本科畢業(yè)設計說明書1摘 要驅動橋是汽車中作為行駛系統中不可缺少的一部分，是汽車的重大總成，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經車輪、車架及承載式車身經懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。因此對于驅動橋的設計尤為重要，其是整車的行駛性能及整車可靠性。壽命的關鍵。本次課題設計是后輪驅動的商用車對其非斷開驅動橋進行設計。首先通過已知的汽車相關參數，確定驅動橋的結構方案及整車中驅動橋的結構形式、差速器結構形式選擇、主減速器結構形式等。然后對主減速器錐齒輪、軸承、半軸、差速器齒輪等主要零件尺寸計算，并進行強度校核。接下來是對差速器殼，主減速器殼和橋殼等不需要計算的零件設計，但必須要滿足汽車的使用要求。最后利用 CATIA 和 CAD 軟件繪制零件三維圖并進行裝配。 關鍵詞：非斷開；驅動橋；CATIA 建模；主減速器；半軸；本科畢業(yè)設計說明書2AbstractDrive axle is an indispensable part of the driving system in automobiles. It is a major assembly of automobiles. It bears the full-load spring load of automobiles and the vertical force, longitudinal force, transverse force and their moments, as well as impact load, which are given by the wheels, frame and body of the vehicle through suspension. The drive axle also transmits the maximum torque in the transmission system, and the axle housing also bears the reaction moment. Therefore, the design of the driving axle is particularly important, which is the driving performance and reliability of the vehicle. The key to life. The design of this project is to design the non-disconnected driving axle of the rear-wheel-driven commercial vehicle. Firstly, the structure scheme of the driving axle and the structure form of the driving axle, the selection of the structure form of the differential and the structure form of the main reducer are determined by the known parameters of the vehicle. Then the dimensions of the main parts such as bevel gears, bearings, half axles and differential gears of the main reducer are calculated and the strength is checked. Next is the design of parts that need not be calculated, such as differential case, main reducer case and bridge case, but must meet the requirements of the use of automobiles. Finally, three-dimensional drawings of parts are drawn and assembled by using CATIA and CAD software. Key words: non-disconnected; drive axle; CATIA modeling; main reducer; half axle;本科畢業(yè)設計說明書3目 