自卸汽车后驱动桥设计摘 要驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的
转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已
成为未来重载汽车的发展方向。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；
然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴和整体式桥壳的强度进行
校核以及对支承轴承进行了寿命校核。本文不是采用传统的双曲面锥齿轮作为载重汽车的主减速器而是采用弧齿锥齿轮，希望这能作为一个课题继续
研究下去。关键词：载重汽车 驱动桥 单级减速桥 弧齿锥齿轮 目 录前 言1第1章 驱动桥的结构方案分析31.1 总体方
案论证31.1.1 断开式驱动桥41.1.2 非断开式驱动桥5第2章 主减速器的设计62.1主减速器的选择62.2 主减速器的结构
形式72.3 主减速器的结构形式72.4 主减速器主传动比的确定82.5 主减速器齿轮计算载荷的确定92.5 减速器齿轮参数的确定
102.5.1 主、从动锥齿轮齿数z1和z2102.5.2 主、从动锥齿轮齿形参数计算102.5.3 中点螺旋角β112.5.4
法向压力角α122.5.5 螺旋方向122.6 主减速器锥齿轮的强度计算122.6.1 单位齿长圆周力122.6.2 齿轮弯曲强度
122.6.3 轮齿接触强度142.7 主减速器锥齿轮轴承的设计计算152.7.1 锥齿轮齿面上的作用力152.7.1 锥齿轮轴承
的载荷162.7.1锥齿轮轴承型号的确定18第3章 差速器设计203.1 差速器结构形式的选择203.2 对称式圆锥行星齿轮差速器
的差速原理203.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构213.2 差速器齿轮的基本参数的选择223.3 普通锥齿轮式差速器齿轮强度计
算25第4章 驱动车轮的传动装置264.1 半轴的选择264.2 半轴的设计与计算27第5章 驱动桥壳的设计315.1 驱动桥结构
的选择315.2 铸造整体式桥壳的结构315.2.1 桥壳的静弯曲应力计算325.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算3
45.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算35结 论38前 言汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接
由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路
面和车架或承载式车身之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳
等部件。汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，并使之适应于汽车行驶的需要。一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特
性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是因为绝多大数的发动机在汽车上是纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须由
驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动车轮的差速要求及转矩分配问题。本课题所设计的是满载9
t中型货汽车后桥总成，发动机标定功率（3000r/min）99kW，最大扭矩（1200～1400r/min）430 Nm，要求最高
车速85km/h。设计思路可分为以下看点：首先选择初始方案，中型自卸车，采用后桥驱动，所以设计的驱动桥结构需要符合中型自卸车的结构
要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸。单级主减速器采用弧齿锥齿轮，差速器采用对称式行星齿轮差
速器，整体式桥壳。汽车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制
造工艺。因此，通过对汽车驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和技能。所以这次设计将对将来的
学习工作有着深远影响。本课题有以下两大难题，一是将发动机输出扭矩通过万向传动轴将动力传递到后轮子上，达到更好的车轮牵引力与转向力的
有效发挥，从而提高汽车的行驶能力。二是差速器向两边半轴传递动力的同时，允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的形
式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。本课题的设计思路可分为以下几点：首先选择初始方案，所研究货车属于中型货车，采用后桥驱动，所以
设计的驱动桥结构需要符合中型货车的结构要求；接着选择各部件的结构形式；最后选择各部件的具体参数，设计出各主要尺寸。所设计的货车驱动
桥制造工艺性好、外形美观，工作更稳定、可靠。该驱动桥设计大大降低了制造成本，同时驱动桥使用维护成本也降低了。驱动桥结构符合货车的整
体结构要求。设计的产品达到了结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易的要求。目前我国正在大力发展汽车产业,采用后轮驱动汽车
的平衡性和操作性都将会有很大的提高。后轮驱动的汽车加速时，牵引力将不会由前轮发出，所以在加速转弯时，司机就会感到有更大的横向握持力
，操作性能变好。维修费用低也是后轮驱动的一个优点，尽管由于构造和车型的不同，这种费用将会有很大的差别。如果你的变速器出了故障，对于
后轮驱动的汽车就不需要对差速器进行维修，但是对于前轮驱动的汽车来说也许就有这个必要了，因为这两个部件是做在一起的。所以后轮驱动必然
会使得乘车更加安全、舒适，从而带来可观的经济效益。 第1章 驱动桥的结构方案分析1.1 总体方案论证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,并将动力合理地分配给左、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力力和横向力
。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。 图1-1驱动桥组成驱动桥设计应当满足如下基本要求：a)所选择的主减
速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在
各种转速和载荷下具有高的传动效率。e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 f)
与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和
