1长城哈弗越野车驱动桥后桥设计知识讲解

第1章绪论1.1 概述1.1.1驱动桥总成概述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。

汽车驱动桥位于传动系的末端, 一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。

其基本功用是增扭、降速和改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面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。

根据车桥上车轮的作用，车桥又可分为转向桥、驱动桥、转向驱动桥和支持桥四种类型。

其中，转向桥和支持桥都属于从动桥，一般越野车多以前桥为转向桥，而后桥为驱动桥。

驱动桥的结构型式与驱动车轮的悬挂型式密切相关。

当驱动车轮采用非独立悬挂时，例如在绝大多数的载货汽车和部分小轿车上，都是采用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬挂时，则配以断开式驱动桥。

1.1.2 驱动桥设计的要求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。

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。

2）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。

在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。

3）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。

与悬架导向机构运动协调。

4）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。

1.2 驱动桥设计方案的确定1.2.1 主减速器结构方案的确定1）主减速器齿轮的类型螺旋锥齿轮能承受大的载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也是很小的。

本次设计采用螺旋锥齿轮。

2）主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择本次设计选用：主动锥齿轮：骑马式支撑（圆锥滚子轴承）从动锥齿轮：骑马式支撑（圆锥滚子轴承）3）从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。

为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。

主减速器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固定在差速器壳的凸缘上。

4）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要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30％。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母（利用轴承座实现），从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。

5）主减速器的减速形式主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。

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，但它主要取决于动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。

本次设计主要从越野车传动比及载重量超过2t，保证离地间隙等方面考虑，主减速器采用单级减速即可。

1.2.2 差速器结构方案的确定差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。

差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆，对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器。

1.2.3 半轴型式的确定(a)半浮式；（b）3/4浮式；（c）全浮式图1.1 半轴型式及受力简图3/4浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。

全浮式半轴广泛应用于轻型以上的各类汽车上。

本次设计选择全浮式半轴。

1.2.4 桥壳型式的确定桥壳有可分式、整体式和组合式。

整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一个整体的空心梁，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。

本次设计选择整体式桥壳。

1.3本章小结本章首先进行了驱动桥总成的概述。

通过分析确定了驱动桥各主要部件的型式。

主减速器的减速形式，主减速器齿轮的类型，主、从动锥齿轮的支承形式及安装方式，主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整，差速器、半轴及桥壳型式的初步选定。

第2章 主减速器设计2.1主减速比的计算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于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。

0i 的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。

可利用在不同的下的功率平衡图来计算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0i 值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

表2.1 基本参数表为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大10%～25%，即按下式选择：LBFh gh a Pr i i i v n r i max 0)472.0~377.0(= (2.1)式中 r r ——车轮的滚动半径，r r =0.388; gh i ——变速器最高档传动比，gh i =0.856； gh i ——分动器或加力器的高档传动比，gh i =1；LB i ——轮边减速器的传动比，LB i =1。

经计算，本文选取0i =6.408。

2.2 主减速齿轮计算载荷的确定通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（ϕj je T T ,）的较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。

即T TL e je K i T T η⋅⋅⋅=0max /n=2173.496 （m N ⋅） （2.2）LBLB rj i r G T ⋅⋅⋅=ηϕϕ2=6110.574（m N ⋅） （2.3）式中：max e T ——发动机最大扭矩190m N ⋅；TL i ——由发动机到所计算的为加速器从动齟轮之间的传动系最低档传动比；TL i =0i 1i =3.967×6.408=25.421T η——上述传动部分的效率，取T η=0.9； 0K ——超载系数，取0K =1.0；r r ——滚动半径，取r r =（265毫米 X 65%）+（17 X 25.4毫米/2）=0.388mm ； n ——驱动桥数目2；2G ——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N ；但后桥来说还应考虑到汽车加速时负载增大量，可初取：2G =N G 95.15118%558.9=⨯⨯满LB LB i ,η——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别取0.96和1。

由式(2.2),(2.3)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依据。

对于公路车辆来说，使用条件较非公路车俩稳定，其正常持转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为 jm T =)()(P H R LB LB rT a f f f ni r G G ++⋅⋅⋅+η=989.812（m N ⋅） （2.4）式中：a G ——汽车满载总重1960×9.8=19208N ；T G ——所牵引的挂车满载总重，N ，仅用于牵引车取T G =0；R f ——道路滚动阻力系数，越野车通常取0.020~0.035，可初选R f =0.034； H f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。

货车通常取0.09~0.30，可初选取H f =0.15；P f ——汽车性能系数])(195.016[1001maxe T a P T G Gf +-=（2.5） 当max)(195.0e T a T G G +=46.86>16时，取P f =0.134。

.2.3 主减速器齿轮参数的选择1）齿数的选择 对于普通单级主减速器，当0i 较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数1z 取得小些，以得到满意的驱动桥离地间隙，当0i≥6时，1z 的最小值为5，但是为了啮合平稳及提高疲劳强度，1z 最好大于5.，这里1z 取7。

为了磨合均匀，主、从动齿轮的齿数1z 、2z 之间应避免有公约数，这里2z 取45。

2）节圆直径地选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.2，式2.3并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：322j d T K d ⋅==168.395～207.256 mm （2.6）式中：2d K ——直径系数，取2d K =13～16；j T ——计算转矩，m N ⋅，取jm T ，je T 较小的。

初取2d =200mm 。

3）齿轮端面模数的选择2d 选定后，可按式22/z d m ==4.5算出从动齿轮大端模数，并用下式校核t m m K =～5.181m K ——模数系数，取m K =0.3～04。

4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥鼿轮鼿面宽度推荐为：F=0.1552d =31mm ，可初取F 2=35mm 。

5）螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。

6）螺旋角的选择 螺旋角应足够大以使≥F m 1.25。

因F m 越大传动就越平稳噪声越低。

螺旋角过大时会引起轴向劚亦过大，因此应有一个适当的范围。

在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用35°。

2.4 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算2.4.1 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算2.4.2 主减速器螺旋锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。

在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。

螺旋锥齿轮的强度计算：（1）主减速器螺旋锥齿轮的强度计算 ①单位齿长上的圆周力FPp =（2.7） 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，N ，按发动机最大转矩max e T 和最大附着力矩两种载荷工况进行计算；按发动机最大转矩计算时：F d i T p g e ⋅⋅⋅=21013max =339.286<893N/mm （2.8）g i ——为一档传动比，取g i =3.967按最大附着力矩计算时：F d rG p r ⋅⋅⋅⋅=210232ϕ=1424.6/N mm （2.9） 虽然附着力矩产生的p 很大，但由于发动机最大转矩的限制p 最大只有893N/mm,可知，校核成功。