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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） I 摘要 驅動橋作為汽車四大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能， 而對于載重汽車顯得尤為重要。當采用大功率發(fā)動機輸出大的轉矩以滿足 目前載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個 高效、可靠的驅動橋。所以采用傳動效率高的雙級減速驅動橋已成為未來 重載汽車的發(fā)展方向。 本文參照傳統(tǒng)驅動橋的設計方法進行了載重汽車驅動橋的設計。本文 首先確定主要部件的結構型式和主要設計參數；然后參考類似驅動橋的結 構，確定出總體設計方案；最后對主，從動錐齒輪，差速器圓錐行星齒輪， 半軸齒輪，全浮式半軸和整體式橋殼的強度進行校核以及對支承軸承進行 了壽命校核。本文不是采用傳統(tǒng)的雙曲面錐齒輪作為載重汽車的主減速器 而是采用弧齒錐齒輪。 關鍵詞：載重汽車；驅動橋；雙級主減速器；全浮式半軸 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） II Abstract As a vehicle drive axle assembly of one of the four, and its performance will have a direct impact on vehicle performance, and it is particularly important for trucks. When using high- power engine torque output of large trucks to meet the current fast, heavy-duty high-efficiency, cost-effective and necessary, must be with an efficient, reliable bridge driver. Therefore, efficient use of transmission of a double-stage driver slow down the bridge has become a heavy-duty motor vehicles in the future development direction. In this paper, in the light of the traditional design of the drive axle of the truck driver for the design of the bridge. This article first identified the major components of the structure and main design parameters; then a similar reference to the drive axle of the structure to determine the overall design of the program; on the final owner, Gear Driven cone, cone differential planetary gear, axle gear, the all-floating Half-bridge and the overall strength of the shell to carry out verification as well as support for the life of bearing checking. This article is not a traditional double-bevel gear surface as the main reducer truck instead of using the spiral bevel gear, as a hope that this will continue to study this issue. Keyword truck driver bridge double-stage bridge slowdown spiral bevel gear 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） III 目 錄 摘要 ...............................................................................................................................I Abstractb...................................................................................................................Ⅱ 第 1章 緒論 .................................................................................................................1 第 2章 驅動橋總成的結構型式 .................................................................................4 2.1 驅動橋總體方案的確定 ...................................................................................4 2.1.1 非斷開式驅動橋的結構分析 .............................................................4 2.1.2 斷開式驅動橋的結構分析 .................................................................5 2.2 本設計驅動橋結構形式的確定 .......................................................................6 第 3章 主減速器 .........................................................................................................8 3.1 主減速器的結構形式 .......................................................................................8 3.1.1 主減速器的齒輪類型 .........................................................................8 3.1.2 主減速器主從動錐齒輪的支承形式 .................................................8 3.2 主減速器的基本參數選擇與設計 ...................................................................9 3.2.1 主減速比的確定 .................................................................................9 3.2.2 主減速器計算載荷的確定 ...............................................................10 3.2.3 主減速器基本參數的確定 ...............................................................12 3.2.4 主減速器傳動齒輪的幾何尺寸計算 ...............................................13 3.2.5 主減速器軸承的選擇 ........................................................................14 3.2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理 .......................................................19 3.2.7 主減速器傳動齒輪的強度校核 .......................................................23 第 4章 差速器 .........................................................................................................23 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 .............................................................23 4.1.1 差速器齒輪基本參數的確定 ...........................................................23 4.1.2 差速器齒輪的幾何尺寸的確定 .......................................................23 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） IV 4.2 差速器齒輪的強度校核 .................................................................................24 第 5章 驅動半軸設計 ...............................................................................................26 5.1 全浮式半軸的桿部直徑的初選 .....................................................................26 5.2 全浮式半軸的強度校核 .................................................................................26 5.3 半軸花鍵的強度校核 .....................................................................................26 第 6章 驅動橋橋殼 ...................................................................................................28 6.1 橋殼的結構形式 .............................................................................................28 6.1.1 整體式橋殼結構形式分析 .................................................................28 6.1.2 鑄造整體式橋殼結構形式分析 .........................................................28 6.1.3 鋼板沖壓焊接整體式橋殼 .................................................................28 6.1.4 鋼管擴張成形整體式橋殼 .................................................................29 6.2 橋殼的受力分析與強度校核 ..........................................................................29 6.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算 .....................................................................29 6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度校核 .................................30 6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度校核 .....................................31 6.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度校核 ...................................................33 結論 .............................................................................................................................35 致謝 .............................................................................................................................36 參考文獻 .....................................................................................................................37 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 0 - 第 1章 緒論 汽車驅動橋位于傳動系的末端。其基本功用首先是增扭、降速、改變 轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并將轉矩 合理的分配給左右驅動車輪；其次，驅動橋還要承受作用于路面或車身之 間的垂直力，縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅動橋一 般由主減速器，差速器，車輪傳動裝置和橋殼組成。 對于重型載貨汽車來說，要傳遞的轉矩較乘用車和客車以及輕型商用 車都要大得多，以便能夠以較低的成本運輸較多的貨物，選擇功率較大的 發(fā)動機，這就對傳動系統(tǒng)有較高的要求，而驅動橋在傳動系統(tǒng)中起著舉足 輕重的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經濟性日益成為人 們關心的話題，這不僅僅只對乘用車，對于載貨汽車，提高其燃油經濟性 也是各商用車生產商來提高其產品市場競爭力的一個法寶。