汽车车桥设计

汽车设计课程设计说明

书

题目：汽车驱动桥的设计 姓名：张华生 学号：2009094643020 专业名称：车辆工程 指导教师：伍强

日期：2011.11.28-2011.12.04

盐城工学院本科生毕业设计说明书 2007

一 主减速器设计

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。

驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：

a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。

b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。 c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。 d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。 e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。 3.1 主减速器结构方案分析

主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。 3.1.1 螺旋锥齿轮传动

图3-1螺旋锥齿轮传动

按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。

在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。

为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿

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轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。

近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。

查阅文献[1]、[2]，经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图3-1示）。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。

3.1.2 结构形式

为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。

按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。

查阅文献[1]、[2]，经方案论证，本设计主减速器采用单级主减速器。其传动比i0一般小于等于7。

3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。 3.2.1 主动锥齿轮的支承

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图3-2主动锥齿轮跨置式

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图3-2示）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1／30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。 装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所设计的YC1090货车装载质量为5t，所以选用跨置式。

图3-3从动锥齿轮支撑形式

3.2.2 从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3-3示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。 3.3 主减速器锥齿轮设计

主减速比i、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。

3.3.1 主减速比i的确定

主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时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

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传动系的总传动比i一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡田来研究i0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，可使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：

i0=0.377rrnpvamaxigh （3-1）

式中rr——车轮的滚动半径， rr=0.5m

igh——变速器量高档传动比。igh =1

对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：

i0=(0.377~0.472)rrnpvamaxighiFhiLB （3-2）

式中i——分动器或加力器的高档传动比

iLB——轮边减速器的传动比。

根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。

把nn=3000r/n , vamax=85km/h , rr=0.5m , igh=1代入（3-1）

计算出 i0=6.33

从动锥齿轮计算转矩Tce

Tce=

kdTemaxki1ifi0η （3-3）

n式中：

Tce—计算转矩，Nm；

Temax—发动机最大转矩；Temax =430 Nm n—计算驱动桥数，1；

if—变速器传动比，if=7.48； i0—主减速器传动比，i0=6.33；

η—变速器传动效率，η=0.96； k—液力变矩器变矩系数，K=1；

Kd—由于猛接离合器而产生的动载系数，Kd=1； i1—变速器最低挡传动比，i1=1； 代入式（3-3），有：

Tce=10190 Nm 主动锥齿轮计算转矩T=1516.4 Nm 3.3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择

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a)主、从动锥齿轮齿数z1和z2

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；

为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。

查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为6.33，初定主动齿轮齿数z1=6，从动齿轮齿数z2=38。

b）主、从动锥齿轮齿形参数计算

按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。 从动锥齿轮分度圆直径dm2=14310190=303.51mm 取dm2=304mm 齿轮端面模数md2/z2304/388

表3-1主、从动锥齿轮参数

参 数 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿顶角 齿根角 符 号 d=mz 主动锥齿轮 64 从动锥齿轮 304 4.42 6.68 376 270 3°21′ 2°41′ ha=1.56m-h2;h2=0.27m 6.77 hf=1.733m-ha da=d+2hacosδ df=d-2hfcosδ θa 4.33 90 60 2°41′ 3°21′ hθf=arctan2 R分锥角 zδ=arctan1 z2δa δf R=14° 76° 顶锥角 根锥角 锥距 分度圆齿厚 齿宽 15°41′ 11°39′ 132 9 47 78°21′ 74°19′ 132 9 47 d 2sinδS=3.14mz B=0.155d2 c）中点螺旋角β

弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°～40°。货车选用较小的β值以保证较大的εF，使运转平稳，噪音低。取β=35°。 d）法向压力角α

法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可

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以使齿轮运转平稳，噪音低。对于货车弧齿锥齿轮，α一般选用20°。

e) 螺旋方向

从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。 3.4 主减速器锥齿轮的材料

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、

作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：

a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。

b）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。 c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。

d）选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。

汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。

为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。 3.5 主减速器锥齿轮的强度计算 3.5.1 单位齿长圆周力

