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1、第1 章 概述驱动桥处于动力传动系的末端，主要有主传动器、差速器、半轴、轮边减速器和驱动 桥壳等部件。其基本功能是（1）将万向传动装置传来的发动机转矩通过主传动器、差速 器、半轴等传到驱动车轮，实现降低转速、增大扭矩。（2）通过主传动器圆锥齿轮副改变 转矩的传递方向。（3）通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速 转向，将动力合理的分配给左、右驱动车轮。（4）承受作用于路面和车架或车身之间的垂 直力、纵向力和横向力。设计驱动桥时应满足如下基本要求：1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济型。2）差速器除了保证左、右驱动车轮差速滚动外，还能将转
2、矩连续平稳的传递给驱动轮。3）当左、右驱动轮与路面的附着条件不一致时，能充分的利用汽车的驱动力。4）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。5）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。6）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。7）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩； 在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽 车的平顺性。8）与悬架导向机构运动协调。9）结构简单，加工工艺好，制造容易，维修、调整方便。第 2 章 驱动桥结构分析驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式
3、密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动 桥应为非断开式，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主传动、差速器 及车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在里面；当采用独立悬架时，为保证运动协调， 驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主传动器及其壳体装在车架或车身上， 两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身做上下 摆动，车轮传动装置采用万向节传动。1.非断开式驱动桥非断开式驱动桥，其结构简单、造价低廉、工作可靠，被广泛用于各种载货汽车上。 由于整个驱动桥都是簧下质量，因此对汽车的行驶平顺性和操作稳定性均不利，并且差速 器的尺寸较大，使汽车的离地间
4、隙不能很大。图2-1非断开式驱动桥1-主减速器2-套筒3-差速器4、7-半轴5-调整螺母6-调整垫片8-桥壳2断开式驱动桥断开式驱动桥可以获得较大的离地间隙，并减少了非簧载质量，提高了行驶平顺性。断开式驱动桥无刚性的整体外壳，主减速器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮装 置采用万向节传动（见图2-2）。为了防止运动干涉，应采用滑动花键轴或一种允许两轴能 有适量轴向移动的万向传动机构。图2-2断开式驱动桥3特点及应用非断开式驱动桥：结构简单、制造工艺好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载货汽 车、客车及工程机械上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对汽车平顺性和降低动载荷不利。断开式
5、驱动桥：结构复杂，成本较高，但它大大增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶 平顺性，提高了汽车的平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提 高了零部件的使用寿命；由于驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性较好，大 大增加了车轮的抗侧滑能力；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增中汽车的 不足转向效应，提高汽车的操纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野汽车上应用 相当广泛。由于要求设计的是ZL40轮式装载机的驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般 选用非断开式结构与非独立悬架相适应，因此，在此选用非断开式驱动桥。第3章 主传动器设计主传动器的作用是将输入
6、的转矩增大并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改 变转矩旋转方向的作用。3. 1 主传动器的结构形式主传动器的结构形式主要根据齿轮类型、减速形式以及主从动齿轮的安装及支承方式 的不同分类。3. 1. 1主传动器的齿轮类型主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用 螺旋锥齿轮传动。因为螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮的轴线垂直交于一点，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转向另一端；另外，由于轮齿断 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，所以工作平 稳，制造业简单。但是其缺点是齿轮副锥顶稍有不吻合就会使工作急
