汽车车桥设计

2021年2月11日发(作者：abyss)

YC1090

货车驱动桥的设计

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：

2

专业名称：车辆工程

指导教师：伍强

日期：

2011.11.28-2011.12.04

盐城工学院本科生毕业设计说明书

2007

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，< /p>

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。

< br>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

1

YC1090

货车驱动桥的设计

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

< p>
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，

< br>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]

< p>
、

[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

< br>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

< p>
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

< br>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

0

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

2

盐城工学院本科生毕业设计说明书

2007

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

< p>
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

< p>
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< /p>

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

0

、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

0

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

0

的选择应在汽车总体设计时和< /p>

3

YC1090

货车驱动桥的设计

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< /p>

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

P

amax

及其转速

n

p

的情况下，

所选择的

i

0< /p>

值应能保证这些汽车有尽可能高

的最高车速

v

amax

。这时

i

0

值应按下式来确定：

i< /p>

0

=0.377

r

r

n

p

v

a max

i

gh

（

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

< p>
一般

选择比上式求得的大

10

％～

25

％，即按下式选择：

< /p>

i

0

=(0.377~0.472)

r

r

n

p

v

amax

i

gh

i

Fh

i

LB

（

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 ,

v

amax

=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=

k

d

T

ema x

ki

1

i

f

i

0

η

（

3-3

）

n

式中：

T ce

—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

< br>=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

< br>；

K

d

—由于猛接离合器而产生的动载系数，

K

d

< br>=1

；

i

1

—变速器最低挡传动比，

i

1< /p>

=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

4

盐城工学院本科生毕业设计说明书

2007

a)

主、从动锥齿轮齿数< /p>

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< /p>

。

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

< /p>

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

=14

3

10190

=303 .51mm

取

d

m2

=304mm

齿轮端面模数

m

?

d

2

/

z

2

?

304/38

< br>?

8

表

3-1

主、从动锥齿轮参数

参

数

分度圆直径

齿顶高

齿根高

齿顶圆直径

齿根圆直径

齿顶角

齿根角

符

号

d=mz

主动锥齿轮

64

从动锥齿轮

304

4.42

6.68

376

270

3

°

21

′

2

°

41

′

h< /p>

a

=1.56m-h

2

< br>;h

2

=0.27m

6.77

h

f

=1.733m-ha

d

a

=d+2hacos

δ

d

f

= d-2hfcos

δ

θ

a

4.33

90

60

2

°

41

′

3

°

21

< br>′

h

θ

f

=arctan

2

R

z

1

δ

< br>=arctan

z

2

δ

a

δ

f

R=

分锥角

14

°

76

°

顶锥角

根锥角

锥距

分度圆齿厚

齿宽

15

°

41

′

11

°

39

′

132

9

47

< br>78

°

21

′

< br>

74

°

19

< br>′

132

9

47

d

2sin

δ

S=3.14mz

B=0.155d2

c

）中点螺旋角β

< br>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

< p>
，使运转平稳，

噪音低。取β

=35

°。

d

）法向压力角α

< br>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

5

YC1090

货车驱动桥的设计

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

< br>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

、

< br>22CrNiMo

和

16SiMn2WMoV

< p>
。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

< br>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=

2k

d

T

emax< /p>

ki

g

i

f

η

nD

1

b

2

×

10

3

（

3-4

）

式中：

i

< br>g

—变速器传动比，常取一挡传动比，

i

g

=7.31

；

6

盐城工学院本科生毕业设计说明书

2007

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（< /p>

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：

σ

w

=

2T k

0

k

s

k< /p>

m

×

10

3

（

3-5

）

k

v

m

s

bDJ

w

式中：

σ

w

—锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，< /p>

MPa

；

T< /p>

—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

< br>=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；< /p>

D=304mm

J

w

< br>—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

< p>
）

，有：

主动锥齿轮，

σ

w

=478MPa

；

从动锥齿轮 ，

σ

w

=466MPa

；

按照文献

[1],

主从动锥齿轮的< /p>

σ

w

≤

[

σ

w

]=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：

σ

j

=

c

p

D

1

2T

z

k

0

k

< p>
s

k

m

k

f

×

10

3

< br>

（

3-6

）

k

v

bJ

j< /p>

式中：

σ

j< /p>

—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

< p>
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

；

7

YC1090

货车驱动桥的设计

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

（

< br>3-6

）

，有：

σ

j

=2722MPa

按照文献

[1]

，σ

j

≤

[

σ

j

]=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

< p>
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=

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

2

sin

γ

2

(3-8)

式中：

D

2

—从动齿轮大端分度圆直径；

D

< br>2

=304mm

b

2

—从动齿轮齿面宽；

b

2

=47mm

γ

2

—从动齿轮节锥角 ；γ

2

=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

< p>

F

az

=

Ftan

α

sin

γ

+Ftan

β

cos

γ

(3-9)

cos

β

Ftan

α

< br>cos

γ

-Ftan

β

sin

γ

(3-10)

cos

β

2T

(3-7)

D

m2

F

rz

=

将各参数分别代入式

( 3-9)

与式

(3-10)

中，有：

F

az

= 2752N

，

F

rz

< br>=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

8

盐城工学院本科生毕业设计说明书

2007

轮轴承的布置尺寸，即可求出轴承所受的载荷。图< /p>

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

< p>
，

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( a)

?

?

F

r z

(a+b)

F

az

< br>D

m1

?

+

?

-

F

r

=

?

（

3-11

）

?

?

2a

?< /p>

?

a

?

?

a

2

2

9

YC1090

货车驱动桥的设计

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(a+b)

?

2

2

F

?

F

r

=

?

rz

(a+b)

?

< br>a

?

?

+

?

?

a

-

F

az

D

m1

?

2a

?

?

轴向力

F

a

=

0

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

2

2

F< /p>

=

?

?

Fd

?

?

c+d

?

?

+

?

?

F

rz

d

?

< p>
c+d

+

F

az

D

m2

?

r

< p>
2(c+d)

?

?

轴向力

F

a

=

F

az

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

?

Fc

< br>?

2

?

F

2

F

r

=

?

rz

c

F

az

D

?

c+d

?

?

+

?

?

c+d

-

m1

?< /p>

2(c+d)

?

?

轴向力

F

a

=

0

将各参数代入式（

3-17

）与（

3-18

）

，有：

F

r

=1745N

，

F

a< /p>

=0N

轴承

E

：径向力

10

（

3-13

）

（

3-14

）

（

3-15

）

（

3-16

）

（

3-17

）

（

3-18

）