斯太尔重型货车驱动桥设计及建模【毕业论文+CAD图纸全套】

购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 I 斯太尔重型货车驱动桥设计及建模说明书 摘要 驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要 。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。所以采用传动效率高的单级减速驱动桥已成为未来重载汽车的发展方向。 本文参照传统驱动桥的设计方法进行了载重汽车驱动桥的设计。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设 计方案；最后对主，从动锥齿轮，差速器圆锥行星齿轮，半轴齿轮，全浮式半轴和整体式桥壳的强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。 本设计具有以下的优点：由于的是采用中央单级减速驱动桥，使得整个后桥的结构简单，制造工艺简单，从而大大的降低了制造成本。并且，弧齿锥齿轮的单级主减速器提高了后桥的传动效率，提高了传动的可行性。 关键字： 驱动桥 ； 主减速器 ； 差速器 ； 半轴 ； 桥壳 ；轮边减速器 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 to of a s s to s s is on to of is of to by so on is to in s to s to on s s s to s on as as on to of to be is s of 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 子版图纸， 1970985 或 401339828 号表 G主从动锥齿轮间的传动效率 1 k 液力变矩器变矩系数 2 1档传动比 20 传动效率 1n 驱动桥数 22N 中点螺旋角 2m 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数 法向压力角 附着系数 2 m p 单位齿长圆周力 /N 减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率 F 轮齿上的 圆周力 N N 1w锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力 0 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 IV 222从动齿轮节锥角 0m 锥齿轮大端端面模数 d 行星齿轮轴直径 L 支承长度 J 综合系数 M 车轮附着力矩 扭转切应力 扭转角 l 半轴长度 G 材料切变模量 4K 直径系数 3332N 2N 1侧滑时附着系数 转矩分配系数 1 d齿宽系数 b许用弯曲应力 p 许用挤压应力 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 V 目录 1 概述 . 1 2 驱动桥结构方案分析 . 2 断开式驱动桥 . 2 开式驱动桥 . 2 3 主减速器设计 . 4 减速器结构型式 . 4 . 4 . 5 动锥齿轮的支承方案 . 5 . 6 . 7 . 7 . 9 减速器锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 . 11 减速器锥齿轮的几何尺寸计算 . 11 减速器锥齿轮强度计算 . 13 . 16 减速器齿轮的材料及热处理 . 19 减速器的润滑 . 20 4 差速器设计 . 21 速器结构形式选择 . 21 . 22 . 22 速器齿轮的几何尺寸与强度计算 . 24 5 半轴设计 . 28 构形式分析 . 28 全浮式半轴的结构设计及强度计算 . 29 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 . 30 6 驱动桥 壳的设计 . 31 动桥壳结构方案选择 . 31 动桥壳强度计算 . 32 . 32 车受最大侧向力时的桥壳强度计算 . 34 . 34 7轮边减速器的设计 . 36 . 36 . 37 . 37 . 37 . 38 . 39 . 40 . 41 . 48 . 49 8 基于 . 51 . 51 . 51 . 57 . 58 . 58 . 59 结 论 . 61 参考文献 . 62 致谢 . 63 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 1 1 概述 驱动桥位于 传动系的末端，其基本功能 首先 是增大由传动轴或 直接从 变速器传来的转矩 ,并将转矩 合理地分 配给左、右驱动车轮，其次，驱动轮还要承受作用于路面和车架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 。 驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成。 驱动桥设计应当满足如下基本要求 ： a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。 b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。 f)与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。 g)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。 随着汽车向采用大功率发动机和轻量化方向的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 速行驶的需求。 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 2 2 驱动桥结构方案分析 驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，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叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。 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。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承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，可改 用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳 体内，也可以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，可以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载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有 在质量小、尺寸紧凑的情况下可以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。 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，并且彼此之间可以做相对购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 3 运动，所以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可以彼此独 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。 但是，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。 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 ,本课题选用非断开式驱动桥 。 其结构如图 2 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 1 半轴 2圆锥滚子轴承 3支承螺栓 4主减速器从动锥齿轮 5油封 6主减速器主动锥齿轮 7弹簧座 8垫圈 9轮毂 10调整螺母 图 2断开式驱动桥 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 4 3 主减速器设计 减速器结构型式 主减速器可 根据其齿轮类型、 减速形式以及主、从动齿轮的支承形式不同而分类 。 在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。 螺旋锥齿轮如图 3-1(a)所示主、从动齿轮轴线 垂直相交于一点，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的载荷，加之其轮齿不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 。 双曲面齿轮如图 3-1(b)所示主、从动齿轮轴线相互垂直而不相交 。和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有： 曲面齿轮有更大的传动比。 从 动齿轮尺寸相同 时，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径和 较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。 图 3旋锥齿 轮与双曲面齿轮 动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮 比螺旋锥齿轮的尺寸要小， 从而可以获得更 大的离地间隙。 曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。 双曲面齿轮传动有如下缺点： 1） 沿齿 长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。 2） 齿面间 的压力和摩擦功 较大，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，抗胶合能力较低 。 