驱动桥设计说明书

汽车设计课程设计

轻型货车驱动桥设计

姓 名: 黄华明 学 号: 12431173 专业班级: 机英123 指导教师: 王淑芬

题目：

1. 整车性能参数：

驱动形式 6x2后轮； 轴距 3800mm；

轮距前/后 1750/1586mm； 整备质量 4310kg； 额定载质量 5000kg；

空载时前轴分配负荷45%，满载时前轴分配负荷26%； 前悬/后悬 1270/1915mm； 最高车速 110km/h； 最大爬坡度 35%；

长、宽、高 6985、2330、2350； 发动机型号 YC4E140-20； 最大功率 99.36KW/3000rpm；

最大转矩 380N·m/1200~1400rpm；

变速器传动比 7.7 4.1 2.34 1.51 0.81； 倒挡 8.72；

轮胎规格 9.00-20； 离地间隙 >280mm。

2. 具体设计任务：

1）查阅相关资料，根据其发动机和变速箱的参数、汽车动力性的要求，确定驱动桥上主减速器的减速形式，对驱动桥总体进行方案设计和结构设计。

2）校核满载时的驱动力，对汽车的动力性进行验算。 3）根据设计参数对主要零部件进行设计与强度计算。 4）绘制所有零件图和装配图。 5）完成6千字的设计说明书。

第1章 驱动桥的总体方案确定

1.1 驱动桥的结构和种类和设计要求

1.1.1 汽车车桥的种类

汽车的驱动桥与从动桥统称为车桥，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，车桥分为整体式和断开式两种。当采用非独立悬架时，车桥中部是刚性的实心或空心梁，这种车桥即为整体式车桥；断开式车桥为活动关节式结构，与独立悬架配用。在绝大多数的载货汽车和少数轿车上，采用的是整体式非断开式。断开式驱动桥两侧车轮可独立相对于车厢上下摆动。

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。 1.1.2 驱动桥的种类

驱动桥位于传动系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并合理的分配给左、右驱动车轮，其次，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩。

驱动桥分为断开式和非断开式两种。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，其桥壳是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁，主减速器、差速器和半轴等所有的传动件都装在其中；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。 1.1.3 驱动桥结构组成

在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件如图1.1所示。

1 2 3 4 5 6

1－轮毂 2－半轴 3－钢板弹簧座 4－主减速器从动锥齿轮 5－主减速器主动锥齿轮 6－差速器总成

图1.1 驱动桥

1.1.4 驱动桥设计要求

1、选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下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，以满足通过性的要求。 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有较高的传动效率。

5、具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和 力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。

6、与悬架导向机构运动协调。

7、结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。

1.2设计车型主要参数

表2.1 设计车型参数

轮胎 发动机最大功率 发动机最大转矩 整备质量 额定载质量 最大车速 9.00-20 99.36/3000 380/1200~1400 4310 5000 110 Pemax kW/np （r/min） Temax N·m/nr （r/min） kg kg km/h 轮距（双胎中心线） 3800 mm 1.3 主减速器结构方案的确定

1.3.1主减速比的计算

主减速比i0对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小影响很大。当变速器处于最高档位时i0对汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0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i0值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pamax及其转速np的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定[5]：

i0=0.377

rrnpvamaxigh （1.1）

式中：rr——车轮的滚动半径，rr=0.405m

igh——变速器最高档传动比1.0（为直接档）。 np——最大功率转速3200 r/min va——最大车速90km/h

对于与其他汽车来说，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：

i0=（0.377~0.472）

rrnpvamaxigh （1.2）

经计算初步确定i0=6.14

按上式求得的i0应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能的齿数对i0予以校正并最后确定。 1.3.2主减速器的齿轮类型

本次设计采用螺旋锥齿轮。

1.3.3主减速器的减速形式

本次设计货车主减速比i0=6.14，所以采用单级主减速器。 1.3.4主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法

1、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 ；（2）骑马式

跟据实际情况，所设计的为轻型货车所以采用悬臂式支撑。 2、主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择

本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮采用骑马式支撑（圆锥滚子轴承）。

1.4 差速器结构方案的确定

本次设计选用：普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。

1.5 半轴形式的确定

根据相关车型及设计要求，本设计采用全浮半轴。

1.6 桥壳形式的确定

桥壳的结构型式大致分为可分式，组合式整体式三种。 本次设计驱动桥壳就选用整体式桥壳。

第2章 主减速器设计

2.1概述

主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。

2.2主减速器齿轮参数的选择与强度计算

2.2.1主减速器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Tje

Tje?Temax?iTL?K0??T/n （2.1）

式中：Temax——发动机最大转矩201N?m；

iTL——由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比

6.01=36.9014 iTL=i0i1=6.14×变速器传动比i1=6.01；

?T——上述传动部分的效率，取?T=0.9； K0——超载系数，取K0=1.0； n——驱动桥数目1。

Tje=201 ?36.9014 ?1 ?0.9/1=6675.46N?m

2、按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tj?

