轿车驱动桥设计课程设计,过程以及计算

精品设计中南大学驱动桥课程设计说明书专业：班级：姓名：学号:指导教师：目录一、课程设计题目分析-—-————-——--——-——-—-———-———-—--———3二、主减速器设计-———-——-—--——-——-————-—————--————4减速器的结构形式—————--—--———-—--—--—---—-—--——--——--—---—-—-4主减速器的基本参数选择与设计计算—-——-———--——---——--—---—-——--5主减速器锥齿轮的主要参数选择-——---—-——-———-————-———-——7主减速器锥齿轮的材料---—-——-—-————————---——---—-——--——-10主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算—-—--—-———-—----——-11主减速器轴承计算及选择—-—--—-——---—---———-—————-——13三、差速器的设计—-————--——-—-—-———--—-—--——--—————---18差速器结构形式选择———————--——————-—-——---—--——-—---————-—-——19差速器参数确定-——--—-———————---—-—-———--——-——-————20差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算——--———-—-——-———-—22差速器直齿锥齿轮的强度计算————————-——-—23四、半轴的设计—————--—-—————————--———--24（一）半轴型式---—-—-——————--—————---————-———-——---—---———24（二）半轴参数设计及计算—-————--—--—-—————————-——-———-——-25（三）半轴花键的强度计算———---—-———-——--———-————--—---—28（四）半轴其他主要参数的选择-—--—--———---—————-——28（五）半轴的结构设计及材料与热处理——-—-———-———————--29五、桥壳及桥壳附件设计——-———--——--—--———--——-—29（一）驱动桥壳结构 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 选择——--——-—---—-—--—-—-————-—-———--30（二）驱动桥壳强度计算——--————-—-——————-——--———-——-————--————---—-——-—--————-32（三）材料的选择——--—--—--——-—-——--——-—--——--—-——--34参考文献-——-——--——-———--—--——--———--35一、课程设计题目分析：本次设计题目为轿车驱动器，车型为Focus1.8TDSedan。具体参数如下：发动机转速：4000r/min最大扭矩：200N。m汽车总重量：1620kg主传动比：3。56。设计开始之前，需准备《汽车设计课程设计指导书》、《汽车 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 手册》等书籍,由于以前做过减速器设计,所以《机械设计》、《机械设计课程设计指导书》也会在此次设计中用到。设计要求：驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理的分配给左、右驱动轮,另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力.驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳。设计驱动桥时应满足如下基本要求：1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。3）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率.5）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。6）与悬架导向机构运动协调。7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便.驱动桥分为断开式和非断开式.在选择的时候,应当从所设计的汽车类型及使用、生产条件出发，还得和所设计的其他部件结合，尤其是悬架，一次保证整车的预期性能和使用要求。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式;当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。具有桥壳的非断开式驱动桥结构简单、制造工艺行好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和小轿车上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对于汽车平顺性和降低动载荷不利.