輕型汽車驅(qū)動橋設(shè)計說明書

輕型 汽 車 驅(qū)動橋 設(shè)計 Design of Drive Axle For Light Truck 2009 年 6月 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 II 頁 摘要 驅(qū)動橋位于傳動系末端，其基本功用是增矩、降速，承受作用于路面和車架或車身之間的作用力。 它的性能好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車顯得尤為重要。當(dāng)采用大功率發(fā)動機輸出大的轉(zhuǎn)矩以滿足目前載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須搭 配一個高效、可靠的驅(qū)動橋，所以采用傳動效率高的單級減速驅(qū)動橋已經(jīng)成為未來載重汽車的發(fā)展方向。 驅(qū)動橋設(shè)計應(yīng)主要保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟性。本設(shè)計根據(jù)給定的參數(shù)，按照傳統(tǒng)設(shè)計方法并參考同類型車確定汽車總體參數(shù)，再確定主減速器、差速器、半軸和橋殼的結(jié)構(gòu)類型，最后進行參數(shù)設(shè)計并對主減速器主、從動齒輪、半軸齒輪和行星齒輪進行強度以及壽命的校核。 驅(qū)動橋設(shè)計 過程中基本保證 結(jié)構(gòu)合理，符合實際應(yīng)用，總成及零部件的設(shè)計能盡量滿足零件的標(biāo)準(zhǔn)化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化及汽車變型的要求，修理、保養(yǎng)方便，機 件工藝性好，制造容易。 關(guān)鍵字 ： 輕型貨車；驅(qū)動橋；主減速器； 差速器 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 III 頁 Abstract Drive axle is at the end of the powertrain, and its basic function is increasing the torque and reducing the speed,bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed， heavy-loaded， high efficiency， high benefit today heavy truck， must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck developing tendency. Drive axle should be designed to ensure the best dynamic and fuel economy on given condition. According to the design parameters given ,firstly determine the overall vehicle parametres in accordance with the traditional design methods and reference the same vehicle parameters, then identify the main reducer, differential, axle and axle housing structure type, finally design the parameters of the main gear,the driven gear of the final drive, axle gears and spiral bevel gear and check the strength and life of them. In design process of the drive axle,we should ensure a reasonable structure, practical applications, the design of assembly and parts as much as possible meeting requirements of the standardization of parts, components and products univertiality and the serialization and change , convenience of repair and maintenance, good mechanical technology, being easy to manufacture. Key words: light truck； drive axle； single reduction final drive 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 IV 頁 目錄 第一章 緒論 . 1 1.1 論文研究的意義和目的 . 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 . 2 1.3 本論文的主要研究內(nèi)容 . 2 第二章 汽車總體參數(shù)的確定 . 3 2.1 給定設(shè)計參數(shù) . 3 2.2 汽 車形式的確定 . 3 2.2.1 汽車軸數(shù)和驅(qū)動形式的選擇 . 3 2.3 汽車主要參數(shù)的選擇 . 4 2.3.1 汽車主要尺寸的確定 . 4 2.3.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 . 7 2.3.3 汽車性能參數(shù)的確定 . 9 2.4 發(fā)動機的選擇 . 12 2.4.1 發(fā)動機形式的選擇 . 12 2.4.2 發(fā)動機主要性能指標(biāo)的選擇 . 12 2.5 輪胎的選擇 . 14 第 三章 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式及選擇 . 17 3.1 概述 . 17 3.2 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式 . 17 3.3 驅(qū)動橋構(gòu)件的結(jié)構(gòu)形式 . 19 3.3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 . 20 3.3.2 差速器的結(jié)構(gòu)形式 . 23 3.3.3 驅(qū)動車輪傳動裝置的結(jié)構(gòu)形式 . 24 3.3.4 驅(qū)動橋橋殼的結(jié)構(gòu)形式 . 25 第四章 驅(qū)動橋的設(shè)計計算 . 27 4.1 主減速器的設(shè)計與計算 . 27 4.1.1 主減速比的確定 . 27 4.1.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 . 28 4.1.3 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 . 30 4.1.4 主減速 器錐齒輪的材料 . 32 4.1.5 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 . 33 4.1.6 主減速器圓弧齒輪螺旋齒輪的強度計算 . 37 4.2 差速器的設(shè)計與計算 . 41 4.2.1 差速器齒輪主要參數(shù)選擇 . 42 4.2.2 差速器齒輪的材料 . 44 4.2.3 差速器齒輪幾何尺寸計算 . 44 4.2.4 差速器齒輪強度計算 . 47 4.3 全浮式半軸的設(shè)計 . 49 4.3.1 半軸基本參數(shù)計算及校核 . 49 4.3.2 半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及材料與熱處理 . 50 4.4 驅(qū)動橋殼設(shè)計 . 51 4.4.1 橋殼的結(jié)構(gòu)型式 . 51 4.4.2 橋殼的受力分析及強度計算 . 52 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 V 頁 結(jié)論 . 54 致 謝 .錯誤 !未定義書簽。 參 考 文 獻 . 55 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 1 頁 第一章 緒論 1.1 論文研究的意義和目的 驅(qū)動橋的設(shè)計，由驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)組成、功用、工作特點及設(shè)計要求講起，詳細地分析了驅(qū)動橋總成的結(jié)構(gòu)型式及布置方法；全面介紹了驅(qū)動橋車輪的傳動裝置和橋殼的各種結(jié)構(gòu)型式與設(shè)計計算方法。 汽車驅(qū)動橋是汽車的重大總成，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經(jīng)車輪、車架及承載式車身經(jīng)懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅(qū)動橋還傳遞著傳動系中的最大轉(zhuǎn)矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)型式和設(shè)計參數(shù)除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能 如動力性、經(jīng)濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。另外，汽車驅(qū)動橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅(qū)動橋包含主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器）、橋殼和各種齒輪 。 由上述可見，汽車驅(qū)動橋設(shè)計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設(shè)計到所有的現(xiàn)代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅(qū)動橋的學(xué)習(xí)和設(shè)計實踐，可以更好的學(xué)習(xí)并掌握現(xiàn)代汽車設(shè)計與機械設(shè)計的全面知識和技能。 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式與驅(qū)動車輪的懸掛型式 密切相關(guān)。當(dāng)驅(qū)動車輪采用非獨立懸掛時，都是采用非斷開式驅(qū)動橋；當(dāng)驅(qū)動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅(qū)動橋。與非斷開式驅(qū)動橋相比較，斷開式驅(qū)動橋能顯著減少汽車簧下質(zhì)量，從而改善汽車行駛平順性，提高了平均行駛速度；減小了其策劃行駛時作用于車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命；增加了汽車的離地間隙；由于驅(qū)動車輪與路面的接觸情況及對各種地形的適應(yīng)性較好，增強了車輪的抗側(cè)滑能力；若與之配合的獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計合理，可增加汽車的不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。