Tj??G2???rr （2.2）

?LB?iLB式中： G2——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

汽车加速时负腷增大量，可初取：

9.8=4100×9.8=40180N； G2=G满×

?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取?=0.85；

对于越野汽车，取?=1.0；

rr——车轮滚动半径，0.405m；

?LB,iLB——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

传动比，分别取0.96和1。

Tj??G2???rr40180?0.85?0.405==14408.29 N?m

0.96?1?LB?iLB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,Tj?）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。

由式（2.1），式（2.2）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。汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用车和越野车在高负荷低车速条件下工作，对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主减速器的平均计算转矩。

3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tjm

Tjm=

(Ga?GT)?rr (fR?fH?fP) （2.3）

iLB??LB?n式中：Ga——汽车满载总重N, Ga=6000×9.8=58800N；

GT——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取GT=0；

fR——道路滚动阻力系数，初取fR =0.015；

fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。初取fH=0.05； fP——汽车性能系数

fP?当

0.195(Ga?GT)1 [16?] （2.4）

100Temax0.195(Ga?GT)=57.04>16时，取fP=0。

TemaxTjm=

(Ga?GT)?rr58800?0.405(0.015?0.05?0)=1612.4N?m (fR?fH?fP)=

0.96?1?1iLB??LB?n1、 主、从动齿数的选择

2.2.2 主减速器齿轮参数的选择

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6；主

传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。

主减速器的传动比为6.14，初定主动齿轮齿数z1=7，从动齿轮齿数z2=43。 2、从动锥齿轮节圆直径d2及端面模数mt的选择

根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.1和式2.2并取两式计算结果中较小的一个作为计算依据）按经验公式选出：

d2?Kd?Tj （2.5）

23式中：Kd2——直径系数，取Kd2=13～16；

Tj——计算转矩，N?m，取Tj?，Tje较小的。取Tje=6675.46N?m。

计算得，d2=244.78～301.26mm，初取d2=300mm。

d2选定后，可按式m?d2/z2算出从动齿轮大端模数，并用下式校核

mt?Km?Tj （2.6）

式中：Km——模数系数，取Km=0.3~0.4；

3Tj——计算转矩，N?m，取Tje。

mt?Km?Tj=(0.3~0.4)?6675.46=5.67~7.5 由GB/T12368-1990，取mt=7mm，满足校核。 所以有：d1=49mm d2=301mm。

3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择

通常推荐圆锥齿轮从动齿轮的齿宽F为其节锥距A0的0.3倍。对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用：

F=0.155d2=46.66mm，可初取F2=50mm。

一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，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F1=55mm。

4、螺旋锥齿轮螺旋方向

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，

33从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。

5、 旋角?的选择

螺旋角?是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名义螺旋角。螺旋角应足够大以使mF?1.25。因mF越大传动就越干稳，噪声就越低。在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。

6、法向压力角a的选择

压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，载货汽车可选用20°压力角。

7、主从动锥齿轮几何计算 计算结果如表2.1

表2.1 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 项 目 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 模数 齿面宽 工作齿高 全齿高 法向压力角 轴交角 节圆直径 计 算 公 式 计 算 结 果 7 43 7 z1 z2 m F F1=55mm F2=50mm hg?10.92mm h=12.131mm ?=20°hg?H1m h?H2m ? ? d=mz ?=90° d1?49mm d2=301mm 10 节锥角 ?1?arctanz1 z2?2=90°-?1 11 12 13 14 节锥距 周节 齿顶高 齿根高 A0= ?1=9.246°?2=80.753° A0=152.486mm t=21.99mm d1d2= 2sin?12sin?2t=3.1416 m ha1?hg?ha2 ha1=9.03mm ha2?kam hf=h?ha ha2=1.89mm hf1=3.101mm