断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称
为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。1.1.1 断开
式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，
并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器
及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两
侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。由
于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上。其结构如图1-2
所示：图 1-2 断开式驱动桥 1.1.2 非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货
汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点
，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查
阅资料，参照国内相关货车的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。第2章 主减速器的设计2.1主减速器的选择主减速器是根据齿轮类型、减
速形式以及主、从动齿轮的支承形式不同分类的。其主要的应用齿轮形式有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。图2-1 主减
速器齿轮传动形式 a) 螺旋锥齿轮传动b)双曲面齿轮传动c)圆柱齿轮传动d)蜗杆传动为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用
直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的
最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。近
年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅
工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主
动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但
是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤
添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。通过查阅文献[1]、[2]，方案选定
：主减速器采用螺旋锥齿轮传动形式。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳
地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮
副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。2.2 主减速器的结构形式根据减速形式特点不同，主减速器可以分为：单
机主减速器，双击主减速器，贯通式主减速器，单、双级减速配轮边减速。单机主减速器具有机构简单、质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，因
而广泛运用于传动比≤7的汽车上。单机主减速器多采用一对弧齿锥齿轮或双曲面齿轮传动，也有采用一对圆柱齿轮传动或蜗杆传动的。双击主减速
器的主要结构特点是由两级齿轮减速组成的主减速器。与单机主减速器相比，双击主减速器在保证离地间隙相同的同时可得到较大的传动比，一般为
7～12；但其尺寸、质量均较大，结构复杂，制造成本也显著增加，因此主要应用在总质量较大的商用车上。查阅文献[1]、[2]，经方案论
证，本设计主减速器采用单级主减速器。2.3 主减速器的结构形式图3-2主动锥齿轮骑马式主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和骑马式
支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用骑马式支承结构（如图2-2示）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。骑马
式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1／30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式
的要减小至1/5～1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。装载质量为2t以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。本课题
所设计的货车装载质量为9t，所以选用骑马式。图2-3从动锥齿轮支撑形式从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-3示）。为了增加支承
刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+
d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。2.4 主减速器主传动比的确定对于
有很大功率储备的轿车，的值应能满足汽车达到最高车速时发动机正发出大功率。设发动机发出最大功率时车速为，最高车速为，则=1.00 所
以 （2-1） =0.377×0.5×3000/85×1 =6.65式中：—车轮的滚动半径，0.5m； —变速器最高档传动比，1；
—最高车速85km/h2.5 主减速器齿轮计算载荷的确定计算主减速器齿轮的计算载荷通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时
和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上的转矩（、）的较小者，作为载货汽车在强度计算中用以验算主减速器
从动齿轮最大应力的计算载荷。上述的计算载荷为最大转矩，而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。汽车的类型很多，形使工况又非
常复杂，但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩根据所谓平均比牵引力的值来确定。即： （2-2）式中：—
—发动机最大转矩，取430；——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档传动比；本车取7.48×6.33=47.3；—
—传动系上述传动部分的传动效率；取=0.96；——由于“猛结合”离合器而产生冲击载荷时的超载系数；对于一般载货汽车、矿用汽车和越野