断开式驱动桥结构复杂,成本较高,但它大大地增加了离地间隙；减小了簧下质量,从而改善了行驶平顺性，提高了汽车的平均车速;减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增强了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增加汽车的不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野车上应用相当广泛。本课题要求设计福特1.8家用乘用车的驱动桥，根据结构、成本和工艺等特点，所以我们采用非断开式驱动桥,这样，成本低,制造加工简单，便于维修。三、主减速器设计（一）、减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型,主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。1，主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮,双曲面齿轮,圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式.现代汽车驱动桥的主减速器齿轮广泛采用螺旋锥齿轮。螺旋锥齿轮传动在承受较高载荷时，工作平稳，噪音小,滑动速度低，作用在齿面上的接触负荷也小.所以本题采用单级锥齿轮。2，主减速器主，从动锥齿轮的支承形式本题为设计轻型轿车，所以采用悬臂式安装。采用悬臂式安装时，为保证齿轮的刚度,主动齿轴颈应尽可能加大，并使二轴承间距离比悬臂距离大2.5倍以上.（二）主减速器的基本参数选择与设计计算1，主减速器计算载荷的确定发动机选择福特1.8轻型轿车大多采用CAF488Q1发动机，所以此处也采用此发动机。其参数最大扭矩为：180N。m/4000rpm。主减速比i0的确定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P及其转速n的情况下，所选择的i值应能保证这些汽车TOC\o"1-5"\h\zamaxp0有尽可能高的最高车速v。这时i值应按下式来确定：rnamax0i=0.377rp0vi式中amax-车轮的滚动半径,此处给定轮胎型号为185/65R14,所r以滚动半径为185X65%+14X25。4/2=298.05mm。igh变速器量高档传动比。igh=0.67把n=4000r/n,v=184卜山/八代入上式namax计算得）=3。641）、按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩TcekTkiiinTce二--d-emax1f0n式中：Tce计算转矩，Nm；Temax发动机最大转矩；Temax=180N。mn---—-———-计算驱动桥数,n=1；if———-分动器传动比，if=1；i0-—--—--—-主减速器传动比，i0=3.64；n变速器传动效率，n=0.90；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=3。66;将数据代入上式可得：Tce=2158。23N。m2）、按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcsT=CS式中：Gm①r—2_2_r-,N•minm1G-————2每个驱动轴上的重量，为60%G=60%X16200=9720Nm——-————-加速时重量转移系数,此处为1.1;23轮胎与路面的附着系数，对于一般轮胎的公路用汽车在良好的混凝土或沥青路上可取0.85；r车轮滚动半径，0。298m；ri—--———--—车轮到从动锥齿轮间的传动比，取1；mn车轮到从动锥齿轮间的传动效率，一般为0。9；将数据代入公式可得到T=3009.2N.m3）、按汽车日常行驶平均转矩确定4动锥齿轮的计算转短，cfTGr=—（f+f+f）,N•mcfinajmd式中：Ga——―-汽车总重量，16200N；r-——-—-—车轮滚动半径，0.298m；ri————————————从动锥齿轮到轮边减速比，取1;mn———————————驱动轴传动效率，圆弧锥齿轮取d0。90;f———————————公路坡度系数，它代 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 汽车在设计时a要求能够持续爬坡的能力，而不是公路的坡度系数，取0.06；f———————————性能系数，代表汽车在坡度上的j加速能力，取0。017;代入公式可得：T=413O03N•mcfT所以，T=厂=126.08N。mzfin。最大计算扭矩取1，2计算的较小值，所以TT=尸=658.8N.mzinT=2158.23N.m计算转矩：（三）、主减速器锥齿轮的主要参数选择1）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《汽车课程设计指导书》资料表6-4,主减速器的传动比为3.64，初定主动齿轮齿数Z1=11,从动齿轮齿数z2=40.所以计算得i0=3.64,T=2158.23N.m,T=658.8N.m。2）从动锥齿轮大端分度圆直径R和端面模数mt对于单级主减速器，增大尺寸D会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D又22会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。