3吨载重跃进货车驱动桥总成的设计【含4张CAD图纸、说明书】

资源目录里展示的全都有，所见即所得。下载后全都有,请放心下载。原稿可自行编辑修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑问可加】 目录 目 录 摘 要 II Abstract III 第1章 绪 论 1 第2章 驱动桥的结构型式与布置 3 2.1 驱动桥的结构型式选择 3 2.2非断开式驱动桥 3 2.3断开式驱动桥 3 2.4多桥驱动的布置 4 第3章 主减速器 5 3.1 主减速器的结构型式 5 3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 6 第4章 差速器 20 4.1差速器的结构型式选择 20 4.2对称锥齿轮式差速器 20 第5章 半轴的设计 26 5.1半轴的型式 26 5.2半轴的设计与制造 26 第6章 驱动桥桥壳 30 6.1桥壳的结构型式选择 30 6.2桥壳的强度计算 30 参考文献 34 致 谢 35 35 摘要 3吨载重跃进货车驱动桥总成的设计 摘 要 3吨载重跃进货车属于轻型货车。本次设计包括驱动桥结构形式合理选择，主减速器的合理设计、差速器合理设计，半轴形式正确选择与合理设计，以及桥壳等组成部分的设计。驱动桥总成对汽车来说非常重要，它有增扭、降速以及更改转矩的传递方向的基本功用。另一方面，驱动桥还是主要的受力总成，这对于货车来说尤为重要，他要承受路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力等。通过初步判断，选择比较常用的普通非断开式驱动桥，采用平稳性较好的准双曲面齿轮作为主减速器齿轮，采用比较适用于货车的对称式圆锥行星齿轮差速器，选用全浮式半轴，新型的液压胀形桥壳。 关键词：驱动桥 ；主减速器；准双曲面齿轮；差速器 Abstract Design of the driving axle assembly of 3 ton Yuejin truck Abstract 3 ton Yuejin truck belong to light-van. The drive axle design including the selection of drive axle structure, the main speed reducer design, differential design, selection and design, half shaft form and bridge shell and other part of the design. Its basic function is twisted, slow down and change the direction of the transmission of torque. Drive axle, on the other hand, even as the main bearing assembly, including applied to road surface and frame or under carriage between the vertical force and vertical force and horizontal force, etc. Ordinary not breaking through preliminary judgment, the selection of structure form, the hypoid gear as the main reducer gear, using planetary gear differential symmetric cone, choose full floating half shaft, a new type of hydraulic bulging bridge shell. Key words: Driving axle; Main gear box; Hyperbolical gear; Differential device 第1章 绪论 第1章 绪 论 从卡尔本茨发明第一辆汽车以来，一百多年的时间，汽车在人类社会一直扮演着不可或缺的角色，为人类的发展、社会的进步，发挥了至关重要的作用。在这期间，汽车的种类也趋于多元化，从最初的代步工具，到现在的太空探索机械，和汽车有关的行业数不胜数，其中货车，也占有重要一席。而货车的主要作用，则部分依赖于驱动桥的优劣。 驱动桥位于汽车传动系的末端。它有增扭、降速以及更改转矩的传递方向等主要作用。另一方面，驱动桥还要承受行各种载荷，这一点对货车来说，尤为重要，它承受的载荷包括路面和车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力等。 一般来说，汽车框架中、驱动桥基本为主减速器、差速器、半轴以及桥壳等部件组合而成。如图1-1所示：. 图1-1 一般汽车驱动桥的组成 即使在汽车正常行驶过程时，驱动桥的受力情况仍然非常复杂。