汽车以及液力传动及自动变速的各类汽车取；——汽车满载时，总载重量取9000kg；—— 轮胎对地面的附着系数，对于一般车轮的公路用汽
车，可取＝0.85，越野车可取＝1.0；——车轮的滚动半径；本车轮胎0.5m; 分别有计算所得从动齿轮到两车轮之间穿传动效率;：这
次设计的载货汽车是后桥单桥驱动，所以1;代入上式（2-3）得：=430×47.3×1×0.96/1=10190 Nm= 9000×
9.8×0.85×0.5/0.97=21469 Nm所以计算载荷取=10190Nm2.5 减速器齿轮参数的确定2.5.1 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：1）为了磨合均匀，，之间应避免有公约数；2）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；3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6；4）主传动比较
大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配；查阅资料，经方案论证，初定主动齿轮齿数z1
=6，从动齿轮齿数z2=38，主减速器的传动比为6.33。2.5.2 主、从动锥齿轮齿形参数计算 主减速器准齿轮从动齿轮的节圆直径
，可以根据公式2-2较小的结果，按经验公式选出： （2-3）公式：－－从动锥齿轮节圆直径，mm； －－直径系数，可取＝13～16
；取14； －－按式（2-2）计算结果的最小者；计算结果 取=304mm齿轮端面模数按照文献[3]中的设计方法进行计算和设计，结果
见表2-1；表2-1主、从动锥齿轮参数参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮分度圆直径d=mz64304齿顶高ha=1.56m-h2;h
2=0.27m6.774.42齿根高hf=1.733m-ha4.336.68齿顶圆直径da=d+2hacosδ90376齿根圆直径
df=d-2hfcosδ60270齿顶角θa2°41′3°21′齿根角θf=arctan3°21′2°41′分锥角δ=arctan
14°76°顶锥角δa16°78°根锥角δf12°74°锥距132132分度圆齿厚S=3.14mz99齿宽B=0.155d2473
32.5.3 中点螺旋角β螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选β时
应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，β越大，则也越大，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，应
不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但β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β值以防止轴向力过大，通常取35°。2.5.4 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，一般选用20°。2.5.5 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。2.6 主减速器锥齿轮的强度计算2.6.
1 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时P= （2-4） 式中： ig—变速器传动比，常取一挡传动比，ig=7.31 ； D1
—主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D=64mm； 其它符号同前；将各参数代入式（2-4），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。2.6.2 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： = （2-5）式中
：—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；T—齿轮的计算转矩，Nm；k0—过载系数，一般取1；ks—尺寸系数，0.682；km—齿面载
荷分配系数，悬臂式结构，km=1.25；kv—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
=304mmJw—齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，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-
4选取小齿轮的＝0.3；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（2-5），有：
主动锥齿轮，=478MPa； 从动锥齿轮，=466MPa；按照文献[1], 主从动锥齿轮的≤[]=700MPa,轮齿弯曲强度满足要
求。 图2-4 弯曲计算用综合系数J2.6.3 轮齿接触强度锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： = （2-6）式中：—锥齿轮轮齿的齿面
接触应力，MPa；D1—主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=64mmb—主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=47mmkf—齿面品质系
数，取1.0；cp—综合弹性系数，取232N1/2/mm；ks—尺寸系数，取1.0；Jj—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2-5选取=0.01
；Tz—主动锥齿轮计算转矩；Tz=1516.4N.mk0、km、kv选择同式（2-5）将各参数代入式 （2-6），有： σj=27
22MPa按照文献[1]，≤[]=2800MPa，轮齿接触强度满足要求。图2-5 接触计算用综合系数2.7 主减速器锥齿轮轴承的
设计计算2.7.1 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线方向的圆周力
、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。齿宽中点处的圆周力F F= (2-7)式中：T—作用在从动齿轮上的转矩；Dm2
—从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式（3-8）确定，即 Dm2=D2-b2sinγ2 (2-8)式中：D2—从动齿轮大端分度圆直
径；D2=304mmb2—从动齿轮齿面宽；b2=47mmγ2—从动齿轮节锥角；γ2=76°将各参数代入式(2-8)，有：Dm2=2
58mm将各参数代入式(2-7)，有： F=3000N对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。锥齿轮的轴向力Faz