因為一般情況 下重型載貨汽車所采用的發(fā)動機都是大功率，大轉矩的。裝載質量在十噸 以上的載貨汽車的發(fā)動機，最大功率在 140KW 以上，最大轉矩也在 700N·m 以上，百公里油耗是一般都在 34 升左右。為了降低油耗，不僅要 在發(fā)動機的環(huán)節(jié)上節(jié)油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必 須在發(fā)動機的動力輸出之后，在從發(fā)動機—傳動軸—驅動橋這一動力輸送 環(huán)節(jié)中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環(huán)節(jié)中，發(fā)動機是動 力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅動橋則是將動力轉化為能量的最 終執(zhí)行者。因此，在發(fā)動機相同的情況下，采用性能優(yōu)良且與發(fā)動機匹配 性比較高的驅動橋便成了有效節(jié)油的措施之一。所以設計新型的驅動橋成 為新的課題。設計驅動橋時應當滿足如下基本要求： （1）選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的 動力性和燃油經濟性； （2）外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 1 - 要求； (3)齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲??； (4)在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率； (5)具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身 間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質 量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性； (6)與懸架導向機構運動協(xié)調； (7)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。 目前我國正在大力發(fā)展汽車產業(yè),采用后輪驅動汽車的平衡性和操縱 性都將會有很大的提高。后輪驅動的汽車加速時，牽引力將不會由前輪發(fā) 出，所以在加速轉彎時，司機就會感到有更大的橫向握持力，操作性能變 好。維修費用低也是后輪驅動的一個優(yōu)點，盡管由于構造和車型的不同， 這種費用將會有很大的差別。如果你的變速器出了故障，對于后輪驅動的 汽車就不需要對差速器進行維修，但是對于前輪驅動的汽車來說也許就有 這個必要了，因為這兩個部件是做在一起的。 所以后輪驅動必然會使得乘車更加安全、舒適，從而帶來可觀的經濟 效益。通過對驅動橋的設計，使所選車型能達到最佳的動力性和經濟性， 并采用標準化設計，使其修理保養(yǎng)方便，進行優(yōu)化設計，可靠性設計等內 容，更好地學習并掌握現代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。 本設計驅動橋車型技術參數如表 1-1 所示。 表 1-1 技術參數 最高車速 87km/h 整車重量 5.02 噸 額定載重 2.8 噸 最大總質量 8.015 噸 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 2 - 續(xù)表 1-1 技術參數 最大載重 9.95 噸 最大輸出功率 88kw 最大輸出扭矩 835Nm 后橋允許載荷 5.085 噸 變速器檔位數 6 1 檔傳動比 6.515 2 檔傳動比 3.796 3 檔傳動比 2.284 4 檔傳動比 1.248 5 檔傳動比 1 6 檔傳動比 0.85 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 3 - 第 2章 驅動橋總成的結構 2.1驅動橋總體方案的確定 驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅 動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式 驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此， 前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動 橋結構叫復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。 2.1.1 非斷開式驅動橋的結構分析 非斷開式驅動橋是指主減速器和半軸裝在整體的橋殼內，該形式車橋 和車輪只能隨路面的變化而變化，使車橋整體上下跳動。由于結構簡單、 造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多 數的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋 殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅 動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅 動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是 它的一個缺點。 驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅 動橋下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪 直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙 要求，可該用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在 一個主減速器殼體內，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪 邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊 減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的 質心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊 減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 4 - 一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器 及差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。 在少數具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨 汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情 況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布 置很方便。 