汽车驱动桥

汽车驱动桥设计小组人员：赵成龙范彦冬罗俊涛徐长飞刘振宇李亮倪荣聪李宝彤2目录驱动桥结构分析主减速器设计差速器设计桥壳设计3驱动桥结构分析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）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5）具有足够的强度和刚度，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载荷，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4驱动桥结构分析基本功能：增大由传动轴或变速器传来的转矩，并将动力合理地分配给左右驱动轮；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。基本组成: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结构形式及特点：（1）非断开式驱动桥：结构简单、制造工艺好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽车、客车及多数的越野汽车和部分小轿车上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对汽车平顺性和降低动载荷不利。（2）断开式驱动桥：大大增加了离地间隙；减小了行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大大增加了车轮的抗侧滑能力；能够提高汽车的操纵稳定性。在轿车和高通过性的越野汽车上应用广泛。5驱动桥结构分析。(a)普通非断开式驱动桥；(b)带有摆动半轴的非断开式驱动桥；(c)断开式驱动桥由于本课题为载重货车，所以本设计采用非断开式驱动桥6主减速器设计主减速器减速形式：（1）单级主减速器结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。（2）双级主减速器与单级主减速器相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为7～12。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。7主减速器设计主减速器主、从动锥齿轮的支承形式：1.主动锥齿轮的支承:（1）悬臂式：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中。（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。由于本课题为载重货车，所以本设计采用跨置式8主减速器设计2.从动锥齿轮的支承：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。为了增加支承刚度，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，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。9主减速器设计主减速比的确定：对于有很大储备功率的汽车，在给定发动机最大功率pemax的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车又尽可能高的最高车速Vamax，此时i0应按下式确定rr——车轮滚动半径np——最大功率使得发动机转速vamax——汽车的最高车速igh——变速器最高档传动比，直接挡取1求得i0=6.3按照北方奔驰ND1619车型可得，变速器I挡传动比为9.01，VI挡传动比为1.00ghamaxpr0ivnri10主减速器计算载荷的确定：1.按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce=Tce—计算转矩；Temax—发动机最大转矩；Temax=1160Nmn—计算驱动桥数，取1；if—分动器器传动比，if=1；η—传动系从动齿轮以前部分的传动效率，η=0.9；K—由于猛接离合器而产生的动载系数，K=1；i1—变速器最低挡传动比，i1=9.01；i0—主减速器传动比，在此取6.3；由此可得Tce=59260.6主减速器设计demax1f0kTkiiiηn11主减速器设计2.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩：G2——满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N）——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取=0.85；rr——车轮的滚动半径，轮胎规格275/70R22.5，滚动半径574mm；m2’——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取1.2；求得Tje=713083.按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩：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来确定：式中：Ga——汽车满载质量fr——道路滚动阻力系数fh——正常使用时的平均爬坡能力fp——汽车性能系数，当小于0时，取0求得Tjm=10486取Tce和Tje最小者作为从动齿轮最大应力Ti'mr2r2eGTjphrrajmfffirGT12主减速器设计主减速器类型选定：由于传动比为i0=6.37.0,且转矩较大，故采用双曲面齿轮单级主减速器。13主减速器设计主减速器齿轮参数：序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数z182从动齿轮齿数z2513端面模数m10.754齿面宽b=0.155db1=84.94b2=935工作齿高hg=1.550m16.666全齿高h=1.738m18.687法向压力角α22.58轴交角Σ909周节t=3.1416m33.7710节圆直径d=mzd1=86d2=548.2511齿顶高ha8.3312中点螺旋角β=25+5（z2/z1）0.537.6213齿根高hf=（ha+c）m10.0014差速器设计差速器结构形式选择：汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。