汽车驱动桥设计

汽车驱动桥设计Company Document number：WUUT-WUUY-WBBGB-BWYTT-1982GT车辆工程专业课程设计学院机电工程学院班级 12级车辆工程姓名黄扬显学号成绩指导老师卢隆辉设计课题某型轻型货车驱动桥设计2015 年 11 月 15 日整车性能参数（已知）驱动形式： 6×2后轮轴距： 3800mm轮距前/后： 1750/1586mm整备质量 4310kg额定载质量： 5000kg空载时前轴分配轴荷45%，满载时前轴分配轴荷26%前悬/后悬： 1270/1915mm最高车速： 110km/h最大爬坡度： 35%长宽高： 6985 、2330、 2350发动机型号： YC4E140—20最大功率： 3000rmp最大转矩： 380N·m/1200～1400mm变速器传动比：倒档传动比：轮胎规格：—20离地间隙： >280mm1总体设计驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是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，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。

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：1)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。

2)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。

3)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。

4)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。

5)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。

6)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。

7)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。

非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，可该用双级结构。

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。

断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致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。

2 主减速器设计主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。

对发动机纵置的汽车，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。

由于汽车在各种道路上行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。

驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：1）所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。

2）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。

3）在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。

4）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。

5）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。

主减速器结构方案分析螺旋锥齿轮传动按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。

在发动机横置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的汽车驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。

为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥齿轮。

因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。

此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车上获得广泛应用。

查阅文献[1]、[2]，经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图3-1示）。

螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。

另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。

为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。

主减速器主、从动锥齿轮的支承方案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跨置式支承两种。

查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图3-2示）。

齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。

跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1／30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。

齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。

装载质量为2t 以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。

本课题所设计的YC1090货车装载质量为5t ，所以选用跨置式。

从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图3-3示）。

为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d 。

为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d 应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。

为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c 等于或大于d 。

主减速器锥齿轮设计主减速比i 0、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。

主减速比i 0的确定主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。

i 0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i 一起由整车动力计算来确定。

可利用在不同i 0下的功率平衡田来研究i 0对汽车动力性的影响。

通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i 0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率amax P 及其转速p n 的情况下，所选择的i 0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速amax v 。

这时i 0值应按下式来确定： r p 0amax ghr n i =0.377v i =110k/m3600r/n0.5080.377（2-1）式中r r ——车轮的滚动半径， r r =i gh ——变速器量高档传动比。

i gh =1对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i 0一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：r p 0amax gh Fh LBr n i =(0.377~0.472)v i i i （2-2）式中i ——分动器或加力器的高档传动比i LB ——轮边减速器的传动比。

根据所选定的主减速比i 0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。

把np=3600r/n , amax v =110km/h , r r = , i gh =1代入（2-1）有：（n ）/110k/m 计算出 i 0=从动锥齿轮计算转矩TceTec=d emax 1f 0k T ki i i ηn =10.96507.70.8113801⨯⨯⨯⨯⨯⨯ （2-3）式中：Tce —计算转矩，Nm ；T emax —发动机最大转矩；T emax =380Nm n —计算驱动桥数，1；i f —变速器传动比，i f =； i 0—主减速器传动比，i 0=； η—变速器传动效率，η=； k —液力变矩器变矩系数，K=1；K d —由于猛接离合器而产生的动载系数，K d =1； i 1—变速器最低挡传动比，i 1=； 代入式（2-3），有：Tce ≈7201 Nm 主动锥齿轮计算转矩T=12305 Nm主减速器锥齿轮的主要参数选择a)主、从动锥齿轮齿数z 1和z 2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，大小齿轮的齿数和不少于40在轿车主减速器中，小齿轮齿数不小于9。

查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为，初定主动齿轮齿数z 1=6，从动齿轮齿数z 2=38。

b ）主、从动锥齿轮齿形参数计算按照文献[3]中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表2-1。

从动锥齿轮分度圆直径dm2=14310463= 取dm2=304mm 齿轮端面模数22/304/388m d z ===c）中点螺旋角β弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。

汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°～40°。

货车选用较小的β值以保证较大的ε，使运转平稳，噪音F低。

取β=35°。

d）法向压力角α法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数，也可以使齿轮运转平稳，噪音低。

对于货车弧齿锥齿轮，α一般选用20°。

e) 螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。

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轴向力的方向。