但其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高。斷開式驅(qū)動橋在乘用車 和部分越野汽車上應(yīng)用廣泛。非斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)簡單，成本低，工作可靠，但由于其簧下質(zhì)量較大，對汽車的行駛平順性和降低動載荷有不利的影響。 本論文的 的研究目的在于通過對汽車整體的匹配性設(shè)計完成驅(qū)動橋的主減 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 2 頁 速器、差速器等部件型號的設(shè)計與計算，并完成校核的設(shè)計過程。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 目前我國正在大力發(fā)展汽車產(chǎn)業(yè) ,采用后輪驅(qū)動 汽車的平衡性和操作性都將會有很大的提高 。后輪驅(qū)動的汽車加速時，牽引力將不會由前輪發(fā)出，所以在加速轉(zhuǎn)彎時，司機就會感到有更大的橫向握持力，操作性能變好。維修費用低也是后輪驅(qū)動的一 個優(yōu)點，盡管由于構(gòu)造和車型的不同，這種費用將會有很大的差別。如果變速器出了故障，對于后輪驅(qū)動的汽車就不需要對差速器進行維修，但是對于前輪驅(qū)動的汽車來說也許就有這個必要了，因為這兩個部件是做在一起的。所以后輪驅(qū)動必然會使得乘車更加安全、舒適，從而帶來可觀的經(jīng)濟效益 。目前國內(nèi)研究的重點在于：從橋殼的制造技術(shù)上尋求制造工藝先進、制造效率高、成本低的方法；從齒輪減速形式上將傳統(tǒng)的中央單極減速器發(fā)展到現(xiàn)在的中央及輪邊雙級減速或雙級主減速器結(jié)構(gòu)；從齒輪的加工形式上車橋內(nèi)部的的主從動齒輪、行星齒輪及圓柱齒輪逐漸采用精磨加 工，以滿足汽車高速行駛要求及法規(guī)對于噪聲的控制要求。 1.3 本論文的主要研究內(nèi)容 (1) 完成汽車的總體布置和參數(shù)選擇； (2) 汽車驅(qū)動橋方案的確定； (3) 主減速器及差速器等部件的設(shè)計計算及校核。 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 3 頁 第二章 汽車總體參數(shù)的確定 2.1 給定設(shè)計參數(shù) 汽車最高時速 115km/h 裝載質(zhì)量 2.5t 最小轉(zhuǎn)彎半徑 12.5m 最大爬坡度 0.3 同步附著系數(shù) 0.4 2.2 汽車形式的確定 2.2.1 汽車軸數(shù)和驅(qū)動形式的選擇 汽車可以有二軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響軸數(shù)的因素主要 有汽車的總質(zhì)量、道路法規(guī)對于軸載的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結(jié)構(gòu)等。包括乘用車以及汽車總質(zhì)量小于 19t 的公路運輸車輛和軸荷不受道路、橋梁限制的不在公路上行駛的車輛，如礦用自卸車等，均采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低廉的兩軸方案?？傎|(zhì)量在 1926t 的公路運輸車采用三軸形式，總質(zhì)量更大的汽車宜采用四軸和四軸以上的形式。 所以根據(jù)給定的汽車轉(zhuǎn)載質(zhì)量選擇汽車的軸數(shù)為 2 軸。 汽車的用途、總質(zhì)量和對車輛通過性能的要求等，是影響選取驅(qū)動形式的主要因素。乘用車和總質(zhì)量小些的商用車，多采用結(jié)構(gòu)簡單、制造成本低的 4 2驅(qū)動形式。 所以選擇汽車的驅(qū)動形式為 4 2式。 2.2.2 汽車布置形式的選擇 汽車的布置形式是指發(fā)動機、驅(qū)動橋和車身的相互關(guān)系和布置特點而言。汽車的使用性能除取決于整車和各總成的有關(guān)參數(shù)外，其布置形式對使用性能也有 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 4 頁 重要影響。 貨車可以根據(jù)駕駛室與發(fā)動機的相對位置不同，分為平頭式、短頭式、長頭式和偏置式四種。貨車又可以根據(jù)發(fā)動機的位置不同分為發(fā)動機前置、中置、和后置三種布置形式。 平頭式貨車總長和軸距尺寸短，最小轉(zhuǎn)彎半徑小，機動性能良好；不需要發(fā)動機罩和翼子板，加上總長縮短等因素的影響，汽車整備質(zhì)量減??；駕駛員視野得 到明顯改善；采用 翻轉(zhuǎn)式駕駛室時能改善發(fā)動機及其附件的接近性；汽車貨箱與整車的俯視面積之比稱為面積利用率，平頭貨車的該項指標(biāo)較高。故本設(shè)計采用的布置形式為平頭式貨車。 發(fā)動機前置后橋驅(qū)動貨車的主要優(yōu)點是：可以采用直列、 V 型或臥式發(fā)動機；發(fā)現(xiàn)發(fā)動機故障容易；發(fā)動機的接近性良好，維修方便；離合器、變速器等操縱機構(gòu)的結(jié)構(gòu)簡單，容易布置；貨箱地板高度較低。并且大多貨車均采用該形式的布置方式。 2.3 汽車主要參數(shù)的選擇 汽車的主要參數(shù)包括尺寸參數(shù)，質(zhì)量參數(shù)和汽車性能參數(shù)。 2.3.1 汽車主要尺寸的確定 汽車的主要 尺寸參數(shù)包括外廓尺寸、軸距、前懸、后懸、貨車車頭長度和車廂尺寸等。 (1) 外廓尺寸 汽車的長、寬、高稱為汽車的外廓尺寸。 汽車長度尺寸小不僅可以減少行駛期間需要的道路長度，同時還可以增加車流密度，在停車時占用的停車場面積也小。除此之外，汽車的整備質(zhì)量相應(yīng)減少，這對提高比功率、比轉(zhuǎn)矩和燃油經(jīng)濟性有利。 GB 1589 1989 汽車外廓尺寸限界規(guī)定如下：貨車、整體式客車總長不應(yīng)超過 12m，單鉸接式客車不超過 18m，半掛汽車列車不超過 16.5m，全掛汽車列車不超過 20m；不包括后視鏡，汽車寬不超過 2.5m；空載 、頂窗關(guān)閉狀態(tài)下， 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 5 頁 汽車高不超過 4m；后視鏡等單側(cè)外伸量不得超過最大寬度處 250mm； 頂窗、 換氣裝置開啟時不得超出車高 300mm。 參考同類型貨車的外廓尺寸，確定本設(shè)計中輕型貨車的外廓尺寸為： 長 寬高 5400 1950 2100mm (2)軸距 L 軸距 L對 整備質(zhì)量、汽車總長 、汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑、傳動軸長度、縱向通過半徑等有影響。當(dāng)軸距短時，上述個指標(biāo)減小。此外軸距還對軸荷分配、傳動軸夾角有影響。軸距過短會使車廂長度不足或后懸過長，汽車上坡、制動或加速時軸荷轉(zhuǎn)移過大，使汽車制動性 或操作穩(wěn)定性 變壞；車身縱向角振動增大，對平順性不利；萬向節(jié)傳動軸的夾角增大。 原則上對發(fā)動機排量大的乘用車、載重量或載客量多的貨車或客車，軸距取得長。對機動性要求高的汽車，軸距宜取短些。 表 2-1 部分汽車的軸距和輪距 車型 類別 軸距 L/mm 輪距 B/mm 客車 城市客車（單車） 45005000 17402050 長途客車（單車） 50006500 4 2 貨 車 汽車總質(zhì)量 m/t 17002900 23003600 36005500 11501350 13001650 17002000 1.8 1.86.0 6.014.0 根據(jù)表 2-1，本設(shè)計中選取軸距 L=2800mm (3) 輪距 B 改變汽車輪距 B 會影響車廂或駕駛室內(nèi)寬、汽車總寬、總質(zhì)量、側(cè)傾剛度、最小轉(zhuǎn)彎直徑等因素發(fā)生變化。增大輪距則車廂內(nèi)寬隨之增加，并有利于增加側(cè)傾剛度，汽車橫向穩(wěn)定性變好；但是汽車的總寬和總質(zhì)量及最小轉(zhuǎn)彎半徑等增加，并導(dǎo)致汽車的比功率、比轉(zhuǎn)矩指標(biāo)下降，機動性變壞。 受總寬不得超過 2.5m 限制，輪距不宜過大。但在選定的前輪距 范圍內(nèi)，應(yīng)能布置下發(fā)動機、車架、前懸架和前輪，并保證前輪有 足夠的轉(zhuǎn)向空間，同時轉(zhuǎn)向桿系與車架、車輪之間有足夠的運動間隙。在確定后輪距時，應(yīng)考慮車架兩縱梁之間的寬度、懸架寬度和輪胎寬度及他們之間應(yīng)留有必要的間隙。 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 6 頁 部分汽車的輪距可以參考表 2-1 提供的數(shù)據(jù)進行初選。本設(shè)計中取為1B=2B=1500mm (4) 前懸FL和后懸RL 前懸尺寸對汽車通過性、碰撞安全性、駕駛員視 野、前鋼板彈簧長度、上車和下車的方便性以及汽車造型等均有影響。增加前懸尺寸， 減小 了汽車的接近角，使 通過性降低，并使駕駛員的視野變壞。因在前懸這段尺寸內(nèi)要布置保險杠、散熱器風(fēng)扇、發(fā)動機、轉(zhuǎn)向器等部件，故前懸不能縮短。長 些 的前懸尺寸有利于在撞車時對乘員起保護作用，也有利于采用長些的鋼板彈簧。對于平頭汽車，前懸還會影響前門上下車的方便性。初選的前懸尺寸，應(yīng)當(dāng)在保證能布置下上述個總成、部件的同時盡可能的短些。對于載客量少的平頭車，考慮到正面碰撞能有足夠多的結(jié)構(gòu)件吸收碰撞能量，保護前排乘員的安全，這又要求前懸有一定的 尺寸。在本設(shè)計中，參考同類型車輛，選取FL=740mm。 后懸尺寸對汽車通過性、汽車追尾時的安全性、貨箱貨行李箱長度、汽車造型等有影響，并取決于軸距和軸荷分配的要求。后懸長，則汽車離去角減小，使通過性降低，總質(zhì)量在 1.814.0t 的貨車后懸一般在 12002200mm 之間，特長貨箱的汽車后懸可達到 2600mm，但不得超過軸距的 55%。本設(shè)計中，選取RL=1300mm。 (5) 貨車車頭長度 貨車車頭長度系指 從汽車的前保險杠到駕駛室后圍的距離。車身形式，即長頭型還是平頭型對車頭的長度有絕對影響。此外，車頭長度尺寸對汽車的外觀效果，駕駛室居住性、汽車面積利用率和發(fā)動機的接近性等有影響。 平頭型貨車一般在 14001500mm之間。 (6) 貨車車廂尺寸 要求車廂尺寸在運送散裝煤和袋裝糧食時能裝有足額定噸數(shù)。車廂邊版高度對汽車質(zhì)心高度和裝卸貨物的方便性有影響，一般應(yīng)在 450650mm范圍內(nèi)選取。車廂內(nèi)寬應(yīng)在汽車外寬符合國家標(biāo)準(zhǔn)的前提下適當(dāng)取寬些，以縮短邊板高度和車箱長度。對于能達到較高車速的貨車，使用過寬的車箱會 增加汽車的迎風(fēng)面積，導(dǎo)致空氣阻力增加。車箱內(nèi)長應(yīng)在滿足運送上述貨物達到額定噸位的條件下盡可 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 7 頁 能的取短些，以利于減小整備質(zhì)量。 2.3.2 汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 汽車的質(zhì)量參數(shù)包括整車裝備質(zhì)量0m，載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)0m、汽車總質(zhì)量am、軸荷分配等。 (1) 整車整備質(zhì)量0m 整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備（包括 隨車工具、備胎），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時的整車質(zhì)量。 整車整備質(zhì)量對汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟性有影響。目前，盡可能減少整車整備質(zhì)量的目的是：通過減輕整備質(zhì)量增加加載質(zhì)量或載客量，抵消因滿足安全標(biāo)準(zhǔn)、排氣標(biāo)準(zhǔn)和噪聲標(biāo)準(zhǔn)所帶來的整備質(zhì)量的增加、節(jié)約燃料。 減少整車整備質(zhì)量是從事汽車設(shè)計工作必須遵守的一項總要原則。 整車整備質(zhì)量在設(shè)計階段需估算確定。在日常生活中，收集大量同類型汽車總成、部件和整車的有關(guān)質(zhì)量數(shù)據(jù)，結(jié)合新車設(shè)計的結(jié)構(gòu)特點、工藝水平等初步估算各總成、部件的質(zhì)量，再累計構(gòu)成整車整備質(zhì)量。乘用車和 商用客車的整備質(zhì)量也可按每人所占汽車整備質(zhì)量的統(tǒng)計平均值估計。在沒有樣車參考時，先初選一恰當(dāng)?shù)馁|(zhì)量系數(shù)0m（定義為裝載質(zhì)量與整車質(zhì)量之比） ，再按給定的裝載質(zhì)量推算出整備質(zhì)量。 根據(jù)表 2-2， 初取0m=1，可得0m=em/0m=2t 表 2-2 貨車的質(zhì)量系數(shù)0m 參數(shù) 車型 總質(zhì)量am/t 0m 貨車 1.86.0 0.81.10 6.014.0 1.201.35 14.0 1.301.70 (2) 汽車的載客量 n 和裝載質(zhì)量em（簡稱載質(zhì)量） 普通輕型貨車的載客量： 24，選定載客量為 3 座。 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 8 頁 汽車載重量em是指在硬質(zhì)良好的路面上行駛時所允許的額定載質(zhì)量。 本設(shè)計中裝載質(zhì)量為給定參數(shù)，em=2t (3) 質(zhì)量系數(shù)0m 質(zhì)量系數(shù)是指汽車載重量與整車整備質(zhì)量的比值，即0m=em/0m。該系數(shù)反應(yīng)了汽車的設(shè)計水平和和工藝水平，0m越大，說明該汽車的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進。本設(shè)計中以選取0m=1.0 (4) 汽車的總質(zhì)量am 汽車的總質(zhì)量是指裝備齊全，并按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質(zhì)量。 商用 貨車的總質(zhì)量am由整備質(zhì)量、載質(zhì)量和駕駛員以及隨行人員質(zhì)量三部分 組 成，即 am=0m+em+n65kg 本設(shè)計中 n=3,故am=2t+2t+3 65kg=4.195t (5) 軸荷分配 汽車的軸荷分配是指在空載或滿載靜止?fàn)顟B(tài)下，各車軸對支承平面的垂直負荷，也可以用站空載或滿載總質(zhì)量 的 百分比來表示 . 軸荷分配對輪胎壽命和汽車的許多性能有影響。從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮，各個車輪的負荷應(yīng)相差不大；為保證汽車有良好的動力性和通過性，驅(qū)動橋應(yīng)有足夠大的負荷，而從動軸上的負荷可以適當(dāng)減小，以利減小從動輪滾 動阻力和提高在 壞 路面上的通過性；為了保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性，又要求轉(zhuǎn)向軸的負荷不應(yīng)過小。因此，可以得出作為很重要的軸荷分配參數(shù)，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這就要求 設(shè)計時 應(yīng)根據(jù)對整車的性能要求、使用 條件等，合理的選取軸荷分配。 汽車的驅(qū)動形式與發(fā)動機位置、汽車結(jié)構(gòu)特點、車頭形式和使用條件等均對軸荷分配有顯著影響。如發(fā)動機前置前輪乘用車和平頭式商用貨車前軸負荷較大，而長頭式貨車前軸負荷較小。常在壞路面上形式的越野汽車，前軸負荷應(yīng)該小些。參考各類汽車的軸荷分配表，取 滿載時前軸軸荷為 35%，后軸軸荷為 65%； 空載時前軸軸荷為 50%，后軸軸荷為 50%。 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 9 頁 表 2-3 各類汽車的軸荷分配 車型（商用貨車） 滿載 空載 前軸 后軸 前軸 后軸 4 2后輪單胎 4 2后輪雙胎，長、短頭式 4 2后輪雙胎，平頭式 6 4后輪雙胎 32%40% 25%27% 30%35% 19%25% 60%68% 73%75% 65%70% 75%81% 50%59% 44%49% 48%54% 31%37% 41%50% 51%56% 46%52% 63%69% 2.3.3 汽車性能參數(shù)的確 定 (1) 動力性參數(shù) a) 最高車速maxav 隨著道路條件的改善，特別是高速公路的修建，汽車尤其是發(fā)動機排量大些的乘用車最高車速 有逐漸提高的趨勢。在本設(shè)計中，該參數(shù)給定為 115km/h。 b) 加速時間 t 汽車在平直的良好路面上，從原地起步開始以最大加速度加速到一定車速所用去的時間，稱為加速時間。對于最高車速maxav100km/h 的汽車，加速時間常用加速到 100km/h 所需的時間來評價。 載貨汽車常用 0 60km/h 的換擋加速時間或在直接檔由 20km/h 加速到某一車速來評價。一般裝載量 2 2.5t 的輕型貨車的0 60km/h 的換擋加速時間在 17.5 30s。 c) 上坡能力 用汽車滿載時在良好路面上的最大坡度阻力系數(shù)maxi來表示汽車的上坡能力。通常要求貨車能克服 30%坡度，越野汽車能克服 60%坡度。 d) 比功率bP和比轉(zhuǎn)矩bT 比功率bP是汽車所長發(fā)動機的標(biāo)定最大功率與汽車最大總質(zhì)量之比，它可以綜合反映汽車的動力性，比功率大的汽車加速性能、速度性能要好于比功率小一些的汽車。我國 GB7258 1997機動車運行安全技術(shù)條件規(guī)定：農(nóng)用運輸車 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 10 頁 與運輸用拖拉機的 比功率bP 4.0kW/t，而其他機動車bP 4.8kW/t。 比轉(zhuǎn)矩bT是汽車所裝發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量之比。他反 映汽車的牽引能力。不同車型的比功率和比轉(zhuǎn)矩范圍揀表 2-4 。 表 2 4 汽車動力性參數(shù)范圍 汽車類別 最高車速 max 1avkm h 比功率 1bPkW t 比轉(zhuǎn)矩 1bTN m t 貨車 最大總質(zhì)量 /amt am 1.8 80135 1628 3044 1.8am 6.0 1525 3844 1.8am 14.0 75120 1020 3347 am 14.0 620 2950 (2) 燃油經(jīng)濟性參數(shù) 汽車的燃油經(jīng)濟性用汽車在水平的水泥或瀝青路面上，以經(jīng)濟車速或多工況滿載行駛百公里的燃油消耗量 (L/100km)來評價。貨車有時用單位質(zhì)量的百公里油耗量來評價 (表 2 5)。 表 2 5 貨車單位質(zhì) 量的百公里燃油消耗量 L(100t km) -1 總質(zhì)量 汽油機 柴油機 總質(zhì)量 汽油機 柴油機 4t 3.004.00 2.002.80 612t 2.682.82 1.551.86 46t 2.803.20 1.902.10 12t 2.502.60 1.431.53 (3) 汽車最小轉(zhuǎn)彎 直徑minD 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至 極限位置是，汽車前外轉(zhuǎn)向輪輪轍中心在支撐平面上的軌跡圓的直徑，稱為汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑minD。minD用來描述汽車轉(zhuǎn)向機動性，是汽車轉(zhuǎn)向能力和轉(zhuǎn)向安全性能的一項重要指標(biāo)。本設(shè)計中，給定minD=12.5m。 (4)通過性幾何參數(shù) 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 11 頁 總體設(shè)計要確定的通過性幾何參數(shù)有：最小離地間隙minh，接近角1，離去角2，縱向通過半徑1等。各類汽車的通過性參數(shù)視車型和用途而異，其范圍見表 2 5。 表 2 5 汽車通過性的幾何參數(shù) 車型 minh /mm 1 /（ ） 2 /（ ） 1 /m 42 乘用車 150 220 20 30 15 22 3.0 8.3 44 乘用車 210 45 50 35 40 1.7 3.6 42 貨車 180 300 40 60 25 45 2.3 6.0 44 貨車、 66 貨車 260 350 45 60 35 45 1.9 3.6 確定 最小離地間隙minh=200mm，1接近角 =42，2離去角 =27， 縱向通過半徑1=3m。 (6) 操縱穩(wěn)定性參數(shù) a)轉(zhuǎn)向特性參數(shù) 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應(yīng)具有一定的不足轉(zhuǎn)向。通常用汽車以0.4g 的向心加速度沿頂圓轉(zhuǎn)向時，前后輪側(cè)偏角之差1-2作為評價參數(shù)。此參數(shù)在 1 3為宜。 b) 車身 側(cè)傾角 汽車以 0.4g 的向心加速度沿定圓等速行駛時，車身側(cè)傾角控制在 3 以內(nèi)較好，最大不允許超過 7 . c) 制動前俯角 為了不影響乘坐舒適性，要求汽車以 0.4g 的減速度制動時，車身前俯角不大于 1.5。 (7) 制動性參數(shù) 目前常用制動距離 s、平均制動減速度 j和行車制動的踏板力及應(yīng)急制動時的操縱力來評價制動效能。對于總質(zhì)量小于 4.5t 的輕型貨車，當(dāng)av=30km/h 時，總制動距離應(yīng)小于等于 18m，制動減速度應(yīng)大于等于 2.6 2ms ，操縱力小于 700N。 (8) 舒適型參數(shù) 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 12 頁 舒適性應(yīng)包括平順性、空氣調(diào)節(jié)性能、車內(nèi)噪聲、乘坐環(huán)境及駕 駛員的操作性能。 其中汽車行駛平順性常用垂直振動參數(shù)作評價，包括頻率和振動加速度等，此外懸架動撓度也用來作為評價參數(shù)之一。 對于貨車，靜撓度cf=50110mm，動撓度df=6090mm，偏頻 n=1.52.2Hz。 2.4 發(fā)動機的選擇 2.4.1 發(fā)動機形式的選擇 選 為：直列水冷汽油發(fā)動機。 汽油機的優(yōu)點：平穩(wěn)、噪聲小、轉(zhuǎn)速高、體積小、易啟動、轉(zhuǎn)矩適應(yīng)性好等。 直列式的優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單、維修方便、造價低廉 、工作可靠、寬度小、易布置，因而在中型及以下的貨車上得到廣泛應(yīng)用。 