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东风EQ1090E型载货汽车驱动桥部分毕业设计 东风EQ1090E型载货汽车驱动桥部分毕业设 计 摘要 本次设计为EQ1090载货汽车驱动桥设计。汽车驱动桥作为汽车传动系中一重要组成部分，它设置在传动系的末端，由主减速器、差速器、半轴和桥壳等组成。它将经万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮。它通过主减速器的主、从动齿轮之间的配合，改变由传动轴传到主动齿轮上的转速，使之在工作中实现增大转矩、降低转速，改变转矩的传递方向1。 本说明书中，根据给定的参数，首先对主减速器进行设计。主要是对主减速器的结构，以及几何尺寸进行了设计。主减速器的形式主要有单级主减速器和双级主减速器。本次设计采用的是双级主减速器，第一级采用一对螺旋锥齿轮，第二级采用一对斜齿圆柱齿轮。其次,对差速器的形式进行选择，并对差速器齿轮的几何尺寸进行了设计和计算。之后，对半轴的尺寸、支承形式，以及桥壳的形式和特点进行了分析设计。接着，对齿轮的强度进行了校核。最后对二级主减速器、差速器总成、半轴、轮胎做了三维模型，将它们装配起来，以分析设计与布置的合理性，并通过PRO/E对装配体进行运动仿真来了解运动速度情况。 采用非断开式驱动桥具有结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便，工作可靠等优点。采用双级主减速器，保证要求的离地间隙和预定的传动比。采用普通锥齿轮差速器，结构简单、工作平稳、制造方便。 关键词: 驱动桥；主减速器；差速器；半轴；齿轮 Abstract This design of EQ1090s medium truck drive axle is introduced in the graduation. As one of the major parts in the automobile transmission, the drive axle locates at the end of the transmission, which consists of main reducer, differential, half axle and drive axle case. Drive axle can pass the engine torque which is brought from universal joint to the drive wheel through main reducer, differential, half axle. The speed of the main drive gear is changed with the help of the cooperation of the main drive gear and driven gear. It can decelerate, increase the torque and change its transmitting direction in the process1. The main reducer is designed in this paper firstly accounting to the given parameters. Single and double reducers are the two major types of main reducer. The double-level main reducer is used in my article. The first level reduction uses one pair of spiral bevel gears. The second level reduction uses a pair of helical-spur gears. Secondly, the main form of differential are General symmetric cone planetary gear differential and Non-slip differential. The form of differential is chosen and the geometry size of the differential gear is calculated. Thirdly, the size of half axle and its supporting form is analysis. Then, the intensity is checked up. Finally made a three-dimensional model of the tire, the two main gear, differential assembly, axle. They are assembled to analyze the rationality of design and layout and by PRO/E for assembly motion simulation to understand the situation velocity. Non-breakaway drive axle has a simple structure, good processing, easy to manufacture ,easy adjustment reliable work and so on using ordinary bevel gear differential, simple structure, smooth, easy to manufacture. keywords ：Drive axle；the main reducer；differential；Axle；gear 总论 驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。其功用是：将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降速、增大转矩；通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外车轮以不同转速转向。 汽车传动系的首要任务是与发动机协同工作，以保证汽车在各种行驶条件下正常行驶所必需的驱动力与车速，并使汽车具有良好的动力性与燃油经济型。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。 首先，是因为绝大多数的发动机在汽车上是纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须经由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。 其次，是因为变速器的主要任务仅在于通过选择适当的档位数及各档传动比,以使发动机的转矩转速特性能适应汽车在各种行驶阻力下对动力性与经济性的要求。而驱动桥主减速器的功用则在于当变速器处于最高档位（通常为直接档，有时还有超速档）时，使汽车有足够的牵引力，适当的最高车速和良好的燃料经济性。为此，则需将通过变速器或分动器经万向传动装置传来的动力，通过驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩，降低转速的变化。因此，要想使汽车传动系设计得合理，首先必须选择好传动系的总传动比，并适当地将它分配给变速器和驱动桥。后者的减速比称为主减速比。当变速器处于最高档位时，汽车的动力性及燃油经济性主要取决于主减速比。在汽车的总布置设计时，应根据该车的工作条件及发动机、传动系、轮胎等有关参数，选择合适的主减速比来保证汽车具有良好的动力性和燃料经济性。 差速器的功用是当汽车转弯行驶或在不平路面行驶时，使左右驱动车轮以不同的角速度滚动，以保证两侧驱动车轮与地面间作纯滚动运动。 