驱动桥设计说明书文档格式.docx
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当驱动车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都是采用非断开式驱动桥，其桥壳是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁，主减速器、差速器和半轴等所有的传动件都装在其中；
当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。
1.1.3驱动桥结构组成
在多数汽车中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴）及桥壳等部件如图1.1所示。
1-轮毂2-半轴3-钢板弹簧座4-主减速器从动锥齿轮5-主减速器主动锥齿轮6-差速器总成
图1.1驱动桥
1.1.4驱动桥设计要求
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、齿轮及其他传动件工作平稳，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。
1.2设计车型主要参数
表2.1设计车型参数
轮胎
9.00-20
发动机最大功率
99.36/3000
PemaxkW/np（r/min）
发动机最大转矩
380/1200~1400
TemaxNm/nr（r/min）
整备质量
4310
kg
额疋载质量
5000
最大车速
110
km/h
1.3主减速器结构方案的确定
1.3.1主减速比的计算
主减速比io对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小影响很大。
当变速器处于最高档位时io对汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。
io的选择应在汽车总体
设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。
可利用在不同的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。
通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择io值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。
对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pamax及其转速“p的情况下，所选择的io值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速Vamax。
这时io值应按下式来确定⑸：
io=0.377“P（1.1）
Vamaxigh
式中：
rr——车轮的滚动半径，r「=0.405m
igh变速器最高档传动比1.0（为直接档）。
np——最大功率转速3200r/min
Va——最大车速90km/h
对于与其他汽车来说，为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大10%〜25%，即按下式选择：
io=（0.377~0.472）—（1.2）
Vamaxigh
经计算初步确定io=6.14
按上式求得的io应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能的齿数对i0予以校正并最后确定。
1.3.2主减速器的齿轮类型
本次设计米用螺旋锥齿轮。
1.3.3主减速器的减速形式
本次设计货车主减速比i0=6.14，所以采用单级主减速器134主减速器主从动锥齿轮的支承形式及安装方法
1、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择
现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：
（1）悬臂式；
（2）骑马式
跟据实际情况，所设计的为轻型货车所以采用悬臂式支撑。
2、主减速器从动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择
本次设计主动锥齿轮采用悬臂式支撑（圆锥滚子轴承），从动锥齿轮采用骑马式支撑（圆锥滚子轴承）。
1.4差速器结构方案的确定
本次设计选用：
普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。
1.5半轴形式的确定
根据相关车型及设计要求，本设计采用全浮半轴。
1.6桥壳形式的确定
桥壳的结构型式大致分为可分式，组合式整体式三种。
本次设计驱动桥壳就选用整体式桥壳。
第2章主减速器设计
2.1概述
主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。
对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。
由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。
2.2主减速器齿轮参数的选择与强度计算
2.2.1主减速器齿轮计算载荷的确定
je
（2.1）
1、按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tj
TjeTemaxiTLK0T/n
式中.T
emax
发动机最大转矩201Nm;
iTL由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比
iTL=i0i1=6.146.01=36.9014
变速器传动比i1=6.01;
T——上述传动部分的效率，取T=0.9；
K。
——超载系数，取K°
=1.0;
n――驱动桥数目1。
Tje=20136.901410.9/1=6675.46
2、按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tj
（2.2）
G2rr
1j:
__
LBiLB
G2――汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N;
但后桥来说还应考虑到
汽车加速时负腷增大量，可初取：
G2=G满>
9.8=4100g.8=40180N;
=0.85;
轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取对于越野汽车，取=1.0;
——车轮滚动半径，0.405m；
LB,iLB――分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和传动比，分别取0.96和1。
G2rr401800.850.405
0.961
T--==14408.29
lbLb
通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（Tje,Tj）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。
由式（2.1），式（2.2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。
汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用车和越野车在高负荷低车速条件下工作，对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主减速器的平均计算转矩。
