驅動橋設計

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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 韶 關 學 院 畢 業(yè) 設計 題 目：驅動橋設計 學生姓名：潘俊炬 學 號： 系（院）：物理與機電工程學院汽車系 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 班 級：11機制 5班 指導教師姓名及職稱：丘志敏 高級實驗師 起止時間：2014年10月——2015年5月 驅動橋設計 摘要：自汽車在一百多年前發(fā)明以來，隨著經(jīng)濟的發(fā)展，汽車的各項性能達到從沒有過的高度，為汽車設計出合適的驅動橋，對于提高汽車的各項性能有著很大的幫助。本次設計說明的目的就是設計出的驅動橋，適用于總質量在兩噸以下的輕

2、型載貨汽車上。驅動橋的組成有主減速器和差速器等幾個重要部件，本次設計說明將會詳細論證每個零部件的結構是否合適并做出選擇，然后根據(jù)汽車的基本參數(shù)進行設計計算和校核。最后所設計出來的驅動橋既能滿足汽車行駛要求，也能確保汽車的各項性能的優(yōu)越。 關鍵詞：驅動橋；結構選擇；設計計算 Drive axle design Abstract: Since the car in front of more than one hundred years since its invention, with the development of economy, various p

3、roperties of car reach the heights of never had a suitable for the design of automotive drive axle, to improve the car's performance is a big help. The purpose of this design is to design the drive axle, applicable to the total mass under two tons of light truck. Drive axle consisted of several impo

4、rtant parts, main reducer and differential will detail proves the design of the structure of each parts and make a right choice, and then according to the basic parameters of automobile design calculation and checking. Finally the design of drive axle can meet the requirements of the car, also can e

5、nsure that every performance of the car is superior. Key words: Drive axle；Structure choice；Design calculation； 目 錄 1前言…………………………………………………………………………………1 2總體方案論證………………………………………………………………………2 2.1驅動橋總成結構選擇……………………………………………………………2 3主減速器設計………………………………………………………………………3 3.1主減速器方案論證…………………………………………

6、……………………3 3.1.1主減速器齒輪類型選擇………………………………………………………3 3.1.2主減速器的減速形式選擇……………………………………………………4 3.1.3主減速器主、從動齒輪支承選擇……………………………………………4 3.2主減速器基本參數(shù)的設計計算…………………………………………………5 3.2.1主減速比的確定………………………………………………………………5 3.2.2主減速器齒輪計算載荷確定…………………………………………………5 3.2.3主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇………………………………………………7 3.3主減速器錐齒輪的材料選擇……

7、………………………………………………8 3.4主減速器圓弧齒輪強度計算……………………………………………………9 3.4.1單位齒長圓周力………………………………………………………………9 3.4.2齒輪彎曲強度…………………………………………………………………9 3.4.3齒輪的接觸強度………………………………………………………………10 3.5主減速器錐齒輪軸承載荷計算…………………………………………………11 3.5.1主減速器主動齒輪當量轉矩…………………………………………………11 3.5.2錐齒輪上的作用力……………………………………………………………12 3.5.

8、3錐齒輪軸向力和徑向力………………………………………………………12 3.5.4軸承載荷計算…………………………………………………………………12 3.6主動最齒輪型號確定……………………………………………………………14 4差速器設計…………………………………………………………………………15 4.1差速器結構形式選擇 ……………………………………………………………15 4.2差速器齒輪參數(shù)選擇……………………………………………………………15 4.3差速器齒輪的材料選擇…………………………………………………………17 4.4差速器齒輪強度校核……………………………………………

9、………………18 5車輪傳動裝置設計…………………………………………………………………19 5.1車輪傳動裝置選擇………………………………………………………………19 5.2半軸的材料選擇…………………………………………………………………19 5.3全浮式半軸計算…………………………………………………………………19 6驅動橋殼設計………………………………………………………………………21 6.1驅動橋殼的選擇…………………………………………………………………21 6.2驅動橋殼強度計算………………………………………………………………21 7結論 ………………………………

10、………………………………………………23 致謝 …………………………………………………………………………………24 參考文獻 ……………………………………………………………………‥……25 附錄……………………………………………………………………………‥…27 專心---專注---專業(yè) 驅動橋設計說明 專業(yè)班級：11車輛工程1班 潘俊炬 指導教師：丘志敏 高級實驗師 1. 前言 本課題是對總質量在1.5噸的輕型小貨車的驅動橋的結構設計，因此這次說明書將會介紹驅動橋各個零部件的設計過程、結構的選擇。 驅動橋的設計，主要先從汽車的主要用途，以及汽車的總質量來確定驅動

11、橋的結構選擇、布置方式等，本設計將會十分詳細地講解設計過程。 驅動橋是汽車里不可缺少的一個部分，它在行駛過程中承受各種各樣的力。驅動橋的結構類型和一些參數(shù)對于車輛安全行駛來講是非常重要的一件事，也影響著車輛的性能。另外，驅動橋中有著許多十分復雜的零件，制造零件的工藝的好壞也影響著驅動橋的工作，再設計過程中也要考慮到現(xiàn)代加工工藝。因此，通過對汽車驅動橋的學習設計，能夠很好地掌握現(xiàn)代汽車知識和機械加工知識。 本次設計的汽車的參數(shù)： 總質量ma=1500kg，發(fā)動機功率pemax/np=82kw/4000發(fā)動機最大轉矩Tgmax/nT=108/3000-3200，最高速vmax=140

