汽车驱动桥承载荷重设计书

1、汽车驱动桥承载荷至设计书第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

2、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CA1095K卵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

3、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WTS中国运输结构变化、消费水平的提高，国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10年，客车的市场需求量仅仅是重型载货汽车的10知右,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，重型汽

4、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%勺驱动桥将是单级驱动桥。而作为双级减速的ST甬区动桥将会继续巩固工程车辆市场1。1.3本文研究的容及设计参数1.3.1研究容根据设计任务书的要求，对CA1095K2。载货汽车的驱动桥进行设计。容包括：(1) 总体设计；主减速器的设计；差速器的设计；半轴的设计；驱动桥壳的设计。1.3.2设计参数CA1095K2H载货汽车的设计参数如下：(

5、1) 装载质量5000kg，总质量9410kg；最高车速90km/h；车轮滚动半径490mm发动机最大扭矩560Nm(2) 采用6挡变速器，各挡传动比为igi=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

6、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；齿轮与其它传动件工作平稳，无噪声；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；在各

7、种载荷及转速工况有高的传动效率;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CA1095K况载货汽车，由行驶条件及成本出发，采用非

8、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CA1095K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，既是承载件乂是传力件，同时它乂是主减速器、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

9、两侧驱动轮与地面问作纯滚动运动。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。b）o）<f>图3-1几种不同的主减速器的

10、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义（其空间交义角采用90°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。由由丁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、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i0<7.6的各种中、小型汽车上。轿车、轻型载货汽车都是采用单级主减速器，大多数的中型载货汽车也是采用这种型式。本次设计的载货汽车的主减速比为6.429,故采用单级主减速器即可。3.3主减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们正常的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、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密切相关。3.3.1主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和骑马式支承两种12。(1) 悬:臂式支承(2) 如

12、图3-2a),齿轮以及其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式的支撑于一对轴承的外侧骑马式支承如图3-2b),齿轮前后两端的轴颈均以轴承支承，故采用骑马式支承时，可以使主动锥齿轮的支承刚度大大增强。由于齿轮大端一侧轴颈上的两个圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可以减小传动轴夹角，有利于整车布置。特别是在传递较大转矩的情况下，悬臂式支承难以满足支承刚度的要求(如载货质量2t以上的汽车，其主减速器主动锥齿轮都是采用骑马式支承)。本次所设计的载货汽车的装载质量为5吨，为了增强承载能力和支承刚度，主动锥齿轮的支承采用骑马式支承。3.3.2从动锥齿轮的支承从动锥齿轮的支承如图3-

13、2c）所示，主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承问的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心问的距离c和d之比例而定。本次设计的中型载货汽车已确定采用双曲面齿轮式主减速器，故决定采用圆锥滚子轴承，从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差速器壳的突缘上。图3-2主减速器锥齿轮的支承形式c）从动锥齿轮的支承a）主动锥齿轮悬臂式支承；b）主动锥齿轮骑马式支承;3.4主减速器的轴承预紧及齿轮啮台调整为了提高主减速器锥齿轮的支承刚度，改善齿轮啮合的平稳性，应对支撑齿轮的圆锥滚子轴承进行预紧。对丁货车，主动锥齿轮圆锥滚子轴承的摩擦力矩一股为13Nm主动锥齿轮轴承的

14、预紧力的调整，可以利用精选两轴承圈之间的套筒的长度、调整垫片厚度等方法进行。从动锥齿轮圆锥滚子轴承的预紧力，靠轴承外侧的调整螺母或主减速器与轴承盖之间的调整垫片来调整。在轴承预紧度调整之后，须进行锥齿轮啮合调整，以保证齿轮副啮合印迹正常，并使齿轮大端处齿侧间隙在适当的围。主减速器锥齿轮正确的啮合印迹位丁齿局中部稍偏小端。3.5主减速器的设计和计算3.5.1主减速比的确定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丁最高挡位时汽车的动力性和燃油经济型都有直接影响。主减速比的选择应在汽车整体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定i0rnp0.377Vamax1gh(3-

