驱动桥设计[特制材料].doc

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1、韶 关 学 院毕 业 设计题 目：驱动桥设计学生姓名：潘俊炬学 号：11101025040系（院）：物理与机电工程学院汽车系专 业：机械设计制造及其自动化班 级：11机制 5班指导教师姓名及职称：丘志敏 高级实验师起止时间：2014年10月2015年5月驱动桥设计摘要：自汽车在一百多年前发明以来，随着经济的发展，汽车的各项性能达到从没有过的高度，为汽车设计出合适的驱动桥，对于提高汽车的各项性能有着很大的帮助。本次设计说明的目的就是设计出的驱动桥，适用于总质量在两吨以下的轻型载货汽车上。驱动桥的组成有主减速器和差速器等几个重要部件，本次设计说明将会详细论证每个零部件的结构是否合适并做出选择，然后

2、根据汽车的基本参数进行设计计算和校核。最后所设计出来的驱动桥既能满足汽车行驶要求，也能确保汽车的各项性能的优越。关键词：驱动桥；结构选择；设计计算 Drive axle designAbstract: Since the car in front of more than one hundred years since its invention, with the development of economy, various properties of car reach the heights of never had a suitable for the design of autom

3、otive drive axle, to improve the cars 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 important parts, main reducer and differential will detail proves the design of the str

4、ucture 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 ensure that every performance of the car is superior.Key words: Drive axle；Structure

5、 choice；Design calculation；目 录1前言12总体方案论证22.1驱动桥总成结构选择23主减速器设计33.1主减速器方案论证33.1.1主减速器齿轮类型选择33.1.2主减速器的减速形式选择43.1.3主减速器主、从动齿轮支承选择43.2主减速器基本参数的设计计算53.2.1主减速比的确定53.2.2主减速器齿轮计算载荷确定53.2.3主减速器锥齿轮主要参数选择73.3主减速器锥齿轮的材料选择83.4主减速器圆弧齿轮强度计算93.4.1单位齿长圆周力93.4.2齿轮弯曲强度93.4.3齿轮的接触强度103.5主减速器锥齿轮轴承载荷计算113.5.1主减速器主动齿轮当量转

6、矩113.5.2锥齿轮上的作用力123.5.3锥齿轮轴向力和径向力123.5.4轴承载荷计算123.6主动最齿轮型号确定144差速器设计154.1差速器结构形式选择 154.2差速器齿轮参数选择154.3差速器齿轮的材料选择174.4差速器齿轮强度校核185车轮传动装置设计195.1车轮传动装置选择195.2半轴的材料选择195.3全浮式半轴计算196驱动桥壳设计216.1驱动桥壳的选择216.2驱动桥壳强度计算217结论 23致谢 24参考文献 25附录27cl借鉴驱动桥设计说明专业班级：11车辆工程1班 潘俊炬指导教师：丘志敏 高级实验师1. 前言本课题是对总质量在1.5吨的轻型小货车的驱

7、动桥的结构设计，因此这次说明书将会介绍驱动桥各个零部件的设计过程、结构的选择。 驱动桥的设计，主要先从汽车的主要用途，以及汽车的总质量来确定驱动桥的结构选择、布置方式等，本设计将会十分详细地讲解设计过程。 驱动桥是汽车里不可缺少的一个部分，它在行驶过程中承受各种各样的力。驱动桥的结构类型和一些参数对于车辆安全行驶来讲是非常重要的一件事，也影响着车辆的性能。另外，驱动桥中有着许多十分复杂的零件，制造零件的工艺的好坏也影响着驱动桥的工作，再设计过程中也要考虑到现代加工工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习设计，能够很好地掌握现代汽车知识和机械加工知识。本次设计的汽车的参数：总质量ma=1500kg，发