水冷的優(yōu)點： 冷卻均勻可靠、散熱好、噪聲小；能提供車內(nèi)供暖、較好適應(yīng)發(fā)動機增壓 和 散熱的需要。 2.4.2 發(fā)動機主要性能指標(biāo)的選擇 (1) 發(fā)動機最大功率maxep和相應(yīng)轉(zhuǎn)速pn 根據(jù)所設(shè)計汽車應(yīng)達到的最高車速maxav，用下式估算發(fā)動機最大功率 3m a x m a x m a x1 3 6 0 0 7 6 1 4 0a De a aTm g f CAp v v （ 2-1） 式中： maxep 發(fā)動機最大功率， Kw ； T 傳動系的傳動效率 ， 對單級主減速器驅(qū)動橋的 42 式汽車取 0.9 am 汽車總質(zhì)量， kg ； g 重力加速度， 2/ms ； 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 13 頁 f 滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取 0.02 maxav 最高速度， /Km h ； DC 空氣阻力系數(shù)，貨車取 0.8 1.0； A 汽車正面投影面積， 2m ，無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距1B、汽車總高 H 、汽車總寬 B 等尺寸近似計算： 對貨車 1A BH 此處取 A =3.15 2m 根據(jù)式 (2-1) 計算得emaxp =62.92Kw 按上式估算的maxep為發(fā)動機裝有全部附件時測定得到的最大有效功率，約比發(fā)動機外特性的最大功率低 12%20%。 因此 最大功率maxep=1.15 62.92=72.36Kw 總質(zhì)量小些的貨車的pn值在 40005000r/min 之間，總質(zhì)量居中的貨車pn更低些。本設(shè)計中選取pn=4500r/min。 (2) 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩maxeT及相應(yīng)轉(zhuǎn)速Tn 用下式確定maxeT m a xm a x 9540 eepPTn (2-2) 式中：maxeT為最大轉(zhuǎn)矩（ N m） 1 . 1 1 . 3 1 . 2 為 轉(zhuǎn) 矩 適 應(yīng) 性 系 數(shù) ， 一 般 在 之 間 選 取 ， 這 里 取 m a xeP 最 大 功 率 ； pn 最 大 功 率 轉(zhuǎn) 速 。 故有maxeT=184.08N m 選 / 1 . 4 2 . 0 / 1 . 6 2 8 1 2 . 5 / m i nT p T p T Tn n n n n n r 時 希 望 在 之 間 ， 在 此 ， 取 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 14 頁 在此，圓整為 2 8 0 0 / m inTnr。 2.5 輪胎的選擇 總體設(shè)計開始階段就要選好輪胎的型式和尺寸。因為它們是繪制總布置圖 和進行性能計算的重要原始數(shù)據(jù)之一。 輪胎的型號主要根據(jù)車型，使用條件，輪胎的靜負荷，輪胎的額定負荷及車速來選擇。 所選輪胎在使用中承受的靜負荷值應(yīng)等于或接近輪胎的靜負荷值，我國各種汽車的輪胎和輪輞的規(guī)格及其額定負荷可查輪胎的國 家標(biāo)準(zhǔn)。表 2-9提供了一些貨車的輪胎規(guī)格和特征。表中各列數(shù)據(jù)中如無帶括號的數(shù)據(jù)，表示該列數(shù)據(jù)對斜交輪胎和子午線輪胎通用，否則，不帶括號的數(shù)據(jù)適用于斜交胎，而帶括號的數(shù)據(jù)適用于子午線輪胎，貨車上雙胎并裝時，負荷約比單胎使用時的負荷增加10% 15%。轎車輪胎標(biāo)準(zhǔn)見 GB2978-82. 輪胎多承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比稱為輪胎負荷系數(shù)。為了避免超載，此系數(shù)取 0.9 1.0 之間。對于在良好路面上行駛，車 速不高的貨車，此系數(shù)允許取 1.1。但不得大于 1.2。因為輪胎超載 20%， 其壽命將下降 30%左右。轎車及輕型貨車的車速高，動負荷大，系數(shù)應(yīng)取下限；重型貨車，重型自卸車的車速低，此系數(shù)可略偏高。近年來，貨車上普遍采用高強度尼龍簾布輪胎，使輪胎承受能力提高。因此，同樣載重量的汽車所用的輪胎尺寸已減少。越野汽車長用胎面寬，直徑大的超低壓輪胎。山區(qū)使用的汽車，制動鼓與輪輞的間隙應(yīng)大些，故采用輪輞較大的輪胎。轎車為降低質(zhì)心和提高行駛平穩(wěn)性，采用直徑較小的寬輪輞低壓輪胎。 按輪胎胎體中簾線的排列不同，常見的有三種型式可供 選擇，即普通斜線胎，子午線胎和帶束斜交胎等，普通斜線胎的胎體簾線層較多，胎側(cè)厚，使用中不易劃破，側(cè)向剛性也大。其缺點是緩沖性較差；子午線的結(jié)構(gòu)特點是簾線呈子午向排列，這樣簾線的強度就能得到充分利用。此外，選用高強度材料組成多層緩沖層，加強了胎冠，使緩沖性能得到提高，與普通斜線胎相比較，子午線輪胎還有使用壽命長，滾動阻力小，附著性能好等優(yōu)點。子午線胎的缺點是胎側(cè)較薄，側(cè) 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 15 頁 向穩(wěn)定性差，胎側(cè)易發(fā)生裂口，制造技術(shù)要求高。由于子午線胎的優(yōu)點較多，今年來在汽車上應(yīng)用日益增多。 帶束斜交胎的結(jié)構(gòu)和性能介于普通斜交胎和子午線 胎之間，其耐磨性和壽命雖比普通斜交胎好，但不如子午線胎，僅側(cè)向穩(wěn)定性比子午線胎好，所以應(yīng)用不廣。在本設(shè)計中選用斜交輪胎。 由前述計算，應(yīng)該根據(jù)滿載時前輪靜載荷計算。此時其最大負荷： 4 1 9 0 9 . 8 3 5 % 7 1 9 4 . 4 32FN 表 2-9 國產(chǎn)汽車輪胎規(guī)格及特征 輪胎規(guī)則 層數(shù) 主要尺寸 使用條件 斷面寬 外直徑 最大負荷 相應(yīng)氣壓p 0.1 標(biāo)準(zhǔn)輪輞 允許使用輪輞 普通花紋 加深花紋 越野花紋 N MPa 輕型 貨車，中，小客車及其掛車輪胎 6.50-14 6 8 180 705 - - 5850 6900 3.2 4.2 412J 5J 6.50-16 (6.50R16) 6 8 755 765 765 - 6350 7550 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 5.50E 5.50F 7.55-15 (7.00R15) 6 8 200 750 760 - 6800 8000 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 6.00G 7.00-16 (7.00R16) 8 10 200 780 790 - 8500 9650 4.2(4.6) 5.3(5.6) 5.50F 6.00G 7.50-15 (7.50R15) 8 10 220 785 790 - 9300 10600 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.00G 5.50F 6.50F 7.50-16 (7.50R16) 8 10 12 220 810 820 - 9700 11050 12400 4.2(4.6) 5.3(5.6) 6.3(6.7) 6.00G 5.00F 6.50H 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 16 頁 8.25-16 (8.25R16) 12 240 860 870 - 13500 5.3(5.6) 6.50H 6.00G 9.00-16 (9.00R16) 8 10 225 890 900 - 12200 13550 3.5(3.9) 4.2(4.6) 6.50H 6.00G 根據(jù)最大負荷的要求，可以初步選擇輪胎的規(guī)格為 7.00-16 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 17 頁 第三章 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式及選擇 3.1 概述 驅(qū)動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩 ,并將動力合理地分配給左、右驅(qū)動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅(qū)動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅(qū)動橋殼等組成。 驅(qū)動橋設(shè)計應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求： a)所選擇的主減速比應(yīng)能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 c)齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 d)在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率。 e)在保證足夠的強度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，尤其是簧下質(zhì)量應(yīng)盡量小，以改善汽車平順性。 f)與懸架導(dǎo)向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)，對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，還應(yīng)與轉(zhuǎn)向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)。 g)結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調(diào)整方便。 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋。當(dāng)驅(qū)動車輪采用非獨立懸架時，應(yīng)該選用非斷開式驅(qū)動橋；當(dāng)驅(qū)動車輪采用獨立懸架時，則應(yīng)該選用斷開式驅(qū)動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架 驅(qū)動橋；后者稱為獨立懸架驅(qū)動橋。獨立懸架驅(qū)動橋結(jié)構(gòu) 較 復(fù)雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。 3.2 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式 (1) 非斷開式驅(qū)動橋 普通非斷開式驅(qū)動橋，由于結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結(jié)構(gòu)。他們的具體結(jié)構(gòu)、特別是橋殼結(jié)構(gòu)雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 18 頁 是一根支承在左右驅(qū)動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。這時整個驅(qū)動橋、驅(qū)動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質(zhì)量，汽車簧下質(zhì)量較大，這是它 的一個缺點。 