汽车行驶过程中，车轮对路面的相对运动有两种状态滚动和滑动，其中滑动又有滑转和滑移两种。 汽车行驶时，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的。左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行驶阻力不等等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，则不可避免地产生驱动轮在路面上的滑移或滑转，这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为了防止这些现象的发生，汽车左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两 侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。 差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。 驱动桥的传动效率主要决定于其齿轮啮合及轴承运转是的摩擦损失和润滑油的扰动、飞溅引起的功率损失。除齿轮精度及支承刚度外，正确选择润滑油可减小齿面间的摩擦损失，改善啮合；除转速影响外，正确选择轴承的尺寸及型号、间隙或预紧度，改善润滑等是减小轴承摩擦损失的有效措施；除主减速器从动齿轮轮缘的宽度、切线速度及润滑油黏度的影响外，选择合理的油面高度，可控制润滑油的扰动、飞溅引起的功率损失，这些都是减小驱动桥的功率损失提高其传动效率的主要方法。 随着高速公路网状况的改善和国家环保法规的完善，环保、舒适、快捷成为货车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为货车主减速器技术的发展趋势3。 货车发动机向低速大扭矩方向发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展。为顺应节能、环保的大趋势，货车的技术性能在向节能、环保、安全、舒适的方面发展。因此，要求货车车桥也要轻量化、低噪声、高效率、大扭矩、宽速比、长寿命和低生产成本。 对不同用途的汽车来说，驱动桥的结构形式虽然可以不同，但在使用中对他们的基本要求却是一致的。综上所述，对驱动桥的基本要求可以归纳为以下几点：所选择的主减速器比应满足汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和经济性；当两驱动车轮以不同角速度转动时，应能将转矩平稳且连续不断地传递到两个驱动车轮上；当左右两驱动车轮的附着系数不同时，应能充分利用汽车的牵引力；能承受和传递路面与车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩；驱动桥各零部件在强度高、刚性好、工作可靠及使用寿命长的条件下，应力求做到质量小，特别是非悬挂质量应尽量小，以减小不平路面给驱动桥的冲击载荷，从而改善汽车的平顺性；轮廓尺寸不大，以便于汽车的总布置及与所要求的驱动桥离地间隙相适应；齿轮及其他传动机件工作平稳，无噪音或低噪音；驱动桥总成及零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化汽车变型的要求；在各种载荷及转速工况下有高的传动效率；结构简单，修理、保养方便；机件工艺性好，制造容易19。 第一章EQ1090载货汽车驱动桥设计方案确定 1.1 驱动桥结构方案的确定 驱动桥的结构形式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂，但可以大大提高汽车在不平路面上的行驶平顺性。 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，对汽车平顺性和降低动载荷不利。这是它的一个缺点。 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。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。 本次设计为EQ1090型货车驱动桥。由于非断开式驱动桥与断开式驱动桥相比，其形式结构简单、成本低、维修和调整方面也很简单，经济性好。所以，本次EQ1090中型货车驱动桥的设计采用非断开式驱动桥。 1.2 主减速器形式及选择 主减速器的形式主要分为两种：即单级式主减速器和双级式主减速器。 主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙， 有利于实现汽车的总体布置。另外，弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率，可达99%。 本次设计任务的总质量为9290kg ，最小离地间隙为265mm 。此时为满足较大的主传动比，由一对锥齿轮构成的单级主减速器，已满足不了最小离地间隙的要求。所以，在本次设计中，主减速器的形式采用双级主减速器2，纵向布置。如图1.1所示。 图1.1 双级主减速器布置形式 1.3 主减速器齿轮的齿型 第一级传动齿轮采用弧齿圆锥齿轮。因为采用了双级主减速器，动力的传递由两组齿轮共同完成，考虑其成本，则不需采用双曲面齿轮。 第二级传动齿轮采用斜齿圆柱齿轮。因为此时动力传递为直线传递，所以只能选取圆柱齿轮，而又为保证自身的轴向位置，所以采用斜齿圆柱齿轮。 1.4 双级主减速器传动比分配 一般情况下第二级减速比i 02与第一级减速比i 01之比值（i 02/i 01）约在1.42.0范围内，而且趋于采用较大的值，以减小从动锥齿轮的半径及负荷并适应当增多主动锥齿轮的齿数，使后者的轴径适当增大以提高其支承刚度；这样也可降低从动圆柱齿轮以前各零件的负荷从而可适当减小其尺寸及质量。在这里取i 0/i 01=1.5。则可算得：01i =5 .10i 2.054，其 02i =010i i =054 .233.6=3.081，修定总传动比得02022i i i =6.328。 第二章 EQ1090载货汽车主减速器设计 2.1 汽车弧齿圆锥齿轮设计1 2.1.1 主动锥齿轮计算载荷的确定 1)按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩je T M N M N n k I T T TL e je ?=?= 8.146961 19.026.46353*0max (2.1) 式中: je T 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，单位 N· m ； max e T _发动机的输出的最大转矩，单位 N·m max e T =353N·m ； TL i _发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比 TL i =26.4631.7328.610=?=?i i ； 0k _由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，0k =1； _传动系上述传动部分的传动效率，=0.9； n _驱动桥数目，n =1； 2）按驱动桥打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩j T M N i n m r G T LB LB r j ?=?