本设计的驱动桥为非断开式，桥壳可以简单地看成是受各种力矩的空心梁，在满足必要的强度和刚度的同时，减轻质量也是应该要做的，较好地解决这两者之间的冲突是设计中需要重点考虑的。 虽然，因为汽车种类太多，驱动桥的结构型式多种多样，但其最基本的要求却是一致的。因此，对驱动桥的基本要求应该做好归纳以便设计。要求如下： (1)选择的主减速比，在满足使用条件的前提下，使汽车动力性和燃料经济性要达到最佳； (2)差速器的设计，要保证左、右驱动车轮能差速滚动，并能平稳而连续地传递转矩给左右驱动车轮； (3)左、右驱动车轮与地面的附着系数往往会在实际中有所不同，但不能因此而影响对牵引力的充分利用； (4)能承受在货车行驶时，各种复杂的力矩，以及在较为复杂的环境下的非常规力矩； (5) 保证驱动桥各零部件强度、刚度、可靠性及寿命的情况下。还应尽量减小簧下质量，减小冲击载荷，进而改善货车的平顺性； (6)轮廓尺寸不仅要与合理的驱动桥离地间隙相适应，还要尽量小一点以便于汽车的总体布置； (7)传动机件主要为齿轮，要工作平稳，尽量减少噪声； (8)各部件的设计要尽可能满足汽车变型的要求，包括各部件的通用化、标准化等； (9)传动效率要尽可能高一点，但不能受工况太大的影响； (10)为了维修方便，更好实现汽车价值，驱动桥各部件要工艺性好，制造容易，结构简单。 第2章 驱动桥的结构形式与布置 第2章 驱动桥的结构型式与布置 2.1 驱动桥的结构型式选择 如果按工作特性来分，驱动桥的结构型式可分为两大类，一种是非断开式，另一种是断开式。采用非独立悬架的驱动车轮时，常常配合非断开式驱动桥；而采用独立悬架驱动车轮时，则常配合断开式驱动桥。而本设计选用非断开式，以下将具体讨论。 2.2非断开式驱动桥 如图2-1所示为非断开式驱动桥，这种驱动桥的优点是工作可靠、结构简单、造价低廉，在各种汽车上应用最广泛。桥壳作为空心梁的同时，又作为了齿轮及半轴等所有的传动机件的容器。所以导致簧下质量增大。在实际设计中，用单级主减速器代替双级主减速器，从而大大减小驱动桥质量；采用整体式桥壳；均是减轻驱动桥质量的有效方法。 图2-1非断开式驱动桥 减速器的型式主要决定了驱动桥的轮廓尺寸。在已确定轮胎尺寸和最小离地间隙的情况下，主减速器从动齿轮直径的尺寸也就固定了。采用行星齿轮结构是最常见的布置方案。这种方案的优点是结构紧凑、刚度大、强度高等，因此被广泛应用，本设计也是采用这样的方案。 2.3断开式驱动桥 如图2-2所示，与非断开式驱动桥不同的是，桥壳分段是断开式驱动桥最为明显的特点，并且各段之间相互独立，可以做相对运动。另外，它往往匹配独立悬挂，故又可以称它为独立悬挂驱动桥。由于采用独立悬挂，两侧的驱动车轮就可以彼此独立，就能够相对于车厢或车架作上下摆动，所以与之相应的，驱动车轮的传动装置及其外壳或套管也要能作相应摆动。 图2-2 断开式驱动桥 断开式驱动桥的驱动车轮与地面的接触情况较好，并且车轮能够很好的适应各种情况的地面，从而大大地减弱汽车在不平路面上行驶时的振动，对车厢的倾斜也有所缓解；汽车的行驶平顺性和平均行驶速度会得到提高，车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏则会减少，驱动桥可靠性及使用寿命也有也在一定程度上得到了保证。然而，断开式驱动桥及其相配的独立悬挂的结构复杂，适用的车型较少，本设计将不再讨论。 在查看任务书的要求后，本设计应采用非断开式驱动桥。 2.4多桥驱动的布置 设计多桥驱动时，必须要借助分动器，传递动力通过两种方式传递给各驱动桥。各驱动桥的布置型式也应分为两种来与之相对应。即非贯通式和贯通式。如果采用前者，需动力在分动器和各驱动桥自己专属的传动轴之间传递，再经分动器传给各驱动桥。因此传动轴个数增加，增大驱动桥体积和质量，而且造成各驱动桥的零件不能通用。 采用贯通式驱动桥是有效解决上述问题的方法。在这种布置中，各驱动桥的传动轴会被设计在同一铅垂平面中，并且各驱动桥的传动轴通过串联的方式连接到分动器上。动力传输的方式也较为不同，会经分动器并贯通中间桥。这样不仅解决了上述问题，还方便了汽车的设计、制造和维修等。 第3章 主减速器 第3章 主减速器 3.1 主减速器的结构型式 主减速的结构型式在选择的时候，需要考虑很多参数，齿轮采用何种类型、采用何种形式的减速方式，如何安置主、从动齿轮都会对此产生影响。主减速器的设计和计算都是在结构型式确定的基础上进行的，所以合理的结构型式十分关键。 3.1.1主减速器的齿轮类型 主减速器的齿轮有如图3-1所示的4种类型。本设计采用双曲面齿轮。这种方式传动的优点是：在体积一定的情况下，可以实现较大的传动比；增加了小齿轮的强度，延长齿轮使用寿命等有效的优点，大多情况下采用下偏置的方式，可以有效提高平稳性。 a)螺旋锥齿轮传动b)双曲面齿轮传动c)圆柱齿轮传动d)蜗杆传动 图3-1 减速器齿轮类型 3.1.2主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 主动锥齿轮悬臂式支承 主动锥齿轮跨置式支承 图3-2 主动锥齿轮支撑型 悬臂式和跨置式是主动锥齿轮的两种主要支撑形式。