按发动机最大转矩计算时

P=

2kdTemaxkigifηnD1b2×103 （3-4）

式中：

ig—变速器传动比，常取一挡传动比，ig=7.31 ；

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D1—主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D1=64mm

其它符号同前；

将各参数代入式（3-4），有：

P=856 N/mm

按照文献[1],P≤[P]=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。

3.5.2 齿轮弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：

ζw =

式中：

2Tk0kskm ×103 （3-5）

kvmsbDJwζw—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa； T—齿轮的计算转矩，Nm； k0—过载系数，一般取1； ks—尺寸系数，0.682；

km—齿面载荷分配系数，悬臂式结构，km=1.25； kv—质量系数，取1；

b—所计算的齿轮齿面宽；b=47mm

D—所讨论齿轮大端分度圆直径；D=304mm Jw—齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.03；

对于主动锥齿轮， T=1516.4 Nm；从动锥齿轮，T=10190Nm； 将各参数代入式（3-5），有：

主动锥齿轮，ζw =478MPa；

从动锥齿轮，ζw =466MPa；

按照文献[1], 主从动锥齿轮的ζw≤[ζw]=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。 3.5.3 轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：

ζj=cpD12Tzk0kskmkf×103 （3-6）

kvbJj式中：

ζj—锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa；

D1—主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=64mm b—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=47mm kf—齿面品质系数，取1.0；

cp—综合弹性系数，取232N1/2/mm； ks—尺寸系数，取1.0；

Jj—齿面接触强度的综合系数，取0.01；

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Tz—主动锥齿轮计算转矩；Tz=1516.4N.m

k0、km、kv选择同式（3-5） 将各参数代入式 （3-6），有：

ζj=2722MPa

按照文献[1]，ζj≤[ζj]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。 3.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算

3.6.1 锥齿轮齿面上的作用力

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线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。

a）齿宽中点处的圆周力F

F=式中：

T—作用在从动齿轮上的转矩；

Dm2—从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式（3-8）确定，即

Dm2=D2-b2sinγ2 (3-8) 式中：

D2—从动齿轮大端分度圆直径；D2=304mm b2—从动齿轮齿面宽；b2=47mm

γ2—从动齿轮节锥角；γ2=76° 将各参数代入式(3-8)，有：

Dm2=258mm

将各参数代入式(3-7)，有：

F=3000N

对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。 b）锥齿轮的轴向力Faz和径向力Frz（主动锥齿轮） 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力分别为

Faz=

Ftanαsinγ+Ftanβcosγ (3-9) cosβFtanαcosγ-Ftanβsinγ (3-10) cosβ2T (3-7) Dm2Frz=

将各参数分别代入式(3-9) 与式(3-10)中，有：

Faz= 2752N，Frz=142N

3.6.2 锥齿轮轴承的载荷

当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿

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轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图3-4为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:

图3-4单级主减速器轴承布置尺寸

图3—4中各参数尺寸：

a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=40,Dm2=304mm。

由主动锥齿轮齿面受力简图（图3-5所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。

图3-5主动锥齿轮齿面受力简图

轴承A：径向力

F(a)Frz(a+b)FazDm1+-Fr= （3-11） 2aaa22 9

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轴向力

Fa= Faz （3-12）

将各参数代入式（3-11）与（3-12），有： Fr=3997N，Fa=2752N 轴承B：径向力

F(a+b)22FFr=a+rz(a+b)a-FazDm12a 轴向力

Fa= 0 将各参数代入式（3-13）与（3-14），有： Fr=1493N，Fa=0N 轴承C：径向力

22F=Fdc+d+Frzdc+d+FazDm2r2(c+d)  轴向力

Fa= Faz 将各参数代入式（3-15）与（3-16），有： Fr=2283N，Fa=2752N 轴承D：径向力

Fc2F2Fr=rzcFazDc+d+c+d-m12(c+d)  轴向力

Fa= 0 将各参数代入式（3-17）与（3-18），有： Fr=1745N，Fa=0N 轴承E：径向力

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（3-13） （3-14）

（3-15） （3-16）

（3-17） （3-18）

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2FeFeFDFr= +rz-azm1 （3-19）

2eee2 轴向力

Fa= 0 （3-20）

将各参数代入式（3-19）与（3-20），有： Fr=1245N，Fa=0N 3.6.3 锥齿轮轴承型号的确定

轴承A

计算当量动载荷P

Fa2752=0.69 =Fr3997查阅文献[2]，锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36，故另外查得载荷系数fp=1.2。

Fa >e，由此得X=0.4,Y=1.7。FrP=fp（XFr+YFa） （3-21）

将各参数代入式（3-21）中，有：

P=7533N 轴承应有的基本额定动负荷C′r

60nLhP10Cr=3 （3-22） 6ft10′

式中：

ft—温度系数，查文献[4]，得ft=1；

ε—滚子轴承的寿命系数，查文献[4]，得ε=10/3； n—轴承转速，r/min；

L′h—轴承的预期寿命，5000h； 将各参数代入式（3-22）中，有；

C′r=24061N

初选轴承型号

查文献[3]，初步选择Cr =24330N> C′r的圆锥滚子轴承7206E。 验算7206E圆锥滚子轴承的寿命

16667ftCrLh = （3-23）

nPrε 11

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将各参数代入式（3-21）中，有： Lh =4151h<5000h

所选择7206E圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选7207E轴承,经检验能满足。轴承B、轴承C、轴承D、轴承E强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求。

4 差速器设计

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；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。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、功率和燃料消耗，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。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。 4.1 差速器结构形式选择

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。

普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。齿轮差速器要圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。

强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。差速锁在军用汽车上应用较广。

查阅文献[5]经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。 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。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，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置——差速锁等。 4.2 普通锥齿轮式差速器齿轮设计

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a) 行星齿轮数n

通常情况下，货车的行星齿轮数n=4。 b) 行星齿轮球面半径Rb

行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。

Rb=Kb3Td （4-1）

式中：

Kb—行星齿轮球面半径系数，Kb=2.5～3.0，对于有两个行星齿轮的轿车取最大值；

Td—差速器计算转矩，Nm； 将各参数代入式（4-1），有：

Rb=34 mm

c）行星齿轮和半轴齿轮齿数z1和z2

为了使轮齿有较高的强度，z1一般不少于10。半轴齿轮齿数z2在14～25选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比数和必须能被行星齿轮齿数整除。

查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比数z2=24，行星齿轮的齿数 z1=12。

d） 行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2及模数m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1、γ2分别为

z γ1=arctan1z2zγ2=arctan2z1 （4-2）  （4-3） z2在1.5～2.0的范围内，且半轴齿轮齿z1z2=2，半轴齿轮齿z1将各参数分别代入式（4—2）与式（4—3），有：

γ1=27°，γ2=63°

锥齿轮大端模数m为 m=

2A0sinγ1 （4-4） z1将各参数代入式（4-4），有：

m=5.497

查阅文献[3]，取模数m=5.5

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e）半轴齿轮与行星齿轮齿形参数

按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表4-1。 f）压力角α

汽车差速齿轮大都采用压力角α=22°30′，齿高系数为0.8的齿形。

表4-1半轴齿轮与行星齿轮参数

参 数 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿顶角 齿根角 分度圆锥角 顶锥角 根锥角 锥距 分度圆齿厚 齿宽 符 号 d ha hf da df θa θf δ δa δf R s b 半轴齿轮 141 1.83 4.43 144 133 4°19′ 2°31′ 63° 67°19′ 60°29′ 47 9 20 行星齿轮 96 3.76 2.5 103 84 2°31′ 4°19′ 27° 29°31′ 22°41′ 46 9 27 g)行星齿轮轴用直径d