驅(qū)動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在汽車輪胎尺寸和驅(qū)動橋下的最小離地間隙已經(jīng)確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可 采 用雙級結(jié)構(gòu)。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內(nèi)，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構(gòu)成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質(zhì)心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便 ，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅(qū)動車輪的旁邊。 在少數(shù)具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅(qū)動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質(zhì)量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。 (2) 斷開式驅(qū)動橋 斷開式驅(qū)動橋區(qū)別于非斷開式驅(qū)動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅(qū)動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅(qū)動橋的橋殼 是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅(qū)動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅(qū)動車輪傳動裝置的質(zhì)量均為簧上質(zhì)量。兩側(cè)的驅(qū)動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應(yīng)地就要求驅(qū)動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應(yīng)擺動。 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質(zhì)量的大小，對其 平順性也有顯著的影響。斷開式驅(qū)動橋的簧下質(zhì)量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅(qū)動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應(yīng)性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 19 頁 時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅(qū)動橋及與其相配的獨立懸掛的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，故這種結(jié)構(gòu)主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅(qū)動的重型越野汽車。 (3) 多橋驅(qū)動的布置 為了提高裝載量和通過性，有些 重型汽車及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅(qū)動，常采用的有 4 4、 6 6、 8 8 等驅(qū)動型式。在多橋驅(qū)動的情況下，動力經(jīng)分動器傳給各驅(qū)動橋的方式有兩種。相應(yīng)這兩種動力傳遞方式，多橋驅(qū)動汽車各驅(qū)動橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經(jīng)分動器傳給各驅(qū)動橋，需分別由分動器經(jīng)各驅(qū)動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數(shù)量增多，且造成各驅(qū)動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對 8 8汽車來說，這種非貫通式驅(qū)動橋就更不適宜，也難于布置了。 為了解決上述問題，現(xiàn)代多橋驅(qū)動汽車都是采用貫通式 驅(qū)動橋的布置型式。 在貫通式驅(qū)動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內(nèi)，并且各驅(qū)動橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯(lián)接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯(lián)布置的。汽車前后兩端的驅(qū)動橋的動力，是經(jīng)分動器并貫通中間橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數(shù)量，而且提高了各驅(qū)動橋零件的相互通用性，并且簡化了結(jié)構(gòu)、減小了體積和質(zhì)量。這對于汽車的設(shè)計 (如汽車的變型 )、制造和維修，都帶來方便。 由于非斷開式驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉、工作可靠，查閱資料，參照國內(nèi)相關(guān)貨車的設(shè)計 ,最后本課題 選用非斷開式驅(qū)動橋。 3.3 驅(qū)動橋構(gòu)件的結(jié)構(gòu)形式 主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅(qū)動輪上要求必須具有一定的驅(qū)動力矩和轉(zhuǎn)速，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設(shè)置一個主減速 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 20 頁 器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質(zhì)量減小、操縱省力。 驅(qū)動橋中主減速器、差速器設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求： a）所選擇的主減速 比應(yīng)能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。 c）在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導(dǎo)向機構(gòu)與動協(xié)調(diào)。 d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應(yīng)力求質(zhì)量小，以改善汽車平順性。 e）結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。 3.3.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式 (1) 主減速器結(jié)構(gòu)方案分析 主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。按齒輪副結(jié)構(gòu)型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、 圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉(zhuǎn)式齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。 在發(fā)動機橫置的汽車驅(qū)動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機縱置的汽車驅(qū)動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準(zhǔn)雙曲面齒輪式傳動。 為了減少驅(qū)動橋的外輪廓尺寸，主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪而采用螺旋錐齒輪。因為螺旋錐齒輪不發(fā)生根切（齒輪加工中產(chǎn)生輪齒根部切薄現(xiàn)象，致使齒輪強度大大降低）的最小齒數(shù)比直齒輪的最小齒數(shù)少，使得螺旋錐齒輪在同樣的傳動比下主減速器結(jié)構(gòu)較緊湊。此外，螺旋錐齒輪還具有 運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點，汽車上獲得廣泛應(yīng)用。 近年來，有些汽車的主減速器采用準(zhǔn)雙曲面錐齒輪（車輛行業(yè)中簡稱雙曲面?zhèn)鲃樱﹤鲃?。?zhǔn)雙曲面錐齒輪傳動與圓錐齒輪相比，準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動不僅工作平穩(wěn)性更好，彎曲強度和接觸強度更高，同時還可使主動齒輪的軸線相對于從動齒輪軸線偏移。當(dāng)主動準(zhǔn)雙曲面齒輪軸線向下偏移時，可降低主動錐齒輪和傳動軸位置，從而有利于降低車身及整車重心高度，提高汽車行使的穩(wěn)定性。東風(fēng)EQ1090E 型汽車即采用下偏移準(zhǔn)雙曲面齒輪。但是，準(zhǔn)雙曲面齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時， 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 21 頁 齒面間有較大的相對滑動，且齒面間壓力很大，齒面 油膜很容易被破壞。為減少摩擦，提高效率，必須采用含防刮傷添加劑的雙曲面齒輪油，絕不允許用普通齒輪油代替，否則將時齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。 經(jīng)方案論證，主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式（如圖 3-1 示）。螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時捏合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 圖 3-1 螺旋錐齒輪傳動 (2) 主減速器的減速形式 為了滿足不同的使用要求，主減速器的結(jié)構(gòu)形式也是不同的。按參加減速傳動的齒輪副數(shù)目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器、雙速主減速器、雙級減速配以輪邊減速器等。雙級式主減速器應(yīng)用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側(cè)車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。單級式主減速器應(yīng)用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。單級主減速器由一對圓錐齒輪組成，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、 使用簡單等優(yōu)點。