如图3-2所示，跨置式支承较平稳，适用于本次设计，这种形式中，轴承支承了齿轮前、后两端的轴颈。因此跨置式支承增加了支承的刚度，齿轮的变形大为减小。 3.1.3主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 以如图3-3所示的圆锥滚子轴承方式来支承从动锥齿轮。这样做可以增加支承的刚度，还要做的是向内放置两轴承的圆锥滚子大端，就可以减小如图3-3所示的尺寸c+d。如果想为设置加强肋才能提供足够的位置， c+d起码比从动锥齿轮大端分度圆直径的70%要大。而想要两轴承均匀支承载荷，需满足c等于或大于d。 图3-3从动锥齿轮的支承 如图3-4所示，为了减少动锥齿轮产生的偏移，辅助支承限制了轴向力对其的作用。 图3-4主减速器从动锥齿轮的止推装置 3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 要进行本次驱动桥设计，主减速器设计的原始数据很重要，需要最先确定。这些参数包括主减速比i0，驱动桥离地间隙和计算载荷。 3.2.1主减速比的确定 主减速比的确定十分关键，它对主减速器的轮廓尺寸、质量大小等有很大影响。还影响着汽车的动力性和燃料经济性。在汽车总体设计时，由整车的动力计算，确定各项传动比。再通过改善设计，选择i0值和发动机与传动系参数等汽车动力因素有最合理的配合，让汽车获的动力性和燃料的经济性达到最佳。 如果汽车有很大的功率储备，发动机最大功率Pamax及其转速np在已知的情况下，最高车速Vamax到底能有多大，由所选择的i0值是关键。这时i0值应按下式来初步选定： （3-1） 式中： rr－车轮的滚动半径，m； np－最大功率时的发动机转速，r/min； vamax－汽车的最高车速，km/h； －变速器量高档传动比，通常为1。 如果不是上述汽车，最高车速稍有下降可以换来足够的功率储备，一般选择比上式求得的大10％～25％，可以按下式求得： （3-2） 式中： －分动器或加力器的高档传动比； －轮边减速器的传动比。 主减速比值确定后，主减速器的减速型式也就基本上确定了，同时还要满足与汽车总布置的离地间隙相适应的要求。 把np =3000r/min，vamax =90km/h，rr =0.381m，=1代入（3-1）得出主减速比计算值=4.78，取=5 3.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定 在汽车正常行驶时，实际的运动状态十分复杂，所以并不能确定传动系载荷的大小方向，因此主减速器齿轮的计算载荷很难精确得出。通常，在发动机输出最大转矩的前提，存在两种情况，可以得到较合理的计算载荷，分别是在驱动轮在良好路面上开始滑转或配以传动系最低挡传动比，可由下列公式算出 (3-3) (3-4) 式中： Temax －发动机最大转矩， N·m；(239 N·m) －由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低挡传动比；(5.568) －传动系上述传动部分的传动效率，取=0.9； K0－由于“猛结合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数，取K0=1； －该汽车的驱动桥数(=1)； －汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；(31450) －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； －车轮的滚动半径，m；(0.381) －由主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比(各取0.95，1) －主传动比计算值(5) 带入数据 =239×5.568×1×0.9×5/1=5988.38 N·m N·m 由式 (3-3)和(3-4)求出的载荷是工作中的最大转矩，不是工作中维持运转持续转矩，不可以用来衡量疲劳损坏。汽车种类繁多，行驶工况也很复杂，所以汽车的持续转矩没有简单的公式可以算出。但相比于条件较差的非公路车辆，公路车辆条件较好，相对稳定，根据平均比牵引力的值可以确定所需的近似持续转矩。平均计算转矩可以通过下式求得： N·m (3-5) 式中： －汽车满载总重，N；(31450N) －所牵引的挂车的满载总重，N，但仅用于牵引车的计算；(0) －车轮的滚动半径，m；(0.381) －道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015-0.020；(0.02) －正常使用时的平均爬坡能力系数，对载货汽车取0.05-0.09；(0.08) －汽车或汽车列车的性能系数: 当时，取=0. 带入数据，(25.66)取=0. 所以 N·m 3.2.3主减速器齿轮参数的选择 1.齿数的选择 在齿数的选择上，不仅要满足计算上的要求，还有满足工作中的需求。