2.1.2 斷開式驅動橋的結構分析 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連 接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并 且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是 與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器 及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減 速器、差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。 兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作 上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛 平順性的主要因素，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的 影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車 輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽 車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均 行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使 用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故 這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的轎車及一些越野汽車上，且后 者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 5 - 由于要求本課題設計的是 9.95 噸級的后驅動橋，要設計這樣一個級 別的驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，且非斷開式 驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠，查閱資料，可參照國內相關貨車 的設計,最后本課題選用非斷開式驅動橋。該種形式的驅動橋的橋殼是一 根支撐在左右驅動車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減 速器，差速器和半軸等所有傳動件都裝在其中，此時驅動橋，驅動車輪都 屬于簧下質量。 重型汽車驅動橋技術已呈現出向雙級化發(fā)展的趨勢，主要是雙級驅動 橋還有以下幾點優(yōu)點： (l) 雙級減速驅動橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝簡單， 成本較低，是驅動橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位； (2) 重型汽車發(fā)動機向低速大轉矩發(fā)展的趨勢，使得驅動橋的傳動比 向小速比發(fā)展； (3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，重型汽車使 用條件對汽車通過性的要求降低。因此，重型汽車不必像過去一樣，采用 復雜的結構提高通過性； (4) 與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結構簡化，雙級減速驅 動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。 雙級橋產品的優(yōu)勢為雙級橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產品設計的 角度看， 重型車產品在主減速比小于 6 的情況下，應盡量選用雙級減速 驅動橋。 所以此設計采用雙級主減速器再配以整體式橋殼。 2.2本設計驅動橋結構形式的確定 普通非斷開式驅動橋，由于其結構簡單，造價低廉，工作可靠，廣泛 地用在各種載貨汽車及公共汽車上，在多數的越野汽車上也采用這種結構。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 6 - 普通的非斷開式驅動橋的特點是一根支撐在左右驅動車輪上的剛性 空心梁，而主減速器、差速器及半軸等傳動件都裝在其中。這時，整個驅 動橋和驅動車輪的質量以及傳動軸的部分質量都屬于汽車的非懸掛質量， 使汽車的非懸掛質量較大，這是普通非斷開式驅動橋的一個弱點，這種驅 動橋和輪轂，制動器及制動鼓的總質量約占一般汽車底盤質量的 11%---16%。 圖 2-1 非斷開式驅動橋 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 7 - 第 3章 主減速器 3.1 主減速器的結構形式 主減速器的結構形式按參加減速傳動的齒輪副數目分，有單級主減速 器和雙級主減速器。 3.1.1 主減速器的齒輪類型 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等 形式?；↓X錐齒輪傳動，其特點是可以承受較大的負荷，加之其輪齒不是 在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉向另一端， 工作平穩(wěn)，噪聲和振動小，所以在此選用弧齒錐齒輪傳動。 3.1.2 主減速器主從動錐齒輪的支承形式 作為一個 9.95 噸級的驅動橋，傳動的轉矩較大，所以主動錐齒輪采用 懸臂式支承，如圖 3-1 所示。 圖 3-1 主動錐齒輪跨置式 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓 錐滾子大端應向內，以減小尺寸 c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼 體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d 應不小于從動錐齒 輪大端分度圓直徑的 70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應使 c 等 于或大于 d，如圖 3-2 所示。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 8 - 圖 3-2 從動錐齒輪支撐形式 3.2 主減速器的基本參數選擇與設計 3.2.1 主減速比的確定 在給定發(fā)動機最大功率 及其轉速 的情況下，所選擇的 i 值應amxPpn0 能保證這些汽車有盡可能高的最高車速 。這時 i 值應按下式來確定：amxv0 （3-1）rp0amxghni=.37vi 式中： ——車輪的滾動半徑， =0.5m；r r igh——變速器量高檔傳動比。i gh =1。 對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降， i 一般選擇比上式求得的大 10％～25％，即按下式選擇：0 （3-2）rp0amxghFLBni=(.37~.42)vi 式中： i——分動器或加力器的高檔傳動比； iLB——輪邊減速器的傳動比。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 9 - 計算出 i =4.450 3.2.2 主減速器計算載荷的確定 按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Ｔce （3-nKiTToLec /max????mN? 3） 式中： ——發(fā)動機至所計算的主減速器從動錐齒輪之間的傳動系的最低TLi 擋傳動比，在此取 6.5； ——發(fā)動機的輸出的最大轉矩，在此取 835 ；maxe mN? ——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取 0.9；T? ——該汽車的驅動橋數目在此取 1；n ——由于猛結合離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，對于一般oK 的載貨汽車 =1.0，當性能系數 >0 時可取 =2.0。