12、km/h，輪胎規(guī)格175/70R14、175/70R14。 在本次設計中，有以下兩個難題，一是將發(fā)動機工作輸出的扭矩通過驅動橋的傳遞到達驅動輪，使驅動輪有更好的行駛和轉向效果，提高汽車的通過性。二是設計出來的驅動橋能夠應付各種各樣的行駛條件，并且耐用性要好，保證汽車的經(jīng)濟性。 本次設計的思路如以下簡述：首先確定汽車的總質量是1.5噸的輕型小貨車，使用非斷開式的驅動橋，設計的驅動橋符合輕型貨車的各項要求；然后就是各個組成的結構類型選擇，參數(shù)的確定，計算出大小，最后對組成的校核和驗算。 本次設計的輕型貨車驅動橋要求制造工藝簡單，價格便宜，結構簡單。工作時穩(wěn)定、可靠，完全符合輕型貨車的整車結構

13、要求。同時在維修保養(yǎng)時，更換方便、容易維修。 隨著全球經(jīng)濟的高速發(fā)展，汽車由原來的保有量少，發(fā)展到現(xiàn)在最為普及的商品之一。汽車的各項性能已越來越受到人們重視。而驅動橋在汽車行駛時，對汽車的影響不亞于發(fā)動機等部件；因此，驅動橋的設計對于汽車的未來來講，有著不可估量的意義。 合適的驅動橋必然會使汽車更加平穩(wěn)安全，經(jīng)濟性也會更高。 2、總體方案論證 2.1驅動橋的總成結構選擇 驅動橋安裝在車輛的傳動系末端，最主要的作用是增距、降速，改變轉矩的傳遞方向，使前方傳來的轉矩變大，并合理的分配給左驅動輪、右驅動輪；另外就是承受車輛行駛時傳來的力和力矩。 驅動橋的組成有主減速器、差速器、車輪

14、傳動裝置以及橋殼等。 設計出來的驅動橋必須有如下的保證： 1） 尺寸小，保證汽車可以通過各種路面。 2） 整體工作穩(wěn)定和聲音要足夠小。 3） 傳遞效率要高。 4） 強度和剛度夠大，用來承受的傳遞車輛行駛時所產(chǎn)生力和力矩。 5） 與車輛其他機構協(xié)調工作。 6） 成本要低，而且方便維修。 驅動橋有斷開式和非斷開式兩種。 非斷開式驅動橋有著結構簡單、工作穩(wěn)定而且價格便宜等優(yōu)勢，因此普遍使用在普通商用車和小型貨車上；斷開式驅動橋雖然能更好的處理各種路面狀況，當它結構復雜，不便于維修保養(yǎng)，因此多應用在重型貨車上。 結合實際情況，本次設計的是總質量為1.5噸的輕型貨車貨車，要求成

15、本低，方便維修等因素，最后選擇使用非斷開式，圖如下所示。 3主減速器的設計 主減速器是驅動橋中不可缺少的組成之一，其作用是減速增矩；他利用的是齒輪之間的傳動比來實現(xiàn)減速增矩的效果，由于汽車行駛在各種不同的路面，所以對主減速器的設計要求也是很高的，應有如下幾點要求： 1. 確定的主減速比要符合車輛的經(jīng)濟性和動力性 2. 外型尺寸要小，工作穩(wěn)定，沒有雜音 3. 結構簡單，方便維修 3.1主減速器的方案論證 主減速器的結構形式選擇主要包括齒輪類型選擇、減速形式選擇、齒輪的支承方案的選擇。 3.1.1主減速器的齒輪類型選擇 查閱參考文獻，主減速器的齒輪類型有很

16、多種，常見的有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪，當然還有蝸桿齒輪；他們之間各有各的優(yōu)缺點，弧齒錐齒輪何以承受較大的負荷，但是對咬合精度要求很高；雙曲面齒輪有較大的傳動比，工作時有更高的平穩(wěn)性，而且尺寸小，因此相對于弧齒錐齒輪應用更廣泛；圓柱齒輪和蝸桿齒輪雖然結構簡單，尺寸小，但是這兩者的傳動效率低[1][2]。 結合實際情況，最后決定使用雙曲面齒輪式。 3.1.2主減速器的減速形式選擇 主減速器主要分為：單級主減速器、雙級主減速器、貫通式主減速器、單、雙極減速配輪邊減速器。 查閱參考文獻，單級主減速器有成本不高，方便維修等優(yōu)勢，在質量較小的商用車和貨車上常常見到單級主減速器的身影[1]

17、[2]。 結合本次設計情況，最后選用單級主減速器。 3.1.3主減速器主、從動齒輪的支承形式選擇 主動錐齒輪的支承： 支承的方式有兩種，懸臂式、跨置式。 懸臂式支承結構簡單，不過承受力的剛度差，因此安裝在轉矩小的主減速器上。 跨置式支承的結構特點是錐齒輪的兩端存在軸承，承受剛度就提高了，因此安裝在轉矩大的主減速器上。 a b 圖2.2.5 主減速器的支承形式：a懸臂式 b跨置式 本次設計的是輕型貨車的傳轉矩小，因此使用懸臂式支承。 從動錐齒輪的支承：

