢内部尺寸为3600*1800*380。轴荷分配： 表1-0整备质量(kg)1900总质量kg3370空载前轴(kg)1045(55%)满载前轴(kg)35%空载后轴(kg)85545%满载后轴(k

7、g)65%汽车的轴荷分配可根据汽车的驱动形式、发动机位置、汽车结构特点、车头形式及总质量等参照参考文献1并参考EQ1061G2D3载货汽车的技术参数选取。1. 轴距(mm)：27002. 前悬/后悬(mm)：850/16003. 前/后轮距(mm)：1400/13504.5. 货车车头长(mm)：1400轴距、轮距、前悬、后悬的参数参照?汽车设计?教材，并参考了EQ1061G2D3载货汽车选取的。发动机功率、转速、扭矩及发动机型号确实定根据下式估算发动机的最大功率：式中的A为正投影面积，根据外形尺寸计算得到，货车CD。 根据估算出来的最大功率从国内主要汽车发动机生产厂家的产品中选定发动机型式汽

8、油机或者柴油机和型号，国内汽车发动机生产厂家主要有：玉柴、朝柴、解放、东风、长安、柳州动力、云内动力、北京内燃机等，可上网查询相关产品的型号及参数A为正投影面积1900*2400 mm = 4560000mm2 =4.56 m2 CD取0.8T 为传动系效率，根据参考文献1，对驱动桥单级主减速器的42汽车可取90%，故T取90%fr为滚动阻力系数，根据参考文献1g为重力加速度，取/s2 ma为汽车总质量，3370kgvamax为最高车速，80km/h由以上参数可计算得：Pemax =43.57KW式中的A为正投影面积，可以参考已有的同类车型的尺寸计算得到，货车CD取0.81.0。根据估算出来的

9、最大功率从国内主要汽车发动机生产厂家的产品中选定发动机型式汽油机或者柴油机和型号，国内汽车发动机生产厂家主要有：玉柴、朝柴、解放、东风、长安、柳州动力、云内动力、北京内燃机等，可上网查询相关产品的型号及参数。因此选取发动机功率为44kW。发动机的根本参数： 表1-1发动机型号490QC燃油种类柴油最大功率(kW)44最大扭矩(N.m)160汽车轮胎的选择轮胎及车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车桥轴与地面之间传力，驾驶人员经操纵转向轮，可实现对汽车运动方向的控制。轮胎及车轮对汽车的许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶平安性和汽车的承载能力都有影响，因此，选择轮胎是

10、很重要的工作。轮胎及车轮的选择应满足一下根本要求：足够的负荷能力和速度能力；较小的滚动阻力和行驶噪声；良好的均匀性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗刺扎和良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。根据汽车的用途及轴荷、最高车速并参考同类汽车选取，可上汽车轮胎制造商网站查找有关轮胎和轮辋参数。国产轮胎的知名品牌有：三角、双钱/回力、成山、东风、风神等。1、 型号：6.50-162、 技术指标：层数10，轮辋型号：，允许内压560kpa,最大负荷14050kg,断面宽度215mm，外直径765mm3、数量：4确定传动系最小传动比，即主减速器传动比在选定最小的传动比时，要考虑到最高挡行驶时有足

11、够的动力性能。根据参考文献9机最大功率时的车速应等于最高车速或略小于最高车速： 即主减速器传动比： (最高档为直接档)式中：为滚动半径；为发动机额定功率时的转速；为最高车速应根据选定发动机后的参数重新估算， 为变速器的最高挡传动比，假设最高挡为直接挡，那么=1。由已选轮胎得：自由直径为：d=765mm由=Fd/2得：滚动半径=mm由上述可知，=3200 rpm；=80km/h根据公式可得：=4.39。故取4.39确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。确定传动系最大传动比时，要考虑三方面：最大爬坡度；附着力；汽车的最低稳定车速。就普通货车而言，当时，确定传动系最大传动比也就是确定变速

12、器I挡传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为：或 即 = 一般货车的最大爬坡度为30，即由数据和计算数据得，最大总质量G=3370kg；=mm；r=382.5mm；Ttqmax=160Nm; =4.39 根据附着条件校核最大传动比： 式中：为后轴轴荷；为滚动半径；为变速器的I挡传动比。所以： 根据数据和计算数据得：=337=21466.9N;=0.8;rr=0.364m;(=1.11.3,取1.2)；=6.04;T可得：=5故取：=2 驱动桥设计2.1 概述驱动桥是汽车传动系的主要组成局部。汽车的驱动桥处于传动系的末端，其根本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转