8、动机功率pemax/np=82kw/4000发动机最大转矩Tgmax/nT=108/3000-3200，最高速vmax=140km/h，轮胎规格175/70R14、175/70R14。在本次设计中，有以下两个难题，一是将发动机工作输出的扭矩通过驱动桥的传递到达驱动轮，使驱动轮有更好的行驶和转向效果，提高汽车的通过性。二是设计出来的驱动桥能够应付各种各样的行驶条件，并且耐用性要好，保证汽车的经济性。本次设计的思路如以下简述：首先确定汽车的总质量是1.5吨的轻型小货车，使用非断开式的驱动桥，设计的驱动桥符合轻型货车的各项要求；然后就是各个组成的结构类型选择，参数的确定，计算出大小，最后对组成的校核

9、和验算。本次设计的轻型货车驱动桥要求制造工艺简单，价格便宜，结构简单。工作时稳定、可靠，完全符合轻型货车的整车结构要求。同时在维修保养时，更换方便、容易维修。随着全球经济的高速发展，汽车由原来的保有量少，发展到现在最为普及的商品之一。汽车的各项性能已越来越受到人们重视。而驱动桥在汽车行驶时，对汽车的影响不亚于发动机等部件；因此，驱动桥的设计对于汽车的未来来讲，有着不可估量的意义。合适的驱动桥必然会使汽车更加平稳安全，经济性也会更高。2、总体方案论证2.1驱动桥的总成结构选择驱动桥安装在车辆的传动系末端，最主要的作用是增距、降速，改变转矩的传递方向，使前方传来的转矩变大，并合理的分配给左驱动轮、

10、右驱动轮；另外就是承受车辆行驶时传来的力和力矩。 驱动桥的组成有主减速器、差速器、车轮传动装置以及桥壳等。 设计出来的驱动桥必须有如下的保证：1） 尺寸小，保证汽车可以通过各种路面。2） 整体工作稳定和声音要足够小。3） 传递效率要高。4） 强度和刚度够大，用来承受的传递车辆行驶时所产生力和力矩。5） 与车辆其他机构协调工作。6） 成本要低，而且方便维修。驱动桥有断开式和非断开式两种。非断开式驱动桥有着结构简单、工作稳定而且价格便宜等优势，因此普遍使用在普通商用车和小型货车上；断开式驱动桥虽然能更好的处理各种路面状况，当它结构复杂，不便于维修保养，因此多应用在重型货车上。结合实际情况，本次设计

11、的是总质量为1.5吨的轻型货车货车，要求成本低，方便维修等因素，最后选择使用非断开式，图如下所示。3主减速器的设计 主减速器是驱动桥中不可缺少的组成之一，其作用是减速增矩；他利用的是齿轮之间的传动比来实现减速增矩的效果，由于汽车行驶在各种不同的路面，所以对主减速器的设计要求也是很高的，应有如下几点要求：1. 确定的主减速比要符合车辆的经济性和动力性2. 外型尺寸要小，工作稳定，没有杂音3. 结构简单，方便维修3.1主减速器的方案论证 主减速器的结构形式选择主要包括齿轮类型选择、减速形式选择、齿轮的支承方案的选择。3.1.1主减速器的齿轮类型选择查阅参考文献，主减速器的齿轮类型有很多种，常见的有

12、弧齿锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮，当然还有蜗杆齿轮；他们之间各有各的优缺点，弧齿锥齿轮何以承受较大的负荷，但是对咬合精度要求很高；双曲面齿轮有较大的传动比，工作时有更高的平稳性，而且尺寸小，因此相对于弧齿锥齿轮应用更广泛；圆柱齿轮和蜗杆齿轮虽然结构简单，尺寸小，但是这两者的传动效率低12。结合实际情况，最后决定使用双曲面齿轮式。3.1.2主减速器的减速形式选择主减速器主要分为：单级主减速器、双级主减速器、贯通式主减速器、单、双极减速配轮边减速器。查阅参考文献，单级主减速器有成本不高，方便维修等优势，在质量较小的商用车和货车上常常见到单级主减速器的身影12。结合本次设计情况，最后选用单级主减速器

