-
汽车设计课程设计说明书
题目：
B
J130
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：
日期：
< br>2010.12.25-2011.1.7
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<
/p>
……………………………………………………………………
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
……………………………………………………………
9
3
、制动时强度计算
………………………………………………………………………
9
4
、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
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
……………………………………………………
12
5
、
汽车受最大侧向力时的桥壳强度计算
………………………………
………………
12
七、参考书目
………………………………………………………………………………
14
八、课程设计感想…………………………………………………………………………
< br> 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
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
17.5kg
﹒
m
n
：
2200-2500n/min
传动比：
i
1
=7.00
；
i
0
=5.833 <
/p>
轮毂总成和制动器总成的总重：
g
k
=274kg
1
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。
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
结果
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
K
d<
/p>
?
T
em
?
K
?
i
1
?
i
f
?
i
o
?
?
< br>T
ce
?
n
式中：
T
em
——发动机最大转矩
,
T
em
=175N
﹒
m
K
d
——动载系数，由性能系数
f
i
确定
当
0.195×
m
a
g
×
< br>T
em
<16
时
，
f
i
=0.01
（
16-0.195
×
m
a
g/T
e
m
）；
当
0.195×
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
，0.195×
m
a
g/
T
em
＝
45.4>16
，
f
i
<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
＝
7.00
i
f
——分动箱传动比，该减速器无
分动箱，
i
f
＝
1
i
0
——主减速器传动比，<
/p>
i
0
＝
5.83
3
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
< br> =6450N
﹒
m
（
2
）按驱动轮打滑扭矩确定从动锥齿轮的计算转矩
T
cs
T
ce
=
6450N
﹒
m
G
2
m
2
'
?
r
r
T<
/p>
cs
?
i
m
?
m
2
m
2
’——汽车最大加速度时的候车轴负载转移系数，取
m
2
’＝
1.1
φ——轮胎与路面间的附着系数，取φ＝
0.85
r
r
——车轮滚动半径，
r
r
=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
r
r
＝
0.0254
[16/2+6.5(1-0.12)]
＝
0.348m
i
m
——主减速器从动齿轮到车轮间传动比，
i
m
＝
1
η
m
——主减速器从动齿轮到车轮间传
动效率，η
m
＝
1
式中：
G
2
——满载状态下一个驱动桥上的静载荷，
G
2
＝
27350N
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
T
cs
＝
8899
N
?
m
T
cf
?
F
t
r
r
i
m
?
m
n
式中：
F
t
——汽车日常行驶平均牵引力
, F
t
=F
f
+F
i
+F
w
+F
j
。日常行驶忽略坡度阻力和加速阻
力，
F
i
=F
j
=0
，滚动阻力
F<
/p>
f
=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
F
f
=652N
；空气阻力
F
w
=C
D
﹒
A
﹒
u
a
/21.15
，货车
空气阻力系数
C
D
为
0.80~1.00
，取
C
D
=0.9
，迎风
面积
A=4m
，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
=0.348m
i
m<
/p>
——主减速器从动齿轮到车轮间传动比，
i
m
＝
1
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
cf
< br>＝
375N
﹒
m
（
4
）从动锥齿轮计算转矩
当计算锥齿轮最大应力时，
T
c
＝
min[Tce
，
Tcs]
，
T
ce
=6450N
﹒
m
，
T
cs
＝
8899N
?
m
，所以
T
c
= T
ce
=6
450N
?
m
。当计算锥齿轮疲劳寿命
时，
T
c
＝
T
cf
，
T
cf
＝
375N
﹒
m
，所以
T
c
＝
T
cf
＝
3
75N
﹒
m
。
（
5
）主动锥齿轮的计算转矩
2
2
T
cf<
/p>
＝
375N
﹒
m
计
算
锥
齿
轮
最大应力时，
T
z
=1164N
?
< br>m
；
计
算
锥
齿
轮
疲
劳寿命时，
T
z
=68
N
?
m
。
T
Z
?
T
c
i
o
?