jm
Tjm=（G-^^）r
iLBLB
=（fRn
Hfp）
（2.3）
Ga——汽车满载总重N,Ga=6000>
9.8=58800N;
Gt——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取Gt=0；
R――道路滚动阻力系数，初取fR=0.015;
H――汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。
初取fH=0.05；
P――汽车性能系数
10.195（GaGt）]
P[16]
100Temax
（2.4）
当0.195（GaGt）=57.04>
16时，取fp=o。
Temax
Tjm=（G^1）rr
iLBLB
n（fR
588000.405（o.o150.050）=1612.4
0.9611
2.2.2主减速器齿轮参数的选择
主、从动齿数的选择
选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：
为了磨合均匀，Zi，Z2之间应避免有
公约数；
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;
为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车乙一般不小于6;
主
1、
Zi
3、按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tm
传动比io较大时，Zi尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。
对于不同的主传动比，Zi和Z2应有适宜的搭配。
主减速器的传动比为6.14，初定主动齿轮齿数zi=7，从动齿轮齿数Z2=43。
2、从动锥齿轮节圆直径d2及端面模数mt的选择
根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.1和式2.2并取两式计算结果中较小的一个作为计算依据）按经验公式选出：
d2Kd2斤（2.5）
Kd2――直径系数，取Kd2=13〜16;
Tj――计算转矩，Nm，取Tj，Tje较小的。
取J=6675.46。
计算得，d2=244.78〜301.26mm,初取d2=300mm。
d2选定后，可按式md2/Z2算出从动齿轮大端模数，并用下式校核
mtKm[Tj（2.6）
Km——模数系数，取Km=0.3~0.4;
Tj计算转矩，Nm，取0。
mtKm3Tj=（0.3~0.4）.6675.46=5.67~7.5
由GB/T12368-1990，取mt=7mm,满足校核。
所以有：
d1=49mmd2=301mm。
3、螺旋锥齿轮齿面宽的选择
通常推荐圆锥齿轮从动齿轮的齿宽F为其节锥距A0的0.3倍。
对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用：
F=0.155d2=46.66mm，可初取F2=50mm。
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F1=55mm0
4、螺旋锥齿轮螺旋方向
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。
5、旋角的选择
螺旋角是在节锥表面的展开图上定义的，齿面宽中点处为该齿轮的名义螺旋角螺旋角应足够大以使mF1.25。
因mF越大传动就越干稳，噪声就越低。
在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°
6、法向压力角a的选择
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，一般对于格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，载货汽车可选用20。
压力角。
7、主从动锥齿轮几何计算
计算结果如表2.1
表2.1主减速器齿轮的几何尺寸计算用表
序号
项目
计算公式
计算结果
1
主动齿轮齿数
Z1
7
2
从动齿轮齿数
Z2
43
3
模数
m
4
齿面宽
F
F1=55mm
F2=50mm
5
工作齿高
hgH1m
hg10.92mm
6
全齿高
hH2m
h=12.131mm
法向压力角
=20°
8
轴交角
=90°
9
节圆直径
d=mz
d149mm
d2=301mm
10
节锥角
1arctan—
2=90°
1
1=9.246°
2=80.753°
11
节锥距
d1d2
A0==
2sin12sin2
A0=152.486mm
12
周节
t=3.1416m
t=21.99mm
13
齿顶咼
ha1hgha2
ha2kam
ha1=9.03mm
ha2=1.89mm
14
齿根高
hf=hha
hf1=3.101mm
hf2=10.241mm
15
径向间隙
c=hhg
c=1.211mm
16
齿根角
arctan―
Ao
1=1.165°
2=3.842°
17
面锥角
a112；
a22〔
a1=13.088°
a2=81.918°
18
根锥角
f1=11
f2=22
f1=8.081°
f2=76.911°
19
外圆直径
da1d12ha1COS1
da2=d12ha2COS2
da1=68.825mm
da2=301.607mm
20
节锥顶点止齿轮外缘距离
d2
01—ha1sin1
d1
02——ha2sin2
01=149.049mm
02=22.634mm
21
理论弧齿厚
S1tS2
s2Skm
s1=16.27mm
s2=5.72mm
22
齿侧间隙
B=0.178~0.228
0.2mm
23
螺旋角
=35°
223螺旋锥齿轮的强度计算
1损坏形式及寿命
在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的
强度和寿命以及安全可靠性地工作。
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。
齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。
它们的主要特点及影响因素分述如下：
汽车驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。
其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。
在要求使用寿命为20万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。
因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过210.9N/mm2实践表明，主减速器齿轮的疲劳寿命主要与最大持续载荷（即平均计算转矩）有
关，而与汽车预期寿命期间出现的峰值载荷关系不大。
汽车驱动桥的最大输出转矩和
最大附着转矩并不是使用中的持续载荷，强度计算时只能用它来验算最大应力，不能
作为疲劳损坏的依据。
1主减速器螺旋锥齿轮的强度计算
（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
PP-（2.7）
p单位齿长上的圆周力，N/mm；
P――作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Temax和最大附着力矩G?