oKpfoK （3-??? ????? ????????? 16Tgm0.95 0. Tgm.195-6eaxeaeax當當pf 4）式中： ——汽車滿載時的總質量在此取 9950 。amgK 所以 0.195 =23.24>16 835109? =-0.33〈0 即 =1.0pfoK 由以上各參數可求 Tce 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 10 - = =4896.02Tce19.05.683?mN? 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 csT （3-LBriGcs????/2? 5） 式中： ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，預2 設后橋所承載 5085N 的負荷； ——輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用? 車，取 =0.85； ——車輪的滾動半徑，滾動半徑為 0.5m；r ， ——分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車LB?i 輪之間的傳動效率和傳動比， 取 0.9，由于沒有輪LB? 邊減速器 取 1.0。LBi 所以 = =2410.25rcsGT????/2 0.19585?mN? 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 cfT （3-?? )( ?????PHRLBrTacf ffni 6） 式中： ——汽車滿載時的總重量，在此取 9950N；aG ——所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算；T ——道路滾動阻力系數，計算時轎車取 0.010~0.015；對于載貨Rf 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 11 - 汽車可取 0.015~0.020；越野車取 0.020~0.035；在此取 0.018； ——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于載貨汽車可取Hf 0.05~0.09 在此取 0.07； ——汽車的性能系數在此取 0。pf 所以 ?? )(PHRLBrTacf ffniG?????? m486.N07.18.0.95???cf 3.2.3 主減速器基本參數的確定 主減速器齒輪的主要參數有一級傳動主、從動齒輪的齒數 和 ，從1z2 動錐齒輪大端分度圓直徑 、端面模數 、主從動錐齒輪齒面寬 和 ，2Dtm1b2 二級傳動主、從動齒輪齒數 和 、模數和齒厚等。3z4 一級傳動主、從動齒輪的齒數取 =10， =36， + =46〉4012z12z 從動錐齒輪大端分度圓直徑 和端面模數2Dtm 可根據經驗公式初選，即2D （3-7）322cDTK? 式中： ——直徑系數，一般取 13.0～16.0；2D ——從動錐齒輪的計算轉矩， ，為 Tce 和 Tcs 中的較小者。Tc mN? 所以 =（ 13.0～16.0 ） =200.92325.401 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 12 - 初選 =200.9 則 = / =200.9/36=5.582Dtm2Dz 有參考《機械設計手冊》表 23.4-3 中 選取 6 t 對于一級傳動從動錐齒輪齒面寬 ，推薦不大于節(jié)錐 的 0.3 倍，即2b2A ，而且 應滿足 ，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采223.0Ab?2btm10? 用： =0.155 200.9=31.1 在此取 3115D?? 通常小齒輪的齒面加大 10%較為合適，在此取 =341b 二級傳動主、從動齒輪的齒數取 =15， =55，從動齒輪 的模數取 m=43z44z 二級傳動從動齒輪齒厚 =73， =66。3b4 3.2.4 主減速器傳動齒輪的幾何尺寸計算 主減速器一級傳動齒輪的幾何尺寸如表 3-1 所示。 表 3-1 主減速器一級傳動齒輪的幾何尺寸 序 號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數 1z10 2 從動齒輪齒數 2 36 3 端面模數 m6㎜ 4 齒面寬 b =34㎜ 1b =31㎜2 5 全齒高 h =13.2㎜h 6 法向壓力角 ?=22.5°? 7 軸交角 ?=90°? 8 節(jié)圓直徑 =dmz 60㎜?1d =216㎜2 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 13 - 9 節(jié)錐角 arctan?1?21z=15.52°1? 10 節(jié)錐距 A = 1sin d0A =111.11㎜0 11 周節(jié) t=3.1416 mt=18.85㎜ 12 齒頂高 ah=6㎜ah 13 齒根高 f =7.2 ㎜f 14 徑向間隙 c= mc*c=2.31㎜ 15 齒根角 0artnAhff??f?=2.91 ° 16 面錐角 21f??2fa=15.61°1a? =80.27°2 續(xù)表 3-1 主減速器一級傳動齒輪幾何尺寸 17 根錐角 =1f?1f?? =2f2f =9.79°1f? =74.51°2f 18 齒頂圓直徑 11cos?aahd?? =2a21cos?hd? =71.52㎜ad =222.36㎜2 主減速器二級傳動齒輪的幾何尺寸如表 3-2 所示。 表 3-2 主減速器二級傳動齒輪的幾何尺寸 序 號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數 3z15 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 14 - 2 從動齒輪齒數 4z55 3 端面模數 m4㎜ 4 齒厚 b =73㎜ 3b =66㎜4 5 中心距 a a=140㎜ 6 節(jié)圓直徑 =dmz 60㎜?3d =220㎜4 7 齒頂高 ah=4㎜ah 8 齒根高 f =5㎜f 9 齒頂圓直徑 3ad4 =68㎜3ad =228㎜4 3.2.5 主減速器軸承的選擇 作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力 A 和徑向力 R 分別為 （3-8）????????cosinstacossin????FFSNaz （3-9）itnsico??SRz 可計算 14946.6N? ???????? 52.1cos3i52.1i.ta35cs107.8azF =5435.12NRz ?? .in.cos.tno. 對于采用跨置式的主動錐齒輪和從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖 3-5 所示。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 15 - 圖 3-5 主減速器軸承的布置尺寸 軸承 A，B 的徑向載荷分別為 R = （3-???225.01maZRZdFbFa????? 10） （3-22.maZRZBc???? 