13、。3.1.3主减速器主、从动齿轮的支承形式选择主动锥齿轮的支承： 支承的方式有两种，悬臂式、跨置式。 悬臂式支承结构简单，不过承受力的刚度差，因此安装在转矩小的主减速器上。 跨置式支承的结构特点是锥齿轮的两端存在轴承，承受刚度就提高了，因此安装在转矩大的主减速器上。 a b图2.2.5 主减速器的支承形式：a悬臂式 b跨置式本次设计的是轻型货车的传转矩小，因此使用悬臂式支承。从动锥齿轮的支承：轴承的形式和它们之间的距离，还有它们布置形式，都对从动锥齿轮的支承高刚度有着密切关联。圆锥滚子轴承的支承方式是首要选择。圆锥滚子轴承大的那两端向里面，这样可以增加刚度，减少尺寸c+d。但c+d的值大于从动

14、锥齿轮大端分度圆的直径的70%，因为在这样就可以保证齿轮后面的差速器壳有足够的位置去加强支承的稳定性。为了两轴上的载荷能够平均的分配，尺寸c大于或等于尺寸d。如下图所示。图2.2.5从动锥齿轮支承形式3.2主减速器基本参数的设计计算3.2.1主减速比的确定 本次设计的轻型货车的发动机最大功率为82kw，转速为4000r/n，最高速为140km/h，这时i0应由以下公式确定： i0=0.377rrnpvmaxigh （3-1）式中： rr车轮的滚动半径，rr=0.3556m igh汽车档位最高的传动比。igh=0.81 将参数代进上面的公式（3-1）中，计算得出i0=4.723.2.2主减速器齿

15、轮计算载荷确定由于路面情况有很多种，要精确计算出齿轮所承受的载荷显然不切实际，一般情况下分两种情况来计算，一种是发动机最大转矩配变速箱最低档传动比计算；另一种是发动机最大转矩配驱动轮打滑；这两种情况比较最小值，然后作为齿轮最大应力来计算最大载荷；锥齿轮的疲劳寿命则由汽车行驶的平均转矩来计算。1）按发动机最大的转矩和最低档的传动比确定计算转矩Tce Tce=kdTemaxki1ifi0ifn （3-2）其中：kd为离合器和发动机接触时的动载系数，kd=1； Tgmax为发动机最大转矩，Tgmax=108；K为变矩系数，本次设计没有液力变矩器，故k=1； i1为一档时齿轮的传动比，i1=ig1 =

16、3.34 ； if为分动器齿轮的传动比，本次设计没有分动器，故if=1； i0为主减速比，i0=4.72； 为传动效率，=0.9；n为驱动桥数，n=1；将参数代入上面公式（3-2）中，计算得出Tce=1951.13Nm2）按驱动车轮打滑时产生的转矩确定计算转矩Tcs Tcs=G2m2rrimm （3-3）其中：G2为装满的状态下驱动桥上静止时的载荷，G2=5968.2N； m2为汽车以最大加速度行驶负荷在后轴转移的系数，m2=1.2； 为轮胎与地面间的附着系数，=0.85； rr为车轮半径，rr为=0.3356m；本次设计使用的是单级主减速器，因此： im为从动轮到车轮之间齿轮的传动比，im=

17、1； m为主动齿轮到车轮之间齿轮的传动效率，m=1；将参数代入上面式子（3-3）中，计算得出Tcs=2042.98Nm3）按汽车日常行驶平均转矩确定计算转矩Tcf Tcf=（Ga+G挂）rrimmn（fz+fj+f） （3-4）其中： Ga为汽车满载总质量，Ga=14700N； G挂=0N（本次设计中没有挂车，故g挂=0N）； rr为车轮滚动半径，rr=0.3356m； fz=0.07（汽车行驶时的平均爬坡能力系数，查阅参考文献，得知货车和公共汽车取0.050.09，本次设计取fz=0.073）； fj为汽车的性能系数，当0.195magtemax16时，fj =0；f为道路滚动阻力系数，查阅

