汽车驱动桥承载荷重设计书.doc

汽车驱动桥承载荷重设计书第1章 前 言 1.1 课题研究的意义的重要大总成,处于传动系的末端,着汽车的簧上及地面经车轮、车架或承载式车身经悬架给予铅垂力、纵向力、横向力及其力矩,和冲击载荷；增大由传动轴或直接由变速箱传来的转矩, 将转矩分配给左、右驱动车轮, 并使左、右车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能; 还传递着传动系中的最大转矩, 桥壳还承受着反作用力矩。驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬架结构密切相关。当驱动车轮采用非独立悬架时, 采用非断开式驱动桥; 当驱动车轮采用独立悬架时, 则配以断开式驱动桥, 即独立悬架驱动桥。整体式驱动桥一方面需要承担汽车的重荷，另一方面车轮上的作用力以及传递扭矩所产生的反作用力矩也由驱动桥承担，所以驱动桥的零件必须具有足够的刚度和强度，以保证机件可靠的工作。驱动桥还必须满足通过性及平顺性的要求。对不同用途的汽车来说，驱动桥的结构形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。 根据设计任务书的要求，对CA1095K2型载货汽车的驱动桥进行设计。1.2 驱动桥的发展现状随着汽车工业的发展及汽车技术的提高，驱动桥的设计、制造工艺都在日益完善。驱动桥也和其他汽车总成一样，除了广泛采用新技术外，在机构设计中日益朝着“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的专业化目标前进。目前国内独立悬架驱动桥在轿车、轻型越野车等中吨位军用车上得到了应用,随着独立悬架汽车的快速发展, 大吨位断开式驱动桥的开发具有现实的紧迫性和必要性。它不仅可以提高汽车的平顺性与机动性, 也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、通过性、操纵稳定性等有直接影响。随着中国加入WT0和中国运输结构变化、消费水平的提高，国内市场对中重型车产品需求向多层次、多品种方向发展，市场需求预测未来市场对中重型载货车的需求稳步上升。特别是高速公路的飞速发展，为大吨位、大功率载货车提供了得天独厚的有利条件。据专家预测, 在未来l0年内, 客车的市场需求量仅仅是重型载货汽车的10%左右, 市场空间不大；因此, 各企业发展战略的重点都放在重卡驱动桥上。客车驱动桥产品可以保留, 用以满足客车生产的需要。2005 年及以后的几年内, 重型汽车所需驱动桥总成将会形成以下产品格局: 公路运输以10t 及以上单级减速驱动桥、承载轴为主, 工程、港口等用车以10t 级以上双级减速驱动桥为主。公路运输车辆向大吨位、多轴化、大功率方向发展, 使得驱动桥总成也向传动效率高的单级减速方向发展。未来我国的重型车桥产品中75%的驱动桥将是单级驱动桥。而作为双级减速的STR驱动桥将会继续巩固工程车辆市场1。1.3本文研究的内容及设计参数1.3.1研究内容根据设计任务书的要求，对CA1095K2型载货汽车的驱动桥进行设计。内容包括：（1）总体设计；（2）主减速器的设计；（3）差速器的设计；（4）半轴的设计；（5）驱动桥壳的设计。1.3.2设计参数CA1095K2型载货汽车的设计参数如下：（1）装载质量5000kg，总质量9410kg；（2）最高车速90km/h；（3）车轮滚动半径490mm；（4）发动机最大扭矩560Nm；（5）采用6挡变速器，各挡传动比为ig1=6.515，ig2=3.916，ig3=2.345，ig4=1.428，ig5=1.000，ig6=0.813，igR=6.060。本文的研究目的在于通过对汽车整体的匹配性设计完成驱动桥的主减速器、差速器、半轴及桥壳等部件型号的设计与计算，并完成校核的设计过程。 第2章 驱动桥的总体设计2.1 驱动桥的设计要求对驱动桥的基本要求可以归纳为9：（1） 所选择的主减速比应能满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃油经济性；（2） 当两驱动车轮以不同角速度转动时，应能将转矩平稳而且连续不断（无脉动）地传递到两个驱动车轮上；（3） 当左、右两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） 能承受和传递路面与车架或车厢间的铅垂力、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刚度、强度、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总体布置并与所要求的驱动桥离地间隙相适应；（7） 齿轮与其它传动件工作平稳，无噪声；（8） 驱动桥总成及零部件设计应尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求；（9) 在各种载荷及转速工况有高的传动效率；（10）结构简单、维修方便，机件工艺性好，制造容易。