和径向力Frz（主动锥齿轮）作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力分别为Faz= (2-9)Frz= (2-10)将各参数分
别代入式(2-9) 与式(2-10)中，有：Faz= 2752N，Frz=142N2.7.1 锥齿轮轴承的载荷当锥齿轮齿面上所受的
圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图3-4为单级主减速器的骑马式支承的尺寸
布置图:图2-6单级主减速器轴承布置尺寸图2—6中各参数尺寸：a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=
40, Dm2=304mm。由主动锥齿轮齿面受力简图（图2-7所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。 图2-7主动锥齿轮齿面受
力简图轴承A：径向力Fr= （2-11） 轴向力Fa= Faz（2-12）将各参数代入式（2-11）与（2-12），有： Fr=3
997N，Fa=2752N轴承B：径向力 Fr= （2-13） 轴向力Fa=0 （2-14）将各参数代入式（2-13）与（2-14
），有： Fr=1493N，Fa=0N轴承C：径向力Fr= （2-15） 轴向力Fa=Faz（2-16） 将各参数代入式（2-15
）与（2-16），有： Fr=2283N，Fa=2752N轴承D：径向力Fr= （2-17） 轴向力Fa=0 （2-18） 将各参
数代入式（2-17）与（2-18），有： Fr=1745N，Fa=0N轴承E：径向力Fr= （2-19） 轴向力Fa=0 （2-
20） 将各参数代入式（2-19）与（2-20），有： Fr=1245N，Fa=0N2.7.1锥齿轮轴承型号的确定轴承A计算当量动
载荷P=0.69查阅文献[2]，锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.36，故 >e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得载荷系数fp=1
.2。P=fp（XFr+YFa） （2-21）将各参数代入式（2-
21）中，有： P=7533N轴承应有的基本额定动负荷C′r= （2-22）式中：ft—温度系数，查文献[4]，得ft=1；—滚子
轴承的寿命系数，查文献[4]，得=10/3；n—轴承转速，r/min；Lh—轴承的预期寿命，5000h；将各参数代入式（2-22）
中，有；=24061N初选轴承型号:查文献[3]，初步选择Cr =24330N> C′r的圆锥滚子轴承7206E。验算7206E圆
锥滚子轴承的寿命= （2-23）将各参数代入式（2-21）中，有： =4151h<5000h所选择7206E圆锥滚子轴承的寿命低
于预期寿命，故选7207E轴承,经检验能满足。轴承B、轴承C、轴承D、轴承E强度都可按此方法得出，其强度均能够满足要求。第3章 差
速器设计3.1 差速器结构形式的选择汽车在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然
不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；汽车在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上
行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。
如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且
可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不
同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。差速器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。差速器有多种形式
，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图3-1 差速器差速原理如图3-1所示，对称式
锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，
设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、
B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周
速度都相等（图3-1），其值为。于是==，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身
的轴5以角速度自转时，啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是：+=（+）+(-)即+ =2 （3-1） 若角速
度以每分钟转数表示，则 （3-2）式（3-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴
齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使
两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。有式（3-2）还可以得知：①当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速
器壳转速的两倍；②当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同
的转速反向转动。3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿
轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图3-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广
泛用于各类车辆上。图3-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13
-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳3.2 差速器齿轮的基本
参数的选择1) 行星齿轮数n通常情况下，货车的行星齿轮数n=4。2) 行星齿轮球面半径行星齿轮球面半径反映了差速器锥齿轮节锥矩的大
小和承载能力。 （3-1）式中：—行星齿轮球面半径系数，=2.5～3.0，对于有4个行星齿轮的轿车和公路载货汽车取最小值；对于有
两个行星齿轮的轿车取最大值；取;Td—差速器计算转矩，Nm；将各参数代入式（4-1），有：=34 mm3）行星齿轮和半轴齿轮齿数z
1和z2为了使轮齿有较高的强度，z1一般不少于10。半轴齿轮齿数z2在14～25选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.
