汽车驱动桥

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主减速器设计
主减速器齿轮参数： 主减速器齿轮参数：
序号 项目 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 端面模数 齿面宽 工作齿高 全齿高 法向压力角 轴交角 周节 节圆直径 齿顶高 中点螺旋角 齿根高 计算公式 z1 z2 m b=0.155d hg=1.550m h=1.738m α Σ t=3.1416 m d=mz ha β=25+5（z2/z1）0.5 hf =（ha+c）m 计算结果 8 51 10.75 b1=84.94 b2=93 16.66 18.68 22.5 90 33.77 d1=86 d2=548.25 8.33 37.62 10.00
δ = arctan
hf 1 A0
径向间隙 齿根角 面锥角 根锥角 外圆直径 节锥顶点 到齿轮外 缘距离
6
γ1=32.6 γ2=66.8 γR1=23.2γR2=57.4 d01=77.6 d02=134.8 x1=63.1 x2=30.2
差速器齿轮的材料： 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。
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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。
iη 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T
Tjm =
(fr + fh + fp )
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主减速器设计
主减速器类型选定： 主减速器类型选定： 由于传动比为i0=6.3<7.0,且转矩较大，故采用双曲面齿轮单级主减速 器。
差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 z 行星齿轮与半轴齿轮的节锥角 γ1 = arctan 1
z2
γ2=arctan( z2/ z1) 求得γ1=26.6 γ2=63.4 圆锥齿轮的大端端面模数m
m = 2 A z1
0
sin
γ
1
求得m=5.9，取m=6，则d1=mz1=66
d2=mz2=132
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差速器设计
序号 1 项目 行星齿轮齿数 半轴齿轮齿数 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 模数 齿面宽 齿工作高 齿全高 压力角 节圆直径 节锥角 周节 节锥距 齿顶高 计算公式 z1 z2 m b=(0.25～0.30)A ;b≤10m hg=1.6m h=1.788m+0.051 α d=mz
ha2
0 . 37 = 0 . 43 + 2 z2 z1
m
ha1=6.465 ha2=3.135
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差速器设计
13 14 15 16 17 18 19 齿根高 hf1=1.788 m-ha1; hf2=1.788 m- ha2 c=h - hg=0.188 +0.051 hf1=4.263 hf2=7.593 1.179 3.4 γ γR d0=d+2hfcosγ x=0.5d2-hfsinγ
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主减速器设计
主减速器主、从动锥齿轮的支承形式： 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。
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主减速器设计
主减速器计算载荷的确定： 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 kdTemax ki1if i0η Tce= n Tce—计算转矩； Temax—发动机最大转矩；Temax =1160 Nm n—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
由于本课题为载重货车， 由于本课题为载重货车， 所以本设计采用跨置式
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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。
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驱动桥结构分析
。
(a)普通非断开式驱动桥； (a) (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， 由于本课题为载重货车，所以本设计采用非断开式驱动桥
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主减速器设计
主减速器减速形式： 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。
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主减速器设计
主减速比的确定： 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
r rn p i0 = v amax i gh
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1.00
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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。
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
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目录
驱动桥结构分析
主减速器设计
差速器设计 桥壳设计
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驱动桥结构分析
设计驱动桥时应当满足如下基本要求： 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。 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
γ 1 = arctan
z1 z2
计算结果 11 22 6 20 9.6 10.8 22.5 d1=66 d2=132
γ 2 = 90 −γ1 °
γ1=26.6 γ2=63.4 18.8 72.0
t=3.1416
A0 = d1 d2 = 2 sin γ 1 2 sin γ 2
ha1 = hg − ha2
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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 ： 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 G 2ψ r r m 2 ' T je = ηi 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； ϕ 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=71308 3.按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 ： 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： Garr 式中：
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差速器设计
行星齿轮与半轴齿轮的选择： 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 ，
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驱动桥结构分析
基本功能： 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: 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： 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。
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差速器设计
压力角α： 压力角 ： 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 ： 行星齿轮轴直径 及支承长度L： 及支承长度 （3-5）
式中： T——差速器壳传递的转矩，N•m；在此取24515.9 N•m n——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69MPa rd——行星齿轮支承面中点到锥顶的距离（mm），rd=0.5*0.8d2 d ≈39mm L=1.1d =42.9mm
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差速器设计
差速器结构形式选择： 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 根据此次设计要求，
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Байду номын сангаас
差速器设计
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。 Rb = Kb 3 T （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R 求得 b=72.6mm 行星齿轮节锥距A0为 A0=（0.98～0.99）Rb，此处取A0=72.0mm