汽车设计课设驱动桥设计Word文档格式.docx
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行星齿轮齿数和半轴齿轮齿数的确定。
（3）半轴部分强度计算：
当受最大牵引力时的强度；
制动时强度计算。
（4）驱动桥强度计算：
①桥壳的静弯曲应力
②不平路载下的桥壳强度
③最大牵引力时的桥壳强度
④紧急制动时的桥壳强度
⑤最大侧向力时的桥壳强度
3、主要技术参数
轴距L=2800mm
轴荷分配：
满载时前后轴载1340/2735（kg）
发动机最大功率：
80psn：
3800-4000n/min
发动机最大转矩17.5kg﹒mn：
2200-2500n/min
传动比：
i1=7.00；
i0=5.833
轮毂总成和制动器总成的总重：
gk=274kg
设计内容
结果
二、总体结构设计
采用非断开式驱动桥，单级螺旋圆锥齿轮减速器。
减速比：
5.833
桥壳形式：
整体式
半轴形式：
全浮式
差速器形式：
直齿圆锥齿轮式
三、主减速器部分设计
由于所设计车型为轻型货车，主减速比不是很大，故采用单级单速主减速器。
考虑到离地间隙问题，选用双曲面齿轮副传动，减小从动齿轮尺寸，增大最小离地间隙。
又由于安装空间的限制，采用悬臂式支承。
1、主减速器齿轮计算载荷的确定
（1）按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce
式中：
Tem——发动机最大转矩,Tem=175N﹒m
Kd——动载系数，由性能系数fi确定
当0.195×
mag×
Tem<
16时，fi=0.01（16-0.195×
mag/Tem）；
Tem≥16时，fi=0。
式中，ma为汽车满载质量，ma＝1340＋2735＝4075kg，0.195×
mag/Tem＝45.4>
16，fi<
0，所以选Kd＝1。
K——液力变矩系数，该减速器无液力变矩器，K=1
i1——变速器一档传动比，i1＝7.00
if——分动箱传动比，该减速器无分动箱，if＝1
i0——主减速器传动比，i0＝5.833
η——发动机到从动锥齿轮之间的传动效率，取η＝90%
n——计算驱动桥数，n=1
由上面数据计算得：
Tce=6450N﹒m
（2）按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs
G2——满载状态下一个驱动桥上的静载荷，G2＝27350N
m2’——汽车最大加速度时的候车轴负载转移系数，取m2’＝1.1
φ——轮胎与路面间的附着系数，取φ＝0.85
rr——车轮滚动半径，rr=0.0254[d/2+b（1-a）]，查BJ130使用手册得知，轮胎规格为6.50-16-8，取a＝0.12，所以rr＝0.0254[16/2+6.5（1-0.12）]＝0.348m
im——主减速器从动齿轮到车轮间传动比，im＝1
ηm——主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，ηm＝1
Tcs＝8899N
m
（3）按日常平均行驶转矩确定从动齿轮计算转矩
Ft——汽车日常行驶平均牵引力,Ft=Ff+Fi+Fw+Fj。
日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力，Fi=Fj=0，滚动阻力Ff=W﹒f，其中货车滚动阻力系数f为0.015~0.020，取f=0.016，W=40750N，因此Ff=652N；
空气阻力Fw=CD﹒A﹒ua2/21.15，货车空气阻力系数CD为0.80~1.00，取CD=0.9，迎风面积A=4m2，日常平均行驶车速ua＝50km/h，因此Fw=426N。
计算得到：
Ft=1078N。
rr——车轮滚动半径，rr=0.348m
im——主减速器从动齿轮到车轮间传动比，im＝1
ηm——主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，ηm＝1
Tcf＝375N﹒m
（4）从动锥齿轮计算转矩