18、 軸承的形式和它們之間的距離，還有它們布置形式，都對從動錐齒輪的支承高剛度有著密切關聯(lián)。圓錐滾子軸承的支承方式是首要選擇。圓錐滾子軸承大的那兩端向里面，這樣可以增加剛度，減少尺寸c+d。但c+d的值大于從動錐齒輪大端分度圓的直徑的70%，因為在這樣就可以保證齒輪后面的差速器殼有足夠的位置去加強支承的穩(wěn)定性。為了兩軸上的載荷能夠平均的分配，尺寸c大于或等于尺寸d。如下圖所示。 圖2.2.5從動錐齒輪支承形式 3.2主減速器基本參數(shù)的設計計算 3.2.1主減速比的確定 本次設計的輕型貨車的發(fā)動機最大功率為82kw，轉速為4000r/n，最高速為140km/h，這時i0應由以下公

19、式確定： i0=0.377rrnpvmaxigh （3-1） 式中： rr——車輪的滾動半徑，rr?=0.3556m? igh——汽車檔位最高的傳動比。igh?=0.81 將參數(shù)代進上面的公式（3-1）中，計算得出i0=4.72 3.2.2主減速器齒輪計算載荷確定 由于路面情況有很多種，要精確計算出齒輪所承受的載荷顯然不切實際，一般情況下分兩種情況來計算，一種是發(fā)動機最大轉矩配變速箱最低檔傳動比計算；另一種是發(fā)動機最大轉矩配驅動輪打滑；這兩種情況比較最小值，然后作為齒輪最

20、大應力來計算最大載荷；錐齒輪的疲勞壽命則由汽車行駛的平均轉矩來計算。 1）按發(fā)動機最大的轉矩和最低檔的傳動比確定計算轉矩Tce Tce=kdTemaxki1ifi0ifηn （3-2） 其中：kd為離合器和發(fā)動機接觸時的動載系數(shù)，kd=1； Tgmax為發(fā)動機最大轉矩，Tgmax=108； K為變矩系數(shù)，本次設計沒有液力變矩器，故k=1； i1為一檔時齒輪的傳動比，i1=ig1 =3.34 ； if為分動器齒輪的傳動比，本次設計沒有分動器，故if=

21、1； i0為主減速比，i0=4.72； η為傳動效率，η=0.9； n為驅動橋數(shù)，n=1； 將參數(shù)代入上面公式（3-2）中，計算得出Tce=1951.13Nm 2）按驅動車輪打滑時產(chǎn)生的轉矩確定計算轉矩Tcs Tcs=G2m’2φrrimηm （3-3） 其中：G2為裝滿的狀態(tài)下驅動橋上靜止時的載荷，G2=5968.2N； m’2為汽車以最大加速度行駛負荷在后軸轉移的系數(shù)，m’2=1.2； φ為輪胎與地面間的附著系數(shù)

22、，φ=0.85； rr為車輪半徑，rr為=0.3356m； 本次設計使用的是單級主減速器，因此： im為從動輪到車輪之間齒輪的傳動比，im=1； ηm為主動齒輪到車輪之間齒輪的傳動效率，ηm=1； 將參數(shù)代入上面式子（3-3）中，計算得出Tcs=2042.98Nm 3）按汽車日常行駛平均轉矩確定計算轉矩Tcf Tcf=（Ga+G掛）rrimηmn（fz+fj+f） （3-4） 其中： Ga為汽車滿載總質量，Ga=14700N； G掛=0N（本次設計中沒有掛車，故g掛=0N）

23、； rr為車輪滾動半徑，rr=0.3356m； fz=0.07（汽車行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，查閱參考文獻，得知貨車和公共汽車取0.05~0.09，本次設計取fz=0.07[3]）； fj為汽車的性能系數(shù)，當0.195magtemax≥16時，fj =0； f為道路滾動阻力系數(shù)，查閱參考文獻，得知對于貨車取0.015-0.020；本次設計取f=0.02[3]； 將參數(shù)代入上面的公式（3-4）中，計算得出Tcf=3107.99Nm 4）主動錐齒輪的計算轉矩Tz Tz=Tci0ηG=1951.130.85*4.72

24、 （3-5） 其中： Tc=min[Tce,Tcs]=1951.13Nm ηG為主、從動齒輪間的傳動效率，由于i0≤6，故取ηG=0.85； i0為主減速比，i0=4.72； 將參數(shù)代入上面公式（3-5）中，計算得出Tz=382.57Nm 3.2.3主減速器錐齒輪主要參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪需要設計的主要參數(shù)，有如下這幾種： 1、主、從動錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2 本設計取Z1=8（為了咬合平穩(wěn)，噪聲小和高的疲勞強度，商用車一般不小于6）。 Z2=8*4.72=33。 2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms D2可根據(jù)

25、經(jīng)驗公式初選： D2=KD23Tc （3-6） 其中： KD2=15（直徑系數(shù)，一般為13.0~15.3） Tc=min[Tce, Tcs]=1951.13Nm （從動錐齒輪的計算轉矩） 將參數(shù)代入上面公式（3-6）中，計算出D2=187.35mm ms由下式計算 ms=D2/Z2 （3-7） 同時ms還滿足：

