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1、江淮征途皮卡驱动桥优化设计摘要驱动桥是构成汽车的四大总成之一，一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成，它位于传动系末端，其基本作用是增矩、降速，承受作用于路面和车架或车身之间的力。它的性能好坏直接影响整车性能，而对于我盎汽车显得尤为愈要，采用传动效率高的单级减速驱动桥已经成为未来载重汽车的发展方向。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了江淮征途皮卡驱动桥的设计。本次设计首先对驮动桥的特点进行了说明，根据给定的数据询定汽车总体参数，再确定主减速器、差速器、半轴和桥壳的结构类型及参数，并对其强度进行校核.数据确定后，利用CAT1.A建立三维模型，并使用其工程制图模块生成二维图。再使用AN
2、SYS的静力学分析模块对满载轴荷下的桥壳进行四种典型工况的分析，并根据分析结果将桥壳模里一步步优化，最终得到既符合力学分析又轻量化的驱动桥壳.本设计具有以下的优点：由下的是采用中央单级减速驱动柝，使得整个后桥的结构简单，制造工艺简单，从而大大的降低了制造成本。并口，弧齿徒齿轮的单级主减速器提高了后桥的传动效率，提高了传动的可行性。关健词：驶动桥；CAD；CT1A:有限元分析Designofdriveax1.eforPickupAbstractDrivicax1.eisoneofthefourpartsofacar.itisgenera1.1.yconstitutedbythemaingearb
3、ox.thedifcrcntia1.device,thewhee1.transmissiondeviceandthedrivingax1.es-he1.1.andsoonitisattheendofthepowertrain.Itsbasicfunctionisincreasingthetor-queandreducingspeedandbearingtheforcebetweentheroadandtheframeorbody.Itsperformancewi1.1.haveadirectimpactonautomobi1.eperformance,anditispar1.ic-Iar1.y
4、importantforthetruck.Usingsing1.estageandhightransmissionefficiencyofthedriveax1.ehasbecomethedeve1.opmentdirectionofthefuturetrucks.Inthispaper,withreferencetothetraditiona1.designmethodofdriveax1.edriveax1.eofjianghuaijourneypickupdesign.Thecharacteristicsofthedesignofdriveax1.efirstdescribed,acco
5、rdingtothegivendatatodete11ninethecarsovera1.1.parameter,todeterminethemainreducer,differentia1.andha1.fshaft,andthestructureofbridgehousingtypeandparameters,andtocheckitsstrength.Datais1.ctc11nincd,the3dmode1.wasestab1.ishedbasedonCATIA,andusingtheengineeringdrawingmodu1.etogenerate2dfigure.Usingst
6、aticsana1.ysisno1-变速器传动效率，取，/=0.9：J液力变矩器变矩系数，k=1.：%由卜猛接上，：器，:的0枚乐数,-1；代入式(2.2),有：1.1931.X9*5.7809=2911562912Nm2.按驶动轮打滑转矩确定从动推齿能的计算转矩r=(2-3)式中:G2汽车满效时个驱动桥给水平地面的最大负荷,后桥所承载2630x9.8x0.6=15464.4N的负荷；轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎公路用车，取=O.85;对于越野汽车取1.0：对于安装有专门的防滑宽轮胎高级轿车，计算时可取1.25：m2汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取1.15；%一车轮的滚动半径，
7、车轮的滚动半径为0.345m；分别为所i1.算的主减速从动锥齿轮到驱动乍轮之间的传动效率和传动比,取0.95,由于没有轮边减速涔取1.0；所以心&区:三竺笔警史=57283N仙九bb095表2-3舞动桥质量分配系数货车4X2后轮单胎5(*59%41%50%32%70%60%-68%4X2后轮双胎.长头、城头车44%-49%51%-55%27%30%70%-73%4X2后轮双胎，平头49%-54%46%-5i%32%35%65%-68%车6X4后轮双胎31.%37%63%69%19%24%76%81%2.2.4 主减速器齿轮参数的选择1 .主从动齿轮齿数选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素”叫