5～2.0的范围内，且半轴齿轮齿数和必须能被行星齿轮齿数整除。查阅资料，经方案论证，初定半轴齿轮与行星齿轮的齿数比=2，半轴齿轮齿
数z2=24，行星齿轮的齿数 z1=12。4） 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
（3-2）γ2= （3-3）将各参数分别代入式（3—2）与式（3—3），有：γ1=27°，γ2=63°锥齿轮大端模数m为 m=
（3-4）将各参数代入式（3-4），有：m=5.497查阅文献[3]，取模数m=5.55）半轴齿轮与行星齿轮齿形参数按照文献[3
]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。表3-1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d14161齿
顶高ha1.833.76齿根高hf4.432.5齿顶圆直径da144103齿根圆直径df13384齿顶角θa4°19′2°31′齿
根角θf2°31′4°19′分度圆锥角δ63°27°顶锥角δa66°30°根锥角δf59°23°锥距R6646分度圆齿厚s99齿宽
b1920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。7) 行星齿轮轴用直径d行星齿轮轴用直径d（
mm）为 d= （3-5）式中：T0—差速器壳传递的转矩，Nm；n—行星齿轮数；rd—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98 MPa；将各参数代入式（3-5）中，有：d=15.7mm，取16mm。3.3 普通锥齿轮式差速器齿
轮强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合传动状态，只有当汽车转弯或左、右轮行使
不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此，对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度计算。轮齿弯曲应力
σw（MPa）为：σw= （3-6）式中：n—行星齿轮数；J—综合系数，根据图2-5取0.01；b2—半轴齿轮齿宽，mm；d2—半
轴齿轮大端分度圆直径，mm；T—半轴齿轮计算转矩（Nm），T=0.6 T0；ks、km、kv按照主减速器齿轮强度计算的有关转矩选取
代入参数得：σw=852 MPa按照文献[1], 差速器齿轮的σw≤[σw]=980 MPa，所以齿轮弯曲强度满足要求。 第4章
驱动车轮的传动装置驱动车轮的传动装置位于传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。在一般的非断开式驱动桥上，驱动
车轮的传动装置就是半轴，半轴将差速器的半轴齿轮和车轮的轮毂连接起来.4.1 半轴的选择普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型
式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以
具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。
由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大
的轿车和轻型载货汽车。3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其
端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承
受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承
的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。全浮式半轴的外端与轮毂相联，而轮毂又由一对轴承支承于桥壳的半轴套管上。多采用一对圆
锥滚子轴承支承轮毂，且两轴承的圆锥滚子小端应相向安装并有一定的预紧，调好后由锁紧螺母予以锁紧，很少采用球轴承的结构方案。由于车轮所
承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际
工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式半轴在实际使用条件下承受一定的弯矩，弯曲应力约为5～
70MPa。具有全浮式半轴的驱动桥的外端结构较复杂，需采用形状复杂且质量及尺寸都较大的轮毂，制造成本较高，故轿车及其他小型汽车不采
用这种结构。但由于其工作可靠，故广泛用于轻型以上的各类汽车上。4.2 半轴的设计与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：a）纵向力最大时(＝)附着系数取0.8，没有侧向力作用；b）侧向力
最大时，其最大值发生于侧滑时，为中，，侧滑时轮胎与地面侧向附着系数，在计算中取1.0，没有纵向力作用；c）垂向力最大时，这发生在汽