26、 ms=Km3Tc （3-8） 式中：Km為齒輪的模數(shù)系數(shù)，取0.3~0.4 將參數(shù)代入上面公式（3-7）（3-8）中，計算出 ms=4mm 3、主、從動錐齒輪的齒面寬b1和b2 b2=0.155D2 （3-9） b1=b2*1.1 （3-10） 將參數(shù)代入公式（3-9）（3-10）中，

27、計算得出b2=28mm，b1=31mm。 4、雙曲面齒輪副偏移距E E值過大或者過小，都不能很好發(fā)揮主減速器的作用。對于輕型貨車，E值一般小于0.2D2，本次設計中E值取37。 5、中點螺旋角β 主減速器的雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般在35o~40o的范圍內(nèi)。普通橋車一般使用較小的β值，這樣可以避免軸向力過大，通常取35o。 6、法向壓力角α 增大法向壓力角作用是提高強度，同時避免發(fā)生根切的情況。對于雙曲面齒輪而言，主動輪輪齒兩側的壓力角是不同的，商用車為20o或22o30'。本次設計取用α=22o30'。 表3.1雙曲面齒輪的其他

28、參數(shù)計算結果如下所示： 參數(shù) 公式 主動輪 從動輪 螺旋角? β 35o 法面模數(shù) mn=d2z2 4mm 端面模數(shù) ms 4mm 法面壓力角 α 22o30' 端面壓力角 αt=tan-1tanαcosβ 26.56o 分度圓直徑 d=zms 32 192 基圓直徑? db=dcosαt 28.62 171.73 齒頂高 ha=1.1mn 4.4 4.4 齒根高 hf1=hf2=1.15mn 4.6 4.6 齒頂圓直徑 da=d+2ha 40.8 200.8 齒根圓直徑 df=d-2hf 23.2 183.

29、2 當量齒數(shù) zv=zcosβ3 14.57 87.43 節(jié)錐角 y1=tan-1z1z2；y2=90-y1 9.42o 80.58o 節(jié)錐距 A0=d2siny 100mm 面錐角 ya=y1+tan-1hfA0 12.05o 83.18o 根錐角 yf=y1-tan-1hfA0 6.80o 77.98o 3.3主減速器錐齒輪的材料選擇 驅動橋里面的錐齒輪的的工作條件都是復雜多變的，與其他齒輪比較，錐齒輪要承受者變化多、有沖擊、時間持久的各種力和力矩，因此錐齒輪的材料要達到一下要求： 1. 具備高的抗彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度。 2. 可鍛造性好

30、，熱處理性能好 3. 普及性高，方便拆換已損壞的零件。 查閱參考文獻，汽車的主減速器錐齒輪常用滲碳合金鋼制造，其優(yōu)點是表面硬化程度高，有很強的耐磨性，而金屬內(nèi)部硬度不高，具有很好地可塑性[4]；常見的滲碳合金有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB等等。 結合到本次設計的情況，最后決定使用20MnVB鋼材作為錐齒輪的材料。 3.4主減速器圓弧齒輪強度計算 3.4.1單位齒長圓周力 主減速器錐齒輪的耐磨性，用齒輪上的單位圓周力表示，即： p=Fb2 N/m

31、 （3-11） 式中：p為齒輪上的單位圓周力； F為作用在齒輪的圓周力； b2為從動齒輪的齒面寬，b2=28mm。 1、按發(fā)動機最大轉矩計算時 p=2kdTgmaxkigifηnD1b2*103 N/m （3-12） 式中：if為分動器傳動比, if=1 ig為變速器的傳動比， ig=3.34 ? D1主動錐齒輪的分度圓直徑，D1=Z1ms=32mm Tgmax發(fā)動機輸出的最大轉矩， 將參數(shù)代入公式（3-12）中，計算得出p=724.

32、66N/m， P=724.66<[p], 校核滿足要求。 3.4.2按驅動輪打滑時產(chǎn)生轉矩計算 p=2G2m2'φrrD2b2imηm*103 （3-13） 式中： G2=mag*0.58=1050*9.8*0.58=5968.2N（滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷） m2'為汽車以最大加速度行駛時負荷的轉移系數(shù)，m2'=1.2； φ為輪胎摩擦系數(shù)，φ=0.85； rr為車輪半徑，rr=0.3556m； im為主減速器中從動齒輪到車輪間齒輪的傳動比：i

33、m=1； ηm為主減速器中從動齒輪到車輪間齒輪的傳動效率：ηm=1 D2=187mm；b2=28mm 將各參數(shù)代入上式（3-13）中，得出p=826.85Mpa<[p]=1429Mpa 齒輪表面耐磨性合格。 3.4.3齒輪彎曲強度 錐齒輪的齒根彎曲應力的公式為： σm=2TCk0kskmkvmsbDJw*103 （3-14） 式中：TC是計算轉矩，從動齒輪：TC=minTce,Tcs和Tcf；主動齒輪TC=324.6Nm。 k0