經(jīng)方案論證，本設(shè)計主減速器采用單級主減速器。其傳動比 i0一般小于等于 7。 (3) 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質(zhì)量裝配調(diào)整及軸承主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。 a) 主動錐齒輪的 支承 形式 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 22 頁 圖 3-2 主動錐齒輪跨置式 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻，經(jīng)方案論證 ，采用跨置式支承結(jié)構(gòu)（如圖 3-2 示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的 1 30 以下而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至 1/5 1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高 10%左右。 裝載質(zhì)量為 2t 以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用跨置式支承。本課題所設(shè)計的 輕型 貨車裝載質(zhì)量為 2t，所以選用跨置式。 圖 3-3 從動錐齒輪支撐形式 b) 從動錐齒 輪的支承 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖 3-3 示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸 c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強肋以增強支承穩(wěn)定性， c+d 應(yīng)不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應(yīng)是 c等于或大于 d。 (4)主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整 支承主減速器齒輪的圓錐 滾 子軸承需預(yù)緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。預(yù)緊力的大小與安裝形式、載荷大小、軸承剛度 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 23 頁 特性及使用轉(zhuǎn)速有關(guān)。 3.3.2 差 速器的結(jié)構(gòu)形式 汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不等等。這樣，如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅(qū)動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。 差速器是個差速傳動機構(gòu)，用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以 不同的角速度轉(zhuǎn)動，用來保證各驅(qū)動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結(jié)構(gòu)特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點，應(yīng)用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。 普通齒輪式差速器的傳動機構(gòu)為齒輪式。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設(shè)置差速鎖。當(dāng)一側(cè)驅(qū)動輪滑轉(zhuǎn)時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速鎖在軍用汽車 上應(yīng)用較廣。 經(jīng)方案論證，差速器結(jié)構(gòu)形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼， 2個半軸齒輪， 4個行星齒輪 (少數(shù)汽車采用 3 個行星齒輪，小型、微型汽車多采用 2 個行星齒輪 )，行星齒輪軸 (不少裝 4 個行星齒輪的差速 器采用十字軸結(jié)構(gòu) )，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上有些越野汽車也采用了這種結(jié)構(gòu)，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內(nèi)摩擦，提高 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 24 頁 其鎖緊 系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置 差速鎖等。 3.3.3 驅(qū)動車輪傳動裝置 的結(jié)構(gòu)形式 驅(qū)動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。在斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，驅(qū)動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向節(jié)傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅(qū)動橋上，驅(qū)動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅(qū)動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。 普通非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、 3/4 浮式和全浮式三種。 a) 半浮式半軸以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內(nèi)孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定，或以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯(lián)接 )。因此，半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還要承受車輪傳來的彎矩。由此可見，半浮式半軸承受的載荷復(fù)雜，但它具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。用于質(zhì)量較小、使用條件較好、承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。 b) 3/4 浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以 其端部與輪轂相固定。由于一個軸承的支承剛度較差，因此這種半軸除承受全部轉(zhuǎn)矩外，彎矩得由半軸及半軸套管共同承受，即 3/4 浮式半軸還得承受部分彎矩，后者的比例大小依軸承的結(jié)構(gòu)型式及其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。側(cè)向力引起的彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命?？捎糜谵I車和輕型載貨汽車，但未得到推廣。 c) 全浮式半軸的外端與輪轂相聯(lián)，而輪轂又由一對軸承支承于橋殼的半軸套管上。多采用一對圓錐滾子軸承支承輪轂，且兩軸承的圓錐滾子小端應(yīng)相向安裝并有一定的預(yù)緊，調(diào)好后由鎖緊螺母予以鎖緊，很少采用球軸承的結(jié) 構(gòu)方案。 由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側(cè)向力以及由它們引起的彎矩都經(jīng)過輪轂、輪轂軸承傳給橋殼，故全浮式半軸在理論上只承受轉(zhuǎn)矩而不承受彎矩。但在實際工作中由于加工和裝配精度的影響及橋殼與軸承支承剛度的不足等原因，仍可能使全 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 25 頁 浮式半軸在實際使用條件下承受一定的彎矩，彎曲應(yīng)力約為 5 70MPa。具有全浮式半軸的驅(qū)動橋的外端結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，需采用形狀復(fù)雜且質(zhì)量及尺寸都較大的輪轂，制造成本較高，故轎車及其他小型汽車不采用這種結(jié)構(gòu)。但由于其工作可靠，故廣泛用于輕型以上的各類汽車上。 3.3.4 驅(qū)動橋橋殼的結(jié)構(gòu)形式 驅(qū)動 橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪作用在驅(qū)動車輪上的牽引力，制動力、側(cè)向力和垂向力也是經(jīng)過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋殼既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅(qū)動車輪傳動裝置 (如半軸 )的外殼。 在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設(shè)計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質(zhì)量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應(yīng)力求減小橋殼的質(zhì)量橋殼還應(yīng)結(jié)構(gòu)簡單、制造方便以利于降低成本。其結(jié)構(gòu) 還應(yīng)保證主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結(jié)構(gòu)型式時，還應(yīng)考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應(yīng)等。 橋殼的結(jié)構(gòu)型式大致分為 ： a）可分式橋殼 可分式橋殼的整個橋殼由一個垂直接合面分為左右兩部分，每一部分均由一個鑄件殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)接。在裝配主減速器及差速器后左右兩半橋殼是通過在中央接合面處的一圈螺栓聯(lián)成一個整體。其特點是橋殼制造工藝簡單、主減速器軸承支承剛度好。但對主減速器的裝配、調(diào)整及維修都很不方便，橋殼的強度和剛度也比較低。過去這 種所謂兩段可分式橋殼見于輕型汽車，由于上述缺點現(xiàn)已很少采用。 b）整體式橋殼 整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一整體的空心粱，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構(gòu)成單獨的總成，調(diào)整好以后再由橋殼中部前面裝入 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 26 頁 橋殼內(nèi)，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調(diào)整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。 