驱动桥设计

第三章 驱动桥设计

一、主减速器的齿轮类型

设计采用单级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳。

二、主减速器主，从动锥齿轮的支承形式

图2-3 主动锥齿轮悬臂式支承 图2-4 主动锥齿轮跨置式

图2-5 从动锥齿轮支撑形式

三、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 从动锥齿轮计算转矩Tce

Tce?kdTemaxki1ifi0?n （2-1）

式中：kd——猛接离合器所产生的动载系数，性能系数fj?0的汽车:kd?1，fj?0的汽车：kd?2或由经验选定。

Temax——发动机的输出的最大转矩，在此取242N?m； ?——发动机到万向传动轴之间的传动效率，在此取0.85；

k——液力变矩器变矩系数，,k???k0?1?2??1， k0最大变矩系数，

????k在此取1；

i1——变速器一挡传动比，在此取6.09； if——分动器传动比，在此取3.7； i0——主减速器传动比 ，在此取6.33；

n——该汽车的驱动桥数目在此取1；

代入式（2-1），有：

1?242?1?6.09?3.7?6.33?0.85 ??29339.8Nm Tce1主动锥齿轮计算转矩T=4576.3Nm

2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs

G2m，2?rr Tcs? （2-2）

?mim式中: G2——满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N），预设后桥所承载47645N的负荷;

?——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取?=0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25; rr——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为GB516-82 9.0～20，则车论

的滚动半径为0.456m；

m，2 ——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取1.2

?m，im——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，?m取0.9，由于没有轮边减速器im取1.0

所以Tcs?1.2?47645?0.85?0.456?24622.9N?m

0.9?1.03. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf

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：

Ft?rr Tcf? N?m （2-4）

im??m?n式中：

式中：Ft——汽车日常行驶平均牵引力，在此取 32145.29N rr——车轮的滚动半径，在此滚动半径为 0.456 m ； im——主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取4.5 ?m——主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取0.87 n——该汽车的驱动桥数目在此取1；

所以Tcf?32145.29?0.456=3744.126N?m

4.5?0.87?1四、 主减速器基本参数的选择

1. 主、从动锥齿轮齿数z1和z2

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 1）为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数。

2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。 3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6。 4）主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。 5）对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。

根据以上要求，这里取z1=7 z2=40，能够满足条件：z1+z2=47〉40 2. 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mt

对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

D2可根据经验公式初选，即

D2?KD23Tc （2-4）

KD2——直径系数，一般取13.0～15.3；

Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，N?m，为Tce和Tcs中的较小者。 所以 D2=（13.0～15.3）34576.3=（215.8～254.0）mm 初选D2=240mm

则mt=D2/z2=240/40=6.0mm

参考《机械设计手册》选取mt? 6mm，则D2=240mm 根据mt=Km3Tc来校核ms=10mm选取的是否合适，其中Km=（0.3～0.4）

此处，mt=（0.3～0.4）34576，因此满足校核条件。 .3=（4.98～6.64）

五、差速器设计

1 差速器齿轮的基本参数的选择

1.行星齿轮数目的选择

载货汽车采用4个行星齿轮。 2.行星齿轮球面半径RB的确定

球面半径RB可按如下的经验公式确定：

RB?KB3T mm (3-3) 式中：KB——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有4个行星齿

轮的载货汽车取小值2.6；

T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，24622.9 N?m. 根据上式RB=2.6?324600.9=75.6mm 所以预选其节锥距A0=75.6mm

3.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z1/z2在1.5～2.0的范围内。

z2L?z2R?I n4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角?1，?2

?1?arctanz112=arctan=30.96? ?1=90°-?2=59.04?

20z2 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m

2A02A02?75.6sin?1=sin?2=?sin30.96??6.482 z1z212 由于强度的要求在此取m=8mm

m=

得d1?m 5.压力角α

z?8?12?96mm d?mz122?8?20?160mm

六、差速器齿轮的强度计算

2Tkskm?w??103 MPa

kvmb2d2Jn所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo。

七、驱动半轴的设计

1全浮式半轴计算载荷的确定

全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有附着力矩T??X2L?rr?X2R?rr求得，其中X2L，X2R的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小者。 若按最大附着力计算，即

X2L?X2Rm'G2??

21.3?47645?0.8=24775.4N ， 2根据上式X2L?X2R?T??X2L?rR?X2R?rr?11297.58N?m

若按发动机最大转矩计算，即

X2L?X2R??Temaxi?/rr 根据上式

X2L?X2R?0.6?242?9.01?6.33?0.9=16344.5 N

0.456在此X2L?X2R?16344.5N T=11297.58N·m

2、全浮式半轴的杆部直径的初选

全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行

d?T??1030.196????(2.05~2.18)3T? （4-3）

3T?取小值为11297.58Nm，根据上式d??2.05~2.18?311297.58=（46.00～

48.92）mm

根据强度要求在此d取48 mm。

3、全浮式半轴的强度计算

首先是验算其扭转应力?： ??T??16 MPa （4-4）

d311297.58=520.5MPa< ???=(490～588) MPa

3.14?0.48316所以满足强度要求。 半轴的扭转角为 根据上式?＝ ??T?l180GIp?

式中，?为扭转角；l为半轴长度，取l?1800/2?900mm；G为材料剪切弹性模量，；Ip为半轴截面极惯性矩，Ip??d4/32?520888.32 mm4。

转角宜为每米长度6?～15?。计算较核得??10.64?，满足条件范围。

4．半轴花键的强度计算

在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。 半轴花键的剪切应力为

T?103?b?z?Lp?b?j?(DB?dA)/4（4-6）

半轴花键的挤压应力为

T?103 （4-7） ?c?z?Lp???[(DB?dA)/4]?(DB?dA)/2式中T——半轴承受的最大转矩，T=11297.58 Nm；

DB——半轴花键(轴)外径，DB=52mm； dA——相配的花键孔内径，dA=48mm； z——花键齿数，在此取20；

Lp——花键工作长度，Lp=70mm； b——花键齿宽，b=3.77 mm；

?——载荷分布的不均匀系数，取0.75。

将数据带入式（5-5）、（5-6）得：

?b=65.4MPa

?c=148.2 MPa

根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力[?s]不应超过71.05 MPa，挤压应力[?c]不应超过196 MPa，以上计算均满足要求。

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