34、為過載系數(shù)，一般取1； ks為尺寸系數(shù)，0.697； km為齒輪面載荷分配系數(shù)，由于是懸臂式結構，所以k取=1.1； kv為質量系數(shù)，取1； B為所計算的齒輪齒面寬，b1=31mm，b2=28mm； D為齒輪的大端分度圓的直徑；D1=32mm;D2=187mm; Jw為齒輪的彎曲應力綜合系數(shù)，小齒輪的JW=0.27，大齒輪JW=0.25; 將上述各參數(shù)代入公式（3-14）中,計算得出σm=464.58Mpa<[σm],彎曲強度滿足要求。 4)齒輪的接觸強度 錐齒輪的齒面接觸應力的公式為：

35、 σj=cpD12Tzk0kskmkfkvbJj*103 （3-15） 式中： σj是齒面所承受的接觸應力，Mpa； D1是錐齒輪的大端分度圓的直徑，D1=32mm； B是主、從動錐齒輪齒面寬中的最小值，b2=28mm； kf是齒面質量系數(shù)，取1.0；? cp是綜合彈性系數(shù)，取232.6N1/2mm； ks是尺寸系數(shù)，取1.0； Jj是齒面所承受力的強度的綜合系數(shù)，查閱參考文獻,取0.229[5]； Tz是主動錐齒輪計算出來的轉矩；

36、Tz=382.57N.m k0是過載系數(shù)，一般取1； km是齒面上載荷的分配系數(shù)，由于是懸臂式結構，所以k取=1.1； kv質量系數(shù)，取1； 將參數(shù)代進上述式子（3-15）中，計算得出σj=2301.7<σj=2800Mpa,滿足要求。 3.5主減速器錐齒輪軸承載荷計算 齒輪上的圓周力計算與轉矩有關。在不同路面上，汽車不斷變換不同的檔位，因此轉矩也不斷變化，主減速器輸出的轉矩不斷變化。實踐證明，疲勞損壞是最常見的原因，以當量的轉矩計算最為合理。 3.5.1主減速器主動錐齒輪上的當量 T=Temax31100[fg1ig1fT1100

37、+fg2(ig2fT2100)+fg3ig3fT3100+…] （3-16） 式中： Temax 為發(fā)動機最大轉矩，Temax=108Nm； fg1，fg2，fg3….為變速器1、2、3….以及倒檔使用率，查閱參考文獻，得出fg1=1，fg2=3，fg3=5，fg4=16，fg5=75[6]； ig1，ig2，ig3….為變速器1、2、3…以及倒檔傳動比，查閱參考文獻，得出ig1=7.7，ig2=4.1，ig3=2.

38、34，ig4=1.51，ig5=1.00[6]； fT1，fT2，fT3….為變速器處于1、2、3….以及倒檔的發(fā)動機轉矩利用率，查閱參考文獻，得出fT1=50，fT2=60，fT3=70，fT4=70，fT5=60[6]; 將上述參數(shù)代進式子（3-16）中，得出：T =100.81Nm 3.5.2作用在錐齒輪齒面上的力 作用在齒寬中點處的圓周力為： ?F＝2T/Dm2 （3-17） 式中：T是作用在從動齒輪上的轉矩；T=100.81Nm

39、 Dm2是齒面寬中點處的分度圓直徑。Dm2=D2-b2siny2=164.38mm。 將參數(shù)代進式子（3-17）中，計算出圓周力為F=1226.54N 3.5.3錐齒輪的軸向力、徑向力 主動齒輪的軸向力和徑向力 Faz=Fcosβ（tanαsinγ1-sinβcosγ1） （3-18） FRZ=Fcosβ（tanαsinγ1+sinβcosγ1） （3-19） 將參數(shù)代入式子（3-18）（3-19）中，計算的出Faz=713.05Nm，F(xiàn)RZ=961.39Nm

40、 從動齒輪的軸向力和徑向力 Fac=Fcosβ(tanαsinγ2+sinβcosγ2) （3-20） FRc=Fcosβ(tanαcosγ2-sinβsinγ2) （3-21） 將參數(shù)代入式子（3-20）（3-21）中，計算得出Fac=774.83Nm，F(xiàn)Rc=429.58Nm 3.5.4軸承載荷計算 如上圖所示，主動輪a=105mm，b=40mm，c=90mm，d=100mm； 軸承A的徑向載荷為

41、 FAR=Fa+ba+[FRZa+ba-FazDm12a]2. （3-22） 將參數(shù)代入（3-22）中，計算得出FAR=1421.22N 軸承A的軸向載荷為 FAa=Faz=-713.05N 軸承B的徑向載荷為 FBR=(Fba)2+(FRzba-FazDm12a)2 （3-23） 將參數(shù)代入（3-23）中，計算得出FBR=655.15N 軸承B的軸向載荷為 FBb=0N 軸承C的徑向載荷為 FCR=(Fdc

42、+d)2+[FRcdc+d+FacDm22c+d]2 （3-24） 將參數(shù)代入（3-24）中，計算得出FCR=704.42N 軸承C的軸向載荷為 FCc=Fac=774.83N 軸承D的徑向載荷為 FDR=(Fcc+d)2+[FRccc+d-FacDm22c+d]2 （3-25） 將參數(shù)代入（3-25）中，計算得出FDR=599.33N 軸承D的軸向載荷為 FDd=0N 3.6主動錐齒輪型號確定 軸承A 查閱參考文獻知道，錐齒輪圓錐滾子軸承e值為0.36[6]，因為FAaF