13、矩，将转矩分配给左、右驱动轮，并使左、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的铅垂力、纵向力和横向力。它要保证当变速器处于最高挡时，在良好的路面上有足够的牵引力以克服行驶阻力和获得汽车最大的速度，这主要取决于驱动桥的传动比。虽然在汽车的整体设计时，从整车性能出发决定驱动桥的传动比，但是用什么形式的驱动桥、什么结构的主减速器和差速器等在驱动桥设计中要具体考虑。决大多数的发动机在汽车上是纵置的，为了使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩的方向，同时根据车辆的具体要求解决左右扭矩的分配。整体式驱动桥一方面需要承当汽车的载荷；另一方面车轮上的作用力以及传递

14、扭矩所产生的作用力矩都要由驱动桥承当，所以驱动桥的零件必须具有足够的强度和刚度，以保证机件的可靠工作。驱动桥还必须满足通过性和平顺性的要求。6。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和桥壳等组成。它们应具有足够的强度和寿命、良好的工艺、适宜的材料和热处理等。对零件应进行良好的润滑并减少系统的振动和噪音等1。 驱动桥的结构型式虽然可以各不相同，但在使用中对它们的根本要求却是一致的，其根本要求可以归纳为1：1所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最正确的动力性和燃油经济性。2差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断无脉

15、动地传递给左、右驱动车轮。3当左右驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力。4能承受和传递路面和车架式车厢的铅垂力、纵向力和横向力以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩。5驱动桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性。6轮廓尺寸不大以便于汽车的总体布并与所要求的驱动桥离地间隙相适应。7齿轮与其他传动机件工作平稳，无噪声。8驱动桥总成及零部件的设计应能满足零件的标准化，部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。9在各种载荷及转速工况下有高的传动效率。10结构简单，维修方便，机件工艺性好，容易制

16、造。表2-1 汽车的主要技术参数总质量2305发动机的位置前置横列轴距2700车长/宽/高4820/1870/1835变速器型式手动五挡变速器轮胎尺寸235/75R15 发动机额定功率/转速78/4600最大扭矩/转速190/3200最大爬坡度最小离地间隙200接近角29离去角传动轴开式，两节，中间支撑最高车速120轴荷分配满载前900后1405空载前845后780变速器速比一挡二挡三挡四档五挡倒挡12.2 驱动桥的结构方案 在选择驱动桥总成的结构型式时，应当从所设计汽车的类型及使用、生产条件出发，并和所设计汽车的其他部件，尤其是悬架的结构型式与特性相适应，以共同保证整个汽车预期使用性能的实现

17、。驱动桥的总成的结构型式，按其总体布置来说有三种：普通的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥合和断开式驱动桥5。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式或称为整体式，即驱动桥是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置由左、右半轴组成都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮那么与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向传动机构。为了防止运动干预，应采用花键轴或一种允许两

18、轴能有适量轴向移动的万向传动机构。非断开式驱动桥的桥壳是一跟支承在左右驱动车论上的刚性空心梁，而主减速器、差速器及半轴等传动机件都装在其中。这时，整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的局部质量都是属于汽车的非悬挂质量，使汽车的非悬挂质量较大，这是普通非断开式驱动桥的一个缺点。整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接。非断开式驱动桥的整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的局部质量都是属于汽车的非悬挂质量。因此，在汽车的平顺性、操纵稳定性和通过性等方面不如断开式驱动桥。但是断开式驱动桥结构简单、制造工艺性好、本钱低、工作可靠、维修调整容易，因而广泛用在各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和局部轿车上。1主减

19、速器 2套筒 3差速器 4、7半轴 5调整螺母6调整垫片 8桥壳图2.1 非断开式驱动桥非断开式驱动桥结构简单，工作可靠，本钱较低，但非悬挂质量大，广泛应用各种商用车和局部乘用车上，CS1028皮卡车是商用车，考虑经济性，在非断开式驱动桥能满足其性能的情况下，选择非断开式驱动桥。现代驱动桥主要由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。其结构图如所示：2.3 主减速器设计 主减速器的结构形式的选择.1 主减速器的减速形式单级主减速器：由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造本钱低廉的优点，广泛用在主减速比i0的各种中、小型汽车上。根据CS1028皮卡车的载荷小，主传动比的特点

20、，采用单级主减速器优势突出。.2主减速器的齿轮类型在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。双曲面齿轮其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都是采用90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。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