车以可能的高速通过不平路面时，其值为，是动载荷系数，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:故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。本课题采用带有凸缘的全浮式半轴，其详细的计
算校核如下： a)全浮式半轴计算载荷的确定 全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩按下式进行： （4-1）式中： ——差速器的转矩分
配系数，对圆锥行星齿轮差速器可取＝0.6； ——变速器1挡传动比； ——主减速比。已知：Temax＝430Nm；＝7.48； ＝6
.33 ；=0.6计算结果： T=0.6×430×7.48×6.33 =12215N.m 在设计时，全浮式半轴杆部直径的初步选取可
按下式进行： （4-2）式中: d——半轴杆部直径，mm； T——半轴的计算转矩，Nrn； []——半轴扭转许用应力，M
Pa。根据上式带入T＝12215 Nm，得： 32.50mm≤d≤33.85mm 取：d=33mm给定一个安全系数 k=1.5 d
=k×d =1.5×33 =50mm全浮式半轴支承转矩，其计算转矩为： （4-3）三种半轴的扭转应力由下式计算： （4-4）式
中——半轴的扭转应力，MPa； T—一半轴的计算转矩，T=12215Nm； d——半轴杆部直径，d=50mm。 将数据带入式（4-
3）、（4-4）得： =528MPa半轴花键的剪切应力为 （4-5）半轴花键的挤压应力为 （4-6）式中; T——半轴承受的最
大转矩，T=12215Nm； ——半轴花键(轴)外径，=54mm； ——相配的花键孔内径，=50mm； z——花键齿数； Lp——
花键工作长度，Lp=70mm； B——花键齿宽，B=9mm； ——载荷分布的不均匀系数，取0.75。 将数据带入式（4-5）、（4
-6）得： =68Mpa =169MPa半轴的最大扭转角为 （4-7）式中: T——半轴承受的最大转矩，T=12215Nm；
l——半轴长度，l=900mm； G——材料的剪切弹性模量，MPa； J——半轴横截面的极惯性矩， 4mm。 将数据带入式（4-
7）得： = 8° 半轴计算时的许用应力与所选用的材料、加工方法、热处理工艺及汽车的使用条件有关。当采用40Cr，40MnB，4
0MnVB，40CrMnMo，40号及45号钢等作为全浮式半轴的材料时，其扭转屈服极限达到784MPa左右。在保证安全系数在1.3
～1.6范围时，半轴扭转许用应力可取为[]＝490～588MPa。对于越野汽车、矿用汽车等使用条件差的汽车，应该取较大的安全系数，
这时许用应力应取小值；对于使用条件较好的公路汽车则可取较大的许用应力。当传递最大转矩时，半轴花键的剪切应力不应超过71.05MPa
；挤压应力不应该超过196MPa，半轴单位长度的最大转角不应大于8°/m。 第5章 驱动桥壳的设计5.1 驱动桥结构的选择 驱动
桥壳的主要功用是支承汽车质量，并承受有车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车身，它同时又是主减速器，差速器和半轴的装配体。驱动
桥壳应满足如下设计要求：① 应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；② 在保证强度和刚度的
情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性；③ 保证足够的离地间隙；④ 结构工艺性好，成本低；⑤ 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水
浸入；⑥ 拆装，调整，维修方便。考虑的设计的是载货汽车，驱动桥壳的结构形式采用铸造整体式桥壳。5.2 铸造整体式桥壳的结构通常可采
用球墨铸铁、可锻铸铁或铸钢铸造。在球铁中加入1.7%的镍，解决了球铁低温（-41°C）冲击值急剧降低的问题，得到了与常温相同的冲击
值。为了进一步提高其强度和刚度，铸造整体式桥壳的两端压入较长的无缝钢管作为半轴套筒，并用销钉固定。如图5-1所示，每边半轴套管与桥
壳的压配表面共四处，由里向外逐渐加大配合面的直径，以得到较好的压配效果。钢板弹簧座与桥壳铸成一体，故在钢板弹簧座附近桥壳的截面可根
据强度要求铸成适当的形状，通常多为矩形。安装制动底板的凸缘与桥壳住在一起。桥壳中部前端的平面及孔用于安装主减速器及差速器总成，后端
平面及孔可装上后盖，打开后盖可作检视孔用。另外，由于汽车的轮毂轴承是装在半轴套管上，其中轮毂内轴承与桥壳铸件的外端面相靠，而外轴承
则与拧在半轴套管外端的螺母相抵，故半轴套管有被拉出的倾向，所以必须将桥壳与半轴套管用销钉固定在一起。 图5-1 铸造整体式驱动桥
结构铸造整体式桥壳的主要优点在于可制成复杂而理想的形状，壁厚能够变化，可得到理想的应力分布，其强度及刚度均较好，工作可靠，故要求桥
壳承载负荷较大的中、重型汽车，适于采用这种结构。尤其是重型汽车，其驱动桥壳承载很重，在此采用球铁整体式桥壳。除了优点之外，铸造整体
式桥壳还有一些不足之处，主要缺点是质量大、加工面多，制造工艺复杂，且需要相当规模的铸造设备，在铸造时质量不宜控制，也容易出现废品，
故仅用于载荷大的重型汽车。5.2.1 桥壳的静弯曲应力计算桥壳犹如一空心横梁，两端经轮毂轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳承受汽