15、1)式中，由一一主减速器的主减速比；rr车轮滚动半径，rr=0.49m；np最大功率时的发动机转速，np=2500r/min;Vamax汽车的最高车速,Vamax=90km/h；igh变速器最高挡的传动比，igh=0.813。由公式(3-1)可计算得i。=6.312。通过与同类汽车的主减速比相比较，并且对i°值予以校正，再选取主减速器的主减速比。3.5.2主减速器齿轮计算载荷的确定通常将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比和驱动车轮打滑时这两种情况下主减速器从动齿轮上的转矩的较小者，作为载货汽车或越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷11。即TjeTemaxi

16、TL&丁3(3-2)G2rljTlbIlb(3-3)式中：Temax一一发动机最大转矩，Temax=560NJ"处iTL传动系最低档传动比，iTLi0ii6.4296.51541.885;T由发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率，t=0.9；Ko超载系数，K°=1;n驱动桥数目，n=1；G2汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷；G2Gafdktfp2.00.4=65513Nfd汽车的动挠度；fp-汽车或汽车列车的性能系数；轮胎对路面的附着系数，=0.8;rr车轮的滚动半径，rr=0.49m；LBLB由主减速器从动齿轮到驱动轮的传动效率和传动比，LBiLB1.0

17、由公式(3-2)、(3-3)可得Te=21110NmT*=25681.1N-mTJ=(Tje,Tj&)min=21110N-m上边所求得的计算载荷是最大转矩，而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的计算依据。汽车的类型很多，行驶工况乂非常复杂，没有简单的公式可以计算出汽车的正常持续转矩。但对公路汽车来说，使用条件比非公路汽车稳定，其正常持续转矩是根据平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩为10:(1) TjmGaGtrrfRfHfpN-miLBLBn(3-4)式中：Ga汽车满载总重量，Gamag=9410X9.8N=92218NGt所牵引的挂车满载总重，Gt=0;

18、fR道路滚动阻力系数，fR=0.015;fH汽车正常使用时的平均爬坡能力系数，fH=0.06；怕一汽车的性能系数，fP上16丝冬色,100Temax当0.195GaGt>16时，取fp=0,因0.195X(9410X9.8+0)/560=32.11>16,Temax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齿数的选择取主动锥齿轮的齿数乙=7,从动锥齿轮的齿数Z2=45。修正i0为i0Z2/乙=6.429。节圆直径的选择d2Kd2*七=(1316)#21110=359.28442.19mm式中：Kd2直径系数，取1316。(2) 取

19、d2=440mm齿轮端面模数的选择齿轮的大端端面模数9:d2440m9.778mmz245mKm3T式中：Km模数系数，Km=0.30.4;Tj21110Nm则m8.2911.05mm从而，本方案取m=9.778mm齿面宽的选择F0.155d2=0.155X440=68.2mm通常小齿轮的加大10%较为合适，即(3) F11.1F=1.1X68.2=75.02mm双曲面齿轮的偏移距(4) 对丁轻型载货汽车，不应超过从动齿轮节锥距A。的40%(接近丁从动齿轮节圆直径的20%)。即E(10%12%)d2=(10%12%)4404452.8mm取E=45mm双曲面齿轮的偏移方向为降低主动锥齿轮和传动

20、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，有利丁提高行驶稳定性，本方案采用下偏移。(5) 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丁右侧，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。(6) 齿轮法向压力角a的选择“格里森”制规定，对丁双曲面齿轮，由丁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'。螺旋角6的选择1255

21、巨90切乙d2式中，Zi,Z2主、从动齿轮齿数，Z2=45,Zi=7;E双曲面齿轮偏移距E=45mmd2从动轮节圆直径，d2=440mm则146.9，本方案取145。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£=f=0.177则£=10.2°。"从动齿轮的名义螺旋角62=6i-£=34.806双曲面齿轮传动的平均螺旋角一245为839.922小齿轮节圆直径d1(Z1/Z2)d2(cos2/cos1)=(7士45)x440x(cos34.8士cos45°)=79.48mm小齿轮模数m=d1/Z1

