江淮帅铃汽车驱动桥设计说明书模板Word文件下载.docx
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驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。
在汽车轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下,也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。
在给定速比的条件下,如果单级主减速器不能满足离地间隙要求,可该用双级结构。
在双级主减速器中,一般把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内,也能够将第二级减速齿轮作为轮边减速器。
对于轮边减速器:
越野汽车为了提高离地间隙,能够将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方;
公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度,以提高稳定性和乘客上下车的方便,可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方;
有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度,在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时,将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。
在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型家庭乘用车上,有时采用蜗轮式主减速器,它不但具有在质量小、尺寸紧凑的情况下能够得到大的传动比以及工作平滑无声的优点,而且对汽车的总体布置很方便。
1.2.2断开式驱动桥
断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。
断开式驱动桥的桥壳是分段的,而且彼此之间能够做相对运动,因此这种桥称为断开式的。
另外,它又总是与独立悬挂相匹配,故又称为独立悬挂驱动桥。
这种桥的中段主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上,或与脊梁式车架相联。
主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。
两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则能够彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动,相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。
汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素,而汽车簧下部分质量的大小,对其平顺性也有显著的影响。
断开式驱动桥的簧下质量较小,又与独立悬挂相配合致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好,由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜,提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度,减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏,提高其可靠性及使用寿命。
可是,由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂,故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上,且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。
1.2.3多桥驱动的布置
为了提高装载量和经过性,有些重型汽车及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有4X4、60、8X8等驱动型式。
在多桥驱动的情况下,动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。
相应这两
种动力传递方式,多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。
前者为了把动力经分动器传给各驱动桥,需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力,这样不但使传动轴的数量增多,且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。
而对8X8
汽车来说,这种非贯通式驱动桥就更不适宜,也难于布置了。
为了解决上述问题,现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。
在贯通式驱动桥的布置中,各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内,而且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接,而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴,是串联布置的。
汽车前后两端的驱动桥的动力,是经分动器并贯通中间桥而传递的。
其优点是,不但减少了传动轴的数量,而且提高了各驱动桥零件的相互通用性,而且
简化了结构、减小了体积和质量。
这对于汽车的设计（如汽车的变
型）、制造和维修,都带来方便。
1.3主要内容
（1）驱动桥和主减速器、差速器、半轴、驱动桥桥壳的结构形式
选择
（2）主减速器的基本参数选择与设计计算
（3）差速器的设计与计算
（4）半轴的设计与计算
（5）驱动桥桥壳的受力分析及强度计算
（6）用CAD画装配图、零件图。
第2章驱动桥结构方案分析
2.1主减速器的类型
由于要求设计的是江淮帅铃的驱动桥,要设计这样一个级别的驱动桥,一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应,该种形式的驱动桥
的桥壳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,驱动车轮都属于簧下质量。
驱动桥的结构形式有多种,基本形式有三种如下:
（1）中央单级减速驱动桥。
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。
一般在主传动比小于6的情况下,应尽量采用中央单级减速驱动桥。
当前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮,主动小齿轮采用骑马式支承,有差速锁装置供选用。
（2）中央双级驱动桥。
由于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,作为系列产品而派生出来的一种型号,它们很难变型为前驱动桥,使用受到一定限制;
因此,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来的驱动桥存在。
（3）中央单级、轮边减速驱动桥。
轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。
当前轮边减速桥可分
为2类:
一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥
;
另一类为圆柱行星齿轮式
轮边减速驱动桥
综上所述,设计的驱动桥的传动比小于
6。
况且由于随着中国公路
条件的改进和物流业对车辆性能要求的变化
重型汽车驱动桥技术已呈
现出向单级化发展的趋势。
单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。
从产品设
计的角度看,重型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
2.2设计驱动桥的基本要求
（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,以满足经过性的要求。
（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,特别是簧下质量,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。
驱动桥的结构型式按工作特性分,能够归并为两大类,即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。
当驱动车轮采用非独立悬架时,应该选用非断开式驱动桥;
当驱动车轮采用独立悬架时,则应该选用断开式驱动桥。
因此,前者又称为非独立悬架驱动桥;
后者称为独立悬架驱动桥。
独立悬架驱动桥结构较复杂,但能够大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。
2.3非断开式驱动桥
普通非断开式驱动桥,由于结构简单、造价低廉、工作可靠,广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上。
在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。
她们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同,可是有一个共同特点,即桥壳是一根支撑在左右驱动车轮上的刚性空心梁,齿轮及半轴等传动部件安装在其中。
这时整个驱动桥、驱动车轮及部分传动轴均属于簧下质量,汽车簧下质量较大,这是它的一个缺点。
驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的形式。
在给定速比的条件下,如果单级主减速器不能满足离地间隙要求,可该用双级别结构,在双级主减速器中,一般把两级减速器齿轮放在一个主减速壳体内,也能够将第二级减速齿轮作为轮边减速器。
越野汽车为了提高离地间隙,能够将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方:
公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度,以提高稳定性和乘客上下车的方便,可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方:
有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度,在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时,将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。
在少数具有高速发动机得大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上,有时采用涡轮式主减速器,它不但具有在质量小、尺寸紧凑的情况下能够得到大的传动比以及工作平滑无声的优点,而且对汽车的总体布置很方便。
2.4断开式驱动桥
断开式驱动桥的桥壳是分段的,而且彼此之间能够做相对运动,因此这种桥成为断开式的。
这种桥的中段主减速器及差速器等是悬置在车架横梁或车厢地板上,或与脊梁式车架相联。
可是,由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂,故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野车上,且后者多属于轻型一下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。
由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠,查阅资料,参照国内相关货车的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。
2.5本章小结本章主要针对给定的汽车进行分析和布置方案的确定以及主减速器的结构的确定,为下面的设计过程做铺垫。
第3章主减速器设计
3.1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。
3.1.1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。
在此选用弧齿锥齿轮传动,其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。
由于轮齿端面重叠的影响,至少有两个以上的轮齿同时啮合,因此能够承受较大的负荷,加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合
而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端,因此工作平稳,噪声和振动小。
3.1.2主减速器的减速形式
由上段分析设定采用iv6小传动比，采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势:
单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种制造工艺较简单,成本较低,是驱动桥的基本型,在重型汽车上占有重要地位;
3.1.3主减速器主,从动锥齿轮的支承形式
作为一个4吨级的驱动桥,传动的转矩很大,因此主动锥齿轮采用骑马式支承。
装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承,多采用两个能够预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承,其中位于驱动桥前部的一般称为主动锥
齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动锥齿轮后轴承；
当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承称为导向轴承。
导向轴承都采用圆柱滚子式，而且内外圈能够分离（有时不带内圈），以利于拆装。
3.2主减速比的计算
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
速器处于最高档位时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。
经过优化设计，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。
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凹=4.444
VamaxighiFH
式中：
rr—车轮的滚动半径rr=0.5（m）
np—最大功率时的发动机转速3000r/min;
Vamax—汽车的最高车速85km/h;
igh—变速器最高挡传动比1;
iFH—分动器传动比1.223。
321主减速器计算载荷的确定
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T
（3.1）
ce
TceTemaxiTLKoT/n
式中:
iTL—传动系的最低挡传动比，在此取9.01；
Temax—发动机的输出的最大转矩
350Nm；
t—传动系上传动部分的传动效率
在此取0.9;
n—该汽车的驱动桥数目在此取
1；
Ko—1.0
由以上各参数可求Tce
Tce=3509.011.00.94.444=13612.7N
（3.2）
2.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩
TCS
TcsG2rr/LB
Lb
（3.3）
G2—汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷
取40000N
轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取
=0.85;
r「一车轮的滚动半径，轮胎型号为12.00R20,滚动半径为0.527m;
lb,Lb—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，LB取0.9,iLB取1.0
因此TcsG2rr/lbiLB=400000.850.527=19908.9Nm
0.91.0
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来确定：
Tcf（GaGT）rrfRfHfp（3.4）
iLBLBn
Ga—汽车满载时的总重量，此取80N;
Gt—所牵引的挂车满载时总重量，0N,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
0.05~0.09在此取0.07
fp—汽车的性能系数，取0;
lb,iLB,n—见式（3.1）,（3.3）下的说明
因此Tcf（GaGT）rrfRfH
fP
8020000.527门一。
=0.0180.91.01
0.070=41326.2Nm
式（3.1）〜式（3.4）参考《汽车车桥设计》［1］式（3.10）〜式（3.12）
322主减速器基本参数的选择
1.主、从动锥齿轮齿数乙和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，乙，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。
（3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车zi—般不小于6。
（4）主传动比io较大时，zi尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。
（5）对于不同的主传动比，zi和Z2应有适宜的搭配。
根据以上要求参考《汽车车桥设计》[1]中表3-12表3-13取乙=9z2=40
2•从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mt
对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。
D2可根据经验公式初选，即
D2Kd23Tc（3.5）
KD2—直径系数，一般取13.0〜16.0
Tc—从动锥齿轮的计算转矩，Nm,为Tce和Tcs中的较小者，因此在此取Tc=13612.7Nm
D2=（13.0〜16.0）313612.7=（310.4〜382）mm
初选D2=370mm贝卩g=D2/z2=370/40=9.25mm
有参考《机械设计手册》［2］表23.4-3中mt选取9，则D?
=360mm
根据口二Km3一「来校核ms=9选取的是否合适，其中Km=（0.3〜0.4）
此处,mt=（0.3〜0.4）313612.7=（7.16〜9.55）,因此满足校核。
3.主,从动锥齿轮齿面宽bi和b2
对于从动锥齿轮齿面宽b2,推荐不大于节锥A的0.3倍，即b20.3A2,
而且b2应满足b210mt,对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：
b20.155D2=0.155428=55.9mm在此取60mm
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，一般小齿轮的齿面加大20%较为合适，在此取
b1=80mm
4.中点螺旋角
螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重
合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25,在1.5〜2.0时效果最好，但过大，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°
〜40°
而商用车选
用较小的值以防止轴向力过大，一般取35°
。
5.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。
因此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。
6•法向压力角
加大压力角能够提高齿轮的强度，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,规定重型载货汽车可选用22.5。
的压力角。
323主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算
表3.1主减速器圆弧锥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
9
2
从动齿轮齿数
Z2
40
3
端面模数
m
9mm
4
b
b1=80mb2=62m
齿面宽
5
工作齿高
*
hg2ham
hg80.4m
6
全齿高
h2hacm
h=99.75m
7
法向压力角
=22.5°
8
轴交角
=90°
分度圆直径
d=mz
d186m
d2=380m
10
节锥角
1arctan——
1=12.68°
2=77.32°
2=90°
1
11
节锥距
d1d2
A0--
2sin12sin2
A0-245.97伽
12
周节
t-3.
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