8、(1)为了磨合均匀，Z1和Zz之间应避免为公约数。(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J啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对手乘用车，z,一般不少于9;对于商用车，zt般不少于6。(4)主传动比f报大时，力尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。(5)对于不同的主传动比，Z和ZZ应有适止的搭配。1=9za=52Z+Zz=6140满足以上要求。2 .从动锥齿轮大端分度圆直径Dz和端面模数m对于单级主减速器，增加尺寸内会影响驱动桥克高度尺寸和离地间隙，减小又影响跨置式主动齿轮的前支撑座得安装空间和差速涔的安装。外可根据经验公式初选，即D2=Kd
9、*JTt(2-4)式中：D2从动齿轮大端分度圆直径(mm)：KA直径系数,一般取13016;Te从动锥齿轮的计算转矩，Nm-TC=min亿.,7力：故Da=(13X)16)75728.3=(2322863)mm初选D=286U”则,=5.51111nP5)s2参考机械设计手册选取mj5.5mm,M1.JDa=286mm3 .主、从动徒齿轮齿面宽b1和2对于从动齿轮的齿面宽b，推荐不大于其节锥距AO的O3倍，而且bz应满足，b2IOra股也推荐bfOPSDz。对于弧齿锋齿轮,b1般比b?大10%。b2=01.55D2=0.55X286=44.33mmb1=1.ba=48.76mn4 .中点螺旋角
10、B螺旋向沿齿宽是变化的，齿轮大端的螺旋角最大，轮齿小段的螺旋为最小。弧齿锥齿轮副的重点螺旋角是相等的“同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而I1.齿轮的强度越高。汽车主减速器煎齿锥齿轮的平均螺旋角为3540,而商用车选用较小的R值以防止轴向力过大，通常取3505.螺旋方向从俳齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动惟齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与推齿轮的螺旋方向影响其受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开徒顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止齿轮因卡死而损坏U1.汽车主减速器小锥齿轮一般为左旋，而大锥齿轮为右旋.6 .法向
11、压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减小齿轮不发生根切的最小齿数。对于孤齿推齿轮，乘用车的丁一般选用145。或16。，商用车的为20。或22.5。,这里取a=20。2.2.5 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算表2-4主减速器齿轮的几何尺寸计算用我序号项目计算公式计算结果I主动齿轮齿数92今动齿轮齿数口523模数m5.54齿面宽bb=44.33ba=48.765工作的高h=H1.mHr=9356全齿高b=H2Hih=10.3847法向压力角a=20o8轴交角=90。序号目计算公式计算结果9节圆直径d=nud,=49.5勺=286IO节钺角Y1arctan-F三90-n友=9.82。ri=80
12、J8oI1.节饰距.02sinr1Ao=1.45.1!612周节t=11mt=17.2813ie-2hg三5h1.=6.756ha=1.03414齿根高*f三*-*%a=3.628%=7.7915径向间照c三h-C=1.03416齿根角hf9farctan-ao与广1.432%,=3.073017面锥角Yai三r+:心-+%JTu=12.893)2=8I.612o18根椎角三n-YtimYt-%：行8.388。jya=71.,107o22毋恻间隙BW.3050.4060.4mm23螺血地P诙35。2.2.6 主减速器螺旋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
13、证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。1.单位齿长圆周力主减速器推齿轮的表面耐磨性，通常轮齿上的雎位优长圆周力来估算，即(.2-6)ch式中：P一作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种我荷工况进行计算,N：F作用在齿轮上的圆周力，N：b2从动齿轮的齿面宽，在此取50mm。(1)按发动机最大转矩计算时：F=X1.O3MPa5外式中：ia变速器一档的传动比，2.9：D1-主动锥齿轮分度圆直径：D1=三z1=49.5mm:Je-发动机输出的最大转矩，在此取193Nm:按上式2Tm-i.P=03=459IMPa5瓦P=459.IP.校核满足要求。(2)按驱动轮打滑转矩计算：(2