18、参考文献，得知对于货车取0.015-0.020；本次设计取f=0.023；将参数代入上面的公式（3-4）中，计算得出Tcf=3107.99Nm4）主动锥齿轮的计算转矩Tz Tz=Tci0G=1951.130.85*4.72 （3-5）其中： Tc=minTce,Tcs=1951.13Nm G为主、从动齿轮间的传动效率，由于i06，故取G=0.85； i0为主减速比，i0=4.72； 将参数代入上面公式（3-5）中，计算得出Tz=382.57Nm3.2.3主减速器锥齿轮主要参数的选择主减速器锥齿轮需要设计的主要参数，有如下这几种：1、主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2本设计取Z1=8（为了咬合平稳，噪

19、声小和高的疲劳强度，商用车一般不小于6）。Z2=8*4.72=33。2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms D2可根据经验公式初选： D2=KD23Tc （3-6）其中： KD2=15（直径系数，一般为13.015.3） Tc=minTce, Tcs=1951.13Nm （从动锥齿轮的计算转矩）将参数代入上面公式（3-6）中，计算出D2=187.35mm ms由下式计算 ms=D2/Z2 （3-7）同时ms还满足： ms=Km3Tc （3-8）式中：Km为齿轮的模数系数，取0.30.4将参数代入上面公式（3-7）（3-8）中，计算出 ms=4mm 3、主、从动锥齿轮的齿面宽b1和b2

20、b2=0.155D2 （3-9） b1=b2*1.1 （3-10） 将参数代入公式（3-9）（3-10）中，计算得出b2=28mm，b1=31mm。4、双曲面齿轮副偏移距E E值过大或者过小，都不能很好发挥主减速器的作用。对于轻型货车，E值一般小于0.2D2，本次设计中E值取37。5、中点螺旋角 主减速器的双曲面齿轮副的平均螺旋角一般在35o40o的范围内。普通桥车一般使用较小的值，这样可以避免轴向力过大，通常取35o。6、法向压力角 增大法向压力角作用是提高强度，同时避免发生根切的情况。对于双曲面齿轮而言，主动轮轮齿两侧的压力角是不同的，商用车为20o或22o30。本次设计取用=22o30。

21、表3.1双曲面齿轮的其他参数计算结果如下所示：参数公式主动轮从动轮螺旋角35o法面模数mn=d2z24mm端面模数ms4mm法面压力角22o30端面压力角t=tan-1tancos26.56o分度圆直径d=zms32192基圆直径db=dcost28.62171.73齿顶高ha=1.1mn4.44.4齿根高hf1=hf2=1.15mn4.64.6齿顶圆直径da=d+2ha40.8200.8齿根圆直径df=d-2hf23.2183.2当量齿数zv=zcos314.5787.43节锥角y1=tan-1z1z2；y2=90-y19.42o80.58o节锥距A0=d2siny100mm面锥角ya=y1

22、+tan-1hfA012.05o83.18o根锥角yf=y1-tan-1hfA06.80o77.98o3.3主减速器锥齿轮的材料选择驱动桥里面的锥齿轮的的工作条件都是复杂多变的，与其他齿轮比较，锥齿轮要承受者变化多、有冲击、时间持久的各种力和力矩，因此锥齿轮的材料要达到一下要求：1. 具备高的抗弯曲疲劳强度和接触疲劳强度。2. 可锻造性好，热处理性能好3. 普及性高，方便拆换已损坏的零件。查阅参考文献，汽车的主减速器锥齿轮常用渗碳合金钢制造，其优点是表面硬化程度高，有很强的耐磨性，而金属内部硬度不高，具有很好地可塑性4；常见的渗碳合金有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB等等。 结合