当计算锥齿轮最大应力时，Tc＝min[Tce，Tcs]，Tce=6450N﹒m，Tcs＝8899N
m，所以Tc=Tce=6450N
m。
当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc＝Tcf，Tcf＝375N﹒m，所以Tc＝Tcf＝375N﹒m。
（5）主动锥齿轮的计算转矩
ηG——主从动锥齿轮间传动效率，对于弧齿锥齿轮副ηG＝95％。
当计算锥齿轮最大应力时，Tc＝6450N
m，计算得Tz=1164N
m；
当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc＝375N﹒m，计算得Tz=68N
2、锥齿轮主要参数选择
（1）主从动齿轮齿数Z1，Z2
i0=5.833，查表得推荐主动锥齿轮最小齿数z1=7，则从动锥齿轮z2=7×
5.833=40.8，取整为41，重新计算主减速比为i0=41/7=5.857。
重新计算Tce=6457N﹒m，Tcs=8899N
m，Tcf＝375N﹒m。
当计算锥齿轮最大应力时，Tc＝min[Tce，Tcs]=6457N
当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc＝Tcf=375N﹒m。
为保证可靠性，计算时取Tc=6457N
（2）从动锥齿轮分度圆直径D2和端面模数ms
根据经验公式，
KD2——直径系数，KD2＝13~16，取15
计算得D2=280mm
则ms=D2/Z2=280/41=6.83mm
同时，ms满足
Km为模数系数，Km=0.3~0.4，取Km=0.4
计算得ms=7.45
取两个计算结果的较小值并取整为ms=7mm，重新计算D2=287mm。
主动锥齿轮大端分度圆直径D1=D2/i0=49mm。
（3）齿面宽b
从动齿轮齿面宽b2=0.155D2=43mm，ms=7mm,满足b2≤10ms。
主动齿轮齿面宽b1=1.1b2=1.1×
43mm=47mm。
（4）双曲面小齿轮偏移距E
所设计车辆为轻型货车，要求E不大于0.2D2
取E=0.15D2=42mm
（5）中点螺旋角β
双曲面锥齿轮由于存在E，所以βm1与βm2不相等
取β=35°
，ε=2°
则βm1=36°
，βm2=34°
（6）螺旋方向
发动机旋转方向为逆时针，为避免轮齿卡死而损坏，应使轴向力离开锥顶方向，符合左手定则，所以主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。
（7）法向压力角α
货车法向平均压力角取22°
30′。
3、主减速器强度计算
（1）单位齿长圆周力p
主减速器锥齿轮的表面耐磨性常用轮齿上的单位齿长圆周力p来估算，
Temax——发动机最大输出转矩，Temax=175Nm
i1——变速器传动比，i1=7
D1——主动锥齿轮中心分度圆直径，D1=49mm
b2——从动齿面宽，b2=43mm
将数值代入，计算得：
p=1163N/mm
查表得单位齿长圆周力许用值[p]=1429N/mm，P<
[p]，满足设计要求。
（2）齿轮弯曲强度
锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：
Tc——齿轮的计算转矩。
从动齿轮：
按最大弯曲应力算时Tc＝6457N
mN
m，按疲劳弯曲应力算时Tc=375N
主动齿轮：
按最大弯曲应力算时Tz=1164N
m，按疲劳弯曲应力算时Tz=68N
K0——过载系数，取K0＝1
Ks——尺寸系数，ms>
1.6mm时，Ks=（ms/25.4）0.25=0.75
Km——齿面载荷分配系数。
跨置式支撑结构Km=1~1.1，取Km=1
Kv——质量系数，Kv＝1
ms——从动锥齿轮断面模数，ms=7mm
b——齿面宽，主动齿轮b1=47mm，从动齿轮b2=43mm
D——分度圆直径，主动齿轮D1=49mm，从动齿轮D2=280mm
Jw——综合系数，通过查图得，主动齿轮Jw=0.35，从动齿轮Jw=0.29
对于从动齿轮：
按最大弯曲应力计算σw2=396MPa，[σw]=700MPa，σw2≤[σw]，满足设计要求；