戸
两种载荷工况进行计算。
按发动机最大转矩计算时:
Temax
ig103
（2.8）
di
发动机输出的最大转矩，在此取201Nm；
ig变速器的传动比；
主动齿轮节圆直径，在此取49mm.;
2016.0110
986.13N/mm49
50
201110164.08N/m。
49
按上式计算一档时:
直接档时:
按最大附着力矩计算时：
pG2Jf103（2.9）
G2――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40180N;
――轮胎与地面的附着系数，在此取0.85;
rr――轮胎的滚动半径，在此取0.405m；
按上式p
401800.850.40510=1838.13N/mm。
150.0550
虽然附着力矩产生的p很大，但由于发动机最大转矩的限制p最大只有986.13
N/mm可知，校核成功。
（2）轮齿的弯曲强度计算
汽车主减速器螺旋锥齿轮轮齿的计算弯曲应力w（N/mm2）为
2103TjKgKsKm
wKF——…-（2.10）
KvFzmJ
Tj――齿轮计算转矩，对从动齿轮，取Tj，Tje较小的者即Tje=6675.46和
Tjm=1612.4来计算；
对主动齿轮应分别除以传动效率和传动比得
Tje1=1132.51，Tjm1=273.54；
Ko超载系数，1.0；
Ks――尺寸系数心二.m=0.7245;
25.4
Km――载荷分配系数取Km=1；
Kv——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径向跳动精度高时，取1；
J――计算弯曲应力用的综合系数，见图3.1，J!
=0.242，J2=0.181。
按J计算：
主动锥齿轮弯曲应力w1=359.45N/mm2<
700N/mm2
从动锥齿轮弯曲应力w2=507.27N/mm2<
按Tjm计算：
主动锥齿轮弯曲应力w1=116.08N/mm2<
210.9N/mm2
从动锥齿轮弯曲应力w2=122.53N/mm2<
210.9N/mm2
综上所述，计算的齿轮满足弯曲强度的要求。
（3）轮齿的接触强度计算
螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力j（N/mm2）为：
（2.11）
Cp2TjzK。
KsKmKf103
jd1'
KvFJ
Tjz――主动齿轮计算转矩分别为Tje1=1132.51，Tjm1=273.54;
Cp材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N2/mm;
d1主动齿轮节圆直径，49mm；
Ko，Kv，Km同3.10;
Ks尺寸系数，心=1；
Kf――表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取1;
F――齿面宽，取齿轮副中较小值即从动齿轮齿宽50mm；
J计算应力的综合系数，J=0.135
按J计算，j=2749.78<
2800N/mm2
按Tjm计算，j=1351.41<
1750N/mm2
轮齿齿面接触强度满足校核。
（4）主动齿轮轴的弯矩
危险截面上的合成弯曲应力为：
MM2T2
（2.12）
WW
W——弯曲截面系数,W——，D=35mm;
32
T――主动齿轮计算转矩为273.54
M――危险截面弯矩，主动齿轮径向力为3091.05N。
经计算，=66.7MPa<
=230MPa
所以主动齿轮轴满足要求。
2.2.4主减速器的轴承计算
轴承的计算主要是计算轴承的寿命。
设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。
影响轴承寿命的主要外因是它的工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承载荷。
1、作用在主减速器主动齿轮上的力
锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。
该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。
作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式计算:
1.fT1
TdTemaxfi1ig1—
100100
.fT2,
fi2ig2fi3ig3
fT3
.fTR
fiRigR
100
（2.13）
Temax
发动机最大转矩，在此取201N・m；
fi1,fi2…fiR――变速器在各挡的使用率，选取0.5%,2%,5%,15%,77.5%;
ig1,ig2•-igR——变速器各挡的传动比6.01,3.82,2.44,1.55,1;
fT1,fT2…fTR变速器在各挡时的发动机的利用率，选取50%,60%,70%,70%,60%。
经计算Td=193.732Nm
齿面宽中点的圆周力P为:
（2.14）
P辽=9459.57N
dm
T——作用在该齿轮上的转矩
主动齿轮的当量转矩Tw；
该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。
对于螺旋锥齿轮
d2md2F2sin2
d1md2m-
所以：
d1m=40.96mmd2m=251.64mm；
2――从动齿轮的节锥角80.753计算螺旋锥齿轮的轴向力与径向力如下：
（1）主动齿轮的螺旋方向为左；
旋转方向为顺时针:
P
A1（tan
cos
sin1sincos1）=7204.88N
（2.15）
Ri
（tan
cos1sinsin1）=3091.05N
（2.16）
（2）从动齿轮的螺旋方向为右:
旋转方向为逆时针:
A2
sin2sincos2）=3091.05（N）
（2.17）
R2
cos2sinsin2）=7204.88（N）
（2.18）
式中:
齿廓表面的法向压力角20
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