D可根据经验公式初选，即2D=Kn3TDc22K——直径系数,一般取13。0~16.0D2Tc-—从动锥齿轮的计算转矩，Nm，为Tce和Tcs中的较小者所以D=（13.0~16。0）32158.23=（167。99〜206。77）mm2初选D=200mm则m=D/z=200/40=5mm2t22初选m=5mm,则D=200mmt2根据m=K3T来校核m=5选取的是否合适，其中K=（0.3〜0.4）tmcsm此处，m=（0。3〜0.4）32158.23=（3。88〜5。17）,因此满足校核。t主动锥齿轮大端模数mzm=（0.598〜0。692）3T=5.20~6。02zz取m=6mm,所以D=66mm3）主，从动锥齿轮齿面宽b和b12锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径,加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄,轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。对于从动锥齿轮齿面宽b，推荐不大于节锥A2的0。3倍,即b<0.34,而且2222b应满足b2<10m，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：22tb2=0.155D2=0.155x200=31mm一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取b=1o1b=34mm124)中点螺旋角P齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选P时应考虑它对齿面重合度E，轮齿强度和轴向力大小的影响，P越大，则e也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，e应不小于1。25,在1。5〜2。0时效果最好，但P过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°〜40°,而商用车选用较小的P值以防止轴向力过大，通常取35°。螺旋方向主、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的轴向力的方向,当变速器挂前进挡时,应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向,这样可使主、从动齿轮有分离的趋势,防止轮齿因卡死而损坏.所以主动锥齿轮选择为左旋,从锥顶看为逆时针运动,这样从动锥齿轮为右旋,从锥顶看为顺时针,驱动汽车前进。法向压力角加大压力角可以提高齿轮的强度,减少齿轮不产生根切的最小齿数,但对于尺寸小的齿轮,大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小,并使齿轮的端面重叠系数下降,一般对于“格里森"制主减速器螺旋锥齿轮来说,在此轻型轿车选择压力角a=20。具体参数如下表参数及其计算确定名称代号计算公式和说明计算结果轴交角E按需要确定，一般10°1.6时，K=4，在此K=4=0.67s425.4s425.4K——载荷分配系数，跨置式，取1.mKv-—质量系数，对于汽车驱动桥齿轮,当齿轮接触良好，周节及径向跳动精度高时，可取1.0；b—-计算齿轮的齿面宽，31mm；m端面模数，5mm;J——计算弯曲应力的综合系数(或几何系数)，它综合考虑了齿形系数。载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按图2-1选取小齿轮的J=0。198。2X103X2158.23X1X0.67按上式O==471。17N/mm2〈700N/mm211x31x5x200x0.2252X103X413.03X1X0.675x31x200x0.198=90。17N/mm2〈700N/mm2所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。图2—1弯曲计算用综合系数J（3）轮齿的表面接触强度计算锥齿轮的齿面接触应力为Co=pjDiN/mm22TKKKK，X1030smfzKbJV式中：T——主动齿轮的计算转矩；T=2158。23N・m;T=413.03N-m。C一材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232。6N2/mm；pK,K,K--与上一式相同；0vmK——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的s情况下，可取1。0;Kf——表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等）。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1。0J——计算接触应力的综合系数（或称几何系数）。它综合考虑了啮合齿面的相对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响,按图2-2选取J=0.254二2135.8〈2800N/mm2232.62x2158.23x0.67x1x1x1x103j110831x1x0.254232.62x413.03x0.67x1x1x1x103◎==334。