驱动桥设计说明书

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1、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）在各种教荷和转速工况下有较高的传动效率.5）具有足够的强

2、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我荷，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；

3、2 .空载质量，4080kg 前，1930k8 后：2150kg；3 .满载质量前,2360kg后：6930kg；4 .轮距：前：1810nlm 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，6.337 .额定功率，99k、v（最高车速时3000r/min）8 .最大转矩；353Nm （12001400i7min 时）；9 .轮胎规格，G8516.8219设计要求.2.3附件要求,1 .装配图一张；2 .轴图一张；3 .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，要设说这样一个级别的驱动桥，一般选用

4、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。1 234 567 8 9 101一半袖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 一轮毅10 一调整螺母图11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

5、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：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

6、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

7、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23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.由于轮齿端而重迭的影响，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。

8、4.1.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承形式图2 43力搐战轮密置式在2 3主动推齿轮悬行式支出图2 5从动锥肃轮支撑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而的差速

9、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kdTcnwxki1itiSl(2-1)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T”。从动锥齿轮计算 转矩Tee 二式中：Tee计算转矩,Nm：Tcg发动机最大转矩:Tcmax=353Nmn计算驱动桥数，1：if变速器传动比，h=7o 31：io主减速器传动比，i=6.33;n变速器传动效率，取n=0.9;k液力变矩器变矩系数，K=l：匕由于猛接离合器而产生

10、的动载系数,kd=l：ii变速器最低挡传动比，il；代入式(2-1)，有；Tce=14700. 7 N m主动锥齿轮计算转矩T=2322. 39Nm2按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcsTcs = Gi(p r In JnI r V m ”r (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：Q轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取(p=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：IV车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为GB516829。020,则车轮的滚动半径为 0.456m：nm、i

11、m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 TLB=0.9,由于没有轮边减速器，取iLB=l。0“，f X .八 Q x , o、Tcs = G附力为 ilJf = -、=29845, 2 N 阳3按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Td 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N、m(2-3)前包口加加+如式中：Ga汽车满载时的总重量，92900NG所牵引的挂车满载时总重量，N,但仅用于牵引车的计算；质道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0。015-0.020;在此取0。018fH汽车正常行驶时的平均爬坡能

12、力系数，对于载货汽车可取0。05-O.09在此取0.07：fp汽车的性能系数在此取0：小, 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.4.2.2 计算得二g g)z/屋,而+例92900x0456 n1T10.01X + 0.x + 0,1 =38502. 7 N，w4.2.3LOx 0.9x1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bl和b2、中点螺旋角0、法向压力角a等。4 .主、从动锥齿轮齿数zl和Z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1)

13、 为了磨合均匀Si, 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40,5 .从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数m6 .主、从动锥齿轮齿面宽bl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 引起的切削刀头顶而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。但齿而过窄,轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低

14、.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=O3A2,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， 通常使小齿轮的齿而比大齿轮大10%,在此取bl=607 .中点螺旋角0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。时应考虑它对齿面重合度、轮齿强度和轴向力大小的影响。 0越大，贝呢也越大，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应不

15、小于L25,在1。52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度，而商用车选用较小的值以防止轴 向力过大，通常取35度。8 .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。9 .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

16、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。4.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表2-1主减速器例弧推齿轮的几何尺寸if仃用表项目计算公式计算结果主动齿轮齿数Z.6从动齿轮齿数工，38端面模数Oran齿面宽bbi =54 呻 hi =60工作齿高hs =h* = 18全齿福h =、2h： + c |wA-20. 25nun法向压力体aa=2(T轴交角EE=9tr节阚直径d = fft z小=54nmch =228续表项 II计算公式计算结果节锥珀力=arcta

17、n -r =90 -X1% =8. 9733九=81.027节锥距ddisin / 2sin yi取 A，=I5O. 0m局节t=3. 1416 l=28.27nm齿顶高ha = hjnha =9im齿根高加二|+ c m加=11.25廊径向间隙c=2. 25即为根角hr8 = arctan Ao =4.285 面锥角如=yi + 8z二r飞&、加= 13, 258, % 45.312根稚角V = y一分方二4.688V2 -76.0424齿顶圆直径dm = d、+ xh cos乩1二小+ 丫九，cos乎du、二7.780m 口=230. 793mm15锥顶点止齿轮外缘距离. di .Aki

18、= -/juism /irl*i =112. 596面1a2=1X. 110mm理论弧齿混5( = t -S2 S2 = S/，lsi=27. 38mms2 =10. 32nun齿侧间隙B = 0.305-0.4060. 4nun螺旋角PP=35。4.2.5 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。10.单位齿长画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 = N / run(2-6)bi等等。计算式用表格表示！