錄摘 要 1Abstract2第一章 緒 論 41.1 驅動橋的簡介 .41.2 驅動橋的發(fā)展概況 .51.3 驅動橋的分類 .51.3.1 非斷開式驅動橋 51.3.2 斷開式驅動橋 61.3.3 多橋驅動的布置 71.4 課題的研究方法及路線 .7第二章 非斷開驅動橋的總體結構方案設計 .82.1 驅動橋主要零部件的結構形式確定 .82.1.1 橋殼的結構確定 82.1.2 主減速器的結構確定 .92.1.3 差速器的結構確定 92.1.4 半軸的結構確定 92.2 總體設計方案的論證 .10第三章 驅動橋驅動結構的設計 103.1 傳動系載荷計算 .103.2 主減速器設計計算 .12本科畢業(yè)設計說明書43.2.1 主從動錐齒輪齒數的選擇 .123.2.2 從動錐齒輪模數的計算 .123.2.3 主從動錐齒輪的齒寬計算 133.2.4 齒輪的偏移距計算 133.2.5 螺旋角的選擇 133.2.6 法向壓力角的選擇 .133.3 雙曲面齒輪的強度校核 .133.3.1 圓周力的計算 133.3.2 齒輪輪齒彎曲強度校核 153.3.3 輪齒接觸強度校核 163.4 主減速器齒輪的建模設計 .17第四章 非斷開驅動橋的軸承的設計 194.1 軸承支承力計算 .194.2 軸承的壽命校核 .224.3 軸承的三維建模 .22第五章 驅動橋的半軸結構設計 235.1 半軸扭矩的計算 235.2 半軸的結構設計與計算 .245.3 半軸的強度計算及校核 .255.4 半軸的花鍵設計 .255.5 半軸的花鍵校核 .26本科畢業(yè)設計說明書55.6 半軸的三維建模 .27第六章 主減速器的總成結構設計 276.1 差速器的齒輪設計 .286.2 差速器的齒輪校核 .306.3 差速器殼體設計 .306.4 差速器的三維建模 .31第七章 驅動橋橋殼的結構設計 317.1 橋殼的結構設計 .317.2 橋殼的三維建模 .32第八章 非斷開驅動橋的設計沉淀 328.1 設計的思路與創(chuàng)新 .328.2 設計總體交付 .33結 論 .34參考文獻 .34致 謝 35第一章 緒 論1.1 驅動橋的簡介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作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。維修費用低本科畢業(yè)設計說明書6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。汽車驅動橋是汽車的重大總成，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經車輪、車架及承載式車身經懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結構型式和設計參數除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。另外，汽車驅動橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅動橋包含主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器） 、橋殼和各種齒輪。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。1.2 驅動橋的發(fā)展概況汽車能夠實現在道路上行駛，主要使靠傳遞動力和能夠改變力的傳遞方向的驅動橋去實現的，但是如何降低動力的損失，還有減少燃油的消耗這是進行汽車設計時必須要考慮的問題，同時對于購車的人來說，這也是他們選擇汽車的主要性能指標。隨著社會的發(fā)展，近幾年以來人民大眾經濟都好起來，對汽車的舒適性方面和動力性方面等要求非常高。21 世紀以來，微電子技術的發(fā)展及機電一體化技術的發(fā)展已經在人們生活當中隨處可見，汽車行業(yè)的發(fā)展，主要是向著多元化和工業(yè)化的方向發(fā)展，其中驅動橋的設計和生產在汽車中具有非常重要的位置。目前汽車對車速和燃油量的要求方面很高，所以驅動橋的使用對性能將會有十分重要的影響。目前，我國自主汽車的行業(yè)發(fā)展已到達一定的階段，針對主要性能零部件已完成了自主研發(fā)及批量生產。而且隨著近些年汽車行業(yè)的飛速發(fā)展，國內主要汽車零部件也競爭激烈。針對驅動橋就是其中很重要的一部分，因為驅動橋關系著整車的性能及運動安全性。