2.2 驱动桥的结构型式驱动桥分两大类：断开式驱动桥和非断开式驱动桥。驱动桥型式与整车有非常密切的关系。根据整车的通过性、平顺性以及操纵稳定性对悬架结构提出了要求，如悬架选择了合适的结构型式，而驱动桥的结构也必须与悬架相适应。驱动车轮采用独立悬架时，应选用断开式驱动桥；驱动车轮采用非独立悬架时，则应选用非断开式驱动桥。因此，驱动桥的选型应从汽车的类型、使用条件和生产条件出发，并和其他各部件的结构型式与特性相适应，以保证汽车达到预期性能要求。由于本设计中所设计的车型为CA1095K2型载货汽车，由行驶条件及成本出发，采用非独立悬架及非断开式驱动桥。这种型式驱动桥在汽车，尤其是载重汽车上应用相当广泛。它主要优点是：结构简单、制造工艺性好、成本低、可靠性高、维修调整容易等。2.3 驱动桥的总体结构设计CA1095K2型货车的驱动桥总体构造为非断开式驱动桥。其结构主要由驱动桥桥壳、主减速器、差速器和半轴组成，如图2-1所示。驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（如半轴）的外壳。主减速器的功用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。差速器功用是当汽车转弯行驶或在不平路面上行驶时，使左右驱动车轮以不同的角速度滚动，以保证两侧驱动轮与地面间作纯滚动运动。半轴是在差速器与驱动轮之间传递动力的实心轴。图2-1 驱动桥结构简图第3章 主减速器的设计3.1 主减速器的结构型式图3-1几种不同的主减速器的结构型式 (a) 螺旋锥齿轮式 (b) 双曲面齿轮式 (c) 圆柱齿轮式 (d) 蜗杆传动式主减速器一般根据所采用的齿轮形式、主动和从动齿轮的装置方法以及减速形式的不同而互异。在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是“格里森”(Gleason)制或“奥利康”(Oerlikor)制的螺旋锥齿轮和双曲面齿轮10。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮，少数采用直齿或人字形齿圆柱齿轮）或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。图3-1为几种不同的主减速器的结构型式10。 双曲面齿轮传动是主、从动齿轮的轴线都不相交而呈空间交叉（其空间交叉角采用900夹角）。采用双曲面齿轮作为汽车驱动桥的主减速器齿轮时，其偏移距给汽车的总体布置带来方便。由由于双曲面转动主动齿轮螺旋角的增大，导致其进入啮合的平均齿数比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动工作更加平稳、无噪声，强度也高。本方案主减速器采用双曲面圆锥齿轮传动。3.2 主减速器的减速型式主减速器的减速型式分为单级减速、双级主减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等11。 单级主减速器具有结构简单、体积及质量小且制造成本低等优点，因此广泛应用于主减速比i016时，取=0，因0.195（94109.8+0）/560=32.1116，故fP=0；由公式（3-4）可得 Tjm=3389.01Nm3.5.3 主减速器齿轮基本参数的计算（1）齿数的选择 取主动锥齿轮的齿数Z1=7，从动锥齿轮的齿数Z2=45。修正为=6.429。（2）节圆直径的选择=(1316)=359.28442.19mm式中：直径系数，取1316。取=440 mm。 （3）齿轮端面模数的选择 齿轮的大端端面模数9：mm 式中：模数系数，=0.30.4；21110Nm则mm，从而，本方案取m=9.778 mm。 （4）齿面宽的选择 =0.155440=68.2mm通常小齿轮的加大10较为合适，即 =1.168.2=75.02 mm（5） 双曲面齿轮的偏移距对于轻型载货汽车，不应超过从动齿轮节锥距的40(接近于从动齿轮节圆直径的20)。即 =mm取E45mm。 （6）双曲面齿轮的偏移方向为降低主动锥齿轮和传动轴的位置，降低地板凸包高度，从而使整个车身和整个重心降低，有利于提高行驶稳定性，本方案采用下偏移。 （7） 双曲面齿轮的螺旋方向 与下偏移相对应，主动齿轮的螺旋方向为左旋，从动齿轮为右旋9。 双曲面齿轮偏移反方向的规定：由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮位于右侧，这时，如果主动齿轮在从动齿轮的中心线上方，则为上偏移，在从动齿轮中心线的下方，则为下偏移。（8） 齿轮法向压力角的选择“格里森”制规定，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，载货汽车多采用2230的平均压力角。本方案中，齿轮的法向压力角取为2230。 （9） 螺旋角的选择 式中，主、从动齿轮齿数，= 45，=7； E双曲面齿轮偏移距E=45 mm； d2从动轮节圆直径，d2=440 mm；则，本方案取。