五菱汽车驱动桥设计说明书 - 图文

河南科技大学毕业设计（论文）

五菱汽车驱动桥设计

摘要

驱动桥作为汽车的重要的组成部分处于传动系的末端，其基本功用是减速增扭，并将转矩经差速器分配给左、右驱动车轮，使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能。本设计根据设计任务书的要求，熟悉其组成和要求，进行驱动桥总成方案分析、结构设计和方案论证，通过由主要功能部件向外设计的方法进行设计。根据后驱动桥的工作要求，分析驱动桥的运动原理,由给定参数分析汽车的结构、工作受力情况，再根据轻型汽车后驱动桥设计要求,选择满足驱动桥在工作条件下的传动型式，进行传动比计算,主减速器中主、从动齿轮类型的选择及各项参数的选取与计算、主、从动齿轮的支承方式选择、差速器设计计算以及驱动桥壳设计的设计，最后对半轴的强度进行了校核。整体设计使驱动桥壳离地有足够的间隙，质量尽量小，传递效率高。最终完成驱动桥的整体设计。

本驱动桥设计结构合理，符合实际应用，具有很好的动力性和经济性，驱动桥总成及零部件的设计能满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化的要求，修理、保养方便、工艺性好、制造容易、成本低。

关键词：驱动桥，主减速器，差速器，半轴，驱动桥壳

I

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WULING VEHICLES DRIVE AXLE DESIGN

ABSTRACT

As an important component of an automobile, drive axle is at the end of the driveline, of which the basic use is reducing the speed and increasing the torque. Then the torque will be allocated to the left and right drive wheels though the differential, so that the two wheels have differential function requested by Automobile Driving kinematics. The work accoring to the requirements of design, being conversant with compositions and requirements of the drive axle, and analyses the final drive axle project, designs structure, demonstrates project. The drive axle design adopts the method that designs main function unit first then the others. According to rear drive axle working requirement，the design gives the analysis of the movement principle of the drive axle. From the given parameter, the design anal sizes the structure and the force while working. On the base of requirements from light vehicles rear drive axle. The design chooses a drive system that fulfils drive axle under working, calculates drive ratio. Then it also chooses driving gear, driven gear type in the main reducer, each parameter and calculates the chosen parameter. The supporting modes for driving gear and driven gear, brace, design of differential structure form will be considered later. Besides, the design of half axis, strength checking, the design of drive axle housing will be also concluded. General design makes rear-axle housing have enough interspaces, its mass smallest, high transfer efficiency. Finally, the whole design of drive axle is completed.

The design of drive axle has a rational construction and is tally with the actual use. It has great power performance and fuel economy. Drive axle total and the design of intermediate product can get the requirements for standardization in parts, generalized in assembly,

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systematization in products. On one hand, with good technological efficiency, it is very convenient for mending and upkeep. On the other hand, it is easy made with low cost.

KEY WORDS: Drive axle, the main reducer, differential, axle, drive axle housing

III

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目 录

主要符号..........................................1 前言..............................................3 第1章 驱动桥总成的结构型式与布置.................4

§1.1 总体方案论证............................4 §1.2 驱动桥分类..............................4 §1.2.1 非断开式驱动桥....................4 §1.2.2 断开式驱动桥......................6 第2章 主减速器设计...............................9

§2.1 主减速器结构分析........................9 §2.1.1 圆弧齿双曲面齿轮传动..............9 §2.1.2 结构型式..........................9

§2.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案.......10 §2.2.1 主动锥齿轮的支承.................10 §2.2.2 从动锥齿轮的支承.................10

§2.3 主减速器锥齿轮设计.....................10 §2.3.1 主减速比的确定...................10 §2.3.2 主减速器齿轮计算载荷的确定.......11

§2.4 主减速器齿轮基本参数的选择.............13 §2.4.1 齿数的选择.......................13 §2.4.2 从动锥齿轮节圆直径的选择.........13 §2.4.3 从动锥齿轮端面模数的选择.........13 §2.4.4 双曲面齿轮齿宽F的选择...........14 §2.4.5 双曲面齿轮的偏移距离.............14 §2.4.6 双曲面齿轮的偏移方向及螺旋方向...15 §2.4.7 螺旋角的选择.....................15 §2.4.8 齿轮法向压力角的选择.............16

§2.5 主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算.16 §2.6 双曲面齿轮的强度计算...................24