一般情况下，需要参考的要求如下： 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；为了平稳地啮合，减少噪声和提高疲劳强度，z1一般不小于6；主传动比i0很大时， z1取得要小一些，以便得到合适的离地间隙；对于不同的主传动比， z1和z2应有适宜的搭配 综上，初步选择z1＝7，由z2＝z1·i0＝7×4.78＝33.46，取z2＝34。 2.节圆直径的选择 （3-3）（3-4）中的较小值可作为从动锥齿轮的计算转矩，节圆直径可以按如下经验公式选出： （3-6） 式中： －从动锥齿轮的节圆直径，mm； －直径系数，一般取13.0~15.3； Tj－计算转矩，N·m，取Tj＝ Tje＝5988.38 N·m。 代入数据d2=236.07~277.84mm 3.齿轮端面模数的选择 上一步中d2并没有确定下来，是因为可以和端面模数一起在校核后从范围中选出，由式m=d2/z2得到m，校核如下： ＝5.447～7.264 (3-7) 式中： Tj＝ Tje＝5988.38N·m －模数系数，取＝0.3～0.4。 （m=d2/z2＝6.94~8.17 取m＝7，所以d2=238mm） 4. 主， 从动锥齿轮齿面宽b1和b2 对于从动锥齿轮齿面宽，可以通过下面公式初步设定： b2=0.155 d2=0.155×238=36.89mm 在此取b2=37mm (3-8) 一般为了啮合平稳，多数情况下小齿轮的齿面宽比大齿轮的大10%，在此取b1=41m； 5.双曲面齿轮的偏移距E 对于双曲面齿轮传动，偏移距E是在小齿轮和大齿轮的中心线中间，选择E值时应该要考虑：如果是轻型载货汽车的主减速器，E值会随着传动比的增大而增大。可以通过下列公式算得： E=0.14d2 (3-9) 带入数据E=0.14×238=33.32，取整E=35 从图3-5中可以看出，由从动齿轮的锥顶看去其齿面，如果从动齿轮中心线在主动齿轮之上，为上偏移，反之为下偏移。齿轮的螺旋方向在一定程度上关系到偏移方向：主动齿轮左旋，则从动齿轮右旋，通常配合的是下偏移；上偏移时，主、从动齿轮的螺旋方向皆与上述情况反过来，本设计采用下偏移齿轮。 图3－5双曲面齿轮的偏移距和偏移方向 (a)，(b)主动齿轮左旋，从动齿轮右旋——下偏移 (c)，(d)主动齿轮右旋，从动齿轮左旋——上偏移 6.螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向 从图3-6看出，面向齿面，左旋齿是指齿轮的弯曲方向从其小端至大端为逆时针，右旋齿对应是相反的。齿轮的旋转方和螺旋的方向如何，需要看螺旋锥齿轮和双曲面齿轮在传动时受到的轴向力的方向。齿轮的旋转方向须从齿轮的后面观察。 综上，主动齿轮的旋转方向是顺时针，相应的螺旋方向则左旋。 图3-6螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向及轴向力 7.螺旋角的选择 螺旋角应该满足1.25的条件。因较大能使平稳和降低噪声。而轴向力则会随着螺旋角的增大而增长，因此需要有合理的范围。 按照“格里森”制，预选主动齿轮螺旋角名义值接近下式所求结果： （3-10） 式中 ： －主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值； －主、从动齿轮齿数7，34； －从动齿轮节圆直径238mm； E－双曲面齿轮的偏移距35mm； 需要用刀号来校正预选，近似刀号可以用下式求得： 近似刀号＝＝10.39 （3-11） 式中 －主、从动齿轮的齿根角，是以“分”为单位表示的。 选取与近似刀号最为相近的标准刀号（列举有：），反算螺旋角与所选的标准刀号关系如下： ＝49.97 （3-12） 式中 标准刀号为。 故取=50。 8.齿轮法向压力角的选择 选择合适的法向压力角，可以提高齿轮的强度。双曲面齿轮比较特殊，主、从动齿轮轮齿的法向压力角不相同，根据格里森规定，选用双曲面齿轮的轻型货车选用2230的平均压力角。 9.铣刀盘名义直径2rd的选择 刀盘的名义直径并不是实际可测的，它属于假设的同心圆，该同心圆由被切齿轮间的中点构成。刀盘名义直径需要标准化，这是为了降低刀盘规格数量，并为加工齿轮给出了固定的尺寸区间。这样，既可以充分利用模具，降低生产成本，还在一定程度上避免了残次产品的出现，很有现实意义。 可用下式来初步估算刀盘的名义直径： ＝201.64mm， (3-13) 所以＝100.82mm。 式中： K－系数，为使2rd标准化，K可取0.9～1.1，取K＝1.0； －从动齿轮的节锥距和中点锥距，122mm，100mm； －从动齿轮的螺旋角50。 综上，刀盘名义半径的标准值取为＝100.82mm。 3.2.4主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算与强度计算 1.主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算 提高小齿轮粗切工序是双重收缩齿的最为突出的优点。假想出用一个实用上刀顶距最大的粗切刀，按齿面宽方向切出合理的齿厚收缩来，就可以选定双重收缩齿的齿轮参数，和其大、小齿轮根锥角。采用这种方法最好是在刀盘半径小于大齿轮直径时。 在参数计算时，要保证。