14、-8)pJG2Fm05砧式中：G2后驱动桥在满栽状态下的静载荷：Ga=5464.4N;m2一汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数：m2=1.2;轮胎与路面之间的付卷系数：=O.85;%车轮滚动半径：r=0.345m:J-主减速器从动齿轮到车轮间的传动比：f1.=1:J一主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率：J=O.95.D2从动齿轮分度圆直径：D尸286mm：b2从动齿轮齿宽：bz=4433mm将各参数代入上式得：P=828.336MPaVIPI=I429MPa故,齿轮表面耐磨性合格2 .锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为：式中：Te齿轮的计算转矩，对于主动齿轮7=2912(52内)=504Nm对从动齿轮
15、，一和中的较小值,为291.1.56Nmk0过载系数，一般取I:k尺寸系数，0.666；kw1.一齿面载荷分配系数，层鹘式结构，k=I.I;kv质量系数，取1：b所计算的齿轮齿面宽：2=48.76mmb2=4433mm:D所讨论齿轮大端分度圆直径；D1=49.5mmDa=286mm:JW齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，选取小齿轮的1=027,大齿轮A=0.25：XiOJ477.63MPa25041.06661.1.15J487649J027XIN=244.75MPJ2x2912*1.0666*1.11.5J4433286O25主从动推齿轮的%=700MPa,轮齿弯曲强度满足要求。3 .锥齿轮轮齿的
16、齿面接触应力为：4F泮00助式中：O）徘齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa：D1.主动推齿轮大端分度圆直径.mm；D1=49.5mm;-主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=44.33mm:kf齿面品质系数，取1.0；,一综合弹性系数，取232.6：k,-尺寸系数，取I。/,一齿面接触强度的综合系数，查表取0.245：一主动锥齿轮计兑转矩：7=504Nm%、J3择同式（2.9）将各参数代入式（2.10）,有：0j=501.41MPay=2800MPa,轮齿接触强度满足要求。2.2.7主减速器轴承的计算设计时，通常是先根据主减速器的结构尺寸初步确定轴承的型号，然后验算轴承寿命。影响轴承寿命的主要外因是它的
17、工作载荷及工作条件，因此在验算轴承寿命之前，应先求出作用在齿轮上的轴向力、径向力、圆周力，然后再求出轴承反力，以确定轴承我荷。1 .推齿轮齿面上的作用力齿面宽中点的圆周力/,为P=齐(2-11)式中J一作用在该齿轮上的转矩。主动齿轮的当量转矩上；dm该齿轮齿面宽中点的分度圆直径。注：汽车在行驶过程中，由变速器档位的改变，且发动机也不尽处于叔大转矩状态，因此主减速屠齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明,轴承的主要损坏形式是疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩可按下式求得：1Id3Jn-加(S纣+T以&醐式中：fi,fa2,.tfi变速器I.I1.V档使
18、用率为I%，3%,5%,16%,75%：J,Iqi.5一变速渊的传动比为2.9,2.2,1.69,1.3,1：frv,f2,.,fi变速器处于I,I1.V档时的发动机转矩利用率50%,60%,70%.70%,60%。对于螺旋推齿轮d2m=d2-FSfnxz=242.32mm(2-13)d1.m三d2m=41.94mm(2.14)式中：dttnd2m主、从动齿轮齿面宽中点的分度圆宜径:F从动齿轮齿面宽，取F=44,33:r2从动齿轮的节锥角80.180；计算得：P=7I3ON2 .锥齿轮的轴向力和径向力从动齿轮的螺旋方向为右：旋转方向为逆时针：C-15)-i6)(2-17)42(tanajmju
19、ico*7j)三4204NP,.、Rj=-(tanacosyj-sinfsinyj)=-4159.6N主动齿轮的螺旋方向为左：P4=(t*nsiny1-sincos71)=-4159.6Nff1三-(tancosy1sinsiny1)202.4N式中:齿吮表面的法向压力角2(尸：y1.,y,主动齿轮面锥角12.8930,从幼齿轮根推角77.1070。3 .主减速器锥齿轮轴承载荷的计算对于主动齿轮采用悬臂式支撑，对于从动齿轮采用传统的骑马式支撑方式。对于采用崎马式的主动锥齿轮和从动锥齿轮的轴承径向载荷，如图2.1和图2.3所示.轴承A,B的径向载荷分别为以=；病声函耳两沟5(2-19)*J(Fc
