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汽车设计课程设计说明书
题目：
BJ130
驱动桥部分设计验算与校核
姓名：
学号：
专业名称：车辆工程
指导教师：
目
录
一、课程设计任务书
……………………………………………………………………
1
二、总体结构设计
………………………………………………………………………
2
三、主减速器部分设计……………………………………………………
………………
2
1
、主减速器齿轮计算载荷的确定………………………………………………………
2
2
、
锥齿轮
主要参数选
择………………………………………………………………
4
3
、主减速器强度计
算……………………………………………………………………
5
四、差速器部分设
计………………
………………………………………………………
6
1
、差速器主参数选
择……………………………
………………………………………
6
2
、差速器齿轮强度计算…………………………………………………………………
7
五、半轴部
分设计…………………………………………………………………………
8
1
、半轴计算转矩
T
φ
及杆部直
径………………
…………………………………………
8
2
、受最大牵引力时强度计算……………………………………………………………<
/p>
9
3
、制动时强度计算………………………………………………………………………
9
4
< br>、半轴花键计算…………………………………………………………………………
9
六、驱动桥壳设计…………………
………………………………………………………
10
1
、桥壳的静弯曲应力计算…………………………………………………
……………
10
< br>2
、在不平路面冲击载荷作用下的桥壳强度计
算…………
………………………………
11
3
、汽车以最大牵引力行驶时的桥壳强度计
算………………………
……………………
11
4
、汽车紧急制动时的桥壳强度计算……………………………………………………
< br>
12
5
、
汽车受
最大侧向力时的桥壳强度计
算………………………………………………
< br> 12
七、参考书目……………………………………
…………………………………………
14
< br>八、课程设计感想…………………………………………………………………………
15
一、课程设计任务书
1
、题目
《
BJ130
驱动桥部分设计验算与校核》
2
、设计内容及要求
（
1
）
主减速器部分包括
：主减速器齿轮的受载情况；锥齿轮主要参数选择；主减速
器强度计算；齿轮的弯曲强度
、接触强度计算。
（
2
）差速器：齿轮的主要参数；差速器齿轮强度的校核；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<
/p>
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：
80ps
n
：
3800-4000n/min
发动机最大转矩
﹒
m
n
：
2200-2500n/min
传动比：
i
1
=
；
i
0
=
轮毂
总成和制动器总成的总重：
g
k
=27
4kg
设计内容
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。
结果
T
ce
=
6450N
﹒
m
减速比：
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<
/p>
）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
T
ce
式中：
T
em
——发动机最大转矩
,
T
em
=175N<
/p>
﹒
m
K
d
——动载系数，由性能系数
f
i
确定
当×
m
a
g
×
< br>T
em
<16
时，
f
i
=
（×
m
a
g/T
em
）；当×
m
a
g
×
T
em
≥16
时，
f
i
=0
。式中，
m
a
为汽车
满载质量，
m
a
＝
1340
＋
2735
＝
4075kg
，
×
m
a
g/T
em
＝<
/p>
>16
，
f
i<
/p>
<0
，所以选
K
d
＝
1
。
K
——液力变矩系数，该减速器无液力变矩器，
K=1
i
1
——变速器一档传动比，
i
1
＝
i
f
——分动箱传动比，该减速器无分动箱，
i
f
＝
1
i
< br>0
——主减速器传动比，
i
0<
/p>
＝
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：
T
ce
=6450N
﹒
m
< br>（
2
）按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算转矩
T
cs
式中：<
/p>
G
2
——满载状态下一个驱动桥上的静载
荷，
G
2
＝
2
7350N
T
cs
< br>＝
8899N
?
m
T
cf
＝
375N
﹒
m
计算锥齿
轮最大应
力时，
T
z
=1164N
?
m
；
计算锥齿
< br>轮疲劳寿
命时，
T
z
=68
N
?
m
。
z
1
=7
z
2
=41
i
0
=
T
c
=6457N
?
m
D
1<
/p>
=49mm
D
2
=280mm
m
s
=7mm
b2=43mm
b1=47mm
m
2
’——汽车最大加速度时的候车轴负载转移系数，取
m
2
’＝
φ——轮胎与路面间的附着系数，取φ＝
r
r
——车轮
滚动半径，
r
r
=[d/2+b(1-
a)]
，查
BJ130
使用手册得
知，轮胎规格为，取
a
＝，所以
r
r
＝
[16/2+]
＝
i
m
——主减速器从动齿轮到车轮间传动比，
< br>i
m
＝
1
η
m
——主减速器从动齿轮到车轮间传动效率，η
m
＝
1
由上面数据计算得：
T
cs
＝
8899N
?
