汽车驱动桥承载荷重设计书文档格式.docx

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驱动桥也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在机构设计中日益朝着“零件标准化、部件通用化、产品系列化”的方向发展及生产组织的专业化目标前进。

目前国独立悬架驱动桥在轿车、轻型越野车等中吨位军用车上得到了应用,随着独立悬架汽车的快速发展,大吨位断开式驱动桥的开发具有现实的紧迫性和必要性。

它不仅可以提高汽车的平顺性与机动性,也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、通过性、操纵稳定性等有直接影响。

随着中国加入WT0和中国运输结构变化、消费水平的提高，国市场对中重型车产品需求向多层次、多品种方向发展，市场需求预测未来市场对中重型载货车的需求稳步上升。

特别是高速公路的飞速发展，为大吨位、大功率载货车提供了得天独厚的有利条件。

据专家预测,在未来l0年,客车的市场需求量仅仅是重型载货汽车的10%左右,市场空间不大；

因此,各企业发展战略的重点都放在重卡驱动桥上。

客车驱动桥产品可以保留,用以满足客车生产的需要。

2005年及以后的几年,重型汽车所需驱动桥总成将会形成以下产品格局:

公路运输以10t及以上单级减速驱动桥、承载轴为主,工程、港口等用车以10t级以上双级减速驱动桥为主。

公路运输车辆向大吨位、多轴化、大功率方向发展,使得驱动桥总成也向传动效率高的单级减速方向发展。

未来我国的重型车桥产品中75%的驱动桥将是单级驱动桥。

而作为双级减速的STR驱动桥将会继续巩固工程车辆市场[1]。

1.3本文研究的容及设计参数

1.3.1研究容

容包括：

（1）总体设计；

（2）主减速器的设计；

（3）差速器的设计；

（4）半轴的设计；

（5）驱动桥壳的设计。

1.3.2设计参数

CA1095K2型载货汽车的设计参数如下：

（1）装载质量5000kg，总质量9410kg；

（2）最高车速90km/h；

（3）车轮滚动半径490mm；

（4）发动机最大扭矩560Nm；

（5）采用6挡变速器，各挡传动比为ig1=6.515，ig2=3.916，ig3=2.345，ig4=1.428，ig5=1.000，ig6=0.813，igR=6.060。

本文的研究目的在于通过对汽车整体的匹配性设计完成驱动桥的主减速器、差速器、半轴及桥壳等部件型号的设计与计算，并完成校核的设计过程。

第2章驱动桥的总体设计

2.1驱动桥的设计要求

对驱动桥的基本要求可以归纳为[9]：

（1）所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性；

（2）当两驱动车轮以不同角速度转动时，应能将转矩平稳而且连续不断（无脉动）地传递到两个驱动车轮上；

（3）当左、右两驱动车轮与地面的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力；

（4）能承受和传递路面与车架或车厢间的铅垂力、纵向力和横向力，以及驱动时的反作用力矩和制动时的制动力矩；

（5）驱动桥各零部件在保证其刚度、强度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；

（6）轮廓尺寸不大以便于汽车总体布置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应；

（7）齿轮与其它传动件工作平稳，无噪声；

（8）驱动桥总成及零部件设计应尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求；

（9）在各种载荷及转速工况有高的传动效率；

（10）结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易。

2.2驱动桥的结构型式

驱动桥分两大类：

断开式驱动桥和非断开式驱动桥。

驱动桥型式与整车有非常密切的关系。

根据整车的通过性、平顺性以及操纵稳定性对悬架结构提出了要求，如悬架选择了合适的结构型式，而驱动桥的结构也必须与悬架相适应。

驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；

驱动车轮采用非独立悬架时，则应选用非断开式驱动桥。

因此，驱动桥的选型应从汽车的类型、使用条件和生产条件出发，并和其他各部件的结构型式与特性相适应，以保证汽车达到预期性能要求。

由于本设计中所设计的车型为CA1095K2型载货汽车，由行驶条件及成本出发，采用非独立悬架及非断开式驱动桥。

这种型式驱动桥在汽车，尤其是载重汽车上应用相当广泛。

它主要优点是：

结构简单、制造工艺性好、成本低、可靠性高、维修调整容易等。

2.3驱动桥的总体结构设计

CA1095K2型货车的驱动桥总体构造为非断开式驱动桥。

其结构主要由驱动桥桥壳、主减速器、差速器和半轴组成，如图2-1所示。

驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（如半轴）的外壳。

主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。

差速器功用是当汽车转弯行驶或在不平路面上行驶时，使左右驱动车轮以不同的角速度滚动，以保证两侧驱动轮与地面间作纯滚动运动。

半轴是在差速器与驱动轮之间传递动力的实心轴。

图2-1驱动桥结构简图

第3章主减速器的设计

3.1主减速器的结构型式

图3-1几种不同的主减速器的结构型式

（a）螺旋锥齿轮式（b）双曲面齿轮式（c）圆柱齿轮式（d）蜗杆传动式

主减速器一般根据所采用的齿轮形式、主动和从动齿轮的装置方法以及减速形式的不同而互异。

在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是“格里森”（Gleason）制或“奥利康”（Oerlikor）制的螺旋锥齿轮和双曲面齿轮[10]。

