货车驱动桥的设计.doc

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1、.学校代码： 10128学 号：201320306017学年论文题 目： 中型货车驱动桥设计学生姓名： 徐文超学 院： 能源与动力工程学院班 级： 车辆工程13-1指导教师： 刘占峰老师 2017年 1 月 11日 摘要：货车驱动桥的设计 摘 要：汽车后桥作为整车的一个关键部件，其产品的质量和结构形式对整车对整车的安全使用性能影响是非常大的，而且随着我们对汽车安全和使用性能的不断重视，我们必须对驱动桥进行有效地优化设计，本设计参照传统的驱动桥设计方式，进行了轻型货车驱动桥的设计。 关键词：驱动桥；后桥；货车目 录摘 要1关键词11 前言 11.1 课题背景及目的 11.2 研究现状及发展趋势2

2、1.3 课题研究方法21.4 论文研究内容32 驱动桥总体设计 32.1 设计目标32.2 驱动桥的结构方案43 主减速器的设计 53.1 主减速器的结构形式的选择53.1.1 主减速器的减速形式53.1.2主减速器的齿轮类型63.1.3 主减速器锥齿轮的支撑形式及安置方法63.2 主减速器的基本参数选择与设计计算73.2.1 主减速齿轮计算载荷的确定73.2.2 主减速器齿轮基本参数的选择93.3 双曲面齿轮的几何尺寸计算103.4 主减速器双曲面齿轮的强度计算123.4.1 单位齿长上的圆周力123.4.2 轮齿的弯曲强度计算133.4.3 轮齿的接触强度计算143.5 主减速器锥齿轮轴承

3、的载荷计算153.5.1 锥齿轮齿面上的作用力153.5.2 锥齿轮的轴向力和径向力163.5.3 锥齿轮轴承的载荷173.6 主减速器齿轮的材料及热处理203.7 主减速器的润滑214 差速器设计与计算224.1 差速器类型的选择224.2 差速器齿轮的基本参素数选择234.2.1 行星齿轮数目的选择234.2.2 行星齿轮球面半径的确定234.2.3 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择234.2.4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定244.2.5 压力角244.2.6 行星齿轮安装孔直径及其深度的确定254.3 差速器齿轮的几何参数计算254.4 差速器齿轮与强度计算275 结论2

4、76参考文献.27.1 前言1.1 课题背景及目的随着汽车工业的发展和汽车技术的提高，驱动桥的设计和制造工艺都在日益完善。驱动桥和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在结构设计中日益朝着“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专业化目标前进。应采用能以几种典型的零部件，以不同方案组合的设计方法和生产方式达到驱动桥产品的系列化或变形的目的，或力求做到将某一类型的驱动桥以更多或增减不多的零件，用到不同的性能、不同吨位、不同用途并由单桥驱动到多桥驱动的许多变形汽车上。本设计要求根据载货汽车在一定的程度上有货车的较好载货性能，行驶范围广的特点，要求驱动桥在保证日常使用基本要求的同

5、时极力强调其对恶劣路况的适应力。驱动桥是汽车最重要的系统之一，是为汽车传输和分配动力所设计的。通过本课题设计，使我们对所学过的基础理论和专业知识进行一次全面的，系统的回顾和总结，提高我们独立思考能力和团结协作的工作作风。1.2 研究现状和发展趋势随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向发展以及路面条件的改善,近年来主减速比有减小的趋势,以满足高速行驶的要求。为减小驱动轮的外廓尺寸,目前主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮。实践和理论分析证明，螺旋锥齿轮不发生根切的最小齿数比直齿齿轮的最小齿数少。显然采用螺旋锥齿轮在同样传动比下，主减速器的结构就比较紧凑。此外，它还具有运转平稳、噪声较小等优点。因而在汽

6、车上曾获得广泛的应用。近年来，准双曲面齿轮在广泛应用到轿车的基础上，愈来愈多的在中型、重型货车上得到采用。在现代汽车发展中，对主减速器的要求除了扭矩传输能力、机械效率和重量指标外，它的噪声性能已成为关键性的指标。噪声源主要来自主、被动齿轮。噪声的强弱基本上取决于齿轮的加工方法。区别于常规的加工方法，采用磨齿工艺，采用适当的磨削方法可以消除在热处理中产生的变形。因此，与常规加工方法相比，磨齿工艺可获得很高的精度和很好的重复性。汽车在行驶过程中的使用条件是千变万化的。为了扩大汽车对这些不同使用条件的适应范围，在某些中型车辆上有时将主减速器做成双速的，它既可以得到大的主减速比又可得到所谓多档高速，以