本科畢業(yè)設計說明書7在國外，一方面汽車行駛的路況越來越好，平均車速逐漸提高，另一方面節(jié)約能源，減少對環(huán)境的污染意識使得發(fā)動機正向著大轉矩和低轉速的方向發(fā)展。為適應以上情況，汽車驅動橋速比應該減小，主減速比小的驅動橋沒必要采用雙級減速器。因而目前在國外貨車上廣泛的采用的是單級減速驅動橋，單級驅動橋具有成本低，質量輕，維修保養(yǎng)簡單，傳動效率高，噪音小，溫升低和整車油耗低等優(yōu)點。因此被廣泛應用，在本設計中也主要對單級減速驅動橋進行結構的設計與模型的建立。1.3 驅動橋的分類1.3.1 非斷開式驅動橋普通非斷開式驅動橋，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。本科畢業(yè)設計說明書81.3.2 斷開式驅動橋斷開式驅動橋區(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。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一部分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。1.3.3 多橋驅動的布置為了提高裝載量和通過性，有些重型汽車及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅動，常采用的有 4×4、6×6、8×8 等驅動型式。在多橋驅動的情況下，動力經分動器傳給各驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器經各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數量增多，且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對 8×8 汽車來說，這種非貫通式驅動橋就更不適宜，也難于布置了。1.3 課題的研究方法及路線（1）總體方案設計，根據已給數據進行整車性能計算，選擇確定車橋的形本科畢業(yè)設計說明書9式。（2）主減速器雙曲面錐齒輪副設計，根據已知的數據計算確定主減速器雙曲面錐齒輪的尺寸參數，并用 UG 和 CATIA 三維建模軟件繪制出實體。（3）4 個軸承的選擇，其中兩個是主減速器主動錐齒輪軸的支承軸承，另兩個是主減速器殼的支承軸承，根據已知數據計算，選擇合適大小的軸承，確定軸承的位置和主動錐齒輪軸的尺寸，并設計合理的預緊裝置，調整齒輪的嚙合印記，用 CATIA 三維建模軟件造型。（4）主減速器殼設計，軸承預緊及齒面嚙合印記調整，由前幾步已知的尺寸確定主減速器殼尺寸，進行主減速器殼支稱軸承預緊和主減速器齒輪嚙合印記調整，并用 CATIA 三維建模軟件繪制實體。（5）半軸計算及設計（全浮式） ，確定半軸形式，并由已知數據計算確定半軸直徑，校核花鍵，用 CATIA 三維軟件繪制半軸。（6）差速器和殼的設計及驗算，根據已有零件尺寸，直接確定差速器和殼的尺寸，進行相應的校核，用 CATIA 軟件建模。（7）橋殼設計及校核，選擇橋殼形式，根據已有零件尺寸直接確定橋殼尺寸，進行靜強度校核，用 CATIA 繪制橋殼模型。第二章 非斷開驅動橋的總體結構方案設計2.1 驅動橋主要零部件的結構形式確定2.1.1 橋殼的結構確定在汽車的整車設計中驅動橋根據其結構的不同所包含的主要了零部件及結構也不一樣。針對后輪驅動的汽車，驅動橋一般在汽車傳動系統的末端，主要由差速器、主減速器、驅動橋殼和半軸等組成。主要用于傳遞扭矩、減速、承載整車重量等；主要的驅動橋布置方式如下：按照總成的結構方式及工作特性，主要分為非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋這兩類。 本科畢業(yè)設計說明書10非斷開驅動橋也就是整體式驅動橋，橋式一個整體，主要通過螺旋彈簧或鋼板彈簧等彈性元件與車身相連。由于其承載能力大，結構簡單、便于維護，因此被廣泛應用于貨車及小型后驅轎車上。而斷開式驅動橋結構與非斷開驅動橋相比其較復雜，成本較高。但是其主要與汽車獨立懸架相匹配，對于高檔轎車及越野性能要求高的 SUV 來說，是必不可少的一種驅動橋結構。這種結構的驅動橋對于改善汽車的平順性，優(yōu)化整車的通過性及越野性能有很大的幫助。綜上所述，結合實際情況本次課題設計的是普通貨車的后驅動橋，而驅動方式為后輪驅動。所以驅動橋總體形式選擇整體式。2.1.2 主減速器的結構確定主減速器在整車傳動系統中是必不和少的一個結構，主要用于改變力的傳遞方向、增大扭矩、減小轉速等；以便為汽車提供更達的驅動性能。同樣為了滿足各種機構的需求，滿足各種用途的需求。