但只适用于格里森刀盘切齿。如果小齿轮的轴线偏移距E超过100mm或大齿轮的直径比650mm大，要另作计算。 表3-1主、从动锥齿轮参数 项目 公式 结果 主动齿轮齿数 7 从动齿轮齿数 34 端面模数 m 7mm 齿面宽 b b1=41mm， b2=37mm 工作齿高 14mm 全齿高 15.75mm 法向压力角 α 20º 轴交角 Σ 90º 节圆直径 d=mz d1=49mm d2=238mm 节锥角 =11.63º =78.37º 节锥距 122mm 周节 t=3.1416m 21.99mm 齿顶高 7mm 齿根高 8.75mm 径向间隙 1.75mm 齿根角 4.101º 面锥角 =15.731º =82.471º 根锥角 =7.529º =74.269º 齿顶圆直径 =62.71mm =240.82mm 节锥顶点齿轮外圆距离 =117.589mm =17.644mm 理论弧齿厚 =13.96mm =8.03mm 齿侧间隙 B=0.305～0.406 0.4mm 螺旋角 50º 2.主减速器圆弧齿双曲面齿轮的强度计算 在选好主减速器齿轮的主要参数后，要计算齿轮的几何尺寸，再进行强度验算，以保证其工作安全可靠以及强度和寿命达到足够要求。 1)单位齿长圆周力 主减速器齿轮的表面耐磨性，常用轮齿上的假定单位压力来估算，即单位齿长圆周力： N/mm (3-14) 式中: P－作用在齿轮上的圆周力，N； b－从动轮的齿面宽，mm. 按发动机最大转矩计算时: N/mm (3-15) 式中: －发动机最大转矩，N·m －变速器传动比； －主动轮节圆直径mm. 带入数据得: 附着力矩最大时 N/mm (3-16) 式中: －汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N； －轮胎与地面的附着系数， －轮胎的滚动半径，m； －主减速器从动齿轮节圆直径，mm. 带入数据 P≤[P]= 2008.4×1.25=2510.50 N/mm，满足了齿轮对表面耐磨性的要求。 2)轮齿的弯曲强度计算 汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力为 (3-17) 式中： －该齿轮的计算转矩； －超载系数； －尺寸系数，如果端面不小于1.6mm；； －载荷分配系数； －质量系数； －计算齿轮的齿面宽，mm； z－计算齿轮的齿数； m－端面模数，mm； －计算弯曲应力用的综合系数. 带入数据 ≤[]=700MPa，满足了轮齿弯曲强度要求。 3)轮齿的齿面接触强度计算 圆锥齿轮与双曲面齿轮轮齿齿面的计算接触应力为 (3-18) 式中： －主动齿轮最大转矩， N·m； －主动齿轮工作转矩， N·m； －材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6； －动齿轮节圆直径，mm； －见前面几式的说明； －尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对其淬透性的影响，可取1； －表面质量系数，可取1； －齿面宽，mm； －计算接触应力的综合系数(或称几何系数). 带入数据 σj≤[σj]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。 3.2.5主减速器齿轮的材料及热处理 作为汽车驱动桥主要部分，主减速器有很强的工作强度，其齿轮具有载荷大、载荷变化多、带冲击、工作时间长等特点。齿根的弯曲折断、磨损和擦伤、齿面的疲劳点蚀等是主要的损坏形式。因此驱动桥齿轮的选材及材料的热处理需要满足的要求是： 齿表面应具有较高的硬度；为适应冲击载荷，轮齿芯部应有适当的韧性；在钢材的锻造、切削与热处理等加工时，应良好的加工工艺性；考虑我国的情况，选择齿轮材料的合金元素。 3.2.6主减速器轴承的计算 通常情况下，设计主减速器时，要先选定轴承的型号，然后验算轴承的使用寿命。它的工作载荷及工作条件是影响轴承寿命的主要的外部因素，应先求得齿轮受到的轴向力、圆周力、径向力，之后再求出轴承反力，来确定轴承载荷，最后验算轴承寿命。 主减速器主动齿轮的受力情况如图3-7所示： 图3-7 主动锥齿轮齿面受力简图 齿面宽中点的圆周力P为 7466.67N （3-19） 式中 －主动齿轮的当量转矩； 因为要更换变速器档位，同时发动机也不能总是输出最大转矩，所以主减速器齿轮的工作转矩不会固定。当量转矩可通过下列公式求得： (3-20) 式中： －发动机最大转矩，239 N·m； －变速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ档使用率为1％，3％，12％，64％，20％； －变速器的传动比为6.09，4.39，2.69，1，0.764； －变速器处于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ档时的发动机转矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。 