45<2800N/mm2j210831x1x0.254所以均满足要求。以上公式(2—6)〜(2—10)以及图2—1,图2—2均参考《汽车车桥设计》相10合另~因轮的齿数(六)、主减速器轴承计算及选择.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向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定计算转矩.汽车在行驶过程中，由于变速器挡位的改变,且发动机也不全处于最大转矩状态,故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩Td进行计算.作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算：T=T《demax100ig+f-2i,f2g2100+f-3i,f3g3100igR〈(2-11)式中：T-—发动机最大转矩，在此取180N-m;emaxf.1,f.2…fR——变速器在各挡的使用率，可参考表2-3选取；小L…骁一一变速器各挡的传动比;fTi，"…加——变速器在各挡时的发动机的利用率，可参考表2-3选取;表2—3工及力的参考值5至a轿车公共汽车载货汽车器山指IV挡IV©W挡带,IV挡N挡带V挡fiKY8。Kt>60超速挡超速挡J1I档10,8211以50.5II挡刍42+5&4a3.5201挡9020162715it75£曾挡;彳80.765508559L&V挡一77.5超速挡303。1挡5070657070505050U挡60S560707060fiO60ZtD1挡506。5060607Q7070W指60506060607070bM挡————60超速挡7570在，袋中心二枭1.其中Ttnm——嶷动机最大转矩，N•nuG・一汽车总或加kN.Q・Ivi经计算Td为157。88N・m(1)齿宽中点处的圆周力F2TF=Nm式中：T-—作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩，为上式计算结果.d——该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径.m对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径d2nl=d2-bsiny2mmlzdy二d,z1m2m_z2d.=46.78mm1m经计算d2m=200—31。sin74。624°=170。11mm按上式主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力F=2X157-88=928.11N170.11(2)锥齿轮的轴向力和径向力图2-3主动锥齿轮齿面的受力图如图2-3,主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针,F1为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff,FN垂直于OA且位于NOO'A所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力Fs°F与Ff之间的夹角为螺旋角|3,FT与Ff之间的夹角为法向压力角。,这样就有：作用在主动锥齿轮齿面上的轴向加和径向力R分别为anasiny+sinPcosy)FF-Frsiny+Fccosy=-aNScosPF-Fcosy-Fsiny="(tanacosy-sinPsiny)RzNScosP由以上二式可计算得:F=735。95NazFd=225031NRz以上二式参考《汽车设计》。.主减速器轴承载荷的计算轴承的轴向载荷就是上述的齿轮的轴向力。但如果采用圆锥滚子轴承作支承时，还应考虑径向力所应起的派生轴向力的影响。而轴承的径向载荷则是上述齿轮的径向力，圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸，支承形式和轴承位置已确定，则可计算出轴承的径向载荷。轴承布置图如下:其中：a=120mm,b=45mm,c=70mm,d=108mm。轴承受力如下表轴承号力的名称A径向力ZF(a+b人F(a+b)Fd()2+(Rz—Az1m)2aa2a1276。2N轴向力Faz735。95NB径向力Fb、FbFd、()2+(rz—az1m)2aa2a352.99N轴向力00C径向力/f。_,Fe，由此得X=0.4,Y=1。7。另外F锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36,故Far查得载荷系数f=1.2。pP=fp(XFr+YFa)将各参数代入式中，有:P=1761。6N轴承应有的基本额定动负荷Cr「Pw60nLC二一3；hrf3106t式中：f,一温度系数，查文献[4],得ft=1；:一滚子轴承的寿命系数，查文献[4],得£=10/3;n-轴承转速，r/min；L,h一轴承的预期寿命，5000h；对于无轮边减速器的驱动桥来说,主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速n2为2.66vamr/min式中：「一-轮胎的滚动半径，mvam--汽车的平均行驶速度，km/h；对于载货汽车和公共汽车可取30〜35km/h，在此取50km/h。