序号 项 目 计 算 公 式 计 算 结 果 hf2=10.241mm 15 16 径向间隙 齿根角 c=h?hg c=1.211mm ?1=1.165° ?2=3.842°hf??arctan A017 面锥角 ?a1??1??2；?a2??2??1 ?f1=?1??1 ?f2=?2??2 da1?d1?2ha1cos?1 da2=d1?2ha2cos?2 ?a1=13.088° ?a2=81.918° ?f1=8.081° ?f2=76.911° da1=68.825mm 18 根锥角 19 外圆直径 da2=301.607mm ?01?20 节锥顶点止齿轮外缘距离 d2?ha1sin?1 2?01=149.049mm ?02=22.634mm s1=16.27mm s2=5.72mm 0.2mm ?02?21 22 23 理论弧齿厚 齿侧间隙 螺旋角 d1?ha2sin?2 2s1?t?s2 s2?Skm B=0.178~0.228 ? ?=35° 2.2.3螺旋锥齿轮的强度计算

1、损坏形式及寿命

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。

齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：

汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳

折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9N／mm2。

实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。汽车驱动桥的最大输出转矩和最大附着转矩并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能作为疲劳损坏的依据。

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

在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即

Pp? （2.7）

F式中：p——单位齿长上的圆周力，N/mm；

P——作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩G2?rr两种载荷工况进行计算。

按发动机最大转矩计算时：

Temax?ig?103 （2.8）

p?d1?F2

式中：Temax——发动机输出的最大转矩，在此取201N?m；

ig——变速器的传动比；

d1——主动齿轮节圆直径，在此取49mm.；

201?6.01?103?986.13 N／mm 按上式计算一档时：p?49?502201?1?103?164.08 N／m。 直接档时：p?49?502

按最大附着力矩计算时：

G2???rr?103p? （2.9）

d2?F2式中：G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑

汽车最大加速时的负荷增加量，在此取40180N；

?——轮胎与地面的附着系数，在此取0.85； rr——轮胎的滚动半径，在此取0.405m；

40180?0.85?0.405?103按上式p?=1838.13 N／mm。

150.05?50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986.13 N/mm可知，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?w(N/mm2)为 ?w?2?103?Tj?K0?KS?KmKv?F?z?m?J2 （2.10）

式中：Tj——齿轮计算转矩N?m，对从动齿轮，取Tj?，Tje较小的者即

Tje=6675.46N?m和Tjm=1612.4N?m来计算；对主动齿轮应分别除以传动效率和传动比得Tje1=1132.51N?m，Tjm1=273.54N?m；

K0——超载系数，1.0；

4 Ks——尺寸系数Ks=

m=0.7245； 25.4 Km——载荷分配系数取Km=1；

Kv——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，见图3.1，J1=0.242，J2=0.181。

按Tje计算： 主动锥齿轮弯曲应力?w1=359.45 N／mm2<700 N／mm2

从动锥齿轮弯曲应力?w2=507.27 N／mm2<700 N／mm2

按Tjm计算：主动锥齿轮弯曲应力?w1=116.08 N／mm2<210.9 N／mm2

从动锥齿轮弯曲应力?w2=122.53 N／mm2<210.9N／mm2

综上所述，计算的齿轮满足弯曲强度的要求。 （3）轮齿的接触强度计算

螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力?j（N／mm2）为： ?j?Cpd12?Tjz?K0?Ks?Km?Kf?103Kv?F?J （2.11）

式中：Tjz——主动齿轮计算转矩分别为Tje1=1132.51N?m，Tjm1=273.54N?m；

Cp——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm； d1——主动齿轮节圆直径，49mm；

12K0，Kv，Km同3.10；

Ks——尺寸系数，Ks=1；

Kf——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1； F——齿面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽50mm； J—— 计算应力的综合系数，J =0.135。

按Tje计算，?j=2749.78<2800 N／mm2 按Tjm计算，?j=1351.41<1750 N／mm2 轮齿齿面接触强度满足校核。 （4）主动齿轮轴的弯矩

危险截面上的合成弯曲应力为 ：

???M??WM2?T2W （2.12）

式中： W——弯曲截面系数,W??D332，D=35mm；

T——主动齿轮计算转矩为273.54N?m

M——危险截面弯矩，主动齿轮径向力为3091.05N。

经计算，??=66.7MPa

所以主动齿轮轴满足要求。

2.2.4主减速器的轴承计算

轴承的计算主要是计算轴承的寿命。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

锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。

作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：

?fT2?fT3?fTR??1??fT1????Td?Temax???fi2?ig2??fi3?ig3????fiR?igR??fi1?ig1100100100100100????????????3333????? (2.13) ????13式中：Temax——发动机最大转矩，在此取201N·m；