dm－该齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 对于双曲面齿轮 ＝201.75mm （3-21） ＝41.5mm （3-22） 式中 ： －主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； d2－从动齿轮节圆直径238mm； b2－从动齿轮齿面宽37mm； －主、从动齿轮齿数7，34； －从动齿轮的节锥角78.37； －从动齿轮的根锥角74.27 －双曲面主、从动齿轮的螺旋角50，50。 双曲面齿轮的轴向力与径向力 主动齿轮旋转方向为顺时针，螺旋方向为左旋。 ＝9247N （3-23） ＝2890N （3-24） 从动齿轮旋转方向为逆时针，螺旋方向为右旋。 ＝3258.5N （3-25） ＝6986.9N （3-26） 式中： －齿廓表面的法向压力角； －主、从动齿轮齿面宽中点处的螺旋角； －主、从动齿轮的节锥角。 2.主减速器轴承载荷的计算 1）悬臂式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷 轴承A、B的径向载荷为 ＝25832.4N （3-27） ＝30214.7N （3-28） 式中： －主动齿轮齿面宽中点处的圆周力； －主动齿轮的轴向力； －主动齿轮的径向力； －主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 2）单级减速器的从动齿轮的轴承径向载荷 轴承C、D的径向载荷分别为 ＝2264.3N （3-29） ＝8310.5N （3-30） 式中 －从动齿轮齿面宽中点处的圆周力； －从动齿轮的轴向力； －从动齿轮的径向力； －从动齿轮齿面宽中点的分度圆直径； 3）主减速器轴承寿命 轴承的额定寿命L（10转）: L= （3-31） 式中： C－轴承的额定动载荷，可由手册中查到； －寿命指数，对于圆锥滚子轴承。 B处轴承初选32308E： =0.83>e=0.35 =19966(N) (3-32) L==251.3512(10转) D处轴承初选30213E：=0.56>e=0.42 =6868(N) (3-33) L==4157.258(10转) 在实际计算中，根据汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程S，来计算轴承的使用寿命： （3-34） 轴承的额定寿命是工作小时数 （3-35） B处轴承32308E寿命： ＝862435（km） D处轴承30213E寿命： =8945627（km） 式中： n－算转矩为： ＝309.7（r/min） （3-36） 主动齿轮轴承转矩： ＝1805.8（r/min） （3-37） 式中： －轮胎滚动半径0.381m； －汽车的平均行驶速度，km/h，货车可取40 km/h。 为方便设计和计算，建立了圆锥滚子选择轴承的全参数化3D模型，在3D布置时只需选择轴承的型号，其数模即可更新，这样可以很快的观察到自己所选择的轴承的效果. 第4章 差速器 第4章 差速器 由于路面不平，或者在拐弯，在同一时间内，汽车左右车轮在行驶过程中所滚过的行程经常不是一样的。所以差速器的作用是，在左右车轮滚动速度不一样的情况下，使得汽车仍然能够平稳的前进。所以在实际运行时，汽车的差速器十分重要。 4.1差速器的结构型式选择 差速器的结构型式有多种，但作为公路运输车辆的3吨载重跃进货车，因为路面较好，各个驱动车轮与路面的附着系数变化和差异很小，所以可以直接采用普通对称锥齿轮式差速器，它具有结构简单、质量较小、工作平稳、制造方便，而且对于公路汽车来说也是很安全的，完全能够满足货车的使用要求 4.2对称锥齿轮式差速器 普通锥齿轮式差速器一直被广泛应用，图4-1为其示意图。当一侧半轴不转时，另一侧半轴将以壳体两倍的角速度旋转，当壳体不转时，左右半轴将反向、等速旋转。通过这样的搭配，汽车可以在两车轮角速度不同的情况下，依然平稳前进。 图4-1 普通锥齿轮式差速器的示意图 在确定主减速器从动齿轮尺寸时，因为差速器壳需要安装在主减速器从动齿轮上，所以应考虑差速器的安装。从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座也限制了差速器的轮廓尺寸 4.2.1差速器齿轮的基本参数选择 a) 行星齿轮数目的选择 普遍来说，载货汽车多用4个行星齿轮，本设计取n=4. b) 行星齿轮球面半径的确定 差速器锥齿轮承载能力是由行星齿轮球面半径反映的。可以按下列公式确定: （4-1） 式中： －行星齿轮球面半径系数2.52～2.99，本设计属于货车，可取2.6 －差速器计算转矩，N·m；(5035) 将已知的各参数代入上式（4-1），可得： RB=44.6 预选节锥距A0 （4-2） A0=43 c）行星齿轮和半轴齿轮齿数z1和z2 要设计足够强度的齿轮，一般z1不少于10。z2的取值范围是14～25。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比普遍会在1.5～2.0的区间内，并且要保证半轴齿轮齿数和必须是行星齿轮齿数的整数倍，这样才能有效啮合。 