驱动桥设计说明书.docx

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驱动桥设计说明书

驱动桥设计说明书

1引言

汽车驱动桥位于传动系的末端．其基本功用是增扭，降速和改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传采的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。

要动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。

设计驱动桥时应当满足如下基本要求，

1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性．

2）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求．

3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小，

4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。

5）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性．

6）与悬架导向机构运动协调，

7）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。

驱动桥的结构型式技工作特性分，可以归并为非断开式驱动桥和断开式驱动桥两大类．当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥，称为非独立悬架驱动桥：

当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥，称为独立悬架驱动桥独立悬架驱动桥结构较复杂，但大大提高了汽车在不平路面上的行驶平顺性．

2设计要求

2.1车型

载货汽车

2.2设计基础数据

1.车型：

载货汽车；

2.空载质量，4080kg前，1930k8后：

2150kg；

3.满载质量前，2360kg后：

6930kg；

4.轮距：

前：

1810mm后：

1800mm；

5.最高车速：

90km/h最大爬坡度：

大于30％；

6.传动系最小传动比，7.31主减速器传动比，6.33

7.额定功率，99kw（最高车速时3000r/min）

8.最大转矩；353Nm（1200—1400r/min时）；

9.轮胎规格，G8516—8219设计要求。

2.3附件要求，

10.装配图一张；

11.轴图一张；

12.齿轮图一张。

3驱动桥结构方案拟定

由于要求设计的是载货汽车的后驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式驱动桥以与非独立悬架相适应，该种形式的驱动桥是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车乾都属于簧下质量。

1一半袖2一圆锥滚子轴承3一支承螺栓4一主减速器从动锥齿轮5一油封6一减速器主动锥齿轮7一弹簧座8一垫圈9一轮毂10一调整螺母

图1—1驱动桥

4主减速器设计

4.1主减速器的结构形式

主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异．

驱动桥中主减速器。

差速器设计应满足如下基本要求：

a）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性．

b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作干稳，噪音小．

c）在各种转速和载荷下具有高的传功效率；与悬架导向机构运动协调．

d）在保证足够的强度，刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。

e）结构简单．加工工艺性好，制造容易，拆装。

调整方便。

按主减速器的类型分，驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种：

1）中央单级减速器。

此是驱动桥结构中最为简单的一种．是驱动桥的基本形式，在载重汽车中占主导地位，一般在主传动比较小的情况下．应尽量采用中央单级减速驱动桥．

图2—1单级主减速器图2—2双级主减速嚣

2）中央双级主减速器．

由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出采的驱动桥存在，

3）中央单级、轮边减速器

综上所述，中央单级主减速器．它还有以下优点：

（1）结构最简单，制造工艺简单．成本较低．是驱动桥的基本类型，在重型汽车上占有重要地位；

（2）载重汽车发动机向低速大转矩发展的趋势．使得驱动桥的传动比向小速比发展；

（3）随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低．

（4）与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高．

单级驱动桥产品的优势为单级驱动桥的发展拓展了广阔的前景，从产品设计的角度看，载重车产品在主减速比小于6的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥．

所以此设计采用中央单级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳．

图2—3中央主减速器

4.1.1主减速器的齿轮类型

主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式，在此连用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点．由于轮齿端面重迭的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐由齿的一端连续而平稳地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。

另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率。

4.1.2主减速器主、从动锥齿轮的支承形式

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种．查阅资料、文献，经方案论证，采用悬臂式支承结构（如图2-3示）。

跨置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。

但结构较复杂，所以选用跨置式．

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-5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．

4.2主减速器的基本参数选择与设计计算

4.2.1主减速器计算载荷的确定

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。

从动锥齿轮计算转矩

（2-1）

式中：

Tce计算转矩，Nm：

Temax发动机最大转矩：

Temax=353Nm

n计算驱动桥数，1：

if变速器传动比，if=7.31；

i0主减速器传动比，i0=6.33；

n变速器传动效率，取h=0.9；

k液力变矩器变矩系数，K=1：

kd由于猛接离合器而产生的动载系数，kd=1；

i1变速器最低挡传动比，i1=l；

代入式（2—1），有；

主动锥齿轮计算转矩T=2322．39Nm

2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs

（2-2）

式中G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，后桥所承载69300N的负荷；

j轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取j=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25；

rr车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为GB5l6—829.0-20，则车轮的滚动半径为0.456m；

hm、im分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取hLB=0.9，由于没有轮边减速器，取iLB=1.0

3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf

对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值采确定

（2-3）

式中：

Ga汽车满载时的总重量，92900N

Gr所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；

fR道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.015-0.020；在此取0.018

fH汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取o.05-o.09在此取0.07：

fP汽车的性能系数在此取0：

hm主减速器主动齿轮到车轮之间的效率：

im主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；

n驱动桥数．

计算得

4.2.2主减速器基本参数的选择

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数zl和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数m、主从动锥齿轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角b、法向压力角a等。

13.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，z1，z2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。

14.从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数m

15.主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2

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b2，推荐不大于节锥A2的0.3倍，即b2<=03A2，而且b2应满足b2<=10m，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：

b2=0.155D2=0.155x342=53.01在此取54

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—些，通常使小齿轮的齿面比大齿轮大10％，在此取b1=60

16.中点螺旋角b

螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。

弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选b时应考虑它对齿面重合度e、轮齿强度和轴向力大小的影响。

b越大，则e也越大，同时啮合的齿越多，传动越干稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。

e应不小于1.25，在1.5～2时效果最好。

但b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35一40度，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35度。

17.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，从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。

18.法向压力角a

法向压力角大一些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，大压力角易使齿项变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重合度下降。

对于弧齿锥齿轮，乘用车的a一般选用14度30分或16度，商用车的a为20度或22度30分。

这里取a=20度30分。

4.2.3主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算

4.2.4主减速器圆弧齿轮的强度计算

在选好主减速器齿轮的主要参数后，应根据所选的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命。

在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。

19.单位齿长圃周力

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

……等等。

计算式用表格表示！