fi1，fi2…fiR——变速器在各挡的使用率，选取0.5％，2％，5％，15％，77.5％； ig1，ig2…igR——变速器各挡的传动比6.01，3.82，2.44，1.55，1；

fT1，fT2…fTR——变速器在各挡时的发动机的利用率，选取50％，60％，70％，

70％，60％。 经计算Td=193.732 N·m

齿面宽中点的圆周力P为：

P?2T=9459.57N （2.14） dm式中：T——作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩T1d； dm——该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。对于螺旋锥齿轮

d2m?d2?F2sin?2

z1d1m?d2m

z2所以：d1m＝40.96mm d2m=251.64mm；

?2——从动齿轮的节锥角80.753°。 计算螺旋锥齿轮的轴向力与径向力如下：

（1）主动齿轮的螺旋方向为左；旋转方向为顺时针：

A1?Pcos? (tan??sin?1?sin??cos?1)=7204.88 N （2.15） (tan??cos?1?sin??sin?1)= 3091.05 N （2.16）

R1?Pcos?（2）从动齿轮的螺旋方向为右：旋转方向为逆时针： A2? R2?Pco?sPco?s（N） （2.17） (ta?n?sin?2?sin??co?s2)=3091.05（N） （2.18） (ta?n?co?s2?sin??sin?2)=7204.88

式中：?——齿廓表面的法向压力角20?； ?1——主动齿轮的节锥角9.246?；

?2——从动齿轮的节锥角80.753?。

2、主减速器轴承载荷的计算

对于采用悬臂式的主动锥齿轮和跨置式的从动锥齿轮的轴承径向载荷， 轴承A，B的径向载荷分别为

1a1aRA=

RB??P?b?2??R1?b?0.5A1?d1m?2 （2.19）

?P?c?2??R1?c?0.5A1?d1m?2 （2.20）

式中：已知P=9459.57N，R1=3091.05N，A1=7204.88N , d1m＝40.96mm, a=43mm，

b=26mm，c=69mm。

所以，轴承A的径向力RA=5929.29 N 轴承B的径向力RB=12255.52 N 轴承的寿命为

?ftCr?6?L???10 s （2.21） ?fpQ????式中：ft ——为温度系数，在此取1.0；

fp——为载荷系数，在此取1.2；

Cr——额定动载荷，N：其值根据轴承型号确定。

此外对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速n2为

n2?2.66vam r/min （2.22） rr式中：rr——轮胎的滚动半径，0.405m；

vam——汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取30～35

km/h，在此取32.5 km/h。

所以有上式可得n2=

2.66?32.5=213.45 r/min

0.405主动锥齿轮的计算转速n1=213.45×6.14=1310.58 r/min。 所以轴承能工作的额定轴承寿命：

Lh?L h （2.23） 60n式中: n轴承的计算转速，1310.50r/min。

若大修里程S定为100000公里，可计算出预期寿命即 L'h=

所以L'h=

100000=3076.9 h 32.5S h （2.24） vam对于轴承A和B，在此并不是单独一个轴承，而是一对轴承，根据尺寸，在此选用30207型轴承，d=35mm,D=72mm，Cr=54.2KN，e=0.37

对于轴承A，在此径向力RA=5929.29N，轴向力A=7204.88N，所以X=0.4，Y=1.6

当量动载荷 Q=fd?XRB?YA? （2.25）式中：fd——冲击载荷系数在此取1.2；

所以，Q=1.2（0.4×5929.29+1.6×7204.88）=16679.4N。 由于采用的是成对轴承Cr?=2Cr，所以轴承的使用寿命为：

Lh=

10?Cr??16666.7?54200?2???=??=6514.5 h>3076.9 h=L'h ?60n?Q1310.5816679.4????A=0.47>e R6A=1.21>e R?103所以轴承A符合使用要求。

对于轴承B，径向力RB=12255.53N，轴向力A=7204.88，所以X=0.4,Y=1.6

当量动载荷 Q=fd?XRB?YA? （2.26）式中：fd——冲击载荷系数在此取1.2；

所以，Q=1.2（0.4×12255.53+1.6×7204.88）=19715.7N

Lh=

10?Cr??16666.7?54200?2???=??=3731.02 h>3076.9 h=L'h ??60n?Q?1310.58?19715.7?6?103所以轴承B符合使用要求。 对于从动齿轮的轴承C，D的径向力