22、=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Zi72大齿轮齿数乙453小齿轮齿面宽F68.2mm4小齿轮轴线偏移距E45mm5大齿轮节圆直径d2440mm6刀盘明义直径rd152.400mm7小齿轮中心螺旋角145°8大齿轮中心螺旋角231.293°9小齿轮节锥角g110.2786°10大齿轮节锥角g279.4389°11大齿轮节锥顶点到小齿轮轴线的距离z-0.247946mm12大齿轮节锥距A

23、223.7926mm13大齿轮的齿顶角229.952114大齿轮的齿根角2200.44856115大齿轮的齿顶局h21.956391mm16大齿轮的齿根局h215.506049mm17径向间隙C1.964471mm18大凶轮的凶全h17.46244mm19大齿轮的齿工作高hg145.497969mm20大齿轮的面锥角go279.9358°21大齿轮的根锥角gR276.09579°22大齿轮外圆直径d02440.7173mm23大齿轮外缘到小齿轮轴线的距离X0239.351165mm24大齿轮面锥顶点到小齿轮轴线的距离Z0-0.241358mm25大齿轮根锥顶点到小齿轮轴线的

24、距离Zr-2.786874mm序号参数符号计算数据26小齿轮的面锥角go113.522°27小齿轮面锥顶点到大齿轮轴线的距离Go13.832592mm28小齿轮外缘到大齿轮轴线的距离Bo215.9684mm29小齿轮齿前缘到大齿轮轴线的距离B142.745978mm30小齿轮外圆直径do1110.527383mm31小齿轮根锥顶点到大齿轮轴线的距离Gr0.645613mm32小齿轮的根锥角g&9.783°33最小齿侧间隙允许值Bmin0.24mm34最大齿侧间隙允许值Bmax0.34mm3.5.4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

25、的圆周力11：pP/FN/mm(3-6)式中，p单位齿长上的圆周力，N/mmP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按发动机最大转矩及一挡传动比计算时Temaxig10N/mm(3-7)式中：Temax一一发动机最大转矩，Temax560NRT；ig变速器传动比，常取一挡及宜接挡进彳亍计算igig16.515;d1主动齿轮节圆直径,d1=79.48mm则P=1346.14N/mm<1429N/mm=,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。按发动机最大转矩及直接挡计算时3Temaxig10N/mm(

26、3-8)式中，igig4=1.00，其余参数与上公式(3-7)相同则p=206.62N/mm<250N/mmp,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。按最大附着力矩计算时N/mm(3-9)G2rr103p也F2式中：G2驱动桥对路面的负荷,G2=65513N;轮胎与地面的附着系数,=0.8;rr轮胎的滚动半径，rr=0.49m;d2主减速器从动齿轮的节圆直径,d2=440mm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，由丁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吩25%口17仃61

27、42919.78%<20%p1429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132N/mm(3-10)2103TjK°KsKm2KvFZm2J式中：Tj轮齿的计算转矩，从动齿轮按Tje,Tj两者中之较小者和Tjm计算;对丁主动齿轮还需将上述转矩换算到主动齿轮上;m25.4'K。一一超载系数，K。1;Ks尺寸系数。当端面模数m1.6mrW,Ks4Km载荷分配系数，支承刚度小时取大值。Km=1.10；Kv质量系数,Kv=1；F计算齿轮的齿面宽，mmZ计算齿轮的齿数；m端面模数，mmJ计算弯曲应力用的综合系数。(a) 按发动机

28、最大载荷计算从动齿轮时1=21113m,Z=45,J=0.276,F=68.2mmm=9.778mrgKs工=0.7877,.25.4210002111010.78771.10f2=559MPa<700MPa=w168.2459.77820.223满足要求(b) 按最大附着力矩计算从动齿轮时Tj=3389.01Nm,则210003389.0110.78771.10cw2=89.74Mpa<210.9MPa=w168.2459.77820.223即从动齿轮的弯曲强度合适。按发动机最大载荷计算主动齿轮时十T21110=3648.4Nm£=0.82,ji0G6.4290.9m=11.35m