货车汽车后桥差速器的设计计算说明书.docx

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1、货车汽车后桥差速器的设计计算说明书 货车汽车后桥差速器的设计计算说明书 第一章驱动桥结构方案分析 由于要求设计的是货车的后驱动桥，一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应，该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。 驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下： 1)中央单级减速驱动桥。此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式，在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比小于6的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小

2、齿轮采用骑马式支承，有差速锁装置供选用。 2)中央双级驱动桥。在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥，这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高，桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用，锥齿轮有2个规格。 由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大

3、时，作为系列产品而派生出来的一种型号，它们很难变型为前驱动桥，使用受到一定限制；因此，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。 3)中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为2类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。 圆锥行星齿轮式轮边减速桥。由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器，轮边减速比为固定值2，它一般均与中央单级桥组成为一系列。在该系列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使牵引力增大或速比增大时

4、，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速器即可变成双级桥。这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边 减速器上，其“三化”程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值2，因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。 圆柱行星齿轮式轮边减速桥。单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在3至4.2之间。由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速比一般均小于3，这样大锥齿轮就可取较小的直径，以保证货车对离地问隙的要求。这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮穀内具有齿轮传动，长时间在公路上行驶会产生大量的热量而引起过热

5、；因此，作为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。 况且由于随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，货车驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势，主要是单级驱动桥还有以下几点优点： (1) 单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，在货车上占有重要地位； (2) 货车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展； (3) 随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，货车使用条件对汽车通过性的要求降低。因此，货车不必像过去一样，采用复杂的结构提高通过性； 单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看，重型

6、车产品在主减速比小于6的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。 所以此设计采用单级驱动桥再配以铸造整体式桥壳。图1-1Meritor单后驱动桥为中国重汽引进的美国ROCKWELL公司13吨级单级减速桥的外形图。 图1-1 Meritor（美驰）单后驱动桥 第二章主减速器设计 2.1 主减速器的结构形式 主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。 2.1.1 主减速器的齿轮类型 因螺旋锥齿轮能承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另一端，因此其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也很小。主减速器的

7、齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式。 2.1.2 主减速器的减速形式 由于i=5.8336，一般采用单级主减速器，单级减速驱动桥产品的优势：单级减速驱动车桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，是驱动桥的基本型，在货车上占有重要地位； 目前货车发动机向低速大扭矩发展的趋势使得驱动桥的传动比向小速比发展；随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，许多货车使用条件对汽车通过性的要求降低，因此，货车产品不必像过去一样，采用复杂的结构提高其的通过性；与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性增加。 2.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支

8、承形式 1）主动锥齿轮的支承 跨置式支承的支承刚度高于悬臂式。，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置，所以选用跨置式。 2）从动锥齿轮的支承 为了使从动锥齿轮背面的支承凸缘有足够的位置设置加强筋及增强支承的稳定性，从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承。 2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 2.2.1 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ce n K i T T T o TL e ce /max ?= m N ? （2-1） 式中：TL i 发动机至所计

9、算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，在此取7.31*5.833=42.639； max e T 发动机的输出的最大转矩，在此取300m N ?； T 传动系上传动部分的传动效率，在此取0.9； n 该汽车的驱动桥数目在此取1； o K 由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车， 矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取o K =1.0，当性能系数 p f 0时可取o K =2.0； ? ? ?16 p f =0,即o K =1.0 由以上各参数可求Tce Tce = 1 9 .00.1639.42300?=11512.5m N ? 2. 按驱动

10、轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cs T LB LB r i r G T cs ?=?/2 m N ? （2-3） 式中：2G 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，在此取30000N; ?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； r r 车轮的滚动半径，在此取0.483m ； LB ，LB i 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，LB 取0.9，由于没有轮边减速器LB i 取1.0 所以LB LB r cs i r G T ?=?/2=0 .19.0483 .085.030000?=13685m N ? 3. 按汽车日常行驶平均转

11、矩确定从动锥齿轮的计算转矩cf T 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： ()m N )(?+= +?+P H R LB LB r T a cf f f f n i r G G T （2- 4） 式中：a G 汽车满载时的总重量，在此取55000N ； T G 所牵引的挂车满载时总重量，N ，但仅用于牵引车的计算; R f 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可取0.0150.020；在此取0.018; H f 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取0.050.09在此取 0.07; p f 汽车的性能系数在此取0； LB ，LB

12、i ，n 见式（2-1），（2-3）下的说明。 所以 () )(P H R LB LB r T a cf f f f n i r G G T += +?+ = ()007.0018.01 9.00.1483 .055000+?=2597.5m N ? 式（2-1）式（2-4）参考汽车设计实用手册1式（4-6-12）式（4-6-14）。 2.2.2 主减速器基本参数的选择 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

13、齿数时应考虑如下因素： 1）为了磨合均匀，1z ，2z 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1z 一般不小于6。 4）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。 5）对于不同的主传动比，1z 和2z 应有适宜的搭配。 根据以上要求参考汽车设计实用手册1中表4-6-12 取1z =6，2z =35， 1z +2z =4140. 2.从动锥齿轮大端分度圆直径2D 和端面模数t m 对于单级主减速器，增大尺寸2D 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小2D 又会影

14、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。 2D 可根据经验公式初选，即 322c D T K D = （2-5） 2D K 直径系数，一般取13.016.0 Tc 从动锥齿轮的计算转矩，m N ?，为Tce 和Tcs 中的较小者 所以 2D =（13.016.0）311512.5=（293.5361.3）mm 初选2D =315mm 则t m =2D /2 z =315/35=9mm 根据t m =3c m T K 来校核s m =9的选取是否合适，其中m K =（0.30.4） 此处，t m =（0.30.4）311512.5=（6.779.03），因此满足校核。 3. 主，从动

15、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 =0.155

16、?315=48.825mm 在此取50mm 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，在此取1b =55mm 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，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，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，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3540，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35。 5.

17、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，从锥顶看为顺时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为逆时针，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，规定载货汽车可选用20的压力角。 2.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算 表2-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表 2.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算 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。 1）齿轮的损坏形式及寿命 齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点及影响因素分述如下：