完整版中顺世纪轻客驱动桥设计说明书毕业设计论文.docx
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完整版中顺世纪轻客驱动桥设计说明书毕业设计论文
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摘要
驱动桥位于传动系的末端，其功用是将传动轴或变速器传来的转矩增大并适当减低转速后分配给左、右驱动轮。
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,对于轻型客车尤为重要。
本次设计的轻客型号是中顺世纪微型轻客，参照传统设计方法进行设计。
首先确定驱动桥的总体方案，再选择其主要部件的结构形式，比如主减速器采用单级主减速器，差速器采用对称式圆锥行星齿轮差速器，半轴选用的是半浮式半轴等。
然后对各个部件的主要参数，结构尺寸和强度进行计算，满足设计的要求。
本次设计所设计的单级主减速驱动桥，具有结构简单，工作可靠，造价低廉等特点。
由此可见，采用传动效率高的单级减速驱动桥是轻型客车驱动桥的一个发展方向。
关键字：
轻客；驱动桥；主减速器；差速器
Abstract
Driveaxleisattheendofthetransmissionsystemofavehicle,whosefunctionistoreducerotationspeed,increasethetorquefromthedriveshaftortransmission,anddistributeittotheleftandrightdrivingwheels.Asoneoffourimportantassembliesofthevehicles,theperformanceofthedriveaxlesdirectlyinfluencesonthewholeautomobile,especiallyforthelightbuses.
ThetypeofthelightbusdesignedinthisworkisZhongshunlightpassengermicro-century.Followingthetraditionaldesignmethods,wefirstdeterminetheoverallschemeofthedriveaxle,andthenchoosethestructureofitsmainparts,suchasthesingle-levelmaingearbox,thesymmetry,circularcone,planetarygearsdifferential,thesemi-floatingsupportingparameters,structuredimensionsandstressarecarriedouttosatisfythedesignrequirements.Thedesigneddriveaxlewhichusesthesingle-levelreductiongearbox,costinexpensiveandothercharacteristics.Thusitcanbeseen,wefoundthatusingthesingle-levelreductiongearbox,whichefficiency,ofthelightbus.
Keywords:
lightbus;driveaxle;mainreductiongearbox;differential
第1章绪论1
第2章驱动桥总体方案论证2
第3章主减速器设计4
3.1主减速器简介4
3.2主减速器结构方案分析4
3.2.1主减速器的齿轮类型4
3.2.2主减速器的减速形式5
3.2.3主减速器的主动锥齿轮的支承形式5
3.3主减速器的基本参数选择与设计计算6
3.3.1主减速比的确定6
3.3.2主减速器齿轮计算载荷的确定6
3.3.3主减速器齿轮基本参数选择8
3.3.4主减速器双曲面锥齿轮设计计算及强度校核10
3.4主减速器齿轮的材料及热处理14
3.5主减速器的润滑14
第4章差速器设计16
4.1差速器简介16
4.2差速器的机构形式的选择16
4.3对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理17
4.4差速器齿轮主要参数的选择18
4.5差速器齿轮的几何尺寸计算与强度校核20
4.6差速器齿轮的材料22
第5章驱动车轮的传动装置23
5.1车轮传动装置简介23
5.2半轴的形式选择23
5.3半轴计算载荷的确定24
5.4半轴直径的选择24
5.5半轴的强度计算25
5.6半轴花键的强度计算25
5.7半轴的结构设计及材料与热处理26
第6章驱动桥壳设计28
6.1驱动桥壳简介28
6.2驱动桥壳结构选择28
6.3驱动桥壳强度分析计算28
第7章结论35
参考文献36
致谢37
附录A38
附录B45
绪论
本课题是中顺世纪轻型客车驱动桥的结构设计。
故本说明书将以“驱动桥设计”内容对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。
汽车驱动桥是汽车的重大总成，承载着汽车的满载簧荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。
汽车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。
另外，汽车驱动桥在汽车的各种总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。
例如，驱动桥包含主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴及轮边减速器）、桥壳和各种齿轮。
由上述可见，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。
课题所设计的客车最高车速V≥140km,=140km——见式（3-1），（3-3）下的说明。
所以
=
=98.82
式（3-1）～式（3-4）参考《汽车车桥设计》[1]式（3-10）～式（3-12）。