根据本设计的实际情况，和有关资料，半轴齿轮与行星齿轮的齿数比初定为2，行星齿轮的齿数 z1=12，半轴齿轮齿数z2=24。 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 （4-3） （4-4） 把初定参数分别代入上式（4-3）与上式（4-4），有： γ1=27°，γ2=63° 锥齿轮大端模数m为 （4-5） 将各参数代入上式（4-5），有：m=3.2 查阅文献，取模数m=3.5 e）半轴齿轮与行星齿轮齿形参数 参考相关资料结合本设计计算，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 符 号 半轴齿轮 行星齿轮 分度圆直径 d 141 96 齿顶高 ha 1.83 3.76 齿根高 hf 4.43 2.5 齿顶圆直径 da 144 103 齿根圆直径 df 133 84 齿顶角 θa 4°19′ 2°31′ 齿根角 θf 2°31′ 4°19′ 分度圆锥角 δ 63° 27° 顶锥角 δa 67°19′ 29°31′ 根锥角 δf 60°29′ 22°41′ 锥距 R 47 46 分度圆齿厚 s 9 9 齿宽 b 20 27 g)行星齿轮轴用直径d 行星齿轮轴用直径d（mm）为 mm （4-6） 式中： T0－差速器壳传递的转矩，N·m；(5035) n－行星齿轮数；(4) l－行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm； [σc] －支承面许用挤压应力，取69 MPa；； 把已知参数代入上式（4-6）中，有： d=32.8mm，取35mm。 4.2.2差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算 1.半轴齿轮齿数 2.行星齿轮齿数 3.模数 4.齿面宽 b=(0.25~0.30)A0=11.5~15.75mm，取b=13mm 5.齿工作高 hg=1.6m=7.2mm 6.齿全高 h=1.788m+0.051=8.1mm 7.压力角 8.轴交角 9.节圆直径 10.节锥角 11.节锥距 =52.5mm 12. 周节 t=3.1416m=14.14mm 13. 外圆直径 14.齿顶高 15.齿根高 16.径向间隙 mm 17.齿根角 18.面锥角 19.根锥角 20. 理论弧齿厚 （τ＝－0.052） （见图4-2） 21. 节锥顶点至齿轮外缘距离 图4-2 汽车差速器直齿锥齿轮切向修正系数（弧齿厚系数） 22.齿侧间隙 (高精度) 23.弦齿厚 24.弦齿高 注:实际情况下，齿根高比上述理论计算值大0.051mm。 在差速器的工作中，因为行星齿轮经常只起等臂推力杆的作用，所以差速器的疲劳寿命可以忽略，但是差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，因为行星齿轮和半轴齿轮之间有相对滚动，过程如下 汽车差速器齿轮的弯曲应力为： (4-7) 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； （4-8） n－差速器行星齿轮数目4； －半轴齿轮齿数20； －超载系数1.0； －质量系数1.0； －尺寸系数，； －载荷分配系数1.0； b－齿面宽13mm； m－模数4； J－计算汽车差速器齿轮弯曲应力的总和系数0.228。 以计算得： ＝183.4MPa<[]210.9MPa 以计算得： ＝947.8MPa<[]980 MPa 强度校核成功。 第5章 半轴的设计 第5章 半轴的设计 半轴，作为驱动桥的重要部分，起着将转矩从差速器传递给车轮的作用。因为本设计采用非断开式驱动桥，不同于断开式驱动桥和转向驱动桥使用的是万向传动装置，本设计中半轴是传动装置的主要零件。其设计的好坏，直接决定了传动性能的优劣。 5.1半轴的型式 根据车轮端支承方式分类，半轴有半浮式、3/4浮式和全浮式三种，因为轴承传递了引起弯矩的所有载荷，所以理论上半轴只承受转矩。 半浮式半轴在轴套外端的内孔安装半轴外端支承轴承，车轮装在半轴上。所承受载荷较大，而且结构简单，适用于轻型客车和轿车。 3/4浮式半轴以其端部凸缘与轮毂用螺钉连接，轮毂由装在半轴套端部的轴承支承。其受载情况与半浮式相似，只是受到较少的载荷，大多适用于轿车。 全浮式半轴外端与轮毂相联，轮毂又支承于驱动桥壳的半轴套管上，其工作可靠，被广泛使用，本设计采用全浮式半轴。 5.2半轴的设计与制造 如图5-1所示，全浮式半轴与轮毂是通过半轴外端的凸缘用螺钉相联的，驱动桥壳对轮毂的支承又通过半轴套管上的两个圆锥滚子轴承。半轴理应只承受转矩，桥壳则来承受其他返利和弯矩。虽然其结构复杂，但载荷能够被合理承受，保证了工作的可靠性，所以被广泛使用。 图5-1全浮式半轴的结构与安装 1－半轴；2－半轴套管；3－轮毂；4－轴承；5－锁紧螺母 5.2.1全浮式半轴的强度计算 全浮式半轴的计算载荷可按车轮附着力矩Mφ计算，即： （5-1） 式中： －轮胎与地面的附着系数取0.8； －轮胎的滚动半径0.381m； －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。 －为驱动桥的最大静载荷： =62900N 根据上式得: Mφ==12461 N·m 全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行 （5-2） 式中： Mφ－为半轴计算转矩， －直径系数，取0.205～0.218. 根据上式 =（47.52m～50.54mm） 根据强度要求在此取50 mm。即： 验算半轴扭转应力： （5-3） 式中： －半轴的计算转矩，N·m在此取13450N·m； －半轴杆部的直径，50 mm。 根据上式＝ MPa满足 =(500～700) MPa 所以满足强度要求。 半轴的扭转角为： 　　　　　　　　　　　　　　　　　 (5-4) 式中： －扭转角； －半轴长度，取=1580/2=790mm； G－材料剪切弹性模量，G=80GPa； Ip－半轴截面极惯性矩。 = 10.33°/m 转角宜为每米长度～。计算较核得 = 10.33°/m，满足条件范围。 5.2.2 半轴花键的选择和强度计算 花键连接的强度计算与键连接相似，首先根据连接的结构特点，使用要求和工作条件选定花键的类型和尺寸，然后进行必要的强度计算，根据花键受力的情况分析。其主要的失效形式是工作面被压溃或工作面的过度磨损。因此，静连接通常按工作面上的挤压力进行强度计算，动连接就按工作面上的压力进行条件性的强度计算。根据半轴的尺寸，选定N=8，d=46mm，D=50mm，B=9的内花键。 由于半轴在工作时会转动，花键主要是处于动连接。失效形式主要为工作面的过度磨损。其强度计算为： （5-5） 式中： －齿的工作长度，70mm －花键齿侧面的工作高度，矩形花键，其中为倒角尺寸。， dm－花键的平均直径，mm z－花键齿数，在此取8； －载荷分布的不均匀系数，取0.8。 将数据带入上式（5-5）得： =1.0 MPa 根据花键的动连接强度在[3～10]MPa，以上计算P≤[3～10]MPa所以该花键满足强度要求，可以安全使用。 5.2.3半轴的材料与热处理 花键的端部常常都做得粗些，这样可以使半轴和花键内径不小于其干部直径，并使花键槽的深度有所减小，所以必须相应地增加花键齿数。扭转疲劳破坏是半轴的主要破坏形式，所各过渡部分的圆角半径应尽量大些才能以减小应力集中。半轴突缘往往用平锻机锻造，这样引起其他零件的干涉。 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。本设计中，半轴的材料采用，这种材料的热处理采用高频、中频感应淬火。通过该方法，半轴表面淬硬可达，而硬化层深也约为其半径的1/3，心部的硬度可定为；不淬火区的硬度可定在范围内。 第6章 驱动桥桥壳 第6章 驱动桥桥壳 桥壳可以看成是一个整体的空心梁，对其强度及刚度都有较高要求。它有着支撑汽车质量并承受车轮传来的路面反力和反力矩的作用，同时，作为基体安装主减速器、差速器和半轴。 6.1桥壳的结构型式选择 按结构型式分：桥壳大致有整体式、可分式和组合式三种。 整体式桥壳，顾名思义，就是将桥壳制成一个整体，可以看成是一个空心梁。他与减速器可分为两个单独部分，方便了主减速器和差速器的拆装、调整、维修和保养等。 可分式桥壳，根据其组合件数，分为和三段可分式两种。其中，二段可分式是占多数。桥壳有两部分，每部分由铸件壳体与半轴套管用铆钉联接而成，两部分由螺栓联成整体。三段可分式多了一个中央壳。 组合式桥壳又被称为支架式桥壳，桥壳的中间部分是铸造的的主减速器壳，在两端压入无缝钢管，再通过销钉或赛焊固定。 本设计采用整体式桥壳，其示意图如图6-1所示。 图6-1 整体式桥壳结构的示意图 6.2桥壳的强度计算 驱动桥壳的受力图如图6-2所示，桥壳的受力可以简略的看成是如下的几个力，桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座内侧附近，桥壳端部的轮毂轴承座根部也应列为危险断面进行强度校核。 图6-2桥壳受力简图 （1）牵引力或制动力达到最大时，桥壳钢板弹簧座处危险断面的弯曲应力和扭转应力为： (6-1) (6-2) 式中； －为地面对车轮垂直反力在危险断面引起的垂直平面内的弯矩， b－轮胎中心平面到板簧座之间的横向距离； －单侧车轮牵引力或制动力在水平面内引起的弯矩；b －牵引或制动时，上述危险断面所受转矩， －分别为危险断面处的垂直平面和水平面弯曲的抗弯截面系数及抗扭截面系数 此设计中： 所以： （2）当侧向力最大时，桥壳内、外板簧座处断面的弯曲应力分别为： （6-3） （6-4） （6-5） （6-6） 式中： －内侧车轮的地面垂直反力； －外侧车轮的地面垂直反力； －车轮滚动半径； －侧滑时的附着系数，取=1.0 计算得：=47529.1N，=9992.2N 所以： （3） 汽车在不平路面行驶时，危险断面的弯曲应力为： （6-7） 所以： 桥壳的许用弯曲应力为300～500MPa，许用扭转切应力为150～400MPa。可锻铸铁桥壳取较