21、。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拟，负荷可提高至175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，那么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

22、样，那么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开工作得更加平稳、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。1 CS1028皮卡车的传动比在左右，且对离地间隙有较高的要求，鉴于上述双曲面齿轮具有的特点，选择双曲面齿轮的主减速器。这种主减速器由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，零件结构如

23、下图 1螺母; 2后桥凸缘; 3油封; 4前轴承; 5主动锥齿轮调整垫片;6隔套; 7垫片; 8位置调整垫片; 9后轴承;10主动锥齿轮图2.2 主动锥齿轮及调整装置零件图.3 主减速器主、从动锥齿轮的支承型式及安置方法在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有悬臂式、骑马式两种。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，本钱提高。轿车和装载质量小于2t的货车，常采用结构简单、质量

24、较小、本钱较低的悬臂式结构。5在这里采用悬臂式结构合理。主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。 主减速器的根本参数选择与设计计算.1 主减速齿轮计算载荷确实定参考文献1，按以下三种工况进行从动齿轮的转矩计算1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(Tje、Tjh)的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度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： =3

25、034.395 Nm 2-1 = Nm 2-2式中：Temax发动机量大转矩，Nm；190 Nmi1变速器最低档传动比i1=3.9 i0 主减速比i0= 上述传动局部的效率，取Kd超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取Kd=1；n该车的驱动桥数目；该车采用发动机后置后驱为1 G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量；13769 N 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；货车为一般公路用车取=0.85；此车取1 rr

26、车轮的滚动半径，m；m，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(例如轮边减速器等)。该车无轮边减速器，故=97%，=1;故Tc Nm2上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm (Nm)为： 2-3 Nm 式中：Ga汽车满载总重，N；22589 NGT所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车； fR道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR；载货汽车取；越野汽车取；该车取 fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通

27、常，轿车取；载货汽车和城市公共汽车取；长途公共汽车取，越野汽车取。该车取0.08;fP汽车或汽车列车的性能系数：=由于fP计算为负，取0值。那么fP=0注意：当计算主减速器主动齿轮时，应将各式分别除以该齿轮的减速比及传动效率。3主动锥齿轮的转矩计算5Tz=TC/ i04.55=702 Nm 2-4Tz=Tjm/ i05=164.43 Nm 2-5式中：Tc，Tjm计算转矩，Nm。按最低档传动比时Tc Nm，按从动齿轮的平均计算转矩TjmNmi0 主减速比；上述传动局部的效率，取=95%；.2 主减速器齿轮根本参数的选择1 齿数的选择对于单级主减速器，当i0较大时，那么应尽量使主动齿轮的齿数取值

28、小些，以得到满意的驱动桥离地间隙。当i06时，z1的最小值可取为5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度，Z1最好大于5。当i0较小(如i05)时，引可取为712，但这时常常会因主、从动齿轮齿数太多、尺寸太大而不能保证所要求的桥下离地间隙。为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数z1，z2之间应防止有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于轿车应不少于50。本车的主减速比为5，主减速比拟小，参考文献5表3-10、3-13后选用Z1=10，Z2=44；实际主减速比为；Z1+Z2=5450符合要求。2 节圆直径的选择可根据文献1推荐的从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按经验公式选出

29、：= 2-6 式中：d2从动锥齿轮的节圆直径，mm；Kd2直径系数，Kd2=13.0；Tc计算转矩，Nm; 3034.395 Nm根据该式可知从动锥齿轮大端分度圆直径的取值范围为 mmmm.参考文献5中推荐当以挡传递时，节圆直径应大于或等于以下两式算得数值中较小值：=200mm=287mm即在本设计中需使200mm当以直接传递时，那么需满足以下条件=169mm最后根据上两式中所选得的值中的较大者，即可取=206mm3 齿轮端面模数的选择d2选定后，可按式m=d2/z2算出从动锥齿轮大端端面模数，并用下式校核： 2-7式中：Tc计算转矩，Nm； 3034.395 NmKm模数系数，取Km0.4。

30、由2-7可得模数的取值范围为故模数取4.68适宜。4 齿面宽的选择汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽B(mm)推荐为10：B=2 2-8 =206 式中：d2从动齿轮节圆直径，206mm。 并且B要小于10m即mm。 考虑到齿轮强度要求取34mm。 小锥齿轮的齿面宽一般要比大锥齿轮的大10%,故取38mm。5 双曲面齿轮的偏移距E轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A0的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 2的20%)；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E那么不应超过从动齿轮节锥距A0的20%或取E值为d：的10%12%，且一般不超过12%