所以有上式可得n22.66x500.298=446.3r/min而主动锥齿轮的计算转速n=446。3X3。64=1624。6r/min将各参数代入式中，有；C,=11。28kN初选轴承型号查《机械设计课程设计》表15-7,初选圆锥滚子轴承7207E。C=51。5kN〉11。28kN验算7205E圆锥滚子轴承的寿命T16667(fC丫L=hnPnvPr)将各参数代入上式中，有：Lh=165030h>5000h所选择7207E圆锥滚子轴承的寿命高于预期寿命，故选7207E轴承,经检验能满足.同样的选择方法，轴承B选择7208E型圆锥滚子轴承,轴承C选择7210E型，轴承D选择7210E型,经以上相同方法验证均满足要求。另外，对于轴,需满足：d>A3P0nP轴传递的功率,67kwA。=110，查《机械设计》表15—3，高等教育出版社所以，主动齿轮轴，d>28.1mm，从动齿轮轴，d>43.3mm,以上轴承也都满足。三、差速器的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.（一）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一一差速锁等。图3-2普通的对称式圆锥行星齿轮差速器轴承;2一螺母；3,14一锁止垫片；4—差速器左壳;5,13一螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8一行星齿轮轴；9-行星齿轮；10一行星齿轮垫片；11一差速器右壳（二）差速器参数确定1,行星齿轮差速器的确定1）行星齿轮数目的选择依照《汽车工程手册》，轿车及一般乘用车多用2个行星齿轮,货车汽车和越野汽车多用4个,少数骑车用个行星齿轮。本车差速器应选行星齿轮数为2个（轻载乘用车汽车）2）行星齿轮球面半径R的确定B差速器的尺寸通常决定于R，它就是行星齿轮的安装尺寸，可根据B公式R=K3M来确定。BBeR=K3M=2.99义33604.13=45。843mmBBe式中：K-行星齿轮球面半径系数，K=2.52〜2.99（有四个行星BB齿轮的轿车和公路用货车取小值；有2个行星齿轮的轿车，以及越野汽车、矿用汽车取大值）；在此取2。95M—差速器计算扭矩。在此为2158.23N.me计算得R=38.12mm取38mmB3）预选其节锥距A=（0.98~0.99）R0B=0.985义RB=37.4mm4）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数，以使齿轮有较高的强度,行星齿轮的齿数应尽量少，但一般不少于10.半轴齿轮齿数取14〜25；半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.5~2范围内；左、右半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮的数目所整除，否则将不能安装.根据这些要求初定半轴齿轮齿数为18;差速器行星轮个数为2，齿数为10。5）行星齿轮节锥角丫、模数m和节圆直径d的初步确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角y、Y计算如下:12Y=arctan—=29.1°11818Y=arctan—=60.9°2106）大端模数m及节圆直径d的计算2A2x37.4.取4mmm=——0-siny=sin29.1°=3.6mmZi101分度圆直径d=mz，d=mz=4x10=40m行1d=mz=4x18=72mm半27）压力角a过去汽车差速器齿轮都选用20°压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数为13.现在大都选用22。30'的压力角，齿高系数为0。8,最少齿数可减少至10。某些重型汽车也可选用25。压力角。'所以初定压力角为22.5°8）行星齿轮安装孔直径。及其深度L的确定M-1032158.23x1031.1x69x2x28.8根据《汽车工程手册》中：0=1.11a^^1c=22.2mmL=1.1。=1.1x22.2=24mm式中：M-差速器传递的转矩,N.m；en—行星齿轮数;2''，、l一为行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离（l氏0.5d,d为半轴齿轮齿面宽22…,'一一'、、,，.，.一一一中点处的直径，而d氏0.8d）,计算结果为28。8mm；22t]-支撑面的许用挤压应力，取为69N/mm2。c（三）差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算1。行星齿轮齿数z>10（应尽量取小值）取1012.半轴齿轮齿数z>14~25且须满足安装条件取1823。模数m=44。变位系数X=05.齿顶高系数f=0.806。径向间隙系数c=0.207。齿面宽b二(0.25~0.30)A=11.4508.齿工作高h—1.6m=1.6x4=6.4g9.齿全高h=1.788m+0.051=1.788x4+0.051=7.20310。压力角a=22。30'11。轴交角£二90。12.节圆直径d=mz=40d=mz=721122z13。