按疲劳弯曲应力计算σw2=23MPa，[σw]=210MPa，σw2≤[σw]，满足设计要求。
对于主动齿轮：
按最大弯曲应力计算σw1=309MPa，[σw]=700MPa，σw2≤[σw]，满足设计要求；
按疲劳弯曲应力计算σw1=18MPa，[σw]=210MPa，σw2≤[σw]，满足设计要求。
（3）齿轮接触强度
Cp——综合弹性系数，钢的齿轮Cp=231.6
D1——主动锥齿轮大端分度圆直径，D1=49mm
Tz——主动齿轮计算转矩。
K0——过载系数，取K0＝1
Ks——尺寸系数，Ks=1
Kf——表面品质系数，Kf=1
b——b1和b2中较小的齿面宽，b=b2=43mm
JJ——齿面接触强度的综合系数，通过查接触强度计算用综合系数图得JJ=0.20
按min[Tce，Tcs]计算的最大接触应力σJ=2459MPa，[σJ]=2800MPa，σJ<
[σJ]，满足设计要求；
按Tcf计算的疲劳接触应力σJ=594MPa，[σJ]=1750MPa，σJ<
[σJ]，满足设计要求。
四、差速器部分设计
1、差速器主参数选择
（1）BJ130为货车，取差速器行星齿轮数n＝4
（2）行星齿轮球面半径Rb
Kb——行星齿轮球面半径系数，Kb=2.5～3.0，对于有4个行星齿轮的公路用货车取最小值，Kb=2.5
Td——差速器计算转矩，Td=min[Tce，Tcs]=6457Nm
计算得：
Rb=47mm
节锥距A0=（0.89～0.99）Rb，取系数为0.96，则A0=45mm
（3）确定行星齿轮和半轴齿轮齿数
取行星齿轮齿数z1=10，半轴齿轮齿数z2取为16。
z2/z1=1.6，在1.5～2范围内；
半轴齿数和为32，能被行星齿轮数整除。
所以能够保证装配，满足设计要求。
（4）行星齿轮和半轴齿轮节锥角γ1，γ2及其模数m
锥齿轮大端的端面模数m=2A0sinγ1/z1=2A0sinγ2/z2，m=4.8，取整m=5。
则：
d1=z1m=50mm，d2=z2m=80mm
重新验算节锥距
A0=d1/（2sinγ1）=d2/（2sinγ2）=47mm
（5）压力角α
采用α=22°
30′的压力角，齿高系数为0.8的齿形。
8.行星齿轮轴直径d及支承长度L
T0——差速器壳传递的转矩，T0=Td=min[Tce，Tcs]=6457Nm
[σc]——支承面许用挤压应力，取98MPa
n——行星齿轮数，n=4
rd——行星齿轮支承面中心到锥顶的距离，rd=0.4d2=32mm
计算得d=22mm，支承长度L=1.1d=24.2mm。
2、差速器齿轮强度计算
差速器齿轮只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，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。
齿轮弯曲应力σw为：
Tc——半轴齿轮计算转矩。
当T0=min[Tce，Tcs]时，Tc＝0.6×
T0=3874Nm；
当T0=Tcf时，Tc＝0.6×
T0=225Nm
m——端面模数，m=5
b2——半轴齿轮齿宽，b2=0.3A0=14mm
d2——半轴齿轮大端分度圆直径，d2=80mm
J——综合系数，查图得J=0.228
n——行星齿轮数，n=4
当T0=min[Tce，Tcs]时，[σw]=980MPa，σw=1517MPa>
[σw]。
超出许用值较多，增大齿面齿宽，齿宽的极限尺寸为10×
m=50mm，取b2=25mm，σw=850MPa<
[σw]，符合设计要求。
当T0=Tcf时，[σw]=210MPa，σw=49MPa<
[σw]
五、半轴部分设计
本驱动桥采用全浮式半轴，因为全轴式半轴只承受传动系的转矩而不承受弯矩，可以承载较大载荷，适应于货车。
1、半轴计算转矩Tφ及杆部直径
全浮式半轴只承受转矩，全浮式半轴的计算载荷可按主减速器从动锥齿轮计算转矩进一步计算得到，即
ξ——差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥齿轮差速器取0.6
Tφ=3874Nm