31、。传动比愈大那么正也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径d2的2030。但当E大干d2的20时，应检查是否存在根切5。该车属轻负荷传动，故取E为41mm。6 双曲面齿轮的偏移方向与螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向它是这样规定的，由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，那么为上偏移，在下方时那么为下偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋。1该车取下偏移主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。7 齿轮法向压力角的选择格里森

32、制规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用1430，或16的法向压力角；载货汽车和重型汽车那么应分别选用20、2230的法向压力角。对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230的平均压力角，轿车选用19的平均压力角。当zl8时，其平均压力角均选用2115。1该轿车取齿轮法向压力角为192.3.4 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算.1 锥齿轮齿面上的作用力齿宽中点处的圆周力： (2-14)式中： T作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩见下式5：其中： -发动机最大转矩 -变速器在各挡的使用率，参考文献5的表3-14选取 -变速器各挡的

33、传动比 -变速器在各挡时发动机转矩利用率，参考文献5的表3-41选取其中，为变速器处于第i档时的发动机转矩所以主动锥齿轮的当量转矩为=171.0374 -该齿轮齿面宽中点的分度圆直径 2-15=206-34sin70 = mm 主动齿轮有： 2-1610/1400 F1=5897 N对于从动齿轮有： 2-17=8766 N式2-152-17中： -从动齿轮齿面宽 -从动齿轮节锥角 -分别为主、从动齿轮的螺旋角 -分别为主、从动齿轮的齿数2.3.4.2 锥齿轮的轴向力和径向力1轴向力主动齿轮： 2-18 =8517 N从动齿轮： 2-19 =1248 N2径向力主动齿轮： 2-20 N从动齿轮：

34、 2-21 =5397 N上述的4式中，为锥齿轮的法向压力角；为螺旋角：为节锥角当锥齿轮齿面所受的圆周力、轴向力与径向力计算确定后，根据主减速器轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。主动锥齿轮轴的材料选用40Cr钢，调质处理。11由文献13查表7-1得材料的强度极限 =700MPa；查表7-12得 =65MPa 可以推出轴所满足条件的最小直径： 2-22 =mm其中c由文献13的表7-11中取得c=100；n分别为发动机的额定功率和转速，其值由表2-1中可得。即取=30 mm 由装配关系可以得出最小直径的位置是安装导向轴承的，所以确定导向轴承的型号为31306的圆锥滚子轴承。再根据小齿轮轴和

35、差速器的设计，小齿轮轴的轴承选用的圆锥滚子轴承的型号为32007，差速器轴承选用的圆锥滚子轴承型号为3221611。2.3.4.3 锥齿轮轴承的载荷较远处轴承的载荷：径向力： 2-23 =4776 N轴向力：AA= =8517 N较近处轴承的载荷径向力： 2-24 N轴向力：AB=0式2-23-2-24中：a=73mm;b=42mm;c=115mm那么较远处轴承的当量载荷Q1=其中对于单列圆锥滚子轴承，当e 时，X=1；Y=0当e时，；Y值及判断参数e参考轴承手册或产品样本此设计中=e=时，；所以 N此时对于31306型轴承，由文献13可查的它的额定动载荷，那么轴承的寿命=13172 h 2-

36、25式中： -温度系数，取值按文献5表3-42取出-载荷系数，对于车辆，可取，此设计取-寿命指数，滚子轴承取10/3n轴承的计算转速： 80/0.3581= r/min -轮胎的滚动半径 -汽车的平均行驶速度，km/h；对于轿车取为50-55km/h；对于载货汽车和公共汽车可取为30-35km/h 同理较近处轴承选用32007型，它的当量载荷Q2=4776 N，额定动载荷 此时此轴承的寿命=19505 h 由参考文献5可知轴承的额定寿命 2-26 式中： s汽车的大修里程，km .小排量乘用车及客、货车的大修里程一般15万km以上，大修寿命较低；排量较大的乘用车，总质量较大的货车、客车大修里程

37、一般在30万km以上，大修寿命较长；总质量大的货车在使用质量良好的柴油机时，大修寿命可到达50-80万km。根据车型此设计选用30万km1 所以=6000 h从上可知设计的齿轮符合要求。2.3.5 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拟，它具有载荷大、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板弯曲折断、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：11具有高的弯曲疲劳强度和外表接触疲劳强度以及较好的齿面耐磨性，故齿外表应有高的硬度；2轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，防止在冲击载荷下轮齿根部折断；3