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§2.6.1 单位齿长上的圆周力...............24 §2.6.2 轮齿的弯曲强度计算...............25 §2.6.3 轮齿的齿面接触强度计算...........25

§2.7 主减速器齿轮的材料及热处理.............26 §2.8 主减速器轴承的计算.....................27 §2.8.1 作用在主减速器主动齿轮上的力.....27 §2.8.2 主减速器轴承的当量载荷...........28 §2.8.3 计算主减速器轴承的额定寿命.......29

§2.9 主减速器的润滑.........................29 第3章 差速器设计................................31

§3.1 差速器结构形式选择.....................31 §3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计.........31 §3.2.1 差速器齿轮的基本参数选择.........32 §3.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算.........34

§3.3 差速器齿轮的材料.......................36 §3.4 差速器齿轮的强度计算...................36 第4章 半轴设计..................................38

§4.1 半轴的型式.............................38 §4.2 半轴的设计与计算.......................39 §4.2.1 全浮式半轴计算载荷的确定.........39 §4.2.2 全浮式半轴杆部直径的初选.........39 §4.2.3 半轴的结构设计及材料与热处理.....40 §4.2.4 半轴的强度计算...................40 第5章 驱动桥壳的设计............................41 结论.............................................45 参考文献.........................................46 致谢.............................................47

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将Z2=41，Z1=8，E=33.6mm，d2=246mm代入（2-10），有：?1=48.78°

对于双曲面齿轮传动，当确定了主动齿轮的螺旋角之后，可用下式近似的确定从动齿轮的名义螺旋角：

?2??1?? （2-11） 式中：?—双曲面齿轮传动偏移角的近似值. sin??Ed2F?22 （2-12）

E—双曲面齿轮的偏移距，mm；

d2—双曲面从动齿轮的节圆直径，mm；

F—双曲面从动齿轮的齿面宽，mm。

将?1=48.78°，E=33.6mm，d2=246mm，F=37.2mm代入（2-11）（2-12），有：? =14.03°，?2=34.75°

双曲面齿轮传动的平均螺旋角为： ???1??22 （2-13）

将?1=48.78°，?2=34.75°代入（2-13），有：?=41.8°。 §2.4.8 齿轮法向压力角的选择

加大压力角可以提高轮齿的强度、减少齿轮不产生根切的最小齿数。但对尺寸小的齿轮，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。所以对轻负荷齿轮一般采用小压力角，使齿轮运转平稳，噪音低。“格里森”制双曲面齿轮传动中，微型乘用车选用22?30??的平均压力角。

§2.5 主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算

表3-1是“格里森”制圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算过程

1 2

计算公式 结果 8 41

Z1 Z2

16

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3 (1)(2) 4 F 5 E

6 d2 7 rd

8 ?1? 9 ?1?

10 cot?2i?1.2(3)

11 sin?2i

12

R(6)?(4)(11)m2?2.013 sin?(5)(11)i??(12)

14 cos?i?

15 (14)?(9)(13)

16 (3)(12)

17 Rm1?(15)(16) 18 TR?0.02(1)?1.0619

(12)(10)?(17) 20 tan??(5)(19)

21 1.0?(20)2 22 sin??(20)(21)

23 ?

24

sin??(17)(22)2?(5)(12)

0.074434 1.002766 0.074230 4.73° 0.310196

17

0.195 37.2 33.6 246 95.25 48.78° 1.1415 0.24 0.972387 101.913600

0.320587 0.947219 1.313169 20.3872 26.765930 1.22 451.40593 0.078365

1 0.081607

1.003066 1.016660

0.078125 0.080269 4.98° 4.62° 0.309173

0.308697

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25 tan?2

26 tan?1???(22)(25)

27 cos?1??

28 sin???(24)2(27)

29 cos??2

30 tan?1???(15)?(29)(28)

31 (28)?(9)?(30)?

32 (3)(31)

33 sin?1?(24)?(22)(32)

34 tan?1

35 tan?(22)1?(34)

36 ?1

37 cos?1

38 sin?1??(33)(37)

39 ?? 40 cos?1?