43、AR=0.50>0.36，因此得到X=0.4、Y=1.7；軸承A的當量動載荷為 P=fp（xFAa+yFaz）. （3-26）3- 式中： fp為載荷系數(shù)，大小在1.2~1.8之間，本次設計取1.4； 將參數(shù)代入式（3-26）中，計算的得出P=2983.19N 軸承應有的基本額定動負荷C′r C′r= （3-27） 式中： ft—溫度系數(shù)，查閱文獻，得ft=1[7]； ε—滾子軸承的壽命系數(shù)，查閱文獻，得ε=10/3[8]； n—軸承

44、轉速，4000r/min； L′h—軸承的預期壽命，5000h； 將各參數(shù)代入式中，有 C′r=25357.15N 初選軸承型號 查閱文獻知，初步選擇Cr =25357.15N> C′r的圓錐滾子軸承7302E[7] 驗算7206E圓錐滾子軸承的壽命 Lh = （3-28） 將各參數(shù)代入式中，有： Lh =3677.02h<5000h 通過以上計算，所選擇的7302E軸承小于預期壽命，符合要求，軸承B、C、D按此方法可計算出強度，均能滿足要求。 4 差速器設計

45、 汽車在行駛過程中，尤其是通過彎曲的道路時，汽車左右車輪滾過的路程是不相同的，而差速器的作用正是分配發(fā)動機傳來的轉矩，保證左右車輪能以不同的速度轉動，保證了車輛的通過性。差速器大致分為以下幾種：齒輪式、凸輪式、渦輪式、牙嵌自由式。 4.1差速器結構形式的選擇 汽車上普遍使用的是對稱錐齒輪式差速器，因為有著結構簡單、維修容易、成本低等優(yōu)勢。對稱錐齒輪差速器又分為三種：普通錐齒輪式、摩擦片式、強制鎖止式。 查閱參考文獻，普通錐齒輪式差速器由于結構十分簡單，穩(wěn)定可靠，因此被普遍應用在普通車輛上；摩擦片式和強制鎖止式提高汽車通過性相比較于普通錐齒輪式要高，但其結構復雜，尺寸大[1][2]。

46、結合本次設計要求，最后決定使用普通錐齒輪式差速器。其示意圖如下： 圖4.1普通錐齒輪差速器 4.2差速器齒輪參數(shù)選擇 1）行星齒輪數(shù)n 行星齒輪數(shù)n選擇跟承受載荷的大小有關，小的則取兩個，大的取四個。本次設計的貨車承受載和較小，所以n取2。 2）行星齒輪球面半徑 行星齒輪球面半徑計算公式： Rb=Kb3Td （4-1） 式中：Td=min[Tce, Tcs]=1951.13Nm； Kb是行星齒輪的球面半徑系數(shù)，大小在2.5~3.0之間，本次設計取2

47、.5； 將上述參數(shù)代入（4-1）中，求得Rb=37.48mm 預選其行星齒輪節(jié)錐距，取A0=0.98Rb=36.73mm 3）行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù) 較大的模數(shù)可以增加齒輪的承受強度，不過齒輪也因此變大，較為適當?shù)娜≈岛苤匾行驱X輪數(shù)z1不能少于10。半軸齒輪數(shù)z2在14~25之間取。本次設計z1=11，z2=22。 4）行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角及模數(shù) 行星齒輪節(jié)錐角y1，y2分別為： y1=tan-1z1z2 （4-2） y2=ta

48、n-1z2z1 （4-3） 將參數(shù)代入（4-2）（4-3）中，計算出y1=26.57o，y2=63.43o 錐齒輪的大端模數(shù)m為： m=2A0z1siny1=2A0z2siny2 （4-4） 將參數(shù)代入（4-4）中，計算出m=5mm 從而行星齒輪的節(jié)圓直徑為d1=mz1=55mm 半軸齒輪節(jié)圓直徑為d2=mz2=110mm 5）壓力角 差速齒輪一般取22.5o、齒高系數(shù)為0.8的齒輪。 6）行星齒輪直徑d及支承長度L 行星齒輪直徑d為

49、： d=TO1031.1σcnrd （4-5） 式中：TO= min[Tce, Tcs]=1951.13Nm（差速器所傳遞的轉矩） n=2（行星齒輪數(shù)） σc=98Mpa（支承面的許用擠壓應力） rd=0.5*0.8d2=48mm 將參數(shù)代入（4-5）中，求出d=19.46mm，取20mm。 從而支承長度L=1.1d=22mm。 表4.1差速器直齒錐齒輪幾何參數(shù)計算 項目 公式 行星齒輪 半軸齒輪 齒數(shù) z 11 22 模數(shù) m

50、 5 5 齒面寬 F=(0.25~0.30) A0 11.019 11.019 壓力角 α 22.5o 22.5o 分度圓直徑 d=mz 55 110 節(jié)錐角 y1=tan-1z1z2; ,y2=90-y1 26.56o 63.44o 節(jié)錐距 A0 36.73 36.73 齒距 3.1416m 15.708 15.708 齒頂高 h2'=0.43+0.3704m;h1'=hg-h2' 5.3875 2.6125 齒根高 hx'=1.788m-hx' 3.5525 6.3275 徑向間隙 C=0.188m+0.051 0.