7、提高汽车在不同使用条件下的动力性和燃料经济性。1.3 课题研究方法 本设计的驱动桥在结构上比较特殊，所以首先我会通过到汽修厂或者4S店找到自己想要设计的驱动桥结构，其次我会通过上网查阅资料和利用图书馆的图书资源来进行一些数据的计算，在设计过程中有不懂的也会请教指导老师，在老师的指导下完成本次的设计。1.4 论文研究内容研究内容：国内外载货汽车驱动桥的研究资料论述、驱动桥结构方案选择、主减速器设计计算、差速器设计计算。2 驱动桥总体设计2.1 设计目标驱动桥是汽车传动系的主要组成部分。汽车的驱动桥处于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动轮，并使左

8、、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车厢的铅垂力、纵向力和横向力。它要保证当变速器处于最高挡时，在良好的路面上有足够的牵引力以克服行驶阻力和获得汽车最大的速度，这主要取决于驱动桥的传动比。虽然在汽车的整体设计时，从整车性能出发决定驱动桥的传动比，但是用什么形式的驱动桥、什么结构的主减速器和差速器等在驱动桥设计中要具体考虑。决大多数的发动机在汽车上是纵置的，为了使扭矩传给车轮，驱动桥必须改变扭矩的方向，同时根据车辆的具体要求解决左右扭矩的分配。整体式驱动桥一方面需要承担汽车的载荷；另一方面车轮上的作用力以及传递扭矩所产生的作用力矩都要由驱动桥承担

9、，所以驱动桥的零件必须具有足够的强度和刚度，以保证机件的可靠工作。驱动桥还必须满足通过性和平顺性的要求。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置和桥壳等组成。它们应具有足够的强度和寿命、良好的工艺、合适的材料和热处理等。对零件应进行良好的润滑并减少系统的振动和噪音等1。 驱动桥的结构型式虽然可以各不相同，但在使用中对它们的基本要求却是一致的，其基本要求可以归纳为：（1） 所选择的主减速比能满足车在给定使用条件下有最佳动力性和燃油经济性。（2） 差速器在保证左、右驱动车轮能以汽车运动学所要求的差速滚动外并能将转矩平稳而连续不断（无脉动）地传递给左、右驱动车轮。（3） 当

10、左右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） 能承受和传递路面和车架式车厢的铅垂力、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强度、刚度、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的总体布并与所要求的驱动桥离地间隙相适应。（7） 齿轮与其他传动机件工作平稳，无噪声。（8） 驱动桥总成及零部件的设计应能满足零件的标准化，部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求。2.2 驱动桥的结构方案 驱动桥的总成的结构型式，按其总体布置来说有三种：普通的非断

11、开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥合和断开式驱动桥5。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式（或称为整体式），即驱动桥是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主减速器、差速器及车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在它里面。当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身作上下摆动，车轮传动装置采用万向传动机构。为了防止运动干涉，应采用花键轴或一种允许两轴能有适量轴向移动的万向传动机构。 非断开式驱动桥的桥

12、壳是一跟支承在左右驱动车论上的刚性空心梁，而主减速器、差速器及半轴等传动机件都装在其中。这时，整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都是属于汽车的非悬挂质量，使汽车的非悬挂质量较大，这是普通非断开式驱动桥的一个缺点。整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接。非断开式驱动桥的整个驱动桥和驱动车轮的质量以及传动轴的部分质量都是属于汽车的非悬挂质量。因此，在汽车的平顺性、操纵稳定性和通过性等方面不如断开式驱动桥。但是断开式驱动桥结构简单、制造工艺性好、成本低、工作可靠、维修调整容易，因而广泛用在各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分轿车上。1主减速器 2套筒 3差速器 4、7半轴 5调整螺母6调整

13、垫片 8桥壳图.1 非断开式驱动桥非断开式驱动桥结构简单，考虑到所设计的轻型载货汽车的载重和各种要求，其价格要求要尽量低，故其生产成本应尽可能降低。另由于轻型载重汽车对驱动桥并无特殊要求，和路面要求并不高，故本设计采用普通非断开式驱动桥。现代驱动桥主要由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。其结构图如1所示：3 主减速器的设计3.1 主减速器的结构形式的选择3.1.1 主减速器的减速形式单级主减速器：由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比i040符合要求。 （2）节圆直径和端面模数的选择。可根据文献1推荐的从动锥齿轮的计算转矩中取较小值按