38、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、减少制造本钱并降低废品率；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、铬等我国开展了以锰、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。常用的钢号有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。用渗碳合金钢制造齿轮，经渗碳、淬火、回火后，轮齿外表硬度可高达HRC5864，而芯部硬度较低，当端面模数m8时为HRC2945，当m58时，为；m8时，为。所以此设计中的渗碳层深度为由于新齿轮润滑不良，

39、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(或仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对研磨)后均予以厚度为的磷化处理或镀铜、镀锡。这种外表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，为了提高其耐磨性可进行渗硫处理。2.4 差速器设计与计算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关系说明：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异的。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装有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不

40、等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学要求。2 差速器类型的选择 1轴承; 2调整螺母; 3,7差速器壳; 4半轴齿轮垫片; 5半轴齿轮; 6行星齿轮; 8轴架; 9长轴; 10行星齿轮止推片; 11短轴图2.3 差速器零件图本设计采用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器。此种差速器由于其结构简单、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、客车和各种公路用载货汽车上有些越野汽车也采用了这种结构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

41、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。如上图2.3所示。 差速器齿轮的根本参数选择1行星齿轮数目的选择轿车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用3个行星齿轮。此设计采用2个行星齿轮2行星齿轮球面半径RB(mm)确实定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮反面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，锥实际上代替了差速器圆锥齿轮的节距，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： (2-27)式中：KB行星齿轮球面半径系数，KB，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及越野汽车、矿用汽车取最

42、大值；取KBmd计算转矩，Nm。按上式可以计算出行星齿轮球面半径RB为41.984 mmRB确定后，即可根据下式预选其节锥距：A00.99) RB 2-28 此设计选用较大值6mm3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少，但一般不应少于10。此设计行星齿轮的齿数选z1择10半轴齿轮的齿数采用1425。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内。考虑到在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数z2L、z2R之和，必须能被行星齿轮的数目n所整除，否那么将不能安装。半轴齿轮的齿数选z用184差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步

43、确定1先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角、：0 2-29 0 2-30 式中：z1、z2行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： 2-31 算出模数后，节圆直径d即可由下式求得： 2-32 行星齿轮节圆直径10mm 半轴齿轮节圆直径18mm 齿面宽的选择双曲面齿轮的轮齿面宽2(mm)推荐为：10bzA09mm式中：d齿轮节圆直径，mm。并且F要小于10m即40mm。考虑到齿轮强度要求取12mm。5压力角过去汽车差速器齿轮都选用20压力角，这时齿高系数为l，而最少齿数是13。目前汽车差速器齿轮大都选用2230，的压力角，齿高系数为，最少齿数可减至10，并且在小齿轮(行星

44、齿轮)齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为20的少，故可用较大的模数以提高齿轮的强度。1此设计差速器齿轮大采用2230的压力角，齿高系数取6行星齿轮安装孔直径及其深度L确实定1 2-33 22.0323 mm式中：T0差速器传递的转矩，3034.395 Nm； n行星齿轮数；2 rd为行星齿轮支承面中点到锥顶的距高，mm；支承面的许用挤压应力，取为98MPa。行星齿轮安装孔的深度L就是行星齿轮在其轴上的支承长度。通常取24.2355 mm 差速器齿轮的几何参数的计算表2-4 差速器齿轮的几何参数的计算5序号工程计

45、算公式结果1行星齿轮齿数z1应尽量取小值102半轴齿轮齿数z2=1425,且需满足式4-14183模数m4.0364齿面宽F=(0.250.30)A0; F10m125齿工作高hg=6齿全高h=7压力角一般汽车:a=；某些重型汽车：a=25o8轴交角o90 o9节圆直径d1=mz1;d2=mz2；10节锥角 ； 或=90o- 。o ； o11节锥距Ao=12周节t=13齿顶高；14齿根高；15径向间隙16齿根角 o ；o17面锥角o ； o18根锥角0；019外圆直径；20节锥顶点至齿轮外缘距离；21理论弧齿厚；22齿侧间隙B(见表3-19)采用高精度一栏的数值23弦齿厚；24弦齿高；2.4.