3.3.3主减速器齿轮基本参数选择
主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。
1.主、从动锥齿轮齿数和
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。
根据以上要求参考《汽车设计》中表3-12表3-13取=8=39
+=47〉40
2.从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数
对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又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。
可根据经验公式初选，即
（3-5）
——直径系数，一般取13.0～16.0
——从动锥齿轮的计算转矩，，为Tce和Tcs中的较小者
所以=（13.0～16.0）=（185.58～228.41）
初选=210则==21039=5.4
根据=来校核=5.4选取的是否合适，其中=（0.3～0.4）
此处，=（0.3～0.4）=（4.28～5.71），因此满足校核。
3.主，从动锥齿轮齿面宽和
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，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：
=0.155210=32.55在此取32
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=35.2
4.中点螺旋角
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，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，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值以防止轴向力过大，通常取35°。
5.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。
6.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，一般对于双曲面齿轮来说，轻型客车可选用20°的压力角。
3.3.4主减速器双曲面锥齿轮设计计算及强度校核
（1）主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算
表1主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表
序号
项目
计算公式
结果
1
主动齿轮齿数
8
2
从动齿轮齿数
39
3
端面模数
5.4
4
齿面宽
=35.2㎜=32㎜
5
工作齿高
10.8㎜
6
全齿高
=10.8㎜
7
法向压力角
=20°
8
轴交角
=90°
9
节圆直径
=
43.2㎜
=210.6㎜
10
节锥角
arctan
=90°-
=11.59°
=78.41°
11
节锥距
A==
A=108㎜
12
周节
t=3.1416
t=31.42㎜
13
齿顶高
=5.4㎜
14
齿根高
=
=6.48㎜
15
径向间隙
c=
c=1.08㎜
16
齿根角
=3.43°
17
面锥角
=15.02°
=81.84°
18
根锥角
=
=
=8.16°
=74.98°
19
齿顶圆直径
=
=53.78㎜
=3212.77㎜
20
节锥顶点止齿轮外缘距离
=104.22㎜=16.31㎜
21
齿侧间隙
B=0.305～0.406
B=0.4mm
22
螺旋角
=35°
（2）主减速器双曲面齿轮的强度计算
1）单位齿长上的圆周力
在汽车主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即
Nmm（3-6）
式中：
P——作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩两种载荷工况进行计算，N；
——从动齿轮的齿面宽，在此取32mm.
按发动机最大转矩计算时：
Nmm（3-7）
式中：
——发动机输出的最大转矩，在此取185；
——变速器的传动比；
——主动齿轮节圆直径，在此取43.2mm.
按上式
Nmm
按最大附着力矩计算时：
Nmm（3-8）
式中：
——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最大加速时的负荷增加量，在此取14700N；
——轮胎与地面的附着系数，在此取0.85：
——轮胎的滚动半径，在此取0.508m
按上式
=1346.06Nmm
在现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的20%～25%。
经验算以上两数据都在许用范围内。
其中上述两种方法计算用的许用单位齿长上的圆周力[p]都为2370.24Nmm
2）轮齿的弯曲强度计算
汽车主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为
N（3～9）
式中：
——该齿轮的计算转矩，N·m;
——超载系数；在此取1.0
——尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，
当ｍ时，，在此＝0.68
——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，＝1.00～1.10式式支承时取1.10～1.25。
支承刚度大时取最小值。
——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;
——计算齿轮的齿面宽，mm;
——计算齿轮的齿数；
——端面模数，mm;
——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＝0.286，大齿轮＝0.25.