41 tan?(15)?(31)?(40)1?(38)42 ?1

43 cos?1

44 ?2?(42)?(39)

45 cos?2 46 tan?2

47

cot?(22)2?(33)

0.326291 0.227496 0.975086 0.318122 0.948050 1.147733 -0.000397 -0.000397 0.310225 0.326305 0.227473 12.82° 0.975091 0.318150 18.51° 0.948040 1.141430 48.81° 0.658971 30.28° 00.864011 0.582716 0.239278

18

0.325101 0.240309 0.972319 0.317975 0.948100 1.148106

-0.002100 -0.000420 0.309206 0.325140 0.240281 13.53° 0.972325 0.318007 18.50° 0.948088 1.141425 48.80° 0.658972 30.22° 0.864005 0.582732 0.252663

0.324446 0.247403 0.970733 0.317914 0.948120 1.148263

-0.002150 -0.000430 0.308662 0.324507 0.247357 13.90° 0.970743 0.317965 18.505° 0.948102 1.141375 48.805° 0.658989 30.20° 0.863982 0.582793 0.260055

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48 ?2

49 sin?2 50 cos?2

51

(17)?(12)(32)(37)

52 (12)(50) 53 (51)?(52)

54

(12)(45)(49) 55 (43)(51)(35)

56 ?tan?(41)(55)?(46)(54)01?(53)57 ??01 58 cos?01

59

(41)(56)(51) 60 (46)(56)(52) 61 (54)(55)

62 (54)?(55)(61) 63 (59)?(60)?(62)

64

(41)?(46)(63) 65 rd??(64)(58)

76.5° 0.972546 0.232711 27.408200

437.940622

465.348822

90.540161

79.399353

0.081366 4.65° 0.996743 0.003389

0.000108 7188.8302

0.001550 0.005044 110.6803

111.0420 19

75.81° 0.969532 0.244965 27.48373

9 416.0333

11 443.5170

50 90.82099

4 75.37430

9 0.075651 4.30° 0.997151 0.003142

0.000106 6845.569

7 0.002256 0.005504 101.5067

101.7957 75.48° 0.967797 0.251732 27.52750

0 404.8496

02 432.3771

02 90.98139

0 73.33659

3 0.070959 4.05° 0.997492 0.002942

0.000102 6672.265

2 0.002644 0.005688 95.8934

96.0932

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66 67 68 (7)(65) (3)(50)；1.0?(3)

0.857784 0.935688 0.991225

左 0.0503464 左 96.920860

右 0.8 右 0.240120 (5)?(17)(35)(34)(35)(37)69 70 71 72

73 74 75

76

77 78 79 80

81

82

83

；

（37）?(40)(67)左 Zm?(49)(51)

Z?(12)(47)?（70）

A?（12）m（49） A0.5（6）0?（49）

(73)?(72)

hgm?k(12)(45)(2)

(12)(46)(7) (49)(45)?(76)

?i

sin?i

?i2?(78)2.0

cos?i2

tan?i2

(77)(82)

20

1.018477 26.641032 -0.137891 105.304728

123.992945 18.688217 8.144765

0.623665

0.496584 45° 0.7071 22.5°

0.923900

0.414213

1.198923

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?w1=430.3361N/mm2.大齿轮弯曲强度为?w2=109.4774926N/mm2

§2.6.3 轮齿的齿面接触强度计算

双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为

C ?j?Pd12T1maxK0KSKmKf?103KVFJf3T1 N/mm2 （2-18） T1max式中：T1max—主动齿轮最大转矩，N?m；

T1—主动齿轮工作转矩，N?m；

CP—材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N/mm； d1—主动齿轮接圆直径，mm；

12K0，KV，Km—见式（2-17）下的说明；

KS—尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，在缺

乏经验的情况下，可取KS=1；

Kf—表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质，即表面粗

糙度及表面覆盖层的性质。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取Kf=1；

F—齿面宽，mm；取齿轮副中的较小值；

J—计算接触应力的综合系数。它综合地考虑了啮合齿面的相

对曲率半径、载荷作用位置、轮齿间的载荷分配、有效齿宽及惯性系数等因素的影响。取J=0.1820

常常将式（2-18）简化为:

C ?j?Pd12TjZK0KSKmKf?103KVFJf2 N/mm （2-19）

式中：TjZ——主动齿轮计算转矩，N?m

主、从动齿轮的齿面接触应力相等。

将CP=232.6N/mm，d1=48mm，TjZ=438.0984N?m，K0 =1，KS=1，

12Km=1.2，Kf=1，KV=1，F =37.2mm，J =0.1820代入（2-19）有：

?j=2700.6280N/mm

226

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§2.7 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、作用时间长、载荷变化多、带冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。根据这些情况，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表面接触疲劳强度，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）刚才的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易控制，以提高产品质量、缩短制造时间、减小生产成本并降低废品率；