节锥角Y=arctan工=28.811。=28。48'39〃1z2y=90。一丫二61。11'21〃21dd4014。节锥距A=-d1-=-d^-=—40—=4102siny2siny2sin29.1。1215。周节t=3.1416m=3.1416x4=12.566一、.''16。齿顶高h=h—h=5.861g20.430+m=0.5440.370/Z(一)2z117.齿根高h〃=1.788m—h'=1.292h〃=1.788m—h'=6.608（四）1122差速器直齿锥齿轮的强度计算差速器齿轮主要进行弯曲强度计算，对疲劳寿命则不予考虑，这是因为行星齿轮在工作中经常只起等臂推力杆的作用，仅在左、右驱动车轮有转速差时行星齿轮与半轴齿轮之间才有相对滚动的缘故。汽车的差速器齿轮的弯曲应力为:（N/mm2）2・103•T•K•K•K0smK•F•Z•m2•Jv2N.m；式中：T-差速器一个行星齿轮给予一个半轴齿轮的转矩，T—主减速从动轮所传递的扭矩；jn一行星齿轮数目；Z-半轴齿轮齿数；2K-超载系数，一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车，以及液力传动的各类汽车0均取K=1；0K—质量系数，对驱动桥齿轮可取K=1;vvKs-尺寸系数，当端面模数m21.6mm时，取K=42m4〜2；/0.7245；K一载荷分配系数，当两个齿轮均为骑马式支撑时，K=1.00〜1.10取1.05；mmF、m——分别为计算齿轮的齿面宽（mm）、和模数；J-汽车差速器齿轮弯曲应力计算用的综合系数；查表为0.258O］一许用弯曲应力为980N/mm2；w当T。为2158.23N.m时，T=0.6T=0.6x2158.23=1294.94N.m02・103•T•K•K•K计算得o=0sm-=1416.88mpa>980wK•F•Z•m2•Jv2不满足要求，所以将F增大至25mm再次计算得O=2"S•T•K。・，•Km=697。1〈980,符合要wK•F•Z•m2•Jv2求当T。为Tf时，T=0.6T=0.6x413.03=247.82N.m02・103•T•K•K•Ko=0sm=133。41<980Mpa即满足要求.wK•F•Z•m2•Jv2四、半轴的设计(一)、半轴型式从差速器传出来的扭矩经过半轴，轮毂最后传给车轮，所以半轴是传动系中传递扭矩的一个重要零件。半轴由于受力情况不同，它有半浮动式、3/4浮动式和全浮动式三种型式。半轴传递扭矩是它的首要任务。但由于轮毂的安装结构不同,非全浮动式半轴除受扭矩以外，还要受到车轮上的作用力，诸如：车轮上受到的垂直力、侧向力以及牵引力或制动力所形成的纵向力.半浮式半轴半浮式半轴除传递扭矩外，还要承受垂直力，侧向力丫及纵向力X所作22用的弯矩Zb、Kr，Xb.由此可见，半浮式半轴所受得载荷较大，故它只22r2用于轿车和轻型客货两用汽车上.它得最大优点式结构简单。半浮式半轴可以用结构简单得圆锥面和键来固定轮毂。3/4浮式半轴半轴外端承装在后轴壳端上，车轮毂装在此轴承上。在此结构中,如车轮中心和轴承中心重合，即当b=0时,纵向力K与垂直力Z,由车轮传至轴壳，而22侧向力K产生的弯矩Kr作用在半轴上.假如车轮与轴承中心间距离b不等22r于零，虽然纵向力X及垂直力Z经轴承传给轴壳，但力X与Z所形成的弯2222矩仍然由半轴承担，不过b值要比半浮式的小。由于3/4浮式半轴承受载荷情况与半轴式相似，一般也仅用在轿车和轻型车上3）全浮式半轴全浮式半轴除传递扭矩外，其他力和力矩均由轴壳承受。全浮式半轴要采用比较复杂的轮毂，在它上面安装两个锥顶相对的圆锥滚子轴承。图3-5所示全浮式半轴汽车半轴与轮毂结构，轴承由锁紧螺母予以锁紧，并有一定的预紧.半轴端锻成凸缘,用螺栓通过定位锥套固定在轮毂上。图3-6所示全浮式半轴的最大特点是，半轴端固定轮毂的凸缘是与半轴制成两体的，其间用花键连接。半轴的锻造工艺性好，因此许多重型货车的半轴大都采用这种结构.根据本次设计车型为轻型轿车确定半轴采用半浮式半轴结构，具体结构采用以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接.a)h)图*28半轴结将形式蒯图世受力情况a）半科式T＞）3N浮式c：-个汴式（五）半轴参数设计及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（1）纵向力X2最大时（X2=Z2中），附着系数预取0。8,没有侧向力作用；（2）侧向力Y最大时，其最大值发生于侧滑时，为Z①中，，侧滑时轮胎与22T1地面的侧向附着系数中，在计算中取1。0，没有纵向力作用；12(3)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£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，即ZP=X2+Y2TOC\o"1-5"\h\z222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.初步确定半轴直径在0.040m。半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况：(1)纵向力F最大，侧向力F为0：此时垂向力F=m'G/2，x2y2z222G取9720N2纵向力最大值F=F中=m'G①/2，计算时m'可取1.2,中取x2z22220.8。