按上式
＝483.22N<700N
=395.34N<700N
所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。
图3.2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
N （3-10）
式中：
——主动齿轮的计算转矩；
——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6mm;
，，——见式（3-9）下的说明；
——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0；
——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1.0
——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，按图选取=0.165
按上式
=2496.17〈2800N
主、从动齿轮的齿面接触应力相等。
所以均满足要求。
以上公式（3-6）～（3-10）以及图均参考《汽车车桥设计》［１］
3.4主减速器齿轮的材料及热处理
驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。
其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀（剥落）、磨损和擦伤等。
根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求：
①具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；
②轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；
③钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；
④选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。
汽车主减速器用的螺旋锥齿轮与双曲面齿轮以及差速器用的锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。
在此，齿轮所采用的钢为20CrMnTi
用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到58～64HRC，而心部硬度较低，当端面模数〉8时为29～45HRC。
由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度0.005～0.010～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。
这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。
对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25％。
对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。
渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。
渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。
3.5主减速器的润滑
主减速器及差速器的齿轮及其轴承，均应有良好的润滑，否则极易引起早期磨损。
其中尤其应注意主减速器主动锥齿轮的前轴承。
通常是在从动锥齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速器壳内壁上设一专门的集油槽，后者将由旋转的齿轮甩出并飞溅到壳体前面内壁上的部分润滑油收集起来，再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子小端处。
由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端。
而主动锥齿轮前轴承的前面应有回油孔，使经过前轴承的润滑油再流回驱动桥壳中间的油盆中。
这样，由于润滑轴承的进出油孔畅通无阻，使润滑油得到循环，不仅可使轴承得到良好润滑，散热和清洗，而且可以保护前端的油封不会因润滑油有压力而漏油和损坏。
在设计中也要考虑有足够的润滑油能流进差速器，以保证其摩擦表面有良好的润滑，为此在差速器壳上都有通油口。
为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳内部压力增高，从而引起漏油，常在出减速器壳上装置通气塞。
通气塞的位置应避开油溅及之处。
加油孔及塞应设在加油方便之处，油孔位置就是油面的位置。
放油孔及塞应设在桥壳最低处，以便放油时能把油放尽，但也应考虑汽车在通过障碍时放油塞不致遭碰撞而脱落。
差速器设计
差速器简介
汽车在行驶过程中，车轮与路面存在着两种相对运动状态，即车轮相对路面的滚动和滑动，滑动将加速轮胎的磨损，增加转向阻力，增加汽车的动力消耗。
因此，希望在汽车行驶过程中，尽量使车轮沿路面滚动而不是滑动，以减少车轮与路面的滑磨现象。
当汽车转弯时，内外两侧在同一时间内要移动不同的距离，外轮移动的距离比内轮移动的距离大。
若两轮用一根轴刚性连接，即两轮只能以同一速度转动，则两轮要在同一时间内移动不同的距离，必然时边滚动边滑动，即使汽车在平路上直线行驶，也难以避免车轮与路面的滑磨现象。
为了消除不良现象，汽车左右两侧的驱动轮分装两根半轴，并在两半轴之间安装差速器。
差速器的功用就式在向两半轴传递动力时，允许两半轴以不同的转速旋转，以满足各轮不等距行驶的需要，从而满足汽车行驶运动学的要求。
4.2差速器的机构形式的选择
在驱动桥的设计中选择差速器的结构形式时，应当首先从所设计汽车类型及其使用条件出发，使所选用的那种结构形式的差速器，能够满足该汽车在给定使用条件下的使用性能要求。
大多数汽车都属于公路运输车，对于在公路上行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动轮与路面的附着系数几乎没有差别，且附着较好，因此几乎都采用了结构结构简单，工作平稳，制造方便，用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左右驱动车轮之间的所谓轮间差速器使用。
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。
根据本次所设计的车型以及使用条件，选择对称式圆锥行星齿轮差速器。
图4.1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
4.3对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理
如图所示，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，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（图），啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。
于是
+=（+）+（-）
即+=2（4-1）
若角速度以每分钟转数表示，则
（4-2）
式（4-2）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（4.2）还可以得知：
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；
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。
图4.2差速器差速原理
4.4差速器齿轮主要参数的选择
由于差速器是安装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器尺寸时，应考虑差速器的安装。
差速器的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮刀向轴承支座的限制。
（1）行星齿轮数目的选择
货车，客车和越野车多采用四个行星轮，轿车常采用两个行星齿轮。
本次设计采用四个行星齿轮
（2）行星齿轮球面半径的确定
圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。
球面半径可按如下的经验公式确定：
mm（4-3）
式中：
——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99
T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，N·m.
根据上式=2.5=35.67mm所以预选其节锥距A=35mm
（3）行星齿轮与半轴齿轮的选择
为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。
但一般不少于10。
半轴齿轮的齿数采用14～25，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。
差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：
（4-4）
式中：
，——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，=
——行星齿轮数目；
——任意整数。
在此=10，=18满足以上要求。
（4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定
首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角，
==29.05°=90°－=60.95°
再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m
m====3.4
由于强度的要求在此取m=5mm
得=50mm=5×18=90mm
（5）压力角α
目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。
最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。
由于这种齿形的最小齿数比压
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