Rc=

RD?1a1a?P?b?2??R2?b?0.5A2?d2m?2 （2.27）

?P?c?2??R2?c?0.5A2?d2m?2 （2.28）

已知：P=9459.57N，A2=3091.05N，R2=7204.88N，a=240mm，b=124mm.c=116mm 所以，轴承C的径向力：Rc=4887.4N；轴承D的径向力：RD=9939.38N

根据尺寸，轴承C，D均采用32103，其额定动载荷Cr为82.8KN,D=100mm，d=65mm T=23mm，e=0.35

对于轴承C，轴向力A=3091.05N，径向力Rc=4887.4N，并且Y=1.7

所以Q=fd?XA?YR?=1.2(0.4×3091.05＋1.7×9939.38)=2176.03N

Lh=

16666.7?Cr??16666.7?82800?????=?=6716.17>L'h ??n213.45?21760.03??Q?A=0.63>e， X=0.4，R?103所以轴承C满足使用要求。

对于轴承D，轴向力A=0N，径向力R=23100.5N,X=1,Y=0。 所以Q=9939.38N

Lh=

16666.7?Cr??16666.7?82800?????=?=91507.36 h >L'h ??n213.45?9939.38??Q??103所以轴承D满足使用要求。

2.3 主减速器齿轮材料及热处理

汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi

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58～64HRC，而心部硬度较低，当端面模数m〉8时为29～45HRC。

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 当端面模数m>5～8时，为1.0～1.4mm

2.4 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滑油的飞溅来实现。 为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高所引起的漏油，应在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，后者应避开油溅所及之处。

加油孔应设置在加油方便之处，油孔位置也决定了油面位置。放油孔应设在桥壳最低处，但也应考虑到汽车在通过障碍时放油塞不易被撞掉。

第3章 差速器设计

3.1 概述

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，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；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，一方面会加剧轮胎磨损，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 对称式圆锥行星齿轮差速器原理

对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构

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r上的A、B、C三点的圆周速度都相等，其值为?0r。于是?1=?2=?0，即差速器不起作用，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?4自转时，啮合点A的圆周速度为?1r=?0r+?4r，啮合点B的圆周速度为?2r=?0r-?4r。于是

?1r+?2r=（?0r+?4r）+(?0r-?4r) 即 ?1+ ?2=2?0 （3.1） 若角速度以每分钟转数n表示，则 n1?n2?2n0

（3.2）

3.3 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构

汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。本设计即使用普通锥齿轮差速器。

3.4 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计

3.4.1 差速器齿轮的基本参数选择

1、行星齿轮数目的选择 载货汽车多用4个行星齿轮。

2、行星齿轮球面半径RB（mm）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半径RB，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：

RB?KBTj（mm） （3.3）

式中：KB——行星齿轮球面半径系数，2.52～2.99； Tj——，取Tj?，Tje较小的者即Tje=6675.46N?m。 经计算RB=47.45~56.29mm，取RB=55mm

差速器行星齿轮球面半径RB确定后，即根据下式预选其节锥距：

A0=（0.98～0.99） RB=53.9～54.45mm 取54mm （3.4）

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少，但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5～2范围内。

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，否则将不能安装，即应满足：

z2L?z2r= I （3.5） n3式中： z2L、z2r——左，右半轴齿数，z2L=z2r；

n——行星齿轮数，n=4；

I——任意整数。

取行星齿轮齿数z1=10，半轴齿轮齿数z2=18，满足条件。 4、差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角?1,?2： ?1?arctanz1z2?29.05?;?1?arctan?60.95?; （3.6） z2z1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： m?2A02A sin?1?0sin?2=5.24 （3.7）

z1z2

由机械设计手册：GB/T12368-1990，取标准模数m=5mm； 确定模数后，节圆直径d即可由下式求得：

d1?mz1?50mm;d2?mz2?90mm （3.8）

5、压力角?

目前汽车差速器齿轮大都选用22?30'的压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可减至10，并且再小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的情况下还可由切相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。

6、行星齿轮安装孔直径?及其深度L的确定

行星齿轮安装孔?与行星齿轮名义直径相同，而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。

T0?103 L?1.1?=26（mm） L??1.1??