=*=4.3292711496.085.015.1679142 (2.2) j T _按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩，单位N· m ； 2G _汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷， 2G =67914N ； _轮胎附着系数，=0.85； r r _车轮的滚动半径，r r =0.496m ； m _汽车最大加速度时的后桥负荷转移系数，m=1.15； LB _主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率，LB =1； LB i _主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动比，LB i =1； 3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动链齿轮的计算转矩cf T M N M N f f f n n i r G G T j h r m m r r a cf ?=?+?=+*+=37.4425)08.0018.0(1 11496.091042)()( (2.3) m _满载质量，m =9290kg ； g _重力加速度，g =9.8m/s 2； a G _满载时总重力，a G =91042N ； T G _挂车满载总重力，0N ； R f _滚动阻力系数， 0.1-0.2，取0.018； H f _平均爬坡能力系数，0.05-0.09之间，取0.08； p f _性能系数。取0。 取)(min ?j je j T T T 、，即=m i n j T 14696.8(m N ?)为强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。T cf =4425.37M N ?为强度计算中用以验算锥齿轮疲劳寿命的计算载荷。 主动锥齿轮的计算转矩：g c z n i T T ?=0 0i _主减速比 g n _主从动锥齿轮间的传动效率，取9.0=g n 当M N T T T j je c ?=8.14696,min 时，M N T z ?=7.2579 当cf c T T =时，M N T z ?=8.776 2.1.2 主减速器齿轮基本参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数1z 和2z ，从动锥齿轮大端分度圆直径2D 、端面模数t m 、主从动锥齿轮齿面宽1b 和2b 、中点螺旋角、法向压力角等。 1)主、从动锥齿轮齿数1z 和2z 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：为了磨合均匀，1z ,2z 之间应避免有公约数；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；为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车1z 一般不小于6；主传动 比0i 较大时，1z 尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙；对于不同的主传动比，1z 和2z 应有适宜的搭配。又由i 01=2.054，估取Z 1=17，Z 2=35 2)节圆直径的选择 节圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式2.4，式2.5中取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： 3 22j d T K d ?= （2.4） 式中：2d K 直径系数，取2d K =1216； j T 计算转矩，m N ?，取?j T ，je T 中较小的，第一级所承受的转矩： j T =02 i T je =M N M N ?=?14.4770081.38.14696（m N ?） （2.5） 把式（2.5）代进式（2.4）中得到2022=d 269.3mm ；初取2d =210mm 。 3)主、从动锥齿轮齿面宽1b 和2b 锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽2b ，推荐不大于节锥2A 的0.3倍，即223.0A b ，而且2b 应满 足t m b 102，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用： 22155.0D b = 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适。 4)中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度F ，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则F 也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高，F 应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°40°，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35°。 5)螺旋方向 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的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。 6）法向压力角 加大压力角可以提高齿轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，一般对于“格里森”制主减速器螺旋锥齿轮来说，规定重型载货汽车可选用22.5°的压力角。载货汽车20° 查表得： 主动齿轮齿数：17 从动齿轮齿数：35 端面模数： mm mm Z d m 635 21022= 齿面宽： mm d F 55.32210155.0155.02=?=取40mm 齿工作高： mm m H h g 2.1067.11=?= 齿全高： mm m H h 328.116888.12=?= 法向压力角： 20= （载重汽车） 轴交角： 90= 节圆直径： mm m z d 10217611=?= mm m z d 21063522=?= 节锥角： 2635 17arctan arctan 211=z z 641735arctan arctan 122=z z 节锥距： mm d d A 3.11664sin 220226sin 2102sin 2sin 222110= 周节： mm m t 8496.1861416.31416.3=?= 齿顶高： mm m K h a 894.36649.0'2=?= mm h h h g 306.6894.320.10''21=-=-= 齿根高： mm h h h 022.5'"11=-= mm h h h 434.7'"22=-= 径向间隙： mm h h c g 128.1=-= 齿根角： 47.23 .116022.5arctan "arctan 011=A h 66.33 .116434.7arctan "arctan 022=A h 面锥角： 66.2966.3262101=+=+= 47.6647.2641202=+=+= 根锥角： 53.2347.226111=-=-=R 34.6066.364222=-=-=R 外圆直径： mm h d d 36.11326cos 306.62102cos '211101=?+=+= mm h d d 41.21364cos 894.32210cos '222202=?+=+= 节锥顶点至齿轮外圆距离： mm h d x 24.10226sin 306.62 210sin '211201=?-=-= mm h d x 50.4764sin 894.32102sin '222102=?-= 理论弧齿厚： mm s t s 3.151.54.2021=-=-= mm m s s k 10.56850.02=?=?= 齿侧间隙： 由表查得mm B 4.0= 螺旋角： ?35 2.2 主减速器第二级圆柱齿轮设计 1)齿轮计算转矩 n i i i k T K T f d ce ÷?=01max