23、到本次设计的情况，最后决定使用20MnVB钢材作为锥齿轮的材料。3.4主减速器圆弧齿轮强度计算3.4.1单位齿长圆周力 主减速器锥齿轮的耐磨性，用齿轮上的单位圆周力表示，即： p=Fb2 N/m （3-11）式中：p为齿轮上的单位圆周力；F为作用在齿轮的圆周力； b2为从动齿轮的齿面宽，b2=28mm。 1、按发动机最大转矩计算时 p=2kdTgmaxkigifnD1b2*103 N/m （3-12） 式中：if为分动器传动比, if=1 ig为变速器的传动比， ig=3.34 D1主动锥齿轮的分度圆直径，D1=Z1ms=32mm Tgmax发动机输出的最大转矩，将参数代入公式（3-12）中，

24、计算得出p=724.66N/m，P=724.66p, 校核满足要求。 3.4.2按驱动轮打滑时产生转矩计算 p=2G2m2rrD2b2imm*103 （3-13）式中： G2=mag*0.58=1050*9.8*0.58=5968.2N（满载状态下一个驱动桥上的静载荷） m2为汽车以最大加速度行驶时负荷的转移系数，m2=1.2； 为轮胎摩擦系数，=0.85； rr为车轮半径，rr=0.3556m； im为主减速器中从动齿轮到车轮间齿轮的传动比：im=1； m为主减速器中从动齿轮到车轮间齿轮的传动效率：m=1 D2=187mm；b2=28mm 将各参数代入上式（3-13）中，得出p=826.85

25、Mpap=1429Mpa 齿轮表面耐磨性合格。3.4.3齿轮弯曲强度 锥齿轮的齿根弯曲应力的公式为： m=2TCk0kskmkvmsbDJw*103 （3-14）式中：TC是计算转矩，从动齿轮：TC=minTce,Tcs和Tcf；主动齿轮TC=324.6Nm。 k0为过载系数，一般取1； ks为尺寸系数，0.697； km为齿轮面载荷分配系数，由于是悬臂式结构，所以k取=1.1； kv为质量系数，取1； B为所计算的齿轮齿面宽，b1=31mm，b2=28mm；D为齿轮的大端分度圆的直径；D1=32mm;D2=187mm; Jw为齿轮的弯曲应力综合系数，小齿轮的JW=0.27，大齿轮JW=0.2

26、5;将上述各参数代入公式（3-14）中,计算得出m=464.58Mpam,弯曲强度满足要求。4)齿轮的接触强度 锥齿轮的齿面接触应力的公式为： j=cpD12Tzk0kskmkfkvbJj*103 （3-15）式中： j是齿面所承受的接触应力，Mpa； D1是锥齿轮的大端分度圆的直径，D1=32mm； B是主、从动锥齿轮齿面宽中的最小值，b2=28mm； kf是齿面质量系数，取1.0； cp是综合弹性系数，取232.6N1/2mm； ks是尺寸系数，取1.0； Jj是齿面所承受力的强度的综合系数，查阅参考文献,取0.2295； Tz是主动锥齿轮计算出来的转矩；Tz=382.57N.m k0是过

27、载系数，一般取1； km是齿面上载荷的分配系数，由于是悬臂式结构，所以k取=1.1； kv质量系数，取1；将参数代进上述式子（3-15）中，计算得出j=2301.70.36，因此得到X=0.4、Y=1.7；轴承A的当量动载荷为 P=fp（xFAa+yFaz）. （3-26）3-式中： fp为载荷系数，大小在1.21.8之间，本次设计取1.4； 将参数代入式（3-26）中，计算的得出P=2983.19N轴承应有的基本额定动负荷CrCr= （3-27）式中：ft温度系数，查阅文献，得ft=17；滚子轴承的寿命系数，查阅文献，得=10/38；n轴承转速，4000r/min；Lh轴承的预期寿命，500