m
（
3
）按日常平均行驶转矩确定从动齿轮计算转矩
β
m1
=36
< br>°
，
β
m2
=34
°
主动齿轮
< br>左旋，从
动齿轮右
旋。
α
=22
°
式中：<
/p>
F
t
——汽车
日常行驶平均牵引力
,
F
t
=F
f
+F
i
+F
w
+F
j
。日常行驶忽略坡
30
′
度阻力和加速阻力，
F
i
=F
j
=0
，滚动阻力
F
f
=W
﹒<
/p>
f
，其中货车
单位齿长
< br>滚动阻力系数
f
为
~
，取
f=
，
W=4075
0N
，因此
F
f
=652N
；空气
圆周力
阻力
F
w
=C
D
﹒
A
﹒
u
a
2
/
，货车空气阻力系数
C
D
为<
/p>
~
，取
C
D
=
，迎
p=1163N/m
风面积
A=4m
2
，日常平均
行驶车速
u
a
＝
50 km/h
，因此
F
w
=426N
。计算得到：
F
t
=1078N
。
r
r
——车轮滚动半径，
r
r
=
i
m
——主减速器从动齿轮到车轮间传动比，
i
m
＝
1
<
/p>
η
m
——主减速器从动齿轮到车轮间传动
效率，η
m
＝
1
n
——计算驱动桥数，
n=1
由上面数据计算得：
T
< br>cf
＝
375N
﹒
m
（
4
< br>）从动锥齿轮计算转矩
当计算锥齿轮最大应力时，
T
c
＝
min[T
ce
，
Tcs]
，
T
ce
=6450N
﹒
m
，
T
cs
＝
8899N
?
m
，所以
T
c
=
T
ce
=6450N
?
m
。当计算锥齿轮疲劳寿命时，
T
< br>c
＝
T
cf
，
T
cf
＝
375N
﹒
m
，所以
T
c
＝
T
cf
＝
375N
﹒
m
。
（
5
）主动锥齿轮的计算转矩
m
<[p]
，满
足设计要
求。
从动齿
轮：
按最大弯
曲应力计
算
σ
w2
=396MPa
<[
σ
w
]
；
式中：η
G
——主从动锥齿轮间传动效率，对于弧齿锥齿轮副η
G
＝
95
％。
按疲劳弯
当计算锥齿轮最大应力时，
T
c
＝
6450N
?
m
，计算得
T
z
=1164N
?
m
；
当计算锥齿轮疲劳寿命时，
T
c
＝
375N
﹒
m
，计算得
T
z<
/p>
=68
N
?
m
。
2
、
锥齿轮主要参数选择
（
1
）主从动齿轮齿数
Z
1<
/p>
，
Z
2
曲应力计
算
σ
w2
=23MPa<
i
0
=
，查表得推荐主动锥
齿轮最小齿数
z
1
=7
，则从动锥齿轮
z
2
=7
×
=
，取整
[
σ
w
]
为
41
，重新计算主减速比为
< br>i
0
=41/7=
。
重新计算
T
ce
=6457N
﹒
m
，
T
cs
=8899N
< br>?
m
，
T
cf
＝
375N
﹒
< br>m
。
当计算锥齿轮最大应力时
，
T
c
＝
mi
n[T
ce
，
T
cs
]=6457N
?
m
；
当计算锥齿轮疲劳寿命时，
< br>T
c
＝
T
cf
=375N
﹒
m
。
为保证可靠性，计算时取
T
c
=6457N
?
m
。
（
2
）从动锥齿轮分度圆直径
D2
和端面模数
m
s
根据经验公式，
D
2
?
K
D
2
< br>3
T
c
满足设计
要求。
主动齿
轮：
按最大弯
曲应力计
算
σ
w1
式中：
K
D2
——直径系数，
K
D2
＝
13~16
，取
15
计算得
D
< br>2
=280mm
则
m
s
=D
2
/Z
2
=280/41=
同时，
m
s
满足
=309MPa
<[
σ
w
]
；
m
s
?