46、4 差速器齿轮与强度计算1汽车差速器齿轮的弯曲应力为： 2-34按计算转矩进行计算时：951 MPa式中：T差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，Nm； n差速器行星齿轮数目；2J计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，见参考文献3图4-11查得为按日常行驶平均转矩计算所得的汽车差速器齿轮的弯曲应力，应不大于；按计算转矩进行计算时，弯曲应力应不大于980 MPa。从上可知设计的齿轮符合要求。2.5 驱动桥壳设计 整体式桥壳是把整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心梁，其刚度和强度都比拟好。桥壳将车体上的重力传到车轮并将作用在车轮上的牵引力，制动力，侧向力传给悬架和车架。其内部用来安装主

47、减速器、差速器和半轴等。桥壳的作用就是直接承受汽车后部的负荷。当汽车直线行驶时，桥壳承受垂直和水平负荷，当汽车制动时，桥壳承受垂直和水平负荷及由制动力产生的扭转力矩，而汽车侧向滑移时，后桥壳承受垂直和侧向负荷。由此可知，后桥壳在实际使用中的工况是比拟复杂的。因此在设计驱动桥壳时，应使其具有足够的强度，疲劳寿命及刚度，以确保减速器总成的正常运转3。驱动桥壳应满足以下要求2：1) 保护装于其上的传动系部件和防止泥水侵入，具有足够的强度和使用寿命，质量小；2) 具有高的刚度，以保证主减速器齿轮的啮合的正常工作和不使半轴产生附加弯曲应力；3) 保证足够的离地间隙；4) 结构工艺性好，本钱底，拆装、保养

48、、维修方便。整体式桥壳因制造方法不同，可分为整体铸造式、中段铸造压入钢管式和钢板冲压焊接式等。本设计选用整体铸造式桥壳，它具有如下优点： 可制造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，其刚度和强度都比拟好，工作可靠，适应于要求桥壳承载负荷较大的中型和重型载货汽车总结为期两周的课程设计是对我们三年以来学习的一次小的考验，为了设计出高运输效率、汽车动力良好、燃油经济、平安性和可靠性高的汽车，我主要进行的是CSU1030A货车的驱动桥设计。在传动系统中，它占有举足轻重的地位。它的结构型式和设计参数除对汽车的可靠性和耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性

49、、机动性和操纵稳定性等有直接的影响。本设计的主要内容就是对主减速器、差速器、半轴、驱动桥壳等主要零部件的设计计算，以及对驱动桥的强度和结构的设计，再进行刚度、强度验算，使得设计合理而且能够满足使用要求以及本钱要求。在这次设计中，我系统的复习了机械制图、机械原理、汽车构造、汽车理论、汽车设计及生产制造等方面的根本理论和专业知识，从理论上到实践上了解各种驱动系统。在这次设计中，首先的收获是查阅资料的能力。到图书馆借书、到网上搜索资料、到阅览室查阅期刊杂志，在大量的文字中找到我们需要的，并加以分析很整理，再把它融入到自己的设计中去。其次就是动手能力了。在我画驱动桥的装配图的过程中遇到很多的困难，对结

50、构不是很了解，于是我们就到实验室对着实物一点一点的琢磨。通过对实际驱动桥的研究，再参照我们设计的驱动桥，进一步加深对它的认识。最能表达动手能力的方面还是CAD制图。这次的设计是对三年所学过的知识的一个复习，包括汽车构造、机械设计、机械制图等等。很多知识以前只是停留在理论上的认识，现在我们把理论运用到实践中去了，又有了更为深刻的认识。任何的事情都不可能到达完美，我们的设计更是这样的。通过反复的验算、修改、优化才能使我们的结果趋于合理，才会使图形效果更理想。通过这次设计，对这四年的学习做了一个小结，对自己这三年半的学习也做了一个总结。这次的设计给我最大的感受就是结果不是最重要的，我们享受的是一个努

51、力的过程和认真的态度。参考文献1王望予.汽车设计第4版M.机械工业出版社，2005M.清华大学出版社，2001M.同济大学出版社，1997 M.北京理工大学出版社，2004 5刘惟信编著.汽车设计丛书 驱动桥M .清华大学出版社，2004M.机械工业出版社，20057Jerry Kinsey. The Advantages of an Electronically Controlled Limited Slip Differential. J Copyright 2004 SAE international8M.人民交通出版社，20019 余志生.汽车理论第3版M.机械工业出版社，2000M.北京:人民交通出版社,1980M.北京:机械工业出版社,199712 濮良贵,纪名刚主编机械设计第七版M高等教育出版社200713 骆素君、朱诗顺主编机械课程设计简明手册M化学工业出版社200614徐学林主编互换性与测量技术根底M湖南大学出版社2005