得F=5832NF=4665。6Nz2x2半轴弯曲应力，和扭转切应力T为32aF2+F2x2z2nd316Frx2-r-nd3式中，a为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离，a取0。06mG=71。32mpa合成应力t=110。64mpaG=02+472=232。49mpa(2)侧向力F2最大纵向力F=0,此时意味着发生侧滑：外轮x2上的垂直反力F。和内轮上的垂直反力F分别为z2oz2ihF=G（0.5+上①）{z202'Bn7F=G-F2z2i2z2o式中，h为汽车质心高度参考一般计算方法取738.56mm；B为轮距B=1495mm；①为侧滑附着系数，计算时可取1.0。21h{Fz20=G2(0.5+B中产661.87计算得Fz2i=G2-Fz2o=5813TOC\o"1-5"\h\z外轮上侧向力F和内轮上侧向力F分别为y2oy2i{F=F①=9661.87{y20z2o1F)二F加=58.13y2iz2i1内、外车轮上的总侧向力F为G①=9720Ny221这样，外轮半轴的弯曲应力5°和内轮半轴的弯曲应力?分别为’32(Fr—Fa)O=y2orz2o——0兀d3《一一32(Fr+Fa)O=y2irz2i、i兀d3O=365.98mpaO=3。31mpa0i(3)汽车通过不平路面，垂向力F最大，纵向力F=0,侧向z2x2力F:此时垂直力最大值F为：y2=0z2F=1kGz222式中，是为动载系数，轿车：k=1.75，货车：k=2.0，越野车：k=2.5。计算结果为8505N半轴弯曲应力，为32FaO=z2—兀d316kGa2—兀d3=81.22mpa故校核半径取0.040n满足合成应力在600山口2-750山口范围(三)半轴花键的强度计算在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。半轴花键的剪切应力为Tx103(3—1)半轴花键的挤压应力为(3-2)Tx103z.L-P-[(D+d)/4]-(D—d)/2BABA式中T-—半轴承受的最大转矩,T=2158.23Nm；DBdA-半轴花键（轴）外径，D=36mm；B-相配的花键孔内径，d=32mm；A花键齿数，在此取20;Lp——花键工作长度，Lp=67mm；b——花键齿宽，b=3.75mm;P——载荷分布的不均匀系数，取0.75。将数据带入式（3—1）、（3—2）得：T=33。68MPao=63。16MPac根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力［t］不应超过71。05MPa,s挤压应力［o］不应超过196MPa,以上计算均满足要求。c上述花键部分主要参考著作《机械设计课程设计》。（四）半轴其他主要参数的选择花键参数：齿数：20齿，模数:1.5,油封外圆直径：①60,①65半轴长度：696mm参考《机械设计课程设计》法兰参数：5一①16。2B10,分布圆①120十孔位置度①0.2上述参数主要参考网络文献（1）。（五）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,40CrMnMo40CrMnSi,40CrMoA35CrMnSi,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。五、桥壳及桥壳附件设计驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量,并承受由车轮传来的路面反力和反力矩,并经悬架传给车架（或车身）;它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。驱动轴壳是传力件又是载件,因此驱动桥壳应满足如下设计要求：1）具有足够的强度和刚度,以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴产生附加弯曲应力.保证足够的强度和刚度的前提下,尽量减小质量以提高汽车行使平顺性。保证足够的离地间隙。结构工艺性好,成本低。保护装于其上的传动系部件和防止泥水浸入。拆装、调整、维修方便。驱动轴壳的形式及选择（一）。驱动桥壳结构方案选择桥壳大体可分为三种形式:可分式、整体式、组合式。可分式桥壳可分式桥壳由两部分组成,每部分均有一个铸件壳体和一个压入其内部的轴管。轴管与壳体用铆钉连接，两半轴壳通过螺栓连接为一全。可分式轴壳制造工式简单，主减速器轴承的支承刚性好.但拆装、调整、维修很不方便,轴壳的强度和刚度受到结构的限制，现已很少采用，应用的也多在中小型汽车上。整体式桥壳整体式桥壳的强度和刚度都比较大，桥壳制成整体结构后，主减速器和差减速器装配成总成再用螺栓安装到桥壳上，这种结构对主减速器的拆装、调整都比较方便。按照制造工艺方法，整体式桥壳双可分为铸造式、冲压焊接式和扩张成形式三种。1）铸造式桥壳铸造整体式桥壳，中间是可锻铸铁铸件,为增加轴壳的强度及刚度，在轴的两端压入用无缝钢管制成的半轴套管，这种结构的轴壳强度和刚度较大，钢板弹簧座与轴壳壳体铸成一体，轴壳可根据强度要求铸成适当的形状。壳的前端平面及孔可装主减速器，后端平面及孔可装上后盖，找开后盖可作检视孔用，它与冲压轴壳相比，主要缸点是重量大、加工面多、制造工艺复杂.