14、经验公式选出： （6） =（13.016.0）=（239.09294.27）式中：d2从动锥齿轮的节圆直径，mm；Kd2直径系数，Kd2=13.016.0；Tc计算转矩，Nm; 6221 Nm初选=260 则齿轮端面模数=/=260/35=7.43=357.43=260.05 （3）齿面宽的选择。汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的从动齿轮齿面宽B(mm)推荐为10：B=0.155d2 （7） =0.155260.538.09mm 式中：d2从动齿轮节圆直径，260.05mm。 小锥齿轮的齿面宽一般要比大锥齿轮的大10%,故取41.90mm。 （4）双曲面齿轮的偏移距E。轿车、轻型客车和轻型载

15、货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A0的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 2的20%)；而载货汽车、越野汽车和公共汽车等重负荷传动，E则不应超过从动齿轮节锥距A0的20%（或取E值为d：的10%12%，且一般不超过12%）。传动比愈大则正也应愈大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达从动齿轮节圆直径d2的2030。但当E大干d2的20时，应检查是否存在根切5。该车属轻负荷传动，故取E为30mm。 （5）双曲面齿轮的偏移方向与螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向。它是这样规定的，由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮处于右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮中心线上方时，则为上偏移，在下方时

16、则为下偏移。双曲面齿轮的偏移方向与其轮齿的螺旋方向间有一定的关系：下偏移时主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋；上偏移时主动齿轮为右旋，从动齿轮为左旋1。 该车取下偏移主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。 （7）齿轮法向压力角的选择。格里森制规定轿车主减速器螺旋锥齿轮选用1430，或16的法向压力角；载货汽车和重型汽车则应分别选用20、2230的法向压力角。对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿两侧的法向压力角不等，因此应按平均压力角考虑，载货汽车选用2230的平均压力角，轿车选用19的平均压力角。当zl8时，其平均压力角均选用21151。该轿车取齿轮法向压力角为203.3 双曲面齿轮的几何尺寸计

17、算表1 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸参数表5序 号项 目符号数值1主动齿轮齿数82从动齿轮齿数353端面模数7.43 mm4主动齿轮齿面宽41.90 mm5从动齿轮齿面宽38.09 mm6主动齿轮节圆直径59.43 mm7从动齿轮节圆直径260.05mm续表1序 号项 目符号数值8主动齿轮节锥角12.889从动齿轮节锥角77.1210节锥距 133.31mm11 偏移距30mm12主动齿轮中点螺旋角 45.8413从动齿轮中点螺旋角34.2314平均螺旋角40.0415刀盘名义半径114.30mm16从动齿轮齿顶角1.1217从动齿轮齿根角6.3418主动齿轮齿顶高7.26mm19从动齿轮齿顶

18、高1.77 mm20主动齿轮齿根高5.75mm21从动齿轮齿根高 11.84mm22螺旋角3523径向间隙 1.51mm24从动齿轮的齿工作高11.5mm25主动齿轮的面锥角18.81 26从动齿轮的面锥角78.2427主动齿轮的根锥角11.523.4 主减速器双曲面齿轮的强度计算3.4.1 单位齿长上的圆周力 （8）式中：p单位齿长上的圆角力，Nmm；P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动机最大转矩Teamx和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；F从动齿轮的齿面宽，mm。按发动机最大转矩计算时： （9）第一挡：135 N/ 210 N/直接档：=479 N/ 700 N/式中：Temax发动机最大

19、转矩，Nm；ig变速器传动比，常取1档及直接档进行计算；档为4.3；直接档为d1主动齿轮节圆直径，59.43mm。F一从动齿轮的齿面宽，38.09mmn该车的驱动桥数目；该客车采用发动机后置后驱为分动器的转动比;按驱动轮打滑的转矩计算： (10)式中：则1150MPa1429MPa许用单位齿长上的圆周力如下表2 表2 许用单位齿长上的圆周 按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算档位1档2档直接档附着系数轿车8935363218930.85货车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.65目前，由于技术的进步，可在上述许用值的基础上增加10%25%，从上可

20、知设计的齿轮符合要求。3.4.2 轮齿的弯曲强度计算汽车主减速器螺旋锥齿轮与双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (Nmm2)为： (11)按(Tje、Tjh)较小值校核主动齿轮的弯曲强度：=2027 2800N/从动齿轮的弯曲强度校核：=1109 1750N/式中：Tj齿轮的计算转矩，Nm，对于主动齿轮还需将上述计算转矩换算到主动齿轮上；K0一超载系数；取1Ks尺寸系数，反映材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等有关。当端面模数m1.6mm时，Ks=0.829；Km载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，Km1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，Km1.101.25。支承刚度大时取小值