20、),(PAZe(220)由匕z=4159.6,FKZ=4202.4N.P=7I3O.a=67mn,b=42mm可求得轴承A的径向力8=5955.7N轴承A的轴向力AA=O轴承B的径向力=10585.4N轴承B的轴向力4b=4159.6N(1)对于轴承A采用圆锥滚子轴承，采用HR322O6J,此轴承的额定动载荷J=52KNe=O.38Y=1.6巧Ia动我荷P-XEF.话eXYXYI00.4当St涉我荷H0.5E+%6怛界0.5耳+%H.则为R=Ef.X及%的ff.K.图2-4If1.I推潦子轴承动我荷计算表根据图24带入数据求得当量动载荷P=5955.7N(2-21)式中：ft温度系数，取1.0
21、4载荷系数，取1.2带入数据Zu=7.461O,平均车速取35kmh,对于无轮边减速器的驱动桥来说，主减的从动齿轮轴承的计算转矩n3为166X35W2=-T-T-=2698rmini0345则主动齿轮的计算转速n2=52*9269一8=155%min所以轴承能工作的额定轴承寿命为7.46x10*1.itk=79752hj601.559若大修里程S定为100oOo公里，可计算出预期寿命即(2-22)Zh=9=2857h%而1.M,故轴承符合使用要求，(2)对于轴承B采用圆锥滚子轴承，采用HR322O7J,此轴承的额定动栽荷q=705KN,e=O.38,Y=1.6根据图26带入数据求得当量动载荷P
22、=IO889.5N1.70500T)2x10889571.4=761.,176x1086O1559=29506h因为1.*q1.故轴承符合使用要求对于从动齿轮的轴承C,D用圆锥滚子轴承，选用HR32911,轴承的额定动载荷为Cr=45.5KN,经过校核，符合使用要求。2.3差速器设计2.3.1 差速器的作用根据汽车行班!运动学的要求和实际上的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽军在行驶过程中左右车轮在同时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由r左右车轮轮胎气压、轮胎负荷
23、、胎面磨损程度的不同以及制造误差等原因引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况卜.，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会是轮胎过早磨损、无益地消耗功率和燃料以及驱动乍轮轴超载等,还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器，后先保证了汽车驶动桥两侧车轮
24、在行程不同时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。在此，选用对称推齿轮式差速器1以2.3.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴,半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图2.5所示。由于其具有结构荷单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施.例如加进摩擦原件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数：或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置，如差速锁等。由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从幼齿轮尺寸时
25、，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮席尺寸也受到从动齿轮及主动出轮导向轴承支座的限制.1, 12-轴承I2-螺母I3.14-镇止贴I4-差速2S左光I5,1%螺楼6-举铀齿轮箜片7-半话出轮8-行星齿帖轴：d行星告能I10行军齿轮垫片,I1.-走速善右亮图2-5普通的对称式网锥行星齿轮差速器233差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数行星齿轮数n需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下可取两个，反之取0=4,由于设计的是皮卡，具有一定的承载能力，取。=4。2 .行星齿轮球面半径RS行星齿轮球面半径R.反映/差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定。圆俳行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决行星齿轮的背面的球面半径R,它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。(2-23)球面半径府8可按如卜的经验公式确定：RB=KB