杆部直径可按照下式进行初选：
取系数为2.10，计算得d=33mm
2、受最大牵引力时强度计算
半轴的切应力为：
半轴选用40Cr，进行调制处理，扭转切应力宜为490~588Mpa，所以设计满足要求。
3、制动时强度计算
纵向力应按最大附着力计算：
m2——汽车重量转移系数，对后轴驱动的载重汽车其取值范围是0.75～0.95，此处取0.85；
φ——轮胎与地面的附着系数，取0.85；
则X2=9880N，M扭=X2rr=3438Nm
[τ]=700MPa，τ<
[τ]，满足设计要求。
4、半轴花键计算
半轴和半轴齿轮一般采用渐开线花键连接，对花键进行挤压应力和键齿切应力验算。
选用压力角为30°
的花键,取模数m=2，齿数z=19，半轴花键外径D=m（z+1）=40mm，相配的花键孔内径d=m（z-1.5）=35mm，花键宽b=0.5πm=3.14，取整数4。
（1）半轴花键的剪切应力校核
Tφ——半轴计算转矩,Tφ=3874Nm
D——半轴花键外径，取D=40mm
d——相配的花键孔内径，取d=35mm
z——花键齿数，取z=19
Lp——有效工作长度，取Lp=50mm
b——花键宽，b=4mm
φ——载荷分布的不均匀系数,取φ=0.75
代入数据计算得：
τs=72MPa，[τs]=73MPa，τs<
[τs]，故满足设计要求。
2）半轴花键的挤压应力校核
σc=116MPa，[σc]=200MPa，σc<
[σc]，故满足设计要求。
六、驱动桥壳设计
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，而沿左右轮胎的中心线，地面给轮胎以反力G2/2（双胎时则沿双胎之中心），桥壳则承受此力与车轮重力gw之差值，即（G2/2-gw），计算简图如右图所示。
桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩M为
G2——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，G2=27350N
gw——车轮（包括轮毂、制动器等）的重力，gw=2740N
B——驱动车轮轮距，查资料得B=1.470m
s——驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，查资料得s=0.940m
M=2421Nm
由弯矩图得危险截面在钢板弹簧座附近。
静弯曲应力σwj为
M——两钢板弹簧座之间的弯矩，M=2421Nm
Wv——危险断面处（钢板弹簧座附近）桥壳的垂向弯曲截面系数。
采用圆管断面，则Wv=1/32πD3（1-d4/D4），d取38mm,D取70mm，则Wv=30734mm3
σwj=78.8MPa，[σwj]=500MPa，σwj<
[σwj]，满足设计要求。
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
kd——动载荷系数，对货车取2.5
σwj=197MPa，[σwj]=500MPa，σwj<
3、汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计算
（1）驱动桥壳在左右钢板弹簧座之间的垂向弯矩Mv
地面对后驱动桥左右车轮的垂向反作用力Z2L、Z2R相等，则
G2——汽车满载静止于水平地面时驱动桥给地面的载荷，G2=27350N。
m2——汽车加速行驶时的质量转移系数。
m2=1.1~1.3，取m2=1.2
计算得Z2L=Z2R=16410N
驱动桥壳在左右钢板弹簧座之间的垂向弯矩Mv为
代入数据得：
Mv=3623Nm
（2）驱动桥壳承受的水平方向的弯矩Mh
Pmax——地面对驱动车轮的最大切向反作用力，Pmax=Temaxi1i0ηT/rr=18556N
Mh=2459Nm
（3）驱动桥壳承受的因驱动桥传递驱动转矩而引起的反作用力矩T
代入数据得T=551Nm
（4）合成弯矩M∑及合成应力σ∑
采用断面为圆管的桥壳，在钢板弹簧座附近的危险断面处的合成弯矩为
计算得M∑=4413Nm
该危险断面处的合成应力σ∑为