G
式中：η<
/p>
G
——主从动锥齿轮间传动效率，对于弧齿锥齿轮副η
G
＝
95
％。
当计算锥齿轮最大应力时，
T
< br>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
=68
N
?
m
。
3
2
、
锥齿轮主要参数选择
（
1
）主从动齿轮齿数
Z
1<
/p>
，
Z
2
z
1
=7
z
2
=41
i
0
=5.833
，
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
×
5.833=40.8
，
取整为
41
，重新计算主减速比为
i
0
=41/7=5.857
。
重新计算
T
ce
=6457N
﹒
m<
/p>
，
T
cs
=88
99N
?
m
，
T
cf
＝
375N
﹒
m
。
当计算锥齿轮最大应力时，
T
c
＝
min[T
ce
，
T
cs
]=6457N
?
m
；
当计算锥齿轮疲劳寿
命时，
T
c
＝
T
cf
=375N
﹒
m
。
为保证可靠性，计算时
取
T
c
=6457N
< br>?
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，
i
0
=5.857
T
c
=6457N
?
m
D
2
?
K
D
2
3
T
c
D
1
=49mm
D
2
=280mm
m
s
=7mm
式中：
K
D2
——直径系数，
K
D2
＝
13~16
，取
15
计算
得
D
2
=280mm
则
m
s
=D
< br>2
/Z
2
=280/41=6.
83mm
同时，
m
s
满足
m
s
?
K
m
3
T
c
式中：
K
m
为模数系数，
K
m
=0.3~0.4<
/p>
，取
K
m
=0.
4
计算得
m
s
=7.45
取两个计算结果的较小值并取整为
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=0.155D2=43mm
，<
/p>
ms=7mm,
满足
b2
≤
10ms
。
主动齿轮齿面宽
b1=1.1b2=1.1
×
43mm=47mm
。
< br>（
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
0.2D
2
取
E=0.15D
2
=42mm
（
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
< br>°，ε
=2
°
则β
m1
=36
°
，β
m2
=34
°
错误
!
未找到引用源。
（
6
）螺旋方向
<
/p>
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<
/p>
b2=43mm
b1=47mm
β
m1<
/p>
=36
°
，
β
m2
=34
°
主
动
齿
轮
左
旋，
从动齿轮
右旋。
4
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，
α
=22
°
30
′
2<
/p>
T
e
max
i<
/p>
1
p
?
?
10
3
D
1
b
2
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
单
位
齿
长
圆
周力
p=1163N/mm
< br><[p]
，
满足设
计要求。
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
锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：
2
T
c
?
K
0
?
K
s
?
K
m
3
?
w
< br>?
?
10
K
v
?
m
s
?
b
?
D<
/p>
?
J
w
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
＝
6457N
?<
/p>
m N
?
m
，按
疲劳
?
?
弯曲应力算时
T
c
=375 N
m
< br>；主动齿轮：按最大弯曲应力算时
T
z
< br>=1164 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
＝<
/p>
1
0.25
K
s
——尺寸系数，
m
s
>1.6mm
时，
K
s
错误
!
未找到引用源。
=
（
m
s
/25.4
）
=0.75
K
m
——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结构
K
m
=1~1.1
，取
K
m
=1
K
v
——质量系数
，
K
v
＝
1
m
s
——从
动锥齿轮断面模数，
m
s
=7mm <
/p>
b
——齿面宽，主动齿轮
b
1
=47mm
，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
< br>2
=280mm
J
w
——综合系数，通过查图得，主动齿轮
J
w
=0.35
，从动齿轮
J
w
=0.29
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
]
，满足设计要求；
错误
!
未
从动齿轮：
按
最
大
弯
曲
应力计算
σ
w2
=396MPa
<[
σ
w
]
；
按
疲
劳
弯
曲
应力计算
< br>
σ
w2
=23MPa<
[
σ
w
]
满
足
设
计
要
求。
< br>
5
找到引用源。
按疲劳弯曲应力计算σ
w2
=23MPa
，
[
σ
w
]=210 MPa
，σ
w2
≤
[
σ
w
]
，满足设计要求。
主动齿轮：
<
/p>
按
最
大
弯
曲
错误
!
未找到引用
源。
应力计算
σ
w1
=309MPa
对于主动齿轮：
< br><[
σ
w
]
；
按最大弯曲应力计算σ
w1<
/p>
=309MPa
，
[
σ
w
]=700MPa
，σ
w2
≤
[
σ
w
]
，满足设计要求；
错误
!
未找
按
疲
劳
弯
曲
到引
用源。
按疲劳弯曲应力计算σ
w1
=1
8
MPa
，
[
σ
w
]=210MPa
，σ
w2
≤
[
σ
w
]
，满足设计要求。
错
误
!
应力计算
σ
w1
=18
MPa<
未找到引用源。错误
!
未找到引用源。
[
σ
w
]
满
足
设
计
要
（
3
）齿轮接触强度
求。
?