[?c]?nl2T0?103 ??=24 mm （3.9）

1.1[?C]nl式中：T0——差速器传递的转矩6675.46N?m； n——行星齿轮数4；

'' l——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm. l?0.5d2，d2是半轴齿轮齿面

'宽中点处的直径d2?0.8d2，l=36mm；

[?c]——支承面的许用挤压应力，取为69MPa.。 3.4.2 差速器齿轮的几何尺寸计算

取τ=-0.0485。

3.4.3 差速器齿轮的强度计算

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状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动，所以差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，而对于疲劳寿命则不予考虑[13]。

汽车差速器齿轮的弯曲应力为

2?103TK0KsKm ?w? （3.10） 2KvFz2mJ式中：T——差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，N?m；

T? TE?Tm?Tj?0.6n （3.11）

Tj?0.6nn =

6675.46?0.6=1001.32N?m；

41612.4?0.6=241.86N?m； 4Tjm?0.6 =

n——差速器行星齿轮数目4；

z2——半轴齿轮齿数18；

K0——超载系数1.0； Kv——质量系数1.0； Ks——尺寸系数Ks?4m=0.6661； 25.4Km——载荷分配系数1.1； F——齿面宽18mm； m——模数5mm；

J——计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.225，

以Tje计算得：?w=

以Tjm计算得：?w=

2000?1001.32?0.6661=731.94 MPa<[?w]=980 MPa

18?18?25?0.2252000?241.86?0.6661=176.79MPa<[?w]=210.9Mpa

18?18?25?0.225所以由表3.2差速器齿轮强度满足要求。 3.4.4 差速器齿轮的材料

差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等，本设计采用20CrMnTi。

第4章 半轴设计

4.1 概述

驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮与车轮的轮毂联接起来，半轴的形式主要取决半轴的支承形式：普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端支承的形式或受力状况不同可分为半浮式，3/4浮式和全浮式，在此由于是载重汽车，采用全浮式结构。

4.2 半轴的设计与计算

4.2.1全浮式半轴的计算载荷的确定

由于车轮承受的纵向力X2，侧向力Y2值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有 Z2??2X2?Y22

故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。 全浮式半轴只承受转矩，只计算在上述第一种工况下转矩。

其计算可按T?X2L?rr?X2R?rr求得，其中X2L，X2R的计算，可根据最大附着力和发动机最大转矩计算，并取两者中的较小者。

若按最大附着力计算，即

X2L?X2Rm'G2?? （4.1）

2式中： ?——轮胎与地面的附着系数取0.8；

m'——汽车加速或减速时的质量转移系数，可取1.2～1.4在此取1.3。 根据上式X2L?X2R?1.3?40180?0.8=20893.6 N 2若按发动机最大转矩计算，即

X2L?X2R??Temaix?/rr （4.2） 式中： ?——差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6； Temax——发动机最大转矩，201N·m； ?——汽车传动效率，计算时可取0.9；