11） 根據上式已知 =14947N， =5435N，a=91mm ，b=63mm，c=28mmaZFRZ 所以軸承 A 的徑向 =A????22 7.5149.063546318709 ???? =12956N 其軸向力為 0 軸承 B 的徑向力 R =B????22 7.5149.06354815709 ??? =8223N （1）對于軸承 A，采用圓錐滾子軸承 30208，此軸承的額定動載荷 Cr 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 16 - 為 105.65KN，所承受的當量動載荷 Q=X·R =1×12956=12956N。所以有A 公式 s (3-12)610???????? ?QfCrLpt 式中: ——為溫度系數，在此取 1.0；tf ——為載荷系數，在此取 1.2。p 所以 = =5.94×10 sL63 10295.16????????8 此外對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算 轉速 為2n r/min (3-13)ramv6.? 式中： ——輪胎的滾動半徑；r ——汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取amv 30～35 km/h，在此取 33 km/h。 所以有上式可得 = =175.56 r/min2n5.036? 而主動錐齒輪的計算轉速 =175.56×5.4=948.024r/min1 所以軸承能工作的額定軸承壽命： h (3-14) nLh60? 式中: ——軸承的計算轉速，r/min。 有上式可得軸承 A 的使用壽命 =10442.8 h024.98615??hL 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 17 - 若大修里程 S 定為 100000 公里，可計算出預期壽命即 = h (3-15)hL'amv 所以 = =3030.30 h'310 和 比較， 〉 ，故軸承符合使用要求。hh' （2）對于軸承 B，在此選用 30207 型軸承。 在此徑向力 R=8223N 軸向力 A=17625N，所以 =2.14＞e 由《機械設RA 計》可查得 X=0.4，Y=0.4cota=0.4×cot =0.97。?5.2 當量動載荷 Q= （3-16）??YAXRfd? 式中： ——沖擊載荷系數在此取 1.2。df 有上式可得 Q=1.2（0.4×8223+0.97×17625）=24462.5N 所以軸承的使用壽命由式（3-19）和式（3-20）可得 = = =10833.7 h>3030.30h=hL ???????QCrn16703105.24689170?????? hL' 所以軸承符合使用要求。 對于軸承 C 采用 30304，軸向力 A=10420N，徑向力 R=8004.6；所以 =1.3＞e 由《機械設計》可查得RA X=0.4，Y=0.4cota =0.4×cot =0.97。?5.2 Q= =1.2（ 0.4×10420+0.97×8004.6）=14318.9N ??YRXfd? = = =16561h>hL ???????QCrn16703109.48756.10??????hL' 軸承 C 符合要求。 軸承 D 采用 30208，軸向力 A=12560N，徑向力 R=19445.8N， =0.65＞eRA 得 X=0.4，Y=0.4cota =0.4×cot =0.97。?5.2 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 18 - Q= =1.2（0.4×12560+0.97×19445.8 ） =28663.7N ??YRXAfd? = = =16759.3h>hL ???????QCrn16703107.286495.10??????hL' 軸承 D 滿足使用要求。 軸承 E,F 的徑向力計算公式為： =ER????22 1.864975.065436185702 ??? =12352.6N =F 22 ..18 =16387.6N 軸承 E,F 采用 30208 圓錐滾子軸承。 對于軸承 E，軸向力 A=12560N,徑向力 R=16387.6N =1.02＞e 得 X=0.4，Y=0.4cota=0.4×cot =0.97RA ?5.2 Q= =1.2（0.4×12560+0.97×12352.6 ） =20407.2N ??YXfd? = = =21863.5h>hL ???????QCrn16703102.47956.10??????hL' 軸承 E 符合使用要求。 對于軸承 F，軸向力 A=12560N,徑向力 R=16387.6N =0.77＞e 得 X=0.4，Y=0.4cota=0.4×cot =0.97。RA ?5.2 Q= =1.2（0.4×12560+0.97×16387.6 ） =25103.9N ??YXfd? = = =24032.7h>hL ???????QCrn16703109.25476.10??????hL' 軸承 F 符合使用要求。 3.2.6 主減速器齒輪的材料及熱處理 在此，齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 19 - 用滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火。 3.2.7 主減速器圓弧錐齒輪的強度校核 （1） 單位齒長上的圓周力 N／ mm (3-17)2bPp? 式中： P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩 Temax 和最大附著 力矩 兩種載荷工況進行計算，N； rG?2 ——從動齒輪的齒面寬，在此取 31mm。 2b 按發(fā)動機最大轉矩計算時： N／mm （3-21 3max0bdiTpge?? 18） 式中： ——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取 835 ；maxeT mN? ——變速器的傳動比；gi ——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 60mm。1d 按上式 N／mm2.763126085.3???p 按最大附著力矩計算時： N／mm （3-19）2 30bdrGp?? 式中： 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 20 - ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取2G 5085N； 按上式= 742.61 N／mm???312605.850 3p 其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力[p]都為 1865N/mm 。2 （2）輪齒的彎曲強度校核 汽車主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為 N/ （3-JmzbKTvs????20 31?2 20） 式中： ——該齒輪的計算轉矩，Nm；T ——超載系數；在此取 1.0；0K ——尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，s 當ｍ 時， ，在此 ＝0.7；6.1?4.25mKs?4.256?sK ——載荷分配系數， ＝1.00～1.10；m ——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，可取 1.0；v ——計算齒輪的齒面寬；b ——計算彎曲應力的綜合系數，按圖 3--3 選取小齒輪的J ＝0.225，大齒輪 ＝0.195 。