轻型载货汽车驱动桥设计

课程设计(论文) 题目YZK1026CAE轻型载货车驱动桥设计学院名称经济技术学院指导教师陈黎卿职称教授班级车辆工程（2）学号（********，********）学生姓名（储著忠，陈升鹏）2011年1月6日目录一、课程设计题目分析二、主减速器设计(一)减速器的结构形式(二)主速器的基本参数选择与设计计算(三)主减速器锥齿轮的主要参数的选择(四)主减速器锥齿轮的材料(五)主减速器双曲面齿轮强度的计算(六)主减速器轴承计算及选择三、差速器的设计（一）差速器的结构形式的选择（二）差速器参数的确定（三）差速器直齿锥齿轮的几何尺寸的计算（四）差速器直齿锥齿轮的强度计算四、半轴的设计（一）半轴型式（二）半轴参数设计计算（三）半轴花键的强度计算（四）半轴其他主要参数的选择（五）半轴的机构设计及材料与热处理五、桥壳及桥壳附件的设计（一）驱动桥壳结构方案的选择（二）驱动桥壳强度计算（三）材料的选择参考文献[1] 刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001.[2] 陈家瑞. 汽车构造[M]. 北京：机械工业出版社，2003.[3] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册[M]：设计篇.北京：人民交通出版社，2001.[4] 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册[M]：基础篇.北京：人民交通出版社，2001.[5] 余志生. 汽车理论[M]. 北京：机械工业出版社, 1990.[6] 杨朝会，王丰元，马浩.基于有限元方法的载货汽车驱动桥壳分析[J].农业装备与车辆工程.2006，（10）：19-21[7] 胡迪青，易建军，胡于进，李成刚.基于模块化的越野汽车驱动桥设计及性能综合评价[J].机械设计与制造工程，2000，（3）：8-11.[8] 唐善政.汽车驱动桥噪声的试验研究与控制[J].汽车科技，2000，（3）：14-24[9] 石琴，陈朝阳，钱锋，温千红．汽车驱动桥壳模态分析[J].上海汽车，1999，(4):1-3，8.[10] 林军，周晓军，陈子辰，陈庆春.汽车驱动桥总成在线自动检测系统[J].机械与电子，2000，（4）：20-21.[11] 王聪兴,冯茂林. 现代设计方法在驱动桥设计中的应用[J].公路与汽运，2004，(4):6-8.[12] 杨锁望，韩愈琪，杨钰.矿用自卸驱动桥壳结构分析与改进设计[J].专用汽车，2005，（1）：21-23.[13] 王铁，张国忠，周淑文.路面不平度影响下的汽车驱动桥动载荷[J].东北大学学报,2003,(1):50-53.[14] 常曙光.重载汽车驱动桥齿轮用钢的成分设计[J].现代零部件，2006，（1）：90-95.[15] 徐灦. 机械设计手册[M]. 北京：机械工业出版社，1991.正文课程设计题目的分析本次课程设计题目为轻型载货汽车驱动桥，车型为YZK1026CAE具体参数下：整车型号：YZK1026CAE发动机型号：CA4G22E最大功率/转速：76kw/4800r/min最大扭矩（N·m/r/min）：175 N·m/2800-3200 r/min汽车整车整备质量：1500kg主传动比：4.55变速器一档速比：4.452轮胎：215/75R15 235/75R15驱动形式：后轮驱动（4*2）外形尺寸：长*宽*高mm（5190*1700*1655）货箱内部尺寸：长*宽*高mm（1500*1470*440）轮距(前/后)mm：1430/1426轴距mm：3025最小离地间隙：185mm最小转弯半径直径：≦16m乘坐人数：5人装载质量：500kg整车整备质量：1500kg轴荷分配：最高车速：最大爬坡高度：≧30%限工况百公里油耗：8.3L最低稳定车速（直接挡）≤25km/h设计之前，阅读《汽车设计》、《机械设计》、《机械设计课程设计》、《汽车工程手册》等书设计要求：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到左右驱动轮，另外还承受路面和车架或车身之间的垂直力、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以下基本要求：1)选取适当的主减速器，以保证汽车在给定的条件下有最佳动力性和燃油经济性2)满足离地间隙的要求3)齿轮工作噪声小，传动平稳4)在各种载荷和工况下有较高的传动效率5)具有足够的刚度和强度，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，尽可能的降低簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性6)与悬架的导向机构运动协调7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便本课题要求设计的是扬子轻型载货汽车的驱动桥,所以参照国内轻型货车的设计，选用非断开式驱动桥，这样成本低，制造加工简单，便于维修。

主减速器设计（一）减速器的结构形式总体来说车用主减速器发展趋势和特点是向着承载能力高、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率、低噪声、低成本、标准化、多样化发张。

3.3.1 主减速比的确定在给定发动机最大功率Pemax及转速时，所选择应能尽可能保证汽车有最高车速Vamax，这时可以根据以下经典公式确定式中，汽车主减速器的主减速比车轮滚动半径mNp 为最大功率转速（r/min）Vamax 纯发动机驱动要求汽车达到的最高车速km/hIgh 汽车变速器的最高挡传动比代人公式即可得≈4.55数据是查找预定车型的基本参数，根据整车和发动机对后驱动桥的要求，确定主减速器传动比3.2.2主减速器齿轮计算载荷的确定计算载荷通常将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比和驱动车轮打滑时这两种情况下作用下用于主减速器从动齿轮上的转矩Tce，Tce中的较小者，作为载货汽车或者越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力载荷。

（1）.按照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TceTce==3544.905式中Tce 发动机最大扭矩，本车取175 N·m一档传动比，本车取4.452分动器传动比，本车没有分动器故取1上述传动效率，由于采用了双曲面齿轮，故一般取0.96n 该车驱动桥的数目，该车取1Kd 猛接离合器产生的动载系数，由确定=0时，kd取1，时取kd=2K 为液力变矩系数，这里没有取1 (2).按照驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩式中：为满载状态一个驱动桥上的静载荷（N）为汽车最大加速时的后桥负荷转移系数，这里取1.2235/75R15的滚动半径为356mm，215/75R15的滚动半径为341mm为轮胎与路面的附着系数，这里取0.85为主减速器从动轮到车轮之间的传动比，无轮边减速器，所以此值为1为从动轮到车轮之间的传动效率，无轮边减速器，所以为13.3.2 主减速器锥齿轮的主要参数选择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。

=6，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=38。

从动齿轮齿数z2b）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d m2取d m2=304mm齿轮端面模数22===/304/388m d z表3-1主、从动锥齿轮参数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，使运转平均螺旋角一般为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=d emax g f 3122k T ki i η×10nD b（3-4） 式中：i g —变速器传动比，常取一挡传动比，i g =7.31 ；D 1—主动锥齿轮中点分度圆直径mm ；D 1=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：wσ =30s mv s w2Tk k k ×10k m bDJ（3-5）式中：w σ—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa ；T —齿轮的计算转矩，Nm ； k 0—过载系数，一般取1； k s —尺寸系数，0.682；k m —齿面载荷分配系数，悬臂式结构，k m =1.25； k v —质量系数，取1；b —所计算的齿轮齿面宽；b=47mmD —所讨论齿轮大端分度圆直径；D=304mm J w —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，w σ =478MPa ；从动锥齿轮，w σ =466MPa ；按照文献[1], 主从动锥齿轮的w σ≤[w σ]=700MPa ，轮齿弯曲强度满足要求。