i——传动系最低挡传动比iTL=i0i1=6.14×6.01=36.9014；

rr——轮胎的滚动半径，0.405m。 根据上式X2L?X2R?9889.25 N

所以取X2L?X2R?9889.25N 应按发动机最大转矩计算则： T=4005.15N·m 4.2.2全浮半轴杆部直径的初选

设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选择可按下式进行：

3 d?3T?103 ?(2.05~2.18)T取d=35mm （4.3）

0.196[?]式中：d——半轴杆部直径mm；

T——半轴的计算转矩，4005.15N?m；

[?]——半轴转矩许用应力，MPa。因半轴材料取40Cr，[?]为784MPa左右，

考虑安全系数在1.3～1.6之间，可取[?]=490~588MPa。

4.2.3全浮半轴强度计算

半轴的扭转应力可由下式计算：

T???16?103=N?mm?[?] （4.4）

d3式中：?——半轴扭转应力，MPa； T——半轴的计算转矩4005.15N?m； d——半轴杆部直径35mm；

[?]——半轴的扭转许用应力，取[?]=490~588MPa。

T4005.15???16?103=

d3?16?103=475.99<[?]，强度满足要求。

353半轴的最大扭转角为

??Tl180??103 （4.5） GJ?式中：T——半轴承受的最大转矩，4005.15N?m； l——半轴长度800mm；

G——材料的剪切弹性模量8.4×104N/mm2； J——半轴横截面的极惯性矩，J??32d4=147248.83mm4。

经计算最大扭转角?=14.1°，扭转角宜选为6°~15°满足条件。

4.2.4全浮式半轴花键强度计算

本次设计采用带有凸缘的全浮式半轴，采用渐开线花键。

根据杆部直径为35mm，选择的渐开线的花键具体参数为：花键齿数为15，模数2.5分度圆直径37.5mm，分度圆上压力角为30°。

半轴花键的剪切应力为：

T?103 MPa （4.6） ?s??DB?dA???zLpb?4??半轴花键的挤压应力为：

T?103 MPa （4.7） ?c??DB?dA??DB?dA?????zLp?42????式中：T——半轴承受的最大转矩4005.15N?m；

DB——半轴花键外径，40mm； dA——相配的花键孔内径，35mm；

z——花键齿数15；

Lp——花键的工作长度70mm；

1b——花键齿宽，mm，??m=4mm；

2?——载荷分布的不均匀系数，计算时取为0.75。 根据据上式计算：

T?1034005.15?103==67.812 MPa ?s??DB?dA??35?40???zLpb????15?70?4?0.7544????T?1034005.15?103==108.499 MPa ?c?D?dD?d35?4040?35?B????A??A????B?zLp???????15?70?0.7542?4??2?????当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不超过71.05Mpa，挤压应力不超过196Mpa，所以校核成功。 4.2.5半轴材料与热处理

本次设计半轴即采用40Cr，中频感应淬火。

第5章 驱动桥桥壳的设计

5.1 概述

驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量，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，承受车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车身，因此桥完既是承载件又是传力件它同时又是主减速器，差速器和半轴的装配体。

5.2 桥壳的受力分析及强度计算

本次设计采用钢板冲压焊接整体式桥壳，选定桥壳的结构形式以后，应对其进行受力分析，选择其断面尺寸，进行强度计算。 5.2.1桥壳的静弯曲应力计算

桥壳犹如一空心横梁，两端经轮毂轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳承受汽车的簧上载荷，而沿左、右轮胎的中心线，地面给轮胎的反力G2/2（双轮胎时则沿双胎中心），桥壳则承受此力与车轮重力gw之差值，即（

G2?gw）， 2桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩M为

?G?B?s M??2?gw? N·m （5.1）

22??式中：G2——汽车满载时静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，在此40180N；

gw——车轮（包括轮毂、制动器等）重力，N； B——驱动车轮轮距，为1.485m；

s——驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，为0.865m.。

桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于gw远小于G2/2，且设计时不易准确预计，当无数据时可以忽略不计所以：

M?40180??1.485?0.865?=6227.9N·m

2?2而静弯曲应力?wj则为 ?wj?式中：M——见式（4.1）；

Wv——危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数，具体如下： 关于桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面的形状，主要由桥壳的结构形式和制造工

M?103 MPa （5.2） Wv26

艺来确定，钢板冲压焊接整体式桥壳在弹簧座附近多为圆管端面，其中D=100mm，d=88mm.。

垂向及水平弯曲截面系数:

d4?3?? Wv?Wh?=39279.9 mm （5.3） 1?4??32?D?

扭转截面系数:

d4?Wt?1?4?16?D?D3??D3??3?=78559.8 mm （5.4） ??所以，?wj?103M=158.55MPa 。 Wv5.2.2在不平路面冲击载荷下桥壳的强度计算

当汽车高速行驶于不平路面上时，桥壳除承受在静载状态下的那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷。这时桥壳载动载荷下的弯曲应力?wd为：

?wd?kd?wjMPa （5.5）

式中：kd——动载荷系数，对载货汽车取2.5；

?wj——桥壳载静载荷下的弯曲应力，158.55MPa。 所以，?wd=396.38 MPa。

5.2.3汽车以最大牵引力行驶时的桥壳的强度计算

计算时不考虑侧向力，此时作用在左右驱动车轮上除有垂向反力外，尚有切向反力。作用在左右驱动车轮的最大切向反力共为

Pmax?Temaix0ig1?T/rr （5.6）

式中：Temax——发动机的最大转矩201N?m； ig1——传动系一档传动比6.01； i0——主减速比6.14； ?T——传动系的传动效率0.9； rr——轮胎的滚动半径0.405m。

经计算，Pmax=16482.6N。

后驱动桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯曲矩为：

27

Mv?G2B?s?m2?=6850.6N?m （5.7） 22式中：m2——汽车加速行驶时的质量转移系数对于货车取1.1；

G2，gw，B，s同5.1式。

由于驱动车轮的最大切向反力使桥壳也承受水平方向的弯矩，对于装用普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，在两弹簧之间桥壳所受的水平方向的弯矩为： Mh?PmaxB?s?=2554.8 N?m （5.8） 22 桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩。这时在两板簧座间桥壳承受的转矩为：

T?Temaix0ig1?T2?333.67N?m （5.9）

式中： Temax,i0,?T,ig1——同式（5.6）下的说明。

由于桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面处为圆管断面，所以在该断面处的合成弯矩为：

M?2 ?Mh?Mv2?T2=8037.24 N?m （5.10）

该危险断面处的合成应力为：

???M?8037.24==204.6MPa （5.11） WV39279.9式中：Wv——危险断面处的弯曲截面系数39279.9mm3。 5.2.4汽车紧急制动时的桥壳强度计算