K
m
3
T<
/p>
c
按疲劳弯
曲应力计
算
σ
w1
=18
MPa<
[
σ
w
]
满足设计
要求。
式中：
K
m
为模数系数，
K
m
=~
，取
K
m
=
< br>
计算得
m
s
< br>=
取两个计算结果的较小值并取整为
< br>m
s
=7mm
，重新计算
D
2
=287mm
。
主动锥齿轮大端分度圆直径
D
1
=D
2
/i
0
=49mm
。
（
3
）齿面宽
b
从动齿轮齿面宽
b2==43mm
，
ms=7mm,
满足
b2
≤
10ms
。
主动齿轮齿面宽
b1==
×
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
取
E==42mm
< br>（
5
）中点螺旋角β
双曲面锥齿轮由于存在
E
，所以β
m1
与β
m2
不相等
取β
=35
°，ε
=2
°
则β
m1
=36
°
，β
m2
=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<
/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，
式中
：
T
emax
——发动机最大输出转矩
，
T
emax
=175Nm
i
1
——变速器传动比
，
i
1
=7
D
1
——主动锥齿轮中心分度圆直径，
D
1
=49mm
b
2
——从动齿面宽，
b
2
=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]=1429 N/mm
，
P<[p]
，满足设计要求。
（
2
）齿轮弯曲强度<
/p>
锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：
式中：
T
c
——齿
轮的计算转矩。从动齿轮：按最大弯曲应力算时
T
c
＝
最大接触
应力
σ
J
=2459MPa
<[
σ
J
]
，
满足设计
要求；
疲劳接触
应力
σ
J
=594
MPa
<[
σ
J
]
，
满足设计
要求。
n
＝
4
行星齿轮
球面半径
< br>R
b
=47mm
节锥距
A
0
=45mm
行星齿轮
齿数
z
1
=10
，半
轴齿轮齿
6457N
?
m N
?
m
，
按疲劳弯曲应力算时
T
c
=375
N
?
m
；主动齿
轮：按最大弯曲应力算时
T
z
=11
64 N
?
m
，按疲劳弯曲应力算
时
T
z
=68
N
?
m
。
K
0
——过载系数，
取
K
0
＝
1<
/p>
K
s
——尺寸系数，
m
s
>
时，
K
s
=
（
m
s
/
）
=
K
m
——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构
K
m
=1~
，取
K
m
=1
K
v
——质量系数
，<
/p>
K
v
＝
1
m
s
——从动锥齿轮断面模数，
m
s
< br>=7mm
b
——齿面宽，主动
齿轮
b
1
=47mm
< br>，从动齿轮
b
2
=43mm
D
——分度圆直
径，主动齿轮
D
1
=49mm
，从动齿轮
D
2
=28
0mm
J
w
——综合系数，通过查图得，主动齿轮
J
w
=
，从动齿轮
J
< br>w
=
对于从动齿轮：
按最大弯曲应力计算σ
w2
=396MPa
，
[
σ
w
]=700MPa
，σ
w2
≤
[
σ
w
]
，满足
数
z
2
=16
γ
1
=32
°
γ
2
=58
°
m=5
d1=50mm
d2=80mm
A
< br>0
=47mm
α
=22
°
30
′
行星齿轮
轴直径
d=2
2mm
支承长度
设计要求；按疲劳弯
曲应力计算σ
w2
=23MPa
，
[
σ
w
]=210
MPa
，σ
w2
≤
[
σ
w
]
，
L=
满足设计要求。
对于主动齿轮：
< br>按最大弯曲应力计算σ
w1
=309MPa
，
[
σ
w
< br>]=700MPa
，σ
w2
≤<
/p>
[
σ
w
]
，满足设
b
2
=25
mm
T
0
=
min[T
ce
，
T
< br>cs
]
时，
< br>计要求；按疲劳弯曲应力计算σ
w1
=18 MPa
，
[
σ
w
]=210MPa
，σ
w2
≤
[
σ
w
]
，满足
σ
w
=850
设计要求。
（
3
）齿轮接触强度
式中：
C
p
——综合弹性系数，钢的齿轮
C
p
=<
/p>
D
1
< br>——主动锥齿轮大端分度圆直径，
D
1
< br>=49mm
MPa
<[
σ
w
]
，
符合设计
要求；
T
z
——主
动齿轮计算转矩。按最大弯曲应力算时
T
z
=1164 N
?
m
，按
T
0
=T
cf
时，
疲劳弯曲应力算时
T
z
=68
N
?
m
σ
w=49MPa
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