汽车车桥设计资料讲解

汽车设计课程设计说明

书

题目：汽车驱动桥的设计

姓名：张华生

学号：2009094643020

专业名称：车辆工程

指导教师：伍强

日期：2011.11.28-2011.12.04

一主减速器设计

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：

a）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。

b）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。

c）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。

d）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。

e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。

3.1 主减速器结构方案分析

主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。

3.1.1 螺旋锥齿轮传动

图3-1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。

近年来，有些汽车的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高汽车行使的稳定性。东风EQ1090E型汽车即采用下偏移准双曲面齿轮。但是，准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。

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。

3.1.2 结构形式

为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。

按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、双速主减速器、双级减速配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。单级式主减速器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级主减速器由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。

查阅文献[1]、[2]，经方案论证，本设计主减速器采用单级主减速器。其传动比i

一般小于等于7。

3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了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。

3.2.1 主动锥齿轮的支承

图3-2主动锥齿轮跨置式

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。

图3-3从动锥齿轮支撑形式

3.2.2 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。

3.3 主减速器锥齿轮设计

主减速比i

、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。

3.3.1 主减速比i

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

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 gh

r n i =0.377

v i （3-1）

式中r r ——车轮的滚动半径， r r =0.5m

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 LB

r n i =(0.377~0.472)

v i i i （3-2）

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n n =3000r/n , amax v =85km/h , r r =0.5m , i gh =1代入（3-1）

计算出 i 0=6.33

从动锥齿轮计算转矩Tce

Tce=

d emax 1f 0k T ki i i η

n

（3-3）

式中：

Tce —计算转矩，Nm ；

T emax —发动机最大转矩；T emax =430 Nm n —计算驱动桥数，1；

i f —变速器传动比，i f =7.48； i 0—主减速器传动比，i 0=6.33；

η—变速器传动效率，η=0.96； 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=1； 代入式（3-3），有：

Tce=10190 Nm 主动锥齿轮计算转矩T=1516.4 Nm 3.3.2 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6.33，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3-1。

从动锥齿轮分度圆直径d m2取d m2=304mm

齿轮端面模数22

/304/388

m d z

===

表3-1主、从动锥齿轮参数

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

F

，使运转平稳，噪音低。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。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。 3.4 主减速器锥齿轮的材料

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、

作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：

a ）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。

b ）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。

c ）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。

d ）选择合金材料是，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。

汽车主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi 、20MnVB 、20MnTiB 、22CrNiMo 和16SiMn2WMoV 。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。

为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm 的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。 3.5 主减速器锥齿轮的强度计算 3.5.1 单位齿长圆周力

按发动机最大转矩计算时

P=

d emax g f 312

2k T ki i η

×10nD b （3-4）

式中：

i g —变速器传动比，常取一挡传动比，i g =7.31 ；

D 1—主动锥齿轮中点分度圆直径mm ；D 1=64mm

其它符号同前；

将各参数代入式（3-4），有：

P=856 N/mm

按照文献[1],P ≤[P]=1429 N/mm ，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。

3.5.2 齿轮弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：

w σ =

30s m

v s w

2Tk k k ×10k m bDJ （3-5）

式中：

w σ—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa ；

T —齿轮的计算转矩，Nm ； k 0—过载系数，一般取1； k s —尺寸系数，0.682；

k m —齿面载荷分配系数，悬臂式结构，k m =1.25； k v —质量系数，取1；

b —所计算的齿轮齿面宽；b=47mm

D —所讨论齿轮大端分度圆直径；D=304mm J w —齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取0.03；

对于主动锥齿轮， T=1516.4 Nm ；从动锥齿轮，T=10190Nm ； 将各参数代入式（3-5），有：

主动锥齿轮，w σ =478MPa ；

从动锥齿轮，w σ =466MPa ；

按照文献[1], 主从动锥齿轮的w σ≤[w σ]=700MPa ，轮齿弯曲强度满足要求。 3.5.3 轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：

σj

（3-6）

式中：

σj —锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa ；

D 1—主动锥齿轮大端分度圆直径，mm ；D 1=64mm b —主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=47mm k f —齿面品质系数，取1.0；

c p —综合弹性系数，取232N 1/2/mm ； k s —尺寸系数，取1.0；

J j —齿面接触强度的综合系数，取0.01；

T z —主动锥齿轮计算转矩；T z =1516.4N.m

k 0、k m 、k v 选择同式（3-5） 将各参数代入式 （3-6），有：

σj =2722MPa

按照文献[1]，σj ≤[σj ]=2800MPa ，轮齿接触强度满足要求。 3.6 主减速器锥齿轮轴承的设计计算

3.6.1 锥齿轮齿面上的作用力

锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。

a ）齿宽中点处的圆周力F

F=m2

2T

D (3-7) 式中：

T —作用在从动齿轮上的转矩；

D m2—从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式（3-8）确定，即

D m2=D 2-b 2sin γ2 (3-8) 式中：

D 2—从动齿轮大端分度圆直径；D 2=304mm b 2—从动齿轮齿面宽；b 2=47mm

γ2—从动齿轮节锥角；γ2=76° 将各参数代入式(3-8)，有：

D m2=258mm

将各参数代入式(3-7)，有： F=3000N

对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。 b ）锥齿轮的轴向力F az 和径向力F rz （主动锥齿轮） 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力F az 和径向力分别为

F az =

Ftan α

sin γ+Ftan βcos γcos β

(3-9) F rz =

Ftan α

cos γ-Ftan βsin γcos β

(3-10) 将各参数分别代入式(3-9) 与式(3-10)中，有：

F az = 2752N ，F rz =142N

3.6.2 锥齿轮轴承的载荷

当锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力计算确定后，根据主减速器齿

轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图3-4为单级主减速器的跨置式支承的尺寸布置图:

图3-4单级主减速器轴承布置尺寸

图3—4中各参数尺寸：

a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=40,D m2=304mm。

由主动锥齿轮齿面受力简图（图3-5所示），得出各轴承所受的径向力与轴向力。

图3-5主动锥齿轮齿面受力简图

轴承A：径向力

F

r

2

2

az m1

rz

F D

F(a+b)

F(a)

+-

a a2a

??

??

??

??

????

（3-11）

轴向力

F a = F az （3-12）

将各参数代入式（3-11）与（3-12），有： F r =3997N ，F a =2752N 轴承B ：径向力

F r （3-13） 轴向力

F a = 0 （3-14）

将各参数代入式（3-13）与（3-14），有： F r =1493N ，F a =0N 轴承C ：径向力

F r （3-15） 轴向力

F a = F az （3-16）

将各参数代入式（3-15）与（3-16），有： F r =2283N ，F a =2752N 轴承D ：径向力

F r （3-17） 轴向力

F a = 0 （3-18）

将各参数代入式（3-17）与（3-18），有： F r =1745N ，F a =0N 轴承E ：径向力