行星齿轮轴用直径d（mm）为 d=

T0×103 （4-5）

1.1ζcnrd式中：

T0—差速器壳传递的转矩，Nm； n—行星齿轮数；

rd—行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm； [ζc]—支承面许用挤压应力，取98 MPa； 将各参数代入式（4-5）中，有：

d=15.7mm，取16mm。

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4.3 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。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。 4.4 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计算

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传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行使不同的路程时，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。因此，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力ζw（MPa）为

ζw=

2Tkskm×103 （4-6）

kvmb2d2Jn式中：

n—行星齿轮数；

J—综合系数，取0.01； b2—半轴齿轮齿宽，mm；

d2—半轴齿轮大端分度圆直径，mm； T—半轴齿轮计算转矩（Nm），T=0.6 T0；

ks、km、kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取； 将各参数代入式（4-6）中，有：

ζw=852 MPa

按照文献[1], 差速器齿轮的ζw≤[ζw]=980 MPa，所以齿轮弯曲强度满足要求。

5 驱动车轮的传动装置设计

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半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。 5.1 半轴的型式

普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。

半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，

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半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。

3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。

全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。

由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为5～70MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。 5.2 半轴的设计与计算

半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理地确定其计算载荷。 半轴的计算应考虑到以下三种可能的载荷工况：

a）纵向力X2最大时(X2＝Z2)附着系数尹取0.8，没有侧向力作用； b）侧向力Y2最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z21中，，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数1，在计算中取1.0，没有纵向力作用；

c）垂向力Z2最大时，这发生在汽车以可能的高速通过不平路面时，其值为(Z2-gw)kd，kd是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力的作用。

由于车轮承受的纵向力、侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，

2即:Z2=X22+Y2 故纵向力X2最大时不会有侧向力作用，而侧向力Y2最大时也不会有纵向力作用。 5.2.1 全浮式半轴的设计计算

本课题采用带有凸缘的全浮式半轴，其详细的计算校核如下： a)全浮式半轴计算载荷的确定

全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩按下式进行：

T=ξTemaxig1i0 （5-1）

式中：ξ——差速器的转矩分配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取＝0.6； ig1——变速器1挡传动比； i0——主减速比。

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已知：Temax＝430Nm；ig1＝7.48； i0＝6.33 ；ξ=0.6 计算结果：

T=0.6×430×7.48×6.33 =12215N.m

在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可按下式进行：

T103 d3 (2.05~2.18)3T （5-2）

0.196[]式中d——半轴杆部直径，mm； T——半轴的计算转矩，Nrn；

[]——半轴扭转许用应力，MPa。 根据上式带入T＝12215 Nm，得： 32.50mm≤d≤33.85mm 取：d=33mm

给定一个安全系数 k=1.5 d=k×d =1.5×33 =50mm

全浮式半轴支承转矩，其计算转矩为：

TX2LrrX2Rrr 三种半轴的扭转应力由下式计算：

16Td3103 式中——半轴的扭转应力，MPa；

T—一半轴的计算转矩，T=12215Nm； d——半轴杆部直径，d=50mm。 将数据带入式（5-3）、（5-4）得：

 =528MPa

半轴花键的剪切应力为

T103bzL(D pbjBdA)/4半轴花键的挤压应力为

T103czL[(D pBdA)/4](DBdA)/2式中T——半轴承受的最大转矩，T=12215Nm；

DB——半轴花键(轴)外径，DB=54mm； dA——相配的花键孔内径，dA=50mm；

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（5-3）

（5-4） （5-5） （5-6） YC1090货车驱动桥的设计

z——花键齿数；

Lp——花键工作长度，Lp=70mm； B——花键齿宽，B=9mm；

——载荷分布的不均匀系数，取0.75。 将数据带入式（5-5）、（5-6）得：

b=68Mpa c=169MPa

半轴的最大扭转角为

Tl180103 （5-7）  GJ式中T——半轴承受的最大转矩，T=12215Nm；

l——半轴长度，l=900mm；

G——材料的剪切弹性模量，MPa； J——半轴横截面的极惯性矩， mm4。 将数据带入式（5-7）得：

 = 8°

半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784MPa左右。在保证安全系数在1.3～1.6范围时，半轴扭转许用应力可取为[]＝490～588MPa。