主減速器的結構形式也有多種多樣。根據主減速器傳動機構的數量及齒輪傳動的結構方式，可以有以下幾種分類：單級主減速器和雙級主減速器。單級主減速器也就是單級傳動，主要由一對圓錐齒輪傳動構成。由于單級傳動的主減速器具有結構較簡單，體積小，質量小，成本低，傳動效率高，使用簡便等優(yōu)點。因此被廣泛引用。但是也有一定的缺點。因為只有單級傳動，考慮到整體結構尺寸的原因因此其傳動比的范圍一般在 5-7 之間。一般情況下這種結構的主減速器主要用于輕型汽車上面。雙級主減速器也就有兩對齒輪副傳動，與單級主減速器相比，他可以獲得更大的傳動比范圍，在此類主減速器中其傳動比的范圍可以在 7～12 之間。但是由于新增一對齒輪副因此及結構要相比復雜，體積也較大。因此雙級主減速器主要用于中、重型貨車或者大客車上。本課題設計的是某兩噸貨車的后驅動橋，所以本課題設計選擇單級主減速器。2.1.3 差速器的結構確定本科畢業(yè)設計說明書11差速器主要是為了在汽車轉彎過程中彌補內外兩車輛的角速度不同而設置的機構。如果沒有差速器在汽車轉彎過程中就會出現車輛靜止摩擦，加速輪胎磨損。隨著工業(yè)的發(fā)展差速器的種類有很多，包括齒輪式差速器、強制鎖止式差速器、牙嵌式自由輪差速器、托森差速器、粘性聯軸差速器等等。結合本課題的要求及結構形式，本設計中對于越野性要求不高，因此其擦俗氣采用傳統的對稱式錐齒輪差速器。2.1.4 半軸的結構確定半軸主要布置在中央的主減速器，安裝在剛性車橋上，由于車輛承受的力為在垂直載荷作用下，半軸的彎曲變形很小，只是受側向力時半軸才會出現很大的彎曲變形。由于本次課題設計的驅動橋用于小型貨車，軸荷較大。對車橋的承載能力有一定的要求，需采用橋殼承載。故選擇全浮式半軸。2.2 總體設計方案的論證驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。驅動橋設計應當滿足如下基本要求：a)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。c)齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。d)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。e)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 f)與懸架導向機構運動協調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協調。本科畢業(yè)設計說明書12g)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。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。第三章 驅動橋驅動結構的設計3.1 傳動系載荷計算（1）按發(fā)動機最大扭矩與最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算扭矩 ceT(0.1)max10kidefceTn??式中：k—液力變矩系數，k=1—發(fā)動機最大轉矩， =320 N·mmaxeTmaxeT—變速器一擋傳動比， =5.5571i 1i—分動器傳動比， =1fi fi—主減速器傳動比， =5.830i 0i—發(fā)動機到主減速器從動齒輪的傳動效率，對于雙曲面齒輪，取?=0.9—計算驅動橋數， =1nn—猛接離合器所產生的動載系數，對于一般載貨汽車取 =1 dk dk將數據代入公式中得本科畢業(yè)設計說明書13N·m13205.71.830.9ceT????（2）按驅動輪打滑扭矩確定從動錐齒輪的計算扭矩 csT2rcsmiηG???(0.2)式中： —滿載狀態(tài)下驅動橋上的靜載荷，2GN2=6479.8=54mg?—最大加速度時后軸負荷轉移系數，商用車 =1.1~1.2，取 1.22? 2?—輪胎和路面間的附著系數。對安裝一般輪胎的公路用汽車，在良?好的 混凝土和瀝青路面上， =0.85。?—車輪滾動半徑(m) ， =0.345m(輪胎高寬比按 80%計算)r r—主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，無輪邊減速器，取im=1i—主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率，無輪邊減速器，取?=1m將數據代入公式得 = N·mCST259401.850.34=9128?