51、991 0.991 齒根角 δx=tan-1hx'A0 8.34o 9.64o 面錐角 y0x=yx+δx 34.90o 73.08o 根錐角 yRX=yx-δx 18.22o 53.80o 理論弧齒厚 s2=t2-(h1'-h2'）tan-1α-τm s1=t~s2 8 6.505 齒側間隙 B 0.2 0.2 弦齒厚 sx1=s1-s136d2-B2 7.872 6.4013 弦齒高 hx1=s12cosy14d+hx' 3.82 6.37 齒全高 h=1.788m+0.051 8.991 8.991 注意：查閱參考文獻

52、[3]可得出B、τ的取值 4.3差速器的材料選擇 查閱參考文獻，差速器的材料和主減速器一樣，都是使用滲碳鋼作為主材料，目前主要用于制造差速器的材料有以下幾種：20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo。由于對差速器的制造要求相對不太高[4]。 結合本次設計的情況，最后決定使用20CrMnTi作為差速器的制造材料。 4.4差速器齒輪強度校核 由于各方面的原因，差速器的齒輪大小受到限制；而且不經(jīng)常處于工作狀態(tài)，因此，進行彎曲強度計算就可以了。齒輪彎曲應力σw為： σw=2Tckskmkvmb2d2Jn*103

53、 （4-6） 式中：n為行星齒輪數(shù)，2 J為綜合系數(shù)，取值查閱參考文獻，取0.225[5] b2、d2分別為半軸齒輪齒寬和大端分度圓直徑，b2=11mm，d2=110mm kv為質量系數(shù)，取1.0 ks為尺寸系數(shù)，當m>1.6mm時，ks=（m25.4）0.25=0.6 km為齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結構在1.10~1.25范圍內(nèi)取值，本次設計取1.10。 Tc為半軸齒輪計算轉矩，Tc=0.6T0 當T0= min[Tce,Tcs]時，[σw]=980Mpa； 代

54、入公式（4-6）中，計算出σw=904.5Mpa，查閱參考文獻，小于[σw][3]，強度符合要求。 當T0=Tcf時，[σw]=210Mpa； 代入公式（4-6）中，計算出σw=193.37Mpa，查閱參考文獻，小于[σw][3]，強度符合要求。 5車輪傳動裝置設計 5.1車輪傳動裝置形式的選擇 車輪的支承分三種，半浮式、3/4浮式和全浮式。 半浮式半軸結構簡單，可承受較大的重量，只用在乘用車和總質量較小的轎車上。 3/4浮式半軸與半浮式半軸類似，只是承受的重量相對小一點，也只是用在乘用車上和總質量小的轎車上。 查閱文獻，全浮式半軸所能承受的重量為最大，

55、而且在工作可靠穩(wěn)定，對于經(jīng)常使用在各種輕型以上的商用車上[1][2]。 結合本次設計的情況，最后決定使用全浮式半軸作為傳動裝置。 5.2半軸的材料選擇 查閱參考文獻，制造半軸的材料通常使用含有鉻的滲碳鋼，因為這種鋼熱處理之后抗疲勞強度和靜強度有很大的提高，對于半軸要經(jīng)常承受各種轉矩的工作環(huán)境而言，這種材料作為半軸材料效果很好。常見的含鉻滲碳鋼有以下幾種：40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA[4]。 經(jīng)過論證后，本次設計決定使用40CrMoA作為半軸的制造材料。 5.3全浮式半軸計算 1）全浮式半軸計算載荷和車輪的摩擦力矩有關，公式如下：

56、 Mφ=12m2'G2rrφ （5-1） 式中：G2=mag*0.58=1050*9.8*0.58=5968.2N（滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷）。 m2'為負荷轉移系數(shù)，m2'=1.2。 φ為附著系數(shù)，φ=0.8 rr為車輪半徑，rr=0.3556m 將上述參數(shù)代入（5-1）中，計算得出Mφ=.12Nmm 2）全浮式半軸桿部的直徑由下面的公式可以初步確定： d=K3Mφ

57、 （5-2） 式中：K為直徑系數(shù)，取0.205~0.218。本設計K=0.218 代入式子（5-2）中，求出d=21.93，取22mm。 3）半軸切應力為 τ=16Mφπd3 （5-3） 將參數(shù)代入（5-3）中，計算得出τ=487.50N 4）半軸扭轉角為 θ=MlGIP(180π) （5-4） 式中，l為半軸長度，l=0.75m。 G為材料的切變模量

58、，G=255GPa M=Mφ=.12Nmm IP為半軸斷面的極慣性矩，IP=πd432=22968.37Nm 將各參數(shù)代入（5-4）中，算出θ=8o 5.4半軸花鍵的強度校核 花鍵擠壓應力為 σp=Temaxii0η2ψzrmhl*103 （5-6） 式中：Temax為發(fā)動機最大轉矩，Temax=108Nm。 i為一檔傳動比，i=3.34。 i0為主減速比，i0=4.72。 η為發(fā)動機到半軸之間的傳動效率，取0.9 ψ載荷分配不均系