W——危险断面处的弯曲截面系数，W=30734
计算得σ∑=144MPa，[σ∑]=300MPa，σz<
[σz]，满足设计要求。
4、汽车紧急制动时的桥壳强度计算
紧急制动时桥壳在两钢板弹簧座之间的垂向弯矩Mv及水平方向的弯矩Mh分别为
m′——汽车制动时的质量转移系数。
后驱动桥壳时取m′=m2′，对载货汽车后驱动桥取m′=0.75~0.95，系数取0.8
计算得Mv=2173NmMh=2319Nm
桥壳在两钢板弹簧座的外侧部分处同时承受制动力所引起的转矩T，
T=807Nm
代入数据得到：
σ∑=99MPa，[σ∑]=100MPa，σ∑<
[σ∑]，所以满足设计要求。
5、汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算
如上图所示，A-A、B-B处为危险断面。
半轴套管的在危险断面A-A处的垂向弯矩MA-A
φ1——轮胎与地面间的侧向附着系数，计算时取φ1=1
φ1hg/B——φ1hg/B=0.5时，Z2L=0，Z2R=G2，此时驱动桥的全部载荷由侧滑方向一侧的驱动车轮承担，这种极端情况对驱动桥的强度极为不利，应避免这种情况产生。
a——BJ130a=38mm
MA-A=8478Nm
弯曲应力σWA-A
计算得σWA-A=276MPa，[σWA-A]=500MPa，σWA-A<
[σWA-A]，满足设计要求。
假设汽车向右侧滑，地面给右车轮的侧向反作用力为Y2R
Z2R为右驱动车轮支承反力，当hgφ1/B=0.5时，
则Y2R=27350N
轮毂轴承径向支承力为S2R
a=38mmb=48mm
S2R=98587N
剪切应力为τWA-A
τA-A=36MPa，[τA-A]=150MPa，τA-A<
[τA-A]，满足设计要求。
合成应力σ∑A-A为
计算得σ∑A-A=283MPa，[σ∑A-A]=490MPa，σ∑A-A<
[σ∑A-A]，满足设计要求。
当轮毂的内外轴承的安装轴径有明显差别时，B-B断面也可能成为危险断面，该处的弯矩为
c=62mm
MB-B=6112Nm
σWB-B<
[σWB-B]，满足设计要求
τB-B<
[τB-B]，满足设计要求。
σ∑B-B<
[σ∑B-B]，满足设计要求。
七、主要参考书目
1、《汽车设计》（第四版）机械工业出版社；
2004年8月，吉林大学王望予、张洪欣主编
2、《汽车车桥设计》清华大学出版社；
2004年1月，刘惟信编着
3、《汽车设计课程设计指导书》中国电力出版社；
2009年3月，王丰元马明星主编
八、课程设计感想
汽车设计课程设计历时两周，利用两周的时间完成了BJ130驱动桥部分设计验算与校核、装配图、半轴零件图。
通过验算与校核，对驱动桥结构、设计过程、校核方法有了更深入的认识；
通过画装配图，熟悉了AutoCAD的用法；
通过画零件图，了解了尺寸标注、公差配合、表面粗糙度等，两周的的课设可谓收获颇丰。
在课程设计的过程中也遇到了一些困难：
刚开始的时候面对设计题目感到很茫然，不知该如何下手；
设计验算过程中从动锥齿轮计算转矩计算错误，只能从头重新再算一遍……与同学讨论、到图书馆借书自学相关知识、耐住性子反复验算，困难最终都被一一解决。
通过课程设计，不仅让我巩固了专业知识，将课堂上学到的知识应用到具体实践中，也锻炼了我与人合作、与人沟通的能力，让我学会了做事要耐住性子，做事情并没有捷径，只有踏踏实实认认真真的做事，才是最快捷、最有效的方法。
Tce=
6450N﹒m
计算锥齿轮最大应力时，Tz=1164N
计算锥齿轮疲劳寿命时，Tz=68N
z1=7
z2=41
i0=5.857
Tc=6457N
D1=49mm
D2=280mm
ms=7mm
b2=43mm
b1=47mm
βm1=36°
主动齿轮左旋，从动齿轮右旋。
α=22°
30′
单位齿长圆周力
<
按最大弯曲应力计算
σw2=396MPa
[σw]；
按疲劳弯曲应力计算
σw2=23MPa<
满足设计要求。
σw1=309MPa
σw1=18MPa<
[
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