7、剧变坏，并伴随磨损 增大，噪声增大，所以为了保证齿轮副的正确啮合，必须提高刚度，增大壳体刚度。3. 1. 2主传动器的减速形式驱动桥按其减速形式分主要有三种：中央单级减速驱动桥，中央双级减速驱动桥和中 央单级、轮边减速驱动桥。在此选用中央单级、轮边减速驱动桥，这是因为在重型装载机 上，要求有较大的主传动比和较大的离地间隙，这是就需要将双级主减速器中的第二级减 速齿轮机构制成同样的两套，分别安装在两侧驱动车轮的近旁，即成为轮边减速器。这样 不仅使驱动桥中间部分主传动器从动齿轮零件的尺寸也可减小。其缺点是轮边减速器在一 个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂，成本提高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较
8、 困难。轮边减速器采用单行星排直齿圆柱齿轮。3. 1. 3主传动器主、从动锥齿轮的支承方式主传动器主从、动齿轮只有正确的啮合，才能很好的工作，要保证正确的啮合，除与 齿轮的加工质量、装配调整及轴承、减速器壳的刚度有关外，还与齿轮的支承刚度密切相 关。（一）主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可以分为悬臂式支承和跨置式支承两种。再次选用跨置式支 承。跨置式支承结构的特点是锥齿轮两端均有轴承支承，支承刚度大大增大，又使轴承负 荷减小，齿轮啮合条件改善，齿轮承载能力高于悬臂式。另外，因为轮齿大端一侧轴颈支 承在两个相对并排安装的圆锥滚子上，可缩短主动齿轮轴的长度，布置更加紧凑，并可减 小传动轴夹角，
9、有利于整车布置。但主传动器壳上必须有支承齿轮小端一侧的轴承座，使 壳体结构复杂，加工成本高。齿轮小端一侧的轴承都采用圆柱滚子轴承，仅承受径向力， 是易损坏的一个轴承。大部分工程车辆都采用这种形式。（二）从动齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 2-1 示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆 锥滚子大端应向内，以减少尺寸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。图3-1 从动锥齿轮支承形式3. 2主减速器锥齿轮设计3.2.1锥齿轮载荷的确定（1）锥
10、齿轮的最大载荷（a）按从发动机通过变矩器传来的最大静力矩（N m）计算：M =K M iniigi（3-1）max 0 A式中 K 变矩器最大变矩系数；0M 当液力变矩器传动比为零时，变矩系数最大时，由发动机与液力变矩器A共同工作匹配工况点所决定的发动机扭矩值，采用全功率方案匹配时，M =Me；AMe发动机额定扭矩，偏安全设计可取最大扭矩，则Me=750N m;则驱动桥主传动器主、从动锥齿轮所受的最大静力矩如下：M =K K M i i n n n 116-4（3-2）max1 0 1 A 1 k 1 k1 2M =K K M i i i nink n n 116-4（3-3）max2 0 1
11、 A 1 k 3 1 2 3式中K 变矩器最大变矩系数，参考同类机型取4.13；0K考虑驱动桥数和载荷分配系数，（0.60.75）,根据任务书K =0.695;11M 同上;Ai分动箱传动比，订=1；1i 变速箱前进一档传动比，i =2.692;K1K1i 主传动比，根据经验，主传动比i 3.66.87,试取i =6.16;333ni分动箱传动效率，一般每对齿轮传动效率按0.98计算，取0.98;n 变速箱一档时的传动效率，一般每对齿轮的传动效率按0.96计算， n K10.96;K1=n 万向传动轴效率，一般取0.98;2n 主传动器传动效率，一般为0.95;3则由上式可得大、小锥齿轮的最大
12、扭矩为：M =4.13X0.695X750X1X2.692X0.98X0.96X0.98=5343 N m max1M =4.13 X 0.695 X 750 X 1 X 2.692X 6.16 X 0.98 X 0.96X 0.98 X max20.95=31280 N m（b）按附着条件计算最大静扭矩（Nm）;（3-4）（3-5）式中 G 装载机自重（N），GM=120000N;MP 额定载重量（N），PQ=40000N;Q甲附着系数，根据任务书甲=0.8;rd 动力半径（m），计算公式如下：r =0.0254d/2+H/BX（l-入）XBd式中d 轮辋直径（英寸），对于型号16-24的轮
13、胎，d=24inch;H/B高宽比，对于宽基或超宽的轮胎，H/B=0.50.7，取0.6;B轮胎断面宽度（英寸），对于16-24的轮胎，B=16inch;入变形系数，=0.10.16，取0.13;贝气=0.025424/2+0.6X（1-0.13）X16=0.51mi主减速器传动比，i=6.16;55i 轮边减速器传动比，由桥总传动比i =19.9,i =6.16，故i=3.23;4总54n主减速器传动效率，n =0.95；33n轮边减速器传动效率，n =0.96；44其他参数同上;贝q M， = 0.695 X （120000+40000） X 0.8 X 0.51/6.16 X 3.23
14、X 0.95 X max10.96=2500.3 N mM， = 0.695X（120000+40000）X0.8X0.51/3.23X0.96=14631.6 N m max2取上述两种计算方法所得的较小值作为计算转矩，带入经验公式来选择主要参数。在 强度计算只能用来验算最大应力，不能作为验算疲劳强度的依据。贝大、小锥齿轮所受的最大扭矩为：M = M =2500.3 N mmax1 max1M = M =14631.6 N mmax2 max2（2）平均载荷作用下锥齿轮收到的平均扭矩（Nm）对锥齿轮的疲劳强度计算，应以经常作用的载荷为依据。其所受的计算载荷，即受外部载荷变化的影响，又受到内因
15、产生的动载荷的影响，同时与进行疲劳强度计算时的最大力矩如何确定也有关。而齿轮重叠系数对计算载荷的影响又是与齿轮制造精度和同时啮合 的齿对之间的载荷分配有关的一个相当复杂的问题。我们认为把这些影响反应到疲劳强度计算载荷中去较合适。即在实际计算中，用平均 载荷作为计算载荷，考虑以上影响，用一个假想的小于最大载荷的值来进行疲劳强度计算。 实际上用综合影响系数K值把短时最大载荷转换为疲劳强度计算时的计算载荷。即：M =KM 116-11（3-6）平 max式中M 锥齿轮所受的平均载荷（Nm）;平K综合影响系数，其计算公式如下：K=K K K K 116-21（3-7）外大动重K 外载荷变化的影响;外K 动载荷的影响;动K 按疲劳强度计算时的最大力矩与短时过载时最大力矩不同所产生的大影响;K 齿轮重叠系数的影响;重这四个系数的具体计算方法见文献116.3的相关介绍，在本说明书中不予计算，对于轮式