整體式橋殼按其制造工藝的不同又可分為鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式和鋼管擴張成形式三種。 c) 組合式橋殼將主減速器殼作為橋殼中間部分，而在 其兩端壓入無縫鋼管，再用銷釘或塞焊予以固定而成。組合式橋殼同樣具有可分式橋殼所具有的軸承座剛度好的優(yōu)點，同時由于其后端有可拆裝的后蓋，主減速器及差速器均由后蓋孔處裝入，因此使拆裝、調(diào)整主減速器及差速器比可分式橋殼方便。與整體式橋殼相比，組合式橋殼較小，故橋殼質(zhì)量 小，另外組合式橋殼對加工精度要求較高，整個橋殼的剛度比整體式差。 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 27 頁 第四章 驅(qū)動橋的設(shè)計計算 驅(qū)動橋的設(shè)計計算主要包括主減速器、差速器、半軸和橋殼個部分的設(shè)計，計算和校核。 4.1 主減速器的設(shè)計與計算 4.1.1 主減 速比0i的確定 主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。0i的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比 i一起由整車動力計算來確定。可利用在不同0i下的功率平衡田來研究0i對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設(shè)計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹 配的方法來選擇0i值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率maxep及其轉(zhuǎn)速pn的情況下，所選擇的0i值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速maxav。這時0i值應(yīng)按下式來確定： rp0a m a x g hrni = 0 .3 7 7vi （ 4-1） 式中r 車輪的滾動半徑，r=0.39m igh 變速器量高檔傳動比， igh =1 對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，0i一般選擇比上 式求得的大 10 25，即按下式選擇： rp0a m a x g h F h L Brni = ( 0 . 3 7 7 0 . 4 7 2 )v i i i （ 4-2） 式中 i 分動器或加力器的高檔傳動比 iLB 輪邊減速器的傳動比。 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 28 頁 根據(jù)所選定的主減速比 i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應(yīng)。 把pn=4500r/min , maxav=85km/h , r=0.5m , igh=1代入 式 （ 4-2） 計算出 0i=5.77.2 暫定0i=6.0，根據(jù)主減速比的取值范圍，確定主減速器的減速形式為單級主減速器。 4.1.2 主減速器 齒輪 計算載荷的確定 汽車主減速器錐齒輪有格里森和奧利康兩種切齒方法，本設(shè)計中按照格里森齒制錐齒輪計算載荷。 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩ceT： ceT= d e m a x 1 f 0k T k i i i n （ 4-3） 式中： ceT 計算轉(zhuǎn)矩， N m； maxeT 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； Temax =184.08 N m n 計算驅(qū)動橋數(shù)， 1； fi 分動器 傳動比，fi=1； 0i 主減速器傳動比， i0=6.0； 變速器傳動效率， =0.9； k 液力變矩器變矩系數(shù)， k=1； dK 由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，dK =1； 1i 變速器最低擋傳動比，1i =3.0； 代入式（ 4-3），有： ceT=2982.1 N m 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 29 頁 按驅(qū)動車輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩csT： 22rcs mmG m rTi （ 4 4） 式中 ，csT 計算轉(zhuǎn)矩， N m； 2G 汽車滿載時一個驅(qū)動橋給地面的最大載荷， N；對后橋來說還應(yīng)考慮汽車加速時的負荷增大量； 2m 汽車最大加速度時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，商用車： 1.11.2，取為 1.1； 輪胎與路面間的 附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好的混凝土或瀝青路上， 可取 0.85； r 車輪滾動半徑； mi 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比 ，mi=1； m 主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率，m=1； 代入式（ 4-4），有： csT=9732.61N m 由式 (4-3)和式 (4-4)求的的計算轉(zhuǎn)矩，是作用在從動錐齒輪上的最大轉(zhuǎn)矩，不同于日常形式平均轉(zhuǎn)矩。當(dāng)計算錐齒輪最大應(yīng)力時，計算轉(zhuǎn)矩cT應(yīng)取前面兩種的較小值，即cT=mincsT,ceT， 故主減速器齒輪的計算載荷：cT=2982.1N m。 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩為 zT=0cGTi (4-5) 式中，zT 主動錐齒輪計算轉(zhuǎn)矩， N m； 0i 主減速比； G 主從動錐齒輪之間的傳動效率，對于弧齒錐齒輪副，G取 95%； 計算得 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 30 頁 zT=523.16 N m 4.1.3 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪的主要參 數(shù)有主、從錐齒輪齒數(shù)1 z和2z、從動錐齒輪大端分度圓直徑2D和端面模數(shù)sm、主、從動錐齒輪齒面寬1b和2b、中點螺旋角 、法向壓力角 等。 (1) 主、從動錐齒輪齒數(shù)1 z和2z 選擇主、從錐齒輪齒數(shù)時應(yīng)考慮如下因素： a) 為了磨合均勻，1 z、2z之間應(yīng)避免有公約數(shù)； b) 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪和應(yīng)不少于40； c) 為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于乘用車，1 z一般不小于 9；對于商用車1 z一般不小于 6； d) 主傳動比較大時，1 z盡量取的小些，以得到滿意的離地間隙； e) 對于不同的主傳動比，1 z和2z應(yīng)有適宜的搭配。 根據(jù)上述條件：取1 z=7；2z=41 故可以重新確定汽車的主減速比：0i=2z/1 z=41/7=5.86 根據(jù)新的主減速比重新確定汽車主減速器計算載荷： ceT= d e m a x 1 f 0k T k i i i n=2912.51 N m (2) 從動 錐齒輪大端分度圓直徑2D和端面模數(shù)sm 對于單級主減速器，增加尺寸2D會影響驅(qū)動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小2D又會影響跨置式 主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。 2D殼根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 31 頁 2D=2 3DcKT (4-6) 式中，2D 從動齒輪大端分度圓直徑 (mm)； 2DK 直徑系數(shù)，一般為 13.015.3，取之為 15； cT 從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（ N m），c T= mincsT,ceT，cT=2912.51 N m。 故計算可得 2D=214.2mm sm由下式計算 sm= 2D/2z （ 4-7） 可得sm=5.22；同時sm還應(yīng)滿足 3s m cm K T，式中mK為模數(shù)系數(shù)，取0.30.4。經(jīng)計算得， 3( 0 . 3 0 . 4 ) 2 9 1 2 . 5 1 4 . 2 8 5 . 7 1sm ，根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)（ GB 1357-87）選擇模數(shù)sm=5，故2D=sm 2z=5 41=205mm 。 (3) 主、從動錐齒輪出面寬1b和2b 錐齒輪齒面過寬并不能增大 齒輪的強度和壽命，反而會導(dǎo)致因錐齒輪齒輪下端齒溝變窄引起的切削刀 頭頂面寬過窄及刀尖圓角過下。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應(yīng)力集中，還降低了 刀 具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于齒輪小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬2b，推薦不大于其節(jié)錐距2A的 0.3 倍，即2b0.32A，并且一般推薦2b=0.1552D。對于弧齒錐齒輪，1b一般比2b大 10%。 故吃面寬選擇為2b=0.155 205=31.775mm (4) 中點螺旋角 螺旋角沿尺寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，齒輪小端的螺旋角最小?；↓X制齒輪副的中點的螺旋角是相等的。選擇 時，應(yīng)考慮他對齒面重合度f、輪齒強度和軸向力大小的影響。 越大，則f也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多， 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 32 頁 傳動就越平穩(wěn)，噪聲就越低，而且輪齒的強度越高。一般f不小于 1.25，在 1.52.0時效果最好。但是 過大，會導(dǎo)致軸向力增大。 汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為 35 40 。 乘用車選用較大的 值以保證較大的齒面重合度，是運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；商用車選用較小的 以防止軸向力過大，通常取 35。 (5) 螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為 右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的螺旋方向影響其所受軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進檔時，應(yīng)使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒因卡死而損傷。 