根据此次设计要求，选用普通对称式圆锥行星齿轮差速器15普通锥齿轮式差速器齿轮设计行星齿轮数n：通常情况下，货车的行星齿轮数n=4。行星齿轮球面半径Rb：行星齿轮球面半径Rb反映了差速器锥齿轮节锥矩的大小和承载能力。（4-1）式中：Kb—行星齿轮球面半径系数，取Kb=2.5；T—差速器计算转矩，取24515Nm；求得Rb=72.6mm行星齿轮节锥距A0为A0=（0.98～0.99）Rb，此处取A0=72.0mm差速器设计3bbTKR16差速器设计行星齿轮与半轴齿轮的选择：为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.5～2.0的范围内，取Z1/Z2=2.为使两个或四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮整除，否则差速齿轮不能装配。故取Z1=11，Z2=22差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定行星齿轮与半轴齿轮的节锥角γ2=arctan(z2/z1)求得γ1=26.6γ2=63.4圆锥齿轮的大端端面模数m求得m=5.9，取m=6，则d1=mz1=66d2=mz2=132211arctanzz110sin2mzA17差速器设计压力角α：目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8的齿形。在此选22.5°的压力角。行星齿轮轴直径d及支承长度L：（3-5）式中：T——差速器壳传递的转矩，N•m；在此取24515.9N•mn——行星齿轮的数目；在此为4【c】——支承面的许用挤压应力，在此取69MPard——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离（mm），rd=0.5*0.8d2d≈39mmL=1.1d=42.9mm18差速器设计序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数z111半轴齿轮齿数z2223模数m64齿面宽b=(0.25～0.30)A;b≤10m205齿工作高hg=1.6m9.66齿全高h=1.788m+0.05110.87压力角α22.58节圆直径d=mzd1=66d2=1329节锥角γ1=26.6γ2=63.410周节t=3.141618.811节锥距72.012齿顶高ha1=6.465ha2=3.135211arctanzz129022110sin2sin2ddA21agahhhmzzha212237.043.019差速器设计13齿根高hf1=1.788m-ha1;hf2=1.788m-ha2hf1=4.263hf2=7.59314径向间隙c=h-hg=0.188+0.0511.17915齿根角3.4616面锥角γγ1=32.6γ2=66.817根锥角γRγR1=23.2γR2=57.418外圆直径d0=d+2hfcosγd01=77.6d02=134.819节锥顶点到齿轮外缘距离x=0.5d2-hfsinγx1=63.1x2=30.201fharctanA差速器齿轮的材料：差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造。差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。20桥壳设计桥壳的受力分析与强度计算车驱动桥的桥壳是汽车上的主要承载构件之一，其形状复杂，而汽车的行驶条件如道路状况、气候条件及车辆的运动状态又是千变万化的，因此要精确地计算出汽车行驶时作用于桥壳各处的应力大小是相当困难的。在通常的情况下，在设计桥壳时多采用常规设计方法，这时将桥壳看成简支梁并校核某些特定断面的最大应力值。我国通常推荐：计算时将桥壳复杂的受力状况简化成三种典型的计算工况，即当车轮承受最大的铅锤力（当汽车满载并行驶与不平路面，受冲击载荷）时；当车轮承受最大切应力（当汽车满载并以最大牵引力行驶和紧急制动）时；以及当车轮承受最大侧向力（当汽车满载侧滑）时。只要在这三种载荷计算工况下桥壳的强度特征得到保证，就认为该桥壳在汽车各种行驶条件下是可靠的。21桥壳设计•桥壳的结构型式•a）可分式桥壳•可分式桥壳的整个桥壳由一个垂直接合面分为左右两部分，每一部分均由一个铸件壳体和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。在装配主减速器及差速器后左右两半桥壳是通过在中央接合面处的一圈螺栓联成一个整体。其特点是桥壳制造工艺简单、主减速器轴承支承刚度好。但对主减速器的装配、调整及维修都很不方便，桥壳的强度和刚度也比较低。过去这种所谓两段可分式桥壳见于轻型汽车，由于上述缺点现已很少采用。•b）整体式桥壳•整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一整体的空心粱，其强度及刚度都比较好。且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好以后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与桥壳用螺栓固定在一起。使主减速器和差速器的拆装、调整、维修、保养等都十分方便。•整体式桥壳按其制造工艺的不同又可分为铸造整体式、钢板冲压焊接式和钢管扩张成形式三种。22桥壳设计桥壳选择：钢板冲压焊接式桥壳优点：1.制造工艺简单2.材料利用率高3.废品率低生产率高制造成本低4.有足够的刚度强度5.质量小6.比铸造式更安全可靠由以上优点可知，钢板冲压焊接式桥壳适用于轻型、中型载货汽车。故选用钢板冲压焊接式桥壳23桥壳设计桥壳的静弯曲应力计算桥壳犹如一空心横梁，两端经轮毂轴承支承于车轮上，在钢板弹簧座处桥壳承受汽车的簧上载荷，而左、右轮胎的中心线，地面给轮胎的反力G2/2（双轮胎时则沿双胎中心），桥壳则承受此力与车轮重力gw之差值，即（G2/2-gw），计算简图如5-2所示。24桥壳设计桥壳按静载荷计算时，在其两钢板弹簧座之间的弯矩为(5-1)式中：G2——汽车满载时静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，取165000N；gw——车轮（包括轮毂、制动器等）重力，N；B——驱动车轮轮距，在此为1860m;s——驱动桥壳上两钢板弹簧座中心间的距离，在此为1030m.桥壳的危险断面通常在钢板弹簧座附近。通常由于远小于，且设计时不易准确预计