(3) 按日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算扭矩 cfT(arcf jf)iη nhmGT??(0.3)式中： —汽車滿載總重量， =4.235 9.8 1000=41503NaGa?—車輪滾動半徑(m)， =0.345mrr本科畢業(yè)設計說明書14—主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，無輪邊減速器，取im=1im—主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率，無輪邊減速器，取?=1—驅動橋數， =1nn—性能參數，取 ，當 時，jfj max0.195f6eGT????????max0.1956e?=0，jf，所以 =0max0.195.4150326eGT????jf—公路坡度系數，對于商用車而言， =0.05～0.09，取 =0.08hf hfhf—道路滾動阻力系數，對于商用車而言， =0.015～0.020，取r r=0.019rf將數據代入公式（0.3）得 N·m(0.19cf4153.=.8)=41T??本文選取 和 中的較小值來計算錐齒輪最大應力。計算中所選取的扭矩ceTs值為 =9128N·m。若進行錐齒輪的疲勞壽命計算，其計算扭矩應取 =1418 cs cfTN·m。3.2 主減速器設計計算3.2.1 主從動錐齒輪齒數的選擇為了保證磨合均勻，主、從動錐齒輪的齒數應避免出現公約數，對于商用車, 一般不小于 6。本次設計 取 7，根據主減速比 取 41。1Z1Z2Z3.2.2 從動錐齒輪模數的計算節(jié)圓直徑可以根據經驗公式確定，本科畢業(yè)設計說明書15（3.4）32dcKT?式中： —從動齒輪大端分度圓直徑（mm）—直徑系數，一般為 13.0～15.3d2—從動齒輪的計算轉矩（N·m） ， =9128N·mcTcT將數據代入公式（3.4）得 =（272～320 ）mm??321.092518～d?初選 則 =7.32 2d=30smZ?根據 sCKT?（3.5）校核 =（0.3 ～0.4） =（6.27～8.36） ， 所以 取值滿足條件。s39128sm3.2.3 主從動錐齒輪的齒寬計算對于汽車工業(yè)，主減速器從動錐齒輪齒寬=0.155 2b2d（3.6） 將數據代入公式（3.6）得 =46.5 mm， =51.1 mm2b1b3.2.4 齒輪的偏移距計算對于轎車、輕型載貨汽車來說，一般情況下，偏移距=60mm，E 選擇 45mm，雙曲面齒輪的螺旋方向為：主動錐齒輪左旋、2E0.d?從動錐齒輪右旋。主動錐齒輪在從動錐齒輪中心線下方。3.2.5 螺旋角的選擇由于主動錐齒輪與從動錐齒輪為雙曲面齒輪，所以二者的螺旋角并不是一樣的，且主動錐齒輪的螺旋角大于從動錐齒輪，本次設計初選主動錐齒輪螺旋角 50°，從動錐齒輪螺旋角 30°。3.2.6 法向壓力角的選擇壓力角的選擇與輪齒的強度有關，壓力角越大，輪齒的強度越高。并且能減少齒輪不產生根切的最小齒數。載貨汽車一般選用 22.5°的壓力角。本科畢業(yè)設計說明書163.3 雙曲面齒輪的強度校核3.3.1 圓周力的計算主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用齒輪上的單位齒長圓周力來計算，即= （3.7）p2bF式中： —輪齒上的單位齒長圓周力（N/mm）P—作用在輪齒上的圓周力（N）F—從動齒輪齒面寬（mm）2b1）按發(fā)動機最大轉矩計算時= （3.8）p3max120DdegfkTinb??式中： —變速器傳動比ig—主動錐齒輪中點分度圓直徑，由前面表中數據計算得1Dmm29.3451=8.69??（1）當變速器掛第一擋時， = =5.557 gi1= ×10 =1251.05 N/mm1P0.70.46589??3（2）當變速器掛直接擋時， = =1，gi5= ×10 =225.13 N/mm2P1300.968.64??32）按驅動輪打滑的轉矩計算時本科畢業(yè)設計說明書17= ×10 （3.9） 3P2DrmGbi???3式中： —滿載狀態(tài)下驅動橋上的靜載荷，2N26479.8540Gmg???—最大加速度時后軸負荷轉移系數，商用車 =1.1~1.2，取 1.12? 2m?將數據帶入（3.9）得= ×10 =1414.69N/mm3P1.085.3425496??3許用單位齒長的圓周力見表 3.2。在現代汽車設計中，由于材質和加工工藝的提高，單位齒長上的圓周力有時高出表中所列數值 20％~25％。