车的簧上载荷，而左、右轮胎的中心线，地面给轮胎的反力（双轮胎时则沿双胎中心），桥壳则承受此力与车轮重力之差值，即，计算简图如5-2
所示。 图5-2 桥壳静弯曲应力计算简图桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为 (5-1) 式中：——汽车满载
时静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，在此90000N； ——车轮（包括轮毂、制动器等）重力，N； ——驱动车轮轮距，在此为180
0mm; ——驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，在此为1030mm.桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于远小于，且设计时
不易准确预计，当无数据时可以忽略不计所以 而静弯曲应力则为： (5-2)式中：——见（5-1）； ——危险断面处（钢板弹簧座附近
）桥壳的垂向弯曲截面系数，具体见下：截面图如图5-3所示，其中B=160mm，H=170mm，=25mm，=30mm.图5-3
钢板弹簧座附近桥壳的截面图垂向弯曲截面系数: ==627127.5mm水平弯曲截面系数: ==539127.5mm扭转截面系数:
=2×30×135×140=1134000mm垂向弯曲截面系数, 水平弯曲截面系数, 扭转截面系数的计算参考《材料力学》[9]。关
于桥壳在钢板弹簧座附近的危险断面的形状，主要由桥壳的结构形式和制造工艺来确定，从桥壳的使用强度来看，矩形管状（高度方向为长边）的比
圆形管状的要好。所以在此采用矩形管状。根据上式桥壳的静弯曲应力5.2.2 在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计算当汽车在不平路面上
高速行驶时，桥壳除承受静止状态下那部分载荷外，还承受附加的冲击载荷。在这两种载荷总的作用下，桥壳所产生的弯曲应力为 MPa
（5-3）式中：——动载荷系数，对于载货汽车取2.5； ——桥壳在静载荷下
的弯曲应力； 根据上式： MPa5.2.3 汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算为了使计算简化，不考虑侧向力，仅按汽车作直线行驶的
情况进行计算，另从安全系数方面作适当考虑。如图5-4所示为汽车以最大牵引力行驶的受力简图。图5-4 汽车以最大牵引力行驶的受力简
图作用在左右驱动车轮的转矩所引起的地面对于左右驱动车轮的最大切向反作用力共为 N （5-4） 根据上式可计算得：由于设计时某些参数未定而无法计算出汽车加速行驶时的质量转移系数值，而对于载货汽车的后驱动桥可在1.1～1.3范围内选取，在此取1.2。 此时后驱动桥桥壳在左、右钢板弹簧座之间的垂向弯矩为 N·m (5-5)式中：，，，——见式（5-1）下的说明。根据上式=20790 N·m由于驱动车轮所承受的地面对其作用的最大切向反作用力，使驱动桥壳也承受着水平方向的弯矩，对于装有普通圆锥齿轮差速器的驱动桥，由于其左、右驱动车轮的驱动转矩相等，故有 (5-6) 所以根据上式=7054 N·m桥壳还承受因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩 ，这时在两钢板弹簧座间桥壳承受的转矩为 = N·m (5-7) 式中：——发动机最大转矩，在此为430N·m; ——传动系的最低传动比； ——传动系的传动效率，在此取0.9。根据上式可计算得所以在钢板弹簧座附近的危险断面处的弯曲应力和扭转应力分别为 MPa (5-8) MPa (5-9)式中：——分别为桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩和水平弯矩，见式（5-5），和式（5-6）； ——分别为桥壳在危险断面处的垂向弯曲截面系数，水平弯曲截面系数和扭转截面系数。根据上式可以计算得 由于桥壳的许用弯曲应力[]为300～500 MPa，许用扭转应力[]为150～400MPa，所以该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。 结 论本课题设计自卸式载货汽车驱动桥，采用非断开式驱动桥，由于结构简单、主减速器造价低廉、工作可靠，可以被广泛用在各种中型载货汽车。设计介绍了后桥驱动的结构形式和工作原理，计算了差速器、主减速器半轴的结构尺寸以及轮边减速器的尺寸，进行了强度校核，并绘制了有关零件图和装配图。主减速器的设计采用了弧齿锥齿轮单级主减速器，具有工作平稳，噪声小，成本低等优点。该设计采用对称式锥齿轮差速器。它可以将转矩平均分配给左右车轮，使其在良好路面上的行驶性能更好。并且满足设计要求的同时，降低了后桥制造成本，有利于汽车生产的经济性。本驱动桥设计结构合理，符合实际应用，具有很好的动力性和经济性，驱动桥总成及零部件的设计能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求，修理、保养方便，机件工艺性好，制造容易。第1章 标题 第3章 标题第3章 错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。1983848325306 |
|