在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮，少数采用直齿或人字形齿圆柱齿轮）或一组行星齿轮。

在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。

图3-1为几种不同的主减速器的结构型式[10]。

双曲面齿轮传动是主、从动齿轮的轴线都不相交而呈空间交叉（其空间交叉角采用900夹角）。

采用双曲面齿轮作为汽车驱动桥的主减速器齿轮时，其偏移距给汽车的总体布置带来方便。

由由于双曲面转动主动齿轮螺旋角的增大，导致其进入啮合的平均齿数比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作更加平稳、无噪声，强度也高。

本方案主减速器采用双曲面圆锥齿轮传动。

3.2主减速器的减速型式

主减速器的减速型式分为单级减速、双级主减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等[11]。

单级主减速器具有结构简单、体积及质量小且制造成本低等优点，因此广泛应用于主减速比i0<

7.6的各种中、小型汽车上。

轿车、轻型载货汽车都是采用单级主减速器，大多数的中型载货汽车也是采用这种型式。

本次设计的载货汽车的主减速比为6.429，故采用单级主减速器即可。

3.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们正常的工作。

齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。

3.3.1主动锥齿轮的支承

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和骑马式支承两种[12]。

（1）悬臂式支承

如图3-2a），齿轮以及其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式的支撑于一对轴承的外侧

（2）骑马式支承

如图3-2b），齿轮前后两端的轴颈均以轴承支承，故采用骑马式支承时，可以使主动锥齿轮的支承刚度大大增强。

由于齿轮大端一侧轴颈上的两个圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可以减小传动轴夹角，有利于整车布置。

特别是在传递较大转矩的情况下，悬臂式支承难以满足支承刚度的要求（如载货质量2t以上的汽车，其主减速器主动锥齿轮都是采用骑马式支承）。

本次所设计的载货汽车的装载质量为5吨，为了增强承载能力和支承刚度，主动锥齿轮的支承采用骑马式支承。

3.3.2从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮的支承如图3-2c）所示，主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离c和d之比例而定。

本次设计的中型载货汽车已确定采用双曲面齿轮式主减速器，故决定采用圆锥滚子轴承，从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差速器壳的突缘上。

图3-2主减速器锥齿轮的支承形式

a）主动锥齿轮悬臂式支承；

b）主动锥齿轮骑马式支承；

c）从动锥齿轮的支承

3.4主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整

为了提高主减速器锥齿轮的支承刚度，改善齿轮啮合的平稳性，应对支撑齿轮的圆锥滚子轴承进行预紧。

对于货车，主动锥齿轮圆锥滚子轴承的摩擦力矩一般为1～3N·

m。

主动锥齿轮轴承的预紧力的调整，可以利用精选两轴承圈之间的套筒的长度、调整垫片厚度等方法进行。

从动锥齿轮圆锥滚子轴承的预紧力，靠轴承外侧的调整螺母或主减速器与轴承盖之间的调整垫片来调整。

在轴承预紧度调整之后，须进行锥齿轮啮合调整，以保证齿轮副啮合印迹正常，并使齿轮大端处齿侧间隙在适当的围。

主减速器锥齿轮正确的啮合印迹位于齿高中部稍偏小端。

3.5主减速器的设计和计算

3.5.1主减速比的确定

主减速比对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高挡位时汽车的动力性和燃油经济型都有直接影响。

主减速比的选择应在汽车整体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定[9]。

（3-1）

式中,

——主减速器的主减速比；

——车轮滚动半径，

=0.49m；

——最大功率时的发动机转速，

=2500r/min；

——汽车的最高车速，

=90km/h；

——变速器最高挡的传动比，

=0.813。

由公式（3-1）可计算得

=6.312。

通过与同类汽车的主减速比相比较，并且对

值予以校正，再选取主减速器的主减速比。

3.5.2主减速器齿轮计算载荷的确定

通常将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比和驱动车轮打滑时这两种情况下主减速器从动齿轮上的转矩的较小者，作为载货汽车或越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷[11]。

即

（3-2）

（3-3）

式中：

——发动机最大转矩，

=560N·

m；

——传动系最低档传动比，

；

——由发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率，

=0.9；

——超载系数，

=1；

n——驱动桥数目，n=1；

——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷；

=65513N

fd——汽车的动挠度；

f