J 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 21 - 按上式 ＝95.75 N/ < 210.9 N/2 31 65.041782???? 2m2m =128.83 N/ <210.9 N/ .2 32 22 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。 圖 3-3 彎曲計算用綜合系數 J (3) 輪齒的表面接觸強度校核 錐齒輪的齒面接觸應力為： N/ (3-21)bJKTdCvfmspj 30112???2 式中： ——主動齒輪的計算轉矩； ——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取 232.6 /mm；pC 2 1N ——尺寸系數，在缺乏經驗的情況下，可取 1.0；sK ——表面質量系數，對于制造精確的齒輪可取 1.0；f ——計算接觸應力的綜合系數。按圖選取 =0.122。J J 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 22 - 按上式 =802.08 〈1750 N/3412.00548620.3 3???j? 2m 主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。所以均滿足要求。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 23 - 第 4章 差速器 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 4.1.1 差速器齒輪基本參數的確定 行星齒輪選 10 齒，半軸齒輪選 18 齒。 行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角 ，1?2 = =29.05° =90°- =60.95°211arctnz??80rta12? 再求出圓錐齒輪的大端端面模數 m m= = = =3.3310sin?zA20si?z??05.9sin18 由于強度的要求在此取 m=5 得 =50 =5×18=9051??md2zd? 行星齒輪安裝孔的直徑 及其深度 L? 行星齒輪的安裝孔的直徑 與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒 輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取： （4-1） ?1.?L （4-2）??nlTc?? 302. （4-3）lc?1. 30? ≈24mm ≈27mm36475.289?241.??L 4.1.2 差速器齒輪的幾何尺寸的確定 差速器齒輪的幾何尺寸如表 4-1 所示。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 24 - 表 4-1 差速器齒輪的幾何尺寸 序號 項目 計算公式 計算結果 1 行星齒輪齒數 ≥10，應盡量取最小值1z =101z 2 半軸齒輪齒數 =14～252 =182 3 模數 m=5mmm 4 齒面寬 b 9mm 5 全齒高 h 11mm 6 壓力角 ?22.5° 7 軸交角 =90°? 8 節(jié)圓直徑 ； 1mzd?2z 501?d92 9 節(jié)錐角 ，21arctnz?190???? =29.05°，?.62 10 節(jié)錐距 210sini? dA?=103.07mm0A 11 周節(jié) =3.1416tm=15.7mmt 12 齒頂高 ah5mm 13 齒根高 f =6mmfh 14 徑向間隙 = - =0.188 +0.051chgm=1.931mmc 4.2 差速器齒輪的強度校核 輪齒彎曲強度 為w? = MPa (4-4) w?JmbzKTvs20 31? 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 25 - 式中： ——差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式T 在此 為 734.4N·m；n6.0??T ——差速器的行星齒輪數； ——半軸齒輪齒數；2z ——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數查得 =0.226。J J 圖 4-3 彎曲計算用綜合系數 根據上式 = =926 MPa〈980 MPaw?26.05189.1794.7302?? 所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 26 - 第 5章 驅動半軸設計 驅動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速 器的半軸齒輪傳給驅動車輪。在一般的非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳 動裝置就是半軸，半軸將差速器的半軸齒輪與車輪的輪轂聯(lián)接起來，半軸 的形式主要取決半軸的支承形式：普通非斷開式驅動橋的半軸，根據其外 端支承的形式或受力狀況不同可分為半浮式，3/4 浮式和全浮式，在此由 于是載重汽車，采用全浮式結構。 5.1 全浮式半軸的桿部直徑的初選 全浮式半軸桿部直徑的初選可按下式進行 （5-??33 3)18.2~05.(196.0TTd??? 1） 根據上式 =（29.4～31.2）mm??36.7..2 根據強度要求在此 取 30mm。d 5.2 全浮式半軸的強度校核 首先是驗算其扭轉應力 ：? MPa （5-316dT??? 2） 式中： ——半軸的計算轉矩，Nm 在此取 2937.6Nm；T 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 27 - ——半軸桿部的直徑，mm。d 根據上式 ＝ ＝ 472 MPa< =(490～588) MPa?30164.297???? 所以滿足強度要求。 5.3 半軸花鍵的強度校核 計算半軸在承受最大轉矩時還應該校核其花鍵的剪切應力和擠壓應 力。 半軸花鍵的剪切應力 為s? MPa (5-3)??bzLdDTpABs?????????410 3 半軸花鍵的擠壓應力 為c? MPa （5-??pABABc zLdDT????????????????2410 3 4） 式中： ——半軸承受的最大轉矩，Nm ，在此取 2937.6Nm；T ——半軸花鍵的外徑，mm，在此取 30mm；BD ——相配花鍵孔內徑，mm，在此取 25mm；Ad ——花鍵齒數；在此取 24；z ——花鍵工作長度，mm，在此取 55mm；pL ——花鍵齒寬，mm，在此取 4mm；b 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） - 28 - ——載荷分布的不均勻系數，計算時取 0.75。? 根據上式可計算得 = =53.95 MPas?75.042453016.97 3???????? = =86.32 MPa c?.2. 3??????? 根據要求當傳遞的轉矩最大時，以上計算均滿足要求。 第 6章 驅動橋橋殼 驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，作用在驅動車輪上的牽引力， 制動力，側向力和垂向力也是經過橋殼傳到懸架及車架上。因此，橋殼既 是承載件又是傳動件。設計時必須考慮在動載下橋殼有足夠的強度和剛度。 6.1 橋殼的結構型式 橋殼的結構型式有三種，即可分式橋殼，整體式橋殼和組合式橋殼。 本設計采用整體式橋殼。 6.1.1 整體式橋殼結構形式分析 整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一個整體的 空心梁，其強度和剛度都比較好。 6.1.2 鑄