表 3.2 單位齒長的圓周力按發(fā)動機最大轉矩計算時/N?mm汽車類別一擋 直接擋按驅動輪打滑轉矩計算時/N?mm輪胎與地面的附著系數轎車893 321 893 0.85貨車1429 250 1429 0.85大客車982 214 0.85牽引車536 250 0.85對于貨車而言，掛一擋時單位齒長圓周力許用值[P]= 1429 N/mm；掛直接擋時單位齒長圓周力許用值[P]= 250 N/mm；按驅動輪打滑轉矩計算時[P]=1429 N/mm。對照后發(fā)現本次設計滿足許用值。3.3.2 齒輪輪齒彎曲強度校核汽車主減速器雙曲面齒輪的計算彎曲應力為本科畢業(yè)設計說明書18= ×10 w?c02dSmvswTkbJ3（3.9）式中： —錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力（N/mm ）w?2—計算齒輪的計算轉矩(N·m)，當按 =min[ ]計算時，cTcTces對于主動錐齒輪 = / =9128/5.83=1565.69N·m，從動c1Ts0i錐齒輪 = =9128N·m，當按 計算時，主動錐齒輪 =c2sfc 3cT/ =1418/5.83=243.22 N·m，從動錐齒輪f0i= =1418N·mc4Tf—過載系數，一般 =1 0k0kd—該齒輪大端分度圓直徑，從動錐齒輪大端直徑=300mm，主動錐2齒輪大端直徑 = + × 1dm2bsin =29.3451×2+51.1×sin10.89=68.341?mm—是端面模數（mm） ，從動錐齒輪端面模數 =7.32mm，sm2ms主動錐齒輪端面模數 = / =68.34/7=9.76mm1sdZ—齒根彎曲強度和齒面接觸強度的尺寸系數，它反映了材Sk料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關。當 ≧1.6 mm 時， =（ /25.4） ；當 ﹤1.6 smSksm25.0smmm 時， =0.5， =9.76mm，則 =（9.76/25.4）Sk1sS=0.787， =7.32mm，則 =（7.32/25.4） =0.73325.02 25.0—軸核分配系數：對于懸臂式結構 =1.1～1.25。取mk mk=1.1mk—質量系數，當齒輪接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，v=1v本科畢業(yè)設計說明書19b—計算齒輪的齒面寬度，主動錐齒輪齒面寬度 =51.1mm，1b從動錐齒輪齒面寬 =46.5mm2b—所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數, =22.5° (小齒wJ ?1wJ輪)=0.35， (大齒輪)= 0.293（查文獻 [1]183 頁）2wJ按 =min[ ]計算時，彎曲應力 不應超過 700 N/mm , 按 =cTces w?2cT計算的彎曲應力不應超過 210.9 N/mm 。cf 21）對于主動錐齒輪來說（1）按驅動輪打滑計算，對于主動錐齒輪，代入數值得= ×10 =302.99MPa700 MPaw?210.78.1.05.3624395??3（2）按汽車日常行駛當量計算= ×10 =47.07 MPa 210 MPaw?10.78.11.05.2436345??32）對于從動錐齒輪來說（1）按驅動輪打滑計算，對于從動錐齒輪= ×10 =491.98MPa 700 MPaw?91280.731046.529??3（2）按汽車日常行駛當量計算= ×10 =76.43MPa 210 w?21480.73106.529??3MPa所以齒輪輪齒滿足彎曲強度。3.3.3 輪齒接觸強度校核因為主、從動錐齒輪的齒面接觸應力相等，所以只需求得一個齒輪上本科畢業(yè)設計說明書20應力就可以，錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為= (3.10)j?30121dpzSmfvJCTkb?式中： —錐齒輪輪齒的齒面接觸應力（MPa）j—主動錐齒輪大端分度圓直徑（mm） ， =68.34mm1 1d—取 和 中的較小者（mm） ，b=46.5mmb2—尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常Sk=1.0Sk—齒面品質系數，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的f性質（如鍍銅，磷化處理等） ，對于制造精確的齒輪，=1.0fk—綜合彈性系數，鋼對鋼齒輪， =232.6N /mmpCpC21—主動錐齒輪計算轉矩，當按 =min[ ]計算時 = /zTzTceszTcs=9128/5.83=1565.69N·m，當按 計算時，0i fc= / =1418/5.83=243.22 N·mzcsi—齒面接觸強度的綜合系數，取 =0.21（取值來自于參考J J文獻查文獻 [1]189 頁）按 =min[ ]計算的最大接觸應力不應超過 2800 MPa, 按 = 計zTces zTcf算的疲勞接觸應力不應超過 1750 MPa。