这时不考虑侧向力，

紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩Mv及水平方向弯矩Mh分别为

?G?B?s （5.12） Mv??2m'?gw??2?2Mh=

G2'B?sm? （5.13） 22式中：G2,B,s——同式（5.1）说明；

m'——汽车制动时的质量转移系数，对于载货汽车的后桥，取m'?0.8； ?——驱动车轮与路面的附着系数0.8。 经计算，Mv=4982.3N?m,Mh=3985.8N?m。

桥壳在两钢板弹簧的外侧部分同时还承受制动力所引起的转矩

28

T?G2'40180m2??rr=?0.8?0.8?0.405=5207.3 N?m （5.14） 222Mv2?Mh?T28235.6?所以， ? ????103?209.7MPa （5.15）

?WW39279.9M ??T5207.3 （5.16） ??103?66.3MPaWt78559.85.2.5 汽车受最大侧向力时桥壳的强度计算

当汽车满载、高速急转弯时，则会产生一想当大的且作用于汽车质心处离心力。汽车也会由于其他原因而承受侧向力。当汽车所承受的侧向力达到地面给轮胎的侧向反作用力的最大值即侧向附着力时，则汽车处于侧滑的临界状态，此时没有纵向力作用。侧向力一旦超过侧向附着力，汽车则侧滑。因此汽车驱动桥的侧滑条件是： P2?Y2L?Y2R?G2?1?4018 （5.17） N0式中：P2——驱动桥所受的侧向力；

Y2L,Y2R——地面给左、右驱动车轮的侧向反作用力；

G2——汽车满载静止于水平面时驱动桥给地面的载荷40180N； ?1——轮胎与地面的侧向附着系数取1。

由于汽车产生纯粹的侧滑，因此计算时可以认为地面给轮胎的切向反作用力为零。 汽车向右侧滑时，驱动桥侧滑时左、右驱动车轮的支承反力为：

1hg?1)?2502.8N （5.18） Z2L?G2(?2B1hg?1Z2R?G2(?)?37648.7N （5.19）

2B式中：Z2L,Z2R——左、右驱动车轮的支承反力，N； hg——汽车满载时的质心高度，0.65m； G2,?1——同式（5.17）下的说明； B——驱动车轮的轮距1.485m。

对于半轴为为全浮式的驱动桥，在桥壳两端的半轴套管上，各装着一对轮毂轴承，它们布置在车轮垂向反作用力Z2的作用线的两侧，通常比外轴承离车轮中心线更近。侧滑时内、外轮毂轴承对轮毂的径向支承力S1,S2，可根据一个车轮的受力平衡求出。

汽车向右侧滑时左、右车轮轮毂内外轴承的径向支承力分别为:

29

S1L? S2L? S1R? S2R?rrbY2L?Z2L?6545.78N （5.20） a?ba?brraY2L?Z2L?9048.58N （5.21） a?ba?brrbY2R?Z2R?136114.53N （5.22） a?ba?brraY2R?Z2R?98465.83N （5.23） a?ba?b式中：rr——轮胎的滚动半径405mm； a,b——取a+b=130mm a=b=65mm。

其中地面给左右驱动车轮的侧向反作用力Y2L、Y2R可由下式求得：

Y2L?Z2L?1?Z2L?1.0?Z2L?2502.8N （5.24）

Y2R?Z2R?1?Z2R?1.0?Z2R?3764 .78N （5.25）

半轴套管的危险断面位于轮毂内轴承的里端处，该处弯矩为：

M?S2R(a?b?l)?S1Rl?12386 .42N?m （5.26）式中：l——为轮毂内轴承支承中心至该轴承内端支承面间的距离11mm。 弯曲应力

M?w??D3d4(1?4)32DS2R?103?12386.42?103?315.3MPa （5.27）

39279.9 剪切应力 ???4?(D2?d2)98465.83?55.6MPa （5.28）

3.14(1002?882)4 合成应力 ??2??w?3?2?329.67MPa （5.29）

半轴套管处的应力均不超过490MPa。

经过计算以各种情况下校核均满足桥壳的许用弯曲应力为300~500Mpa，许用扭转应力为150~400，所以驱动桥壳校核成功。

本次设计桥壳材料选取为16Mn。半轴套管材料为40Cr。

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