J
?
C
p
D
1
2
T
z
?
K
0
?
K
s
?
K
m
?
K
f
< br>K
v
?
b
?
J
J
?
1
0
3
式中：
C
p
——综合弹性系数，钢的齿轮
C<
/p>
p
=231.6
D
1
——主动锥齿轮大端分度圆直径，
错误<
/p>
!
未找到引用源。
=49mm
T
z
——主动齿轮计算转矩。按最大弯曲应力算
时
T
z
=1164 N
?
m
，按疲劳弯曲应力
算时<
/p>
T
z
=68
N
?
m
K
0
——过载系数，取
K
0
＝
1
K
s
< br>——尺寸系数，
K
s
=1
K
m
——齿面载荷分配系数。跨置式支撑结
构
K
m
=1~1.1
< br>，取
K
m
=1
K
f
——表面品质系数，
K<
/p>
f
=1
K
v<
/p>
——质量系数
，
K
v
＝
1
b
——
b
1
和
b
2
中较小的齿面宽，
b=b
2
=43mm
错误
!
未找到引用源。
J
J
——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
J
J
=0.20
按
min[T
ce
，
T
cs
]
计算
的最大接触应力σ
J
错误
!
未找到引用源。
=2459MPa
，
[
σ
J
最
大
接
触
应
力
σ
J
错
误
!
未
找到引用源。
=2459MPa
<
[
σ
J
]
，满
足设计要求；
< br>疲
劳
接
触
应
力
σ
J
=594 MPa
]=2800
MPa
，
σ
J
错误
!
< br>未找到引用源。
<[
σ
J
]
，满足设计要求；按
T
cf
计算的疲劳接触应力σ
J
=5
94 MPa
，
[
σ
J
]=1750 MPa
，σ
J
错误
!
未找到引用源。
<[
σ
J
]
，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
R
b
<
/p>
R
b
?
K
b
3
T
d
<
[
σ
J
]
，满
足设计要求。
n
＝
4
6
<
/p>
K
b
——行星齿轮球面半径系数，
K
b
=2.5
～
3.0
，对于有
4
个行星齿轮的公路用货车取最
小值，
K
b
=2.5
T
d
——差速器计算转矩，
T
d
=m
in[T
ce
，
T
cs
]=6457Nm
计算得：
R
b
=47mm
节锥距
A
0
=
（
< br>0.89
～
0.99
）
R
b
，取系数为
0.9
6
，则
A
0
=
45mm
（
3
）确定行星齿轮和半轴
齿轮齿数
取行星齿轮齿数
z
1
=10
，半轴齿轮齿数
z
2
取为
16
。
z
2
/
z
1
=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γ
1
，γ
2
及其模数
m
行
星
齿
轮
球
面半径
R
b
=47mm
节锥距
A
0
=45mm
行
星
齿
轮
齿
数
z
1
=10
，半
轴<
/p>
齿
轮
齿
数
z
2
=16
γ
1
=32
°
γ
2
=58
°
m=5
d1=50mm
d2=80mm
A
< br>0
=47mm
{
重新验算节锥距
锥齿轮大端的端面模数
m=2A
0
sin
γ
1
/z
1
=2A
0
sin
γ
2
/z
2
，
m=4.8
，取整
m=5
。
则：
d1=z
1
m=50mm
，
d2=z
2
m=80mm
< br>r
1
?
arctan(
z
1
/
z
2
)
?
32
0
r
2
?
arctan(
z
2
/
z
1
)
?
58
0
A
0
< br>=d
1
/
（
2 sin
γ
1
）
=d
2
/
（
< br>2 sin
γ
2
）
=47mm
（
5
）压力角
α
采用
错误
!
未找到引用源。
°
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
错误
!
未找到引用源。
式中：
T
0
——差速器壳传递的转矩，
T
0
=T
d
= min[T
c
e
，
T
cs
]
=6457Nm
[
σ
c
]
——支承面许用挤压应力，取
98MPa
n
——行星齿轮数，
n=4
r
d
——行星齿轮支承面中心到锥顶的距离，
r
d
=0.4d
2
=32mm
计算得
d=22mm
，
支承长度
L=1.1d=24.2mm
。
错误
!<
/p>
未找到
引
用
源<
/p>
。
°
30
′
行
星
齿
轮
轴
直径
d=22mm
支
承
长
度
L=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σ
w
为：
2
T
C
k
s
k
m
?
w
?
?
10
3
k
mb
d
Jn
v
2
2
7