对于越野汽车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大的安全系数，这时许用应力应取小值；对于使用条件较好的公路汽车则可取较大的许用应力。

当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa；挤压应力不应该超过196MPa，半轴单位长度的最大转角不应大于8°/m。 5.3 半轴的结构设计及材料与热处理

为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，通常取10齿(轿车半轴)至18齿(载货汽车半轴)。半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆角半径以减小应力集中。重型车半轴的杆部较粗，外端突缘也很大，当无较大锻造设备时可采用两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。在现代汽车半轴上，渐开线花键用得较广，但也有采用矩形或梯形花键的。

半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388—444(突缘部分可降至HB248)。近年来采用高频、中频感应淬火的口益增多。这种处理方法使半轴表面淬硬达HRC52～63，硬化层深约为其半径的1／3，心部硬度可定为HRC30—35；不淬火区(突缘等)的硬度可定在HB248～277范围内。由于硬化层本身的强度

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较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳(40号、45号)钢的半轴也日益增多。

6 驱动桥壳设计

驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，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．作用在驱动车轮上的牵引力，制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)的外壳。

在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量．桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。

6.1 桥壳的结构型式

桥壳的结构型式大致分为可分式 a）可分式桥壳

可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分，每一部分均由一个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。在装配主减速器及差速器后左右两半桥壳是通过在中央接合面处的一圈螺栓联成一个整体。其特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。但对主减速器的装配、调整及维修都很不方便，桥壳的强度和刚度也比较低。过去这种所谓两段可分式桥壳见于轻型汽车，由于上述缺点现已很少采用。

b）整体式桥壳

整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心粱，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好以后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。

整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。

6.2 桥壳的受力分析及强度计算

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我国通常推荐：计算时将桥壳复杂的受力状况简化成三种典型的计算工况（与前述半轴强度计算的三种载荷工况相同）。

当牵引力或制动力最大时，桥壳钢板弹簧座处危险端面的弯曲应力和扭转应力为：

ζ=MvMh (6-1) WvWhη=TT (6-2) WT式中Mv——地面对车轮垂直反力在桥壳板簧座处危险端面引起的垂直平面内的弯

矩，Mh=Fx2b；

b ——桥壳板簧座到车轮面的距离；

Mh——牵引力或制动力Fx2（一侧车轮上的）在水平平面内引起的弯矩，

Mh=Fx2b；

TT——牵引或制动时，上述危险断面所受的转矩，TT=Fx2rr；

Wv、Wh——分别为桥壳危险断面垂直平面和水平面弯曲的抗弯截面系数； WT——危险断面的抗扭截面系数。 将数据带入式（6-2）、（6-3）得：

ζ=400 N/mm2

2

η=250 N/mm

桥壳许用弯曲应力为300-500N/mm2，许用扭转应力为150-400N/mm2。可锻造桥壳取较小值，钢板冲压焊接桥壳取最大值。

7 结论

本课题设计的YC1090货车驱动桥，采用非断开式驱动桥，由于结构简单、主减速器造价低廉、工作可靠，可以被广泛用在各种中型载货汽车。

设计介绍了后桥驱动的结构形式和工作原理，计算了差速器、主减速器以及半轴的结构尺寸，进行了强度校核，并绘制了有关零件图和装配图。

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尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，修理、保养方便，机件工艺性好，制造容易。

但此设计过程仍有许多不足，在设计结构尺寸时，有些设计参数是按照以往经验值得出，这样就带来了一定的误差。另外，在一些小的方面，由于时间问题，做得还不够仔细，恳请各位老师同学给予批评指正。

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