28、0h；将各参数代入式中，有Cr=25357.15N初选轴承型号查阅文献知，初步选择Cr =25357.15N Cr的圆锥滚子轴承7302E7验算7206E圆锥滚子轴承的寿命Lh = （3-28） 将各参数代入式中，有： Lh =3677.02h5000h通过以上计算，所选择的7302E轴承小于预期寿命，符合要求，轴承B、C、D按此方法可计算出强度，均能满足要求。4 差速器设计汽车在行驶过程中，尤其是通过弯曲的道路时，汽车左右车轮滚过的路程是不相同的，而差速器的作用正是分配发动机传来的转矩，保证左右车轮能以不同的速度转动，保证了车辆的通过性。差速器大致分为以下几种：齿轮式、凸轮式、涡轮式、牙嵌自

29、由式。4.1差速器结构形式的选择汽车上普遍使用的是对称锥齿轮式差速器，因为有着结构简单、维修容易、成本低等优势。对称锥齿轮差速器又分为三种：普通锥齿轮式、摩擦片式、强制锁止式。查阅参考文献，普通锥齿轮式差速器由于结构十分简单，稳定可靠，因此被普遍应用在普通车辆上；摩擦片式和强制锁止式提高汽车通过性相比较于普通锥齿轮式要高，但其结构复杂，尺寸大12。结合本次设计要求，最后决定使用普通锥齿轮式差速器。其示意图如下：图4.1普通锥齿轮差速器4.2差速器齿轮参数选择1）行星齿轮数n 行星齿轮数n选择跟承受载荷的大小有关，小的则取两个，大的取四个。本次设计的货车承受载和较小，所以n取2。2）行星齿轮球面

30、半径 行星齿轮球面半径计算公式： Rb=Kb3Td （4-1） 式中：Td=minTce, Tcs=1951.13Nm； Kb是行星齿轮的球面半径系数，大小在2.53.0之间，本次设计取2.5；将上述参数代入（4-1）中，求得Rb=37.48mm预选其行星齿轮节锥距，取A0=0.98Rb=36.73mm3）行星齿轮和半轴齿轮齿数较大的模数可以增加齿轮的承受强度，不过齿轮也因此变大，较为适当的取值很重要，行星齿轮数z1不能少于10。半轴齿轮数z2在1425之间取。本次设计z1=11，z2=22。4）行星齿轮和半轴齿轮节锥角及模数行星齿轮节锥角y1，y2分别为： y1=tan-1z1z2 （4-2

31、） y2=tan-1z2z1 （4-3）将参数代入（4-2）（4-3）中，计算出y1=26.57o，y2=63.43o锥齿轮的大端模数m为： m=2A0z1siny1=2A0z2siny2 （4-4）将参数代入（4-4）中，计算出m=5mm从而行星齿轮的节圆直径为d1=mz1=55mm半轴齿轮节圆直径为d2=mz2=110mm5）压力角差速齿轮一般取22.5o、齿高系数为0.8的齿轮。6）行星齿轮直径d及支承长度L行星齿轮直径d为： d=TO1031.1cnrd （4-5）式中：TO= minTce, Tcs=1951.13Nm（差速器所传递的转矩）n=2（行星齿轮数） c=98Mpa（支承面

32、的许用挤压应力） rd=0.5*0.8d2=48mm将参数代入（4-5）中，求出d=19.46mm，取20mm。从而支承长度L=1.1d=22mm。表4.1差速器直齿锥齿轮几何参数计算项目公式行星齿轮半轴齿轮齿数z1122模数m55齿面宽F=(0.250.30) A011.01911.019压力角22.5o22.5o分度圆直径d=mz55110节锥角y1=tan-1z1z2; ,y2=90-y126.56o63.44o节锥距A036.7336.73齿距3.1416m15.70815.708齿顶高h2=0.43+0.3704m;h1=hg-h25.38752.6125齿根高hx=1.788m-hx3.55256.3275径向间隙C=0.188m+0.0510.9910.991齿根