确定了小齿轮的螺旋角以后可用下式近似地确定大齿轮的名义螺旋角，为偏移角近似值， sin=0.177则 =10.2。 2 从动齿轮的名义螺旋角 2=1=34.8 双曲面齿轮传动的平均螺旋角 小齿轮节圆直径=（745）440（cos34.8cos45） =79.48mm小齿轮模数m1=d1/Z1=11.35mm螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的基本参数确定之后，计算用表9进行几何尺寸计算。 计算得出主减速器双曲面齿轮的基本数据如表3-1所示。表3-1 主减速器双曲面齿轮的基本数据序号参数符号计算数据1小齿轮齿数Z172大齿轮齿数Z2453小齿轮齿面宽F68.2 mm4小齿轮轴线偏移距E45 mm5大齿轮节圆直径d2440 mm6刀盘明义直径rd152.400 mm7小齿轮中心螺旋角458大齿轮中心螺旋角31.2939小齿轮节锥角g110.278610大齿轮节锥角g279.438911大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离z-0.247946 mm12大齿轮节锥距A0223.7926 mm13大齿轮的齿顶角14大齿轮的齿根角15大齿轮的齿顶高1.956391 mm16大齿轮的齿根高15.506049mm17径向间隙C1.964471 mm18大齿轮的齿全高h17.46244 mm19大齿轮的齿工作高145.497969 mm20大齿轮的面锥角g0279.935821大齿轮的根锥角gR276.0957922大齿轮外圆直径d02440.7173 mm23大齿轮外缘到小齿轮轴线的距离x0239.351165 mm24大齿轮面锥顶点到小齿轮轴线的距离-0.241358 mm25大齿轮根锥顶点到小齿轮轴线的距离-2.786874 mm序号参数符号计算数据26小齿轮的面锥角g0113.52227小齿轮面锥顶点到大齿轮轴线的距离13.832592 mm28小齿轮外缘到大齿轮轴线的距离B0215.9684 mm29小齿轮齿前缘到大齿轮轴线的距离Bi142.745978 mm30小齿轮外圆直径d01110.527383mm31小齿轮根锥顶点到大齿轮轴线的距离0.645613 mm32小齿轮的根锥角gR19.78333最小齿侧间隙允许值0.24 mm34最大齿侧间隙允许值0.34 mm3.5.4 主减速器双曲面齿轮的强度计算及校核(1) 单位齿长上的圆周力单位齿长上的圆周力11： N/mm (3-6)式中，p单位齿长上的圆周力，N/mm； P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩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。 (a) 按发动机最大转矩及一挡传动比计算时 N/mm (3-7)式中：发动机最大转矩，Nm； 变速器传动比，常取一挡及直接挡进行计算； 主动齿轮节圆直径，=79.48mm。 则p=1346.14N/mm1429N/mm=p，即按发动机最大转矩及一挡传动比计算时，齿轮的单位齿长上所受圆周力合适。 (b) 按发动机最大转矩及直接挡计算时 N/mm （3-8）式中，=1.00，其余参数与上公式（3-7）相同。则p=206.62N/mm250N/mm=p，即按发动机最大转矩及直接挡传动比计算时，齿轮的单位齿长上所受圆周力合适。(c) 按最大附着力矩计算时 N/mm （3-9）式中：驱动桥对路面的负荷，=65513 N； 轮胎与地面的附着系数，=0.8； 轮胎的滚动半径，=0.49 m ； 主减速器从动齿轮的节圆直径，=440 mm； 则p=1711.6N/mm。其许用单位齿长上的圆周力p为1429N/mm。在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造工艺质量的提高，计算所得的p值有时会高出 p 值的20%25%。 20%即按最大附着力矩计算时，齿轮单位齿长上所受圆周力合适。 (2) 轮齿弯曲强度计算 轮齿弯曲强度13： N/mm2 (3-10)式中：轮齿的计算转矩，从动齿轮按两者中之较小者和计算；对于主动齿轮还需将上述转矩换算到主动齿轮上； 超载系数，； 尺寸系数。当端面模数mm时， ； 载荷分配系数，支承刚度小时取大值。=1.10； 质量系数，=1； F计算齿轮的齿面宽，mm； Z计算齿轮的齿数； m端面模数，mm； J 计算弯曲应力用的综合系数。 (a) 按发动机最大载荷计算从动齿轮时=21110Nm ，Z=45，J=0.276，F=68.2mm，m=9.778mm，=0.7877，则=559MPa700MPa= 满足要求。(b) 按最大附着力矩计算从动齿轮时 =3389.01 Nm，则=89.74Mpa210.9MPa=即从动齿轮的弯曲强度合适。 (c) 按发动机最大载荷计算主动齿轮时 =3648.4Nmm=11.35mm，F=75.02mm，J=0.23，Z=7，=0.82，则 =423MPa700MPa=(d) 按最大附着力矩计算主动齿轮时 =630.5Nm其余参数