59、數(shù)，取0.75 z為花鍵齒數(shù)，z=12 rm半軸花鍵分度圓半徑，rm=15mm h為齒面工作高度，h=2.5mm l為花鍵工作長度，l=39mm 將各參數(shù)代進式子（5-6）中，計算出σp=74.177MPa<σp=200MPa，即花鍵強度滿足要求 6驅動橋殼的設計 橋殼不僅支承汽車質量，承受路面的傳來的力和力矩，而且還是主減速器等重要零部件裝配的地方，因此，對橋殼的要求首先是要有符合要求的強度和硬度，其次是尺寸要小，保證車輛的通過性，再次就是維修、保養(yǎng)方便。 6.1驅動橋殼的選擇 驅動橋殼的結構選擇需要考慮到汽車的用途、汽車的總質量、汽

60、車的使用條件等各個方面。 驅動橋殼有三種：可分式、整體式和組合式。 可分式橋殼結構簡單、制造起來也不麻煩，但是維修保養(yǎng)極不方便，強度也不太高，由于這些缺點，現(xiàn)在已經(jīng)很少使用了。 整體式橋殼分為鍛造和沖壓。整體式橋殼強度方面、成本方面滿足要求，但是質量稍大，加工的地方多，制造也復雜，因此多數(shù)使用在總質量較小的商用車上。 組合式橋殼相對于以上兩種來說，加工的要求最高，成本也最高，所以經(jīng)常用在總質量較小的橋車上。 經(jīng)過方案論證，本次設計決定選用整體式橋殼 。 6.2驅動橋殼強度計算 1、牽引力或制動力在處于最大值時，鋼板彈簧的危險斷面處彎曲應力σ和扭轉切應力τ計算公式分別為：

61、 σ=（MVWV+MhWh）； （6-1） τ=TTWT； （6-2） 式中： Mv為地面對車輪在垂直平面內(nèi)的彎矩，Mv=m2G2b2=1274Nm。（m2為汽車制動時的質量轉移系數(shù)，在1.1~1.3范圍內(nèi)取值，這里取1.3；G2為滿載靜止時驅動橋給地面的載荷，G2=mg；b為橫向距離，b=0.2m）； Mh為車輪上一邊的牽引力或制動力，F(xiàn)X2在水平面內(nèi)引起的彎矩，Mh=FX2b=195.12Nm。（FX

62、2為車輪上的牽引力或制動力，計算公式為FX2=Tgmaxi1i0η2=975.56Nm）； TT為牽引或制動時，上述危險斷面所受轉矩，TT=FX2rr=346.91Nm； WV、Wh、WT分別為危險斷面處的垂直平面和水平面的彎曲的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，查閱參考文獻，取 WV=41652，WT=83304[8]。 此處的危險斷面為圓管型，直徑非別為D=102mm，d=90mm； 代入數(shù)據(jù)到（6-1）（6-2）中，求出彎曲應力σ=426.9N/mm2 ，扭轉應力τ=224.6 N/mm2 橋殼的許用彎曲應力為300～500MPa，許用扭轉切應力為150～400MP

63、a； 通過以上計算說明本方案設計的橋殼滿足要求。 7結論 本課題設計的1.5噸輕型貨車的驅動橋采用的是非斷開式驅動橋，整體結構簡單，造價也低廉，非常合適兩噸以下輕型載貨汽車。 本次設計說明書詳細介紹了主減速器、差速器的結構形式和工作原理，計算了這幾個主要零部件的尺寸，進行了強度的校核，并繪制了相應的零件圖和裝配圖。 本次設計的驅動橋結構設計合理，符合實際使用情況，使汽車具備良好的通過性和經(jīng)濟性，驅動橋的零件都滿足國家的標準，也具備通用化的性質，使得驅動橋在維修保養(yǎng)時十分方便；同時，制造的驅動橋的材料也具有普遍性，加工

64、難度小，顯得驅動橋的制造工藝好，制造簡單。 致 謝 感謝我的指導老師丘志敏。 老師這幾個月來在學業(yè)上悉心指導,使我在我研究的領域中有所收獲, 順利完成本篇論文。 同時也要感謝給我建議和幫助的同學，讓我的畢業(yè)設計的內(nèi)容更加完整以及充實。 更應該感謝我的父母在我讀書期間給我生活上的種種照顧, 沒有他們也就沒有今天的我以及我所寫的這篇論文。 參 考 文 獻 [1] 余志生. 汽車理論[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 199

65、0. [2] 陳家瑞. 汽車構造[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2003. [3] 王予望.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2004.8 [4] 常曙光.重載汽車驅動橋齒輪用鋼的成分設計[J].現(xiàn)代零部件，2006 [5] 劉惟信.汽車車橋設計[M].北京:清華大學出版社,2006.5 [6] 劉惟信.圓錐齒輪與雙曲面齒輪傳動[M].北京:人民交通出版社,1980 [7] 徐灦. 機械設計手冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1991 [8] 劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001.7 附錄 1 驅動橋裝配圖 A4 2 單級主減速器裝配圖 A4 3 差速器裝配圖 A4