4）选择齿轮的合金元素时要适应我国的情况。例如，为了节约镍、铬等元素，我国发展了以锰、钒、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。 汽车主减速器用的双曲面齿轮以及差速器的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。渗碳合金钢经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度为32~45HRC，芯部硬度较低，渗碳层深度为1.0~1.4mm。 由于新齿轮如润滑不良，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，双曲面齿轮的传动副在热处理及精加工（如磨齿或配对研磨）后均予以厚度为0.005~0.01~0.020mm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，可以进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低，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。

§2.8 主减速器轴承的计算

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轴承的计算主要是计算轴承的寿命。影响主减速器轴承使用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，首先应求出作用在齿轮上的轴向力、径向力，然后再求出轴向反力，以确定轴承载荷。

§2.8.1 作用在主减速器主动齿轮上的力

双曲面齿轮的螺旋方向：主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。

图3-2 主减速器主动齿轮的受力简图

主动齿轮轴向力 A?P?tan?sin??sin?cos?? （2-20） cos?P?ta?nco?s?si?nsi?n? （2-21） co?sP?tan?sin??sin?cos?? （2-22） cos?P?tan?cos??sin?sin?? （2-23） cos?主动齿轮径向力 R?从动齿轮轴向力 A?从动齿轮径向力 R?式中： ?—齿廓表面的法向压力角；

?—齿面宽中点处的螺旋角； ?—节锥角；

P—齿面宽中点处的圆周力，N。

将?=19°，?=48.78°，?=13.9°，P=559.8118N代入（2-20）、（2-21）、（2-22）、（2-23），有：

主动齿轮轴向力 A=338.9078N；主动齿轮径向力 R=217.6932N

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从动齿轮轴向力 A=129.3462N；从动齿轮径向力 R=435.1302N §2.8.2 主减速器轴承的当量载荷

轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩Td进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩Tdz可按下式求得：

?fT??fT???fT????fTR??1?????Tdz?Temax??fi?fi???fi?fi??ig?i???g??i????g???iR?gR????100100100100100????????????3333?????????

13 (2-24)

式中：Temax——发动机最大转矩，N?m；

fi?，fi??，fi???…fiR——变速器在各挡的使用率；

ig?ig??ii，，g???…gR——变速器各挡I,II,III…挡及倒挡传动比； fT?，fT??，fT???…fTR——变速器在各挡时的发动机转矩利用率。

按当量转矩求出轴承的径向载荷R及轴向载荷A以后，即可按下式求轴承的当量动载荷Q：

Q??R??A (2-25) 式中：X—径向系数;

Y—轴向系数.

对于单列滚子轴承

A=1.5568＞0.55；取X=0.4，Y =1.1 R将X=0.4，R =217.6932N，Y =1.1，A =338.9068N代入（2-25），有：

Q=459.8759N

§2.8.3 计算主减速器轴承的额定寿命

当量转矩已考虑了变速器的各挡使用率及在各挡时的发动机转矩利用率，故可直接利用式（3-25）计算的Q值求出轴承的额定寿命

L：

??ftC?6??10 L?? (2-26) ?fQ??P?式中：C—额定动载荷，N;

C可达,当超过时ft—温度系数，标准轴承的工作温度10?0

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100?C，值应进行修正，取ft=1;

fP—载荷系数，考虑载荷性质,平稳性、振动的或剧烈冲击的

载荷对轴承寿命的不同影响，对于车辆，取fP=1.4;

?—寿命指数，对滚子轴承取?=10/3.

将C=51.5kN，ft =1，fP =1.4，?=10/3代入（2-26），有：L =2.2×1012h

§2.9 主减速器的润滑

主减速器及差速器的齿轮及其轴承，均应有良好的润滑，否则极易引起早期磨损。其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承。对于轴承距油面及齿轮的距离较远，润滑条件极差的减速器，其润滑不能靠润滑油的飞溅来实现，而必须采取加强润滑的专门措施。通常是在从动锥齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速器壳内壁上设一专门的集油槽，后者将由旋转的齿轮甩出并飞溅到壳体前面内壁上的部分润滑油收集起来，在经过进油孔引至前轴承圆锥滚子小端处。由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端。而主动锥齿轮前轴承的前面应有回油孔，是经过前轴承的润滑油再流回驱动桥壳中间的油盆中。这样，由于润滑油轴承的进出油孔畅通无阻，使润滑油得到循环，不仅可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不会因润滑油有压力而漏油和损坏。

30

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/zc6g.html