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 5 通过以上两者的对比，此次主减速器设计的齿轮类型采用螺旋锥齿轮 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速 (如图 3双速减速、单级贯通、双级贯通以及轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比0动桥的数目及布置形式等。通常单极减速器用于主减速比0i (a) 单级主减速器 (b) 双级主减速器 图 3减速器 为了保证斯太尔重型货车具有足够的离地间隙，结构紧凑，降低制造成本。此次采用一对螺旋锥齿轮传动的单级主减速器 。 从 动锥齿轮的支承 方案 主减速器必须保证主、从动齿轮有良好的啮合状况，才能使他们很好的工作。齿轮的正确啮合除与齿轮的加工质量、齿轮的装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外， 还与 齿轮的支承刚度有关。 1） 悬臂式： 为了尽可能增加支 承刚度， 支承距离 b 应大于 的悬臂长度 a，且应比齿轮节圆直径的 70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸 a。 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 6 支承刚度除了与轴承形 式 、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与轴承 座孔之间的配合紧度有关。 优点： 结构简单，支承刚度较差，用 于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器上 。 a) b) c) 图 3减速器锥齿轮的支承形式 a)主动 锥齿轮悬 臂式支承 形式 b)主动锥齿轮跨置 式支承 形式 c)从动锥齿轮轴承形式 2） 跨置式： 增加支承刚度，减小轴承负荷，改善齿轮啮合条件，增加承载能力，布置紧凑，但是主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。 在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。 此方案选用悬臂式 。 从动锥齿轮的支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，为了增加支承刚度，两轴承圆锥滚子大端向内，以减小尺寸 c d。为了增强支承稳定性， c d 应不小于从动锥齿轮大 端分度圆直径的 70%；为了使载荷均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。 为了限制 从动锥齿轮在轴向载荷作用 下的偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支撑 。 主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的 1/2。预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承 的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 7 30。 主动锥齿轮轴承预紧 度的调整采用套筒与垫片，从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母 减速器的基本参数选择与 计算载荷的确定 齿轮计算载荷的 确定 a x 1 0ce d e k i i iT n （ 3 式中：考同类车型 取 1100 mN ； 间的传动效率，在此取 k k=(2+1, 大变矩系数， k 在此取 1； 1参考同类车型 取 此取 1； ，在此取 n ； 能系数 的汽车 :， 的汽车 : 或由经验选定。 性能系数由下式计算 时16 1 9 5当 0 时16 1 9 5当 1 9 5 式中， 汽车满载质量，在此取 19500 代入上式得 1 9 5 0 0 9 . 80 . 1 9 5 3 3 . 8 81100 16 所以 0, 即 1 由以上各参数可求 1 0 0 1 1 4 . 0 8 5 . 7 3 0 . 9 7 9 8 7 1 . 6 21 m 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 8 22 m （ 3 式中 : 2G N），此处取2 1 3 0 0 0 9 . 8 1 2 7 4 0 0 ; 于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路上， ； 胎规格 此滚动半径为 m ； 2此取 此取 此取 以 1 2 7 4 0 0 1 . 2 0 . 8 5 0 . 5 2 6 2 1 8 3 6 . 5 13 . 4 7 8 0 . 9 m cf （ 3 式中： N） ，在此取 r( ) 1 9 5 0 0 9 . 8 ( 0 . 0 1 8 0 . 0 7 ) 1 6 8 1 6 . 8t a f f N 此滚动半径为 m ； 此取 此取 0.9 n 在此取 1； 所以 1 6 8 1 6 . 8 0 . 5 2 6 2 8 2 5 . 93 . 4 7 8 0 . 9 1 m 主动锥齿轮的计算扭矩 1 8 3 6 . 5 1 4 0 1 1 . 4 85 . 7 3 0 . 9 5Z 式中： 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 9 m i n , c c e c T G于螺旋锥齿轮副取 0锥 齿轮 主要 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 1z 和 2z ，从动锥齿轮大端分度圆直径 2D 、端面模数 主从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 、中点螺旋角 、法向压力角 等。 动锥齿轮齿数 1z 和 2z 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， 1z ， 2z 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， 1z 一般不小于 6。 4）主传动比 0i 较大时， 1z 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， 1z 和 2z 应有适宜的搭配。 表 同速比的主从动齿轮数 速比 动 1 17 15 从动 9 28 29 因为 0 ， 所以 1z =17 2z =28 D 和端面模数 对于单级主减速器，增加尺寸 2D 会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小 2D 又影响跨置式主动齿 轮的前支承座的安装空间和差速器的安装 。 2D 可根据 经验公式初选，即 ： 2 32 T(3购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 10 式中： 2D 2直径系数， 一般 取23 从动锥齿轮计算转矩（ ） ， m i n , c c e c T 。 计算得 2D =取 2D =392 下 式 计算 22 Z （ 3 计算得 392/28=14, 同时 应满足 3s m T （ 3 式中， 模数系数，取 计算得 动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 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面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，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。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽 2b ，推荐不大于节锥距 2A 的 ，即 22 b ，而且 2sb ，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用： 22 b =392=在此取 2b =66 1b 一般比2b 大 10%，在此取 1b =73 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。 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 11 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 F ，轮齿强度和轴向力大小的影响， 越大，则 F 也越大，同时啮合的齿数越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，一般 F 应不小于 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，通常取 35。 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。 对于弧齿锥齿轮，乘用车的 一般选用 14 30或 16，商用车的 为 20或22 30 。因为此次设计的是重型货车的驱动桥，为了增加轮齿强度，减小齿轮不发生根切的最少齿数，所以 =22 30。 减速器 锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 减速器 锥齿轮的几何尺寸计算 主减速器锥齿轮的几何尺寸计算见表 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 12 表 减速器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 1z 17 2 从动齿轮齿数 2z 28 3 端面 模 数 齿面宽 b 6 法向压力角 = 6 齿宽系数 RR= 中点模数 m (1 0 . 5 )m s m= 径向变位系数 211 220 (1 )zX z 1 2 9 节圆直径 d =m z 1d 2382d =3920 节锥角 22 1 ， 1 =90 - 2 2 =， 1 = 11 节锥距 22d 2 齿顶高 *()a a sh h X m， *123 齿根高 * * *( ) , 0 . 1 8 8f a sh h c X m c 14 齿根角 0h 1f= 2f = 15 顶 锥角 211 ；122 1a