（1）錐齒輪按 = 計算時zcsT= =1927.38MPaj?323.615.9108460.2??≦[ ]=2800 MPa，符合要求。j（2）錐齒輪按 = 計算時zTcf本科畢業(yè)設計說明書21= =759.65MPaj?323.64.211085.??≦[ ]=1750 MPa，符合要求。j所以主減速器雙曲面齒輪輪齒滿足接觸強度。3.4 主減速器齒輪的建模設計本次設計中主減速器主從動錐齒輪的建模是依賴于 UG 三維建模軟件來完成的，具體過程如下：打開 UG 建模軟件界面，如圖 3.1 所示，在此界面下依次選擇 CC 工具箱，齒輪建模，格里森準雙曲面齒輪，創(chuàng)建齒輪，卡車拖拉機等命令，然后輸入主動齒輪參數，軟件界面如圖 3.2 所示，點擊確定，完成主動錐齒輪的繪制。圖 Error! No text of specified style in document2 UG 中主動主齒輪設計參數界面圖 Error! No text of specified style in document1 UG 建模軟件界面本科畢業(yè)設計說明書22從動錐齒輪的畫法和主動錐齒輪一致，只有參數不同，從動錐齒輪參數如圖 3.3 所示。用 UG 建模軟件完成主從動錐齒輪的建模后，還需要將文件導出，轉變成CATIA 能編輯使用的文件，以便完成主動錐齒輪軸的建模。主減速器主從動雙曲面錐齒輪設計結果如圖 3.4 所示。圖 Error! No text of specified style in documentError! Main Document Only. UG 中從動主齒輪設計參數界面圖 3.4 從動雙曲面錐齒輪本科畢業(yè)設計說明書23第四章 非斷開驅動橋的軸承的設計4.1 軸承支承力計算本課題設計中用到四個軸承，受力分析如圖 4.1 所示1）主減速器齒輪上力的計算齒輪齒面寬中點處的圓周力 F 為F= （kN ） （ 4.1）m2Td式中： —作用在從動齒輪上的轉矩= - 2dmb2sin?—從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑—從動齒輪齒面寬 46.5mm2—從動齒輪節(jié)錐角， =78.42°?2?=300-46.5× =254.45mm2mdsin78.4?=29.3451×2=58.6902mm1將數據帶入式（4.1）得= =11.1456 kNF21485.?本科畢業(yè)設計說明書242）錐齒輪的軸向力和徑向力根據主動錐齒輪為左旋，順時針旋轉（1）主動錐齒輪軸向力=paF(sinicos)cotg????????（4.2）式中： —表示輪齒驅動齒廓的法向壓力角，22.5°?—齒面寬中點處螺旋角，主動錐齒輪 50.5°?—節(jié)錐角，在計算小齒輪時用齒頂面錐角代替，為 16.48°，在計?算大齒輪時用齒根面錐角代替，為 72.51°。按照上式計算出來的軸向力若為正值，說明軸向力方向離開錐頂，若為負值，指向錐頂。徑向力為正值表明徑向力使該齒輪離開配合齒輪，若為負值，則使該齒輪趨向相配齒輪。= =15.0242KNpaF1.456(2.sin16.48si50.cos16.48)cos0tg???（2）主動錐齒輪徑向力（4.3）??cosinsicsRPFtg?????????=3.1243kN?1.4562.16.48i50.sin16.480RPt? ?（3）從動錐齒輪軸向力= （4.4）aGF(sinicos)cotg????????= = 2.8590KN aG1.456(2.i7.51in0.cs72.51)s0t? ?本科畢業(yè)設計說明書25（4）從動錐齒輪徑向力= （4.5）RGF??cosinsicstg????????= =15.0769KNRG ?1.4562.7.51i0.sin72.510t? ?3）軸承載荷的計算主動錐齒輪靠近錐齒輪的軸承是軸承 A主動錐齒輪遠離錐齒輪的軸承是軸承 B從動錐齒輪靠近錐齒輪的軸承是軸承 C從動錐齒輪遠離錐齒輪的軸承是軸承 Da—主動錐齒輪軸上兩軸承的距離，取 a=112mmb—主動錐齒輪軸上前軸承到小齒輪端面的距離，b=42mmc—從動錐齒輪支撐軸承中距離從動錐齒輪近的軸承距離從動錐齒輪齒寬中點的距離，90mmd—從動錐齒輪支撐軸承中距離從動錐齒輪遠的軸承距離從動錐齒輪齒寬中點的距離，110mm軸承 A 軸向力 = =15024.2NAaPF軸承 A 的徑向力 =AR????2 2a1（ ） （ -） RPPmbFbd??