亦有采用中央部分用铸件、两端压入钢管组成三节整体式轴壳，它与前面那种相比，重量有所减轻、工艺较简单，而中间轴壳与钢管连接处，同于受力情况复杂，往往在此形成弱点。许多重型货车采用铸钢的铸造整体式轴壳，常作为检视孔的后端部多用冲压的钢板焊接成封闭结构，以增加轴壳的强度及刚度。2）冲压焊接式桥壳用钢板冲压焊接成形的整体式轴壳具有重量轻、工艺简单、材料利用率高制造成本低等优点,并适合于大量生产，因此在中小货车上广泛采用，目前同于冲压设备有了发展，这种轴壳的优点更显突出，因此许多重型货车的轴壳也采用了这种结构。3）扩张成形式桥壳扩张成形式桥壳是用一根无缝钢管扩张成形的桥壳.这种桥壳结构无论强度还是刚度都比较大，材料节省重量也轻,唯需要专用扩张轧制设备。也可用两根无缝钢管的一端扩张成形后焊接的整体式桥壳，它是作为重型货车的驱动桥壳，焊缝高在中部垂直面上，其焊缝质量、焊缝始端终端的焊透深度以及焊缝的接合位置对驱动壳的寿命起着决定性影响,把弹簧座合制动凸缘的焊缝移至中性面上，从试验结果得到，扩张成形式桥壳是可以使驱动桥得使用寿命提高两三倍。组合式桥壳组合式桥壳是主减速器壳与部分桥壳铸成一体.,而后用无缝钢管压入壳体两端，两者之间用塞焊方法焊接在一起.它具有比较好的从动齿轮壳承的支承刚度，主减速器的装配调整也较分开式桥壳方便。然而这种桥壳要求有较高的加式精度，它的维修、装配、调整与整体式桥壳相比仍较复杂。桥壳刚度与整体式相比也差,常见用于轿车、轻载货车的驱动桥壳。本车设计时综合考虑各种因素及经济性，选择了整体式的扩张成形式桥壳，其设计图如下所示,它由轴管法兰盘，定位圈，钢板弹簧座，后桥轴管，通气孔,底部通气孔，底盖,桥壳中段，加强环，内衬环，注油孔，放油孔12部分焊接组成，桥壳中段和轴管都是经过热扩张成形的LIto（二）驱动桥壳强度计算.传递最大牵引力或制动力时桥壳好似一个横梁，它的支点位于轮胎中心，载荷作用于钢板弹簧座上,一般货车均用双胎以提高整体承载能力,双胎的轴支点间距离按两胎之间距离进行计算。驱动桥壳的最大应力通常发生在钢板弹簧座附近。使桥壳产生弯矩的力有:同于承载重量产生的垂直载荷G2,牵引力F及其反作用力矩M。还有汽车转变时在轮胎上产生的侧向力Y2外力作用在驱动桥壳上的情况相当于复杂，为使计算简化起见，仅从不侧滑情况下作直线行驶时进行计算，而在安全系数方面作适当考虑.按垂直载荷计算时，驱动桥壳钢板弹簧座之间的弯矩M:B由牵引力产生的水平面内弯矩为:M'=FBs,N•mBr2其合成弯矩为：M=M2+M‘2BB根据全成弯矩计算出钢板弹簧座处弯曲应力.同时桥壳还承受同牵引力引起的反作用扭矩，由此计算出钢板弹簧处的转应力为o=O2+4T2B2紧急制动时制动力在水平面内产生的弯矩BBmG①22M'B与垂直重量产生的弯矩似形成合成弯矩M：BM=M2+M'2BB桥壳还受最大制动力引起的反作用扭矩：1M=Z①rR22r由弯矩和扭矩计算出桥壳钢板弹簧座处于最大制动力时的弯曲应力和扭转oo2+4T2应力，由式B算出合成应力.3通过不平路面时汽车通过不平路面时,桥壳受到最在垂直动载荷，危险断面在钢板弹簧座附近。其弯矩为M=(SL-g)k上_s,N•mb2①24最大侧向力时汽车转弯时处于侧翻临界状态而对侧翻方向相反的车轮上垂直反力和横各力等于零时，外轮上横向力最而没有纵各力作用,此时计算危险断面在轮壳内轴承附近。在桥壳的两端设有轮轴,轮轴上安装着从个轮毂轴承.它是两个锥滚子轴承。货车上轮毂内外轴承的中心距离大约等于轮胎滚动的四分之一。此项中心距离愈大则由于侧力所引起的轴承径向力愈小。垂直载荷作用线一般在内外轴承之间，并靠近内轴承。轮轴上受力情况最严重是横向力最大时，所以计算轮轴应力时，除垂直载荷外，沿须考虑横向力。设计桥壳时，应充分考虑汽车的使用条件、汽车的类型并合理地选择材料及其安全系数.根据现有汽车轴桥的安全系数n=4〜10.上面所讲的桥壳的计算方法是非常近似的，它还不能完全反映桥壳上应力的真实情况。它桥作壳壳零件的验算与车型的比较.在实际使用中桥壳的损坏经常在铆钉、连接螺栓和桥壳上应力集中的地方。现已采用由限元法对桥壳进行计算,可使设计获得满意的结果。（三）材料的选择可锻铸铁桥壳的弯曲应力不超过300N/mmM.中碳合金钢半轴套管和轮轴上午弯曲应力不应超过500N/mm"2,剪切应力不应超过250N/mm"2。结合本车的实际情况，考虑到我们采用的是整体扩展成形焊接式车桥，所以选材时要考虑材料的延展性和焊接性。我们选择16Mn。总结为期二周的课程设计生活结束了,回头看看自己在这二周的生活,回头看看自己走过的路，有辛酸也有甘甜，总的来说收获不少。本次设计的课题是：轿车驱动桥的设计，这对我来说完全是一个新的课题,免不了有时感到很茫然。通过网上查资料,通过指导老师李老师的讲解,加上自己看书,终于把设计的思路搞清楚了。对于具体的细节问题,涉及到一些经验方面的问题，自己不知道的，通过和同学讨论和请教老师，最后也得到了很好的解决。通过这次课程设计，使我将三年半来学到的知识进行了一次大总结，一次大检查，特别是机械设计、工程制图、机械原理等基础知识，进行了一次彻底的复习.以前只是应付考试,现在要自己设计一个产品出来，才感觉到自己学的知识是远远不够的.有句话叫做:活到老，学到老。说的是一点没错啊!处处有我的恩师，处处有我要学习的知识!通过这次课程设计，使我查手册的能力得到了很大的提高.以前遇到问题不是去问老师，就是跳过去，一点自己查资料的意识都没有.现在不同了，通过指导老师的引导，通过自己的实践，现在可以独立到图书馆去查资料,而且要查哪方面的资料