21、；Km取1.1Kv质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取Kv1；F计算齿轮的齿面宽38.09mm；Z计算齿轮的齿数是8；m端面模数7.43mm；J计算弯曲应力的综合系数（或几何系数），它综合考虑了齿形系数、载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。参照图5=0.28图5 计算用弯曲综合系数3.4.3 轮齿的接触强度计算圆锥齿轮与双曲面齿轮齿面的计算接触应力 (MPa)为： (12)按(Tje、Tjh)较小值校核轮齿的接触强度：=2027 MPa式中:Tz、Tc分别为主动齿轮的工作转矩和最大转矩，Nm；Cp材

22、料的弹性系数，对于钢制齿轮副取232.6N1/2mm；d1主动齿轮节圆直径，46.818mm；Kf表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取Kf=1；F齿面宽，38.09mm，取齿轮副中的较小值(一般为从动齿轮齿面宽)；J一一计算接触应力的综合系数，J取0.17。主、从动齿轮的接触应力是相同的。当按日常行驶转矩计算时，许用接触应力为1750MPa；当按计算转矩计算时，许用接触应力为2800MPa。计算时应将上述计算转矩换算到主动齿轮上。3.5 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算3.5.1 锥齿轮齿面上的作用力齿宽中点处的圆周力： (13)式中： T作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩见

23、下式5：其中： -发动机最大转矩 -变速器在各挡的使用率，参考文献5的表3-14选取 -变速器各挡的传动比 -变速器在各挡时发动机转矩利用率，参考文献5的表3-41选取其中，为变速器处于第i档时的发动机转矩所以主动锥齿轮的当量转矩为=261 Nm -该齿轮齿面宽中点的分度圆直径 （14）mm （15）主动齿轮有： =50.27 F1=10.38KN对于从动齿轮有： （16）=12.32 KN式（14）（15）中： -从动齿轮齿面宽 -从动齿轮节锥角 -分别为主、从动齿轮的螺旋角 -分别为主、从动齿轮的齿数3.5.2 锥齿轮的轴向力和径向力 （1）轴向力主动齿轮： （17） =10800 N从动

24、齿轮： （18） =2310 N （2）径向力主动齿轮： （19） =2060 N从动齿轮： （20） =9700 N上述的式4个式中，为锥齿轮的法向压力角；为螺旋角：为节锥角当锥齿轮齿面所受的圆周力、轴向力与径向力计算确定后，根据主减速器轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。主动锥齿轮轴的材料选用40Cr钢，调质处理。11查表7-1得材料的强度极限 =700MPa；查表7-12得 =65MPa 可以推出轴所满足条件的最小直径： （21） =25.69mm其中c由文献13的表7-11中取得c=100；n分别为发动机的额定功率和转速，其值由表2-1中可得。即取=30 mm 3.5.3 锥齿轮轴

25、承的载荷(1)主动齿轮轴承的选择初选 a=65,b=40轴承A，B的径向载荷分别为 （22） （23）已知 =10.80KN，=2.06KN，a=65mm,b=40mm, 所以由式（22）和（23）得:轴承A的径向力 轴承B的径向力KN轴承A，B的径向载荷分别为 KN 对于轴承A，承受轴向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 此时X=0.4，Y=1.95所以Q=16.830.4+10.81.9=27.25根据公式： (24)式中: 为温度系数，在此取1.0;为载荷系数，在此取1.2寿命指数，取=所以=2.70310s假设汽车

26、行驶十万公里大修，对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减速器的主动锥齿轮轴承的计算转速为 (25)式中： 轮胎的滚动半径为390mm n轴承计算转速 汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035 km/h，在此取35km/h。所以有上式可得=238.72 r/min所以轴承能工作的额定轴承寿命： h (26) 式中: 轴承的计算转速，r/min。由上式可得轴承A的使用寿命代入公式(2-25) C=97.86KNA轴承选 32307 GB/T 297-945对于轴承B，承受径向载荷和径向载荷所以采用圆锥滚子轴承，所承受的当量动载荷Q=XR+YA Q当量动载荷 X径向系数 Y轴向系数 Q=7.02KN根据公式(24) C=25.66KNB轴承选 30208 GB/T 297-946（2）从动齿轮轴承的选择初选c=75mm,d=85mm.KN从动齿轮轴向力 (27)从动齿轮中点螺旋角，其值为34.23；从动齿轮根锥角，其值为70.78。KN从动齿轮径向力 KN从动轮齿宽中点处分度圆直径mm对于轴承C,径向力 (28)