（4.6）=A????2 21.4563.14215.0468.3（ ） （ -）???本科畢業(yè)設計說明書26=15327.90N軸承 B 軸向力 =0BA軸承 B 的徑向力 = BR22a1d（ ） （ -）RPmFba?（4.7）=B2 21.4563.1425.0468.3（ ） （ -） 1????=5395.51N軸承 C 軸向力 = =2859NCAaGF軸承 C 的徑向力 = CR??2 2aGd（ ） （ ） RmFdcc??（4.8）=C ??2 21.456015.76902.8594.（ ） （ ）9+++10????=11824.06N軸承 D 的軸向力 =0DA軸承 D 的徑向力 = DR??2 2aG（ ） （ ） RmFdcdc???（4.9）=D ??2 21.4569015.7692.854.（ ） （ -）++0+10???=5309.85N4.2 軸承的壽命校核查軸承選用表 30211 軸承的 Y 值正好是 1.5，所以不用進行第二次校核，本科畢業(yè)設計說明書27對于這類轉速較高的軸承也不用進行靜強度校核。4.3 軸承的三維建模利用 CATIA 三維繪圖軟件繪制主動錐齒輪軸支承軸承，如圖 4.3 所示。圖利用 CATIA 三維繪圖軟件繪制差速器殼支承軸承，如圖 4.4 所示。圖 Error! No text of specified style in documentError! Main Document Only. 差速器殼支承軸承圖 4.3 主動錐齒輪支承軸承本科畢業(yè)設計說明書28第五章 驅動橋的半軸結構設計5.1 半軸扭矩的計算由于全浮式半軸工作中只承受轉矩，進行半軸設計和校核時只根據半軸所承受的扭矩計算。按最大地面附著力計算半軸轉矩半軸所承受的轉矩為 21rmGT???（5.1） 式中： —汽車加速和減速時的質量轉移系數，對于后橋驅動可以選擇m?1.1～1.2，本次設計取 1.2—驅動橋的最大靜載荷（N） ， =25940 N2G2G—附著系數，計算時取 =0.85??—車輪的滾動半徑（m） ，為 0.345mr將數據代入式（5.1）= =4183.80N·m1T.25940.3.85??按發(fā)動機最大輸出轉矩計算半軸轉矩2emax10gTi??（5.2） 本科畢業(yè)設計說明書29式中： —差速器的轉矩分配系數，對于圓錐行星齒輪差速器， =0.6? ?—發(fā)動機最大輸出轉矩， =320 N·m emaxTemaxT—變速器一檔傳動比， =5.5571gi 1gi—主減速比， =5.830i0i代入數據得 N·m 2.635.7.83=620.T???計算按結果取 和 的較小值，所以半軸的最大轉矩為1N·m1483.0T?5.2 半軸的結構設計與計算本次設計，半軸的直徑選擇主要根據花鍵來選擇，先設計花鍵，根據花鍵尺寸直接選擇半軸直徑，以下計算是粗略估計半軸尺寸。在設計時，全浮式半軸桿部直徑的初步選取可按下式進行d= =(2.05～2.18) （5.3）??33196.0??T3T式中： —半軸的計算轉矩（N·m）， N·mT418.0?d—半軸的桿部直徑（mm）—半軸扭轉許用應力值（MPa）?????將數據代入式（5.3）d=(2.05～2.18) =33.03～35.13 mm3418.0為了半軸有更大的強度，初選 d=40 mm初定半軸長度為 775mm（由輪距 1400mm 自己選定）5.3 半軸的強度計算及校核半軸的扭轉應力校核 本科畢業(yè)設計說明書30= ≦[ ] （5.4）?316dT??0??式中： —半軸的扭轉應力（MPa）?—半軸的計算轉矩（N·m） ， N·mT4183.0T?—半軸桿部直徑，d=40 mmd—半軸扭轉許用應力， =490～588 MPa??????????將數據代入式（5.4）得= =332.94MPa≦[ ]?314086.????半軸的扭轉應力符合要求。半軸扭轉角的校核半軸的扭轉角為= （5.5）?3180pTlGI?????????式中： —扭轉角（°） ，轉角宜為每米 6°～15°—半軸長度（mm） ， =775mml l—材料切變模量 MPa，鎳鉻鋼、合金鋼為 79.38MPaG—半軸承受的最大轉矩（N·m） ， N·mT4183.0T?—半軸斷面的極慣性矩(mm )， = = =251327.41 mmPI 4PI2d?44將數據代入式（5.5）