在本設(shè)計中選取主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋方向。 (6) 法向壓力角 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減小齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于小負荷工作的齒輪，一般采用小的壓 力角，可使齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低。對于弧齒錐齒輪，商用車的 為 20或 22.5，乘用車的 一般選用 14.5或 16。 本設(shè)計中選取法向壓力角為 20。 4.1.4 主減速器錐齒輪的材料 驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應(yīng)滿足如下的要求： a） 具有高的彎曲疲勞強度和表面 接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。 b） 齒輪芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 c） 鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 33 頁 規(guī)律易控制。 d） 選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻呀的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、 20MnVB、 20MnTiB、 22CrNiMo 和 16SiMn2WMoV。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質(zhì)量分數(shù)為 0.8% 1.2%），具有相當(dāng)高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在 運行 初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為 0.005 0.020mm 的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應(yīng)力噴丸處 理，可提高 25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。 4.1.5 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 根據(jù)圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算步驟，并根據(jù)主減速器齒輪的基本參數(shù)選擇，已經(jīng)確定的項目如下： 主動齒輪齒數(shù) 1 7z ； 從動齒輪齒數(shù) 2 41z ； 端面模數(shù) 5sm； 齒面寬 12 2 7 . 1 2 5b b m m； 法向壓力角 20 軸交角 90 節(jié)圓直徑 1 1 2 25 7 3 5 ； 5 4 1 2 0 5SsD m z m m D m z m m 。 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 34 頁 需要確定的項目如下： (1) 齒全高與齒工作高 齒全高2h H m 齒工作高1gh H m (4-8) 表 4-1 圓弧齒螺旋齒輪的1 2 aH H K、 、 主動齒輪齒數(shù) （ 5） 6 7 8 9 10 11 12 從動齒輪最小齒數(shù)2minz 34 33 32 31 30 29 26 法向壓角力 20 螺旋角 35 40 35 齒工作高系數(shù)1H （ 1.430） 1.500 1.560 1.61 1.65 1.68 1.695 1.700 齒全高系數(shù)2H （ 1.588） 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齒輪齒 高系數(shù)aK （ 0.160） 0.215 0.270 0.325 0.380 0.435 0.49 2210 .3 90 .4 6 zz 根據(jù)表 4-1 選齒工作高系數(shù)121 . 5 6 0 , 1 . 7 3 3HH齒 全 高 系 數(shù)。 故計算得齒工作高g1h 1 . 5 6 5 7 . 8 0sH m m m ； 齒全高2sh m 1 . 7 3 3 5 8 . 6 7H m m 。 (2) 螺旋錐齒輪節(jié)錐角 1127a r c t a n a r c t a n 0 . 1 6 9 9 . 6 941z r a dz (4-9) 219 0 - 8 0 .3 (3) 螺旋錐齒輪節(jié)錐距 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 35 頁 202205 1 0 4 . 0 0 m m2 s i n 2 s i n 8 0 . 3DA (4-10) (4) 螺旋錐齒輪的周節(jié) t=3.1416ms=3.1416 5=15.71 (4-11) (5) 齒頂高 2 0 . 2 7 5 1 . 3 5ash K m m m (4-12) 12gh h h 7.80-1.35=6.45mm (6) 齒根高 1 1 2 2；h h h h h h (4-13) 1h 8.67-6.45=2.22mm； 2h =8.67-1.35=7.32mm (7) 徑向間隙 gc h h (4-14) c=8.67-7.80=0.68mm (8) 齒根角 121200a r c t a n ； a r c t a nhhAA (4-15) 1 2 . 2 2a r c t a n a r c t a n 0 . 0 2 1 1 . 2 2 31 0 4 . 0 0 2 7 . 3 2a r c t a n a r c t a n 0 . 0 7 1 4 . 0 31 0 4 . 0 0 (9) 面錐角 0 1 1 2 0 2 2 1； (4-16) 01 9 . 6 9 4 . 0 3 1 2 . 7 1 02 8 0 . 3 1 . 2 2 3 8 1 . 5 2 (10) 外圓直徑 0 1 1 1 1 0 2 2 2 22 c o s ； 2 c o sD D h D D h 。 (4-17) 01 3 5 2 6 . 4 5 c o s 9 . 6 9 3 7 . 1 8D m m 02 2 0 5 2 1 . 3 5 c o s 8 0 . 3 2 0 8 . 7D m m 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 36 頁 (11) 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 210 1 1 1 0 2 2 2s i n ； s i n22DDx h x h (4-18) 01 205 6 . 4 5 s i n 9 . 6 9 9 9 . 1 62x m m 02 35 1 . 3 5 s i n 8 0 . 3 1 6 . 5 12x m m (12) 理論弧齒厚 1 2 2； ks t s s S m (4-19) 根據(jù)表 4-2 選擇kS=0.818 故有2 0 . 8 1 8 5 4 . 0 9s ；1 1 5 . 7 1 4 . 0 9 1 1 . 6 2s 表 4-2 圓弧螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚kS (13) 齒側(cè)間隙 根據(jù)表 4-3 選取齒側(cè)間隙 B(mm)為 B=0.350mm 表 4-3 “格里森制”圓錐齒輪推薦采用的齒側(cè)間隙 B 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 37 頁 4.1.6 主減速器圓弧 齒輪螺旋齒輪的強度計算 在選好主減速器錐齒輪的主要參數(shù)后，就可以根據(jù)所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據(jù)所確定的計算載荷進行強度校核，以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。 輪齒損壞的形式主要有彎曲疲勞折斷，過載折斷，齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。在實際設(shè)計中往往還要依據(jù)臺架和道路試驗及實際使用情況等來檢驗。 (1) 單位齒長圓周力 主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算，即 2Fp b (4-20) 式中， p 輪齒上單位齒長的圓周力（ N/mm）； F 作用在輪齒上的圓周力（ N）； 2b 從動齒輪的齒面寬（ mm）。 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時 d e m a x g f 3122 k T k i i 10n D bp (4-21) 式中，gi 變速器 傳動比 ，常取一檔及直接檔進行計算 ； 1D 主動錐齒輪中點分度圓直徑（ mm）； 其他符號同前。 取一檔時：gi=3.0 32 1 8 4 . 0 4 3 . 0 0 . 9 1 0 8 9 3 . 8 1 /3 5 3 1 . 7 7 5p N m m 取直接檔時：gi=1 32 1 8 4 . 0 4 1 . 0 0 . 9 1 0 2 9 7 . 9 4 /3 5 3 1 . 7 7 5p N m m 按驅(qū)動輪打滑的轉(zhuǎn)矩計算時 322222 10rmmG m rpD b i (4-22) 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 38 頁 式中，2G 驅(qū)動橋?qū)λ降孛娴呢摵桑?N； 輪胎與地面的附著系數(shù)，取為 0.85； r 輪胎的滾動半徑， m； 2D 主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑， mm； 2m 汽車最大加速度時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，商用車： 1.11.2，取為 1.1； mi 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比； m 主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率； 其他符號同前。 2 4 1 9 5 9 . 8 0 . 6 5 2 6 7 2 2GN 32 2 6 7 2 2 1 . 1 0 . 8 5 0 . 3 9 1 0 2 9 9 1 /2 0 5 3 1 . 7 7 5p N m m 許用的單位齒長圓周力 p見表 4-4.在現(xiàn)代汽車設(shè)計中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高， p有時高出表中數(shù)值的 20%50%。對于不能滿足許用單位齒長圓周力的情況可以通過改變材料的方法來滿足其 要求。 表 4-4 許用單位齒長上的圓周力 (2) 輪齒彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力為 w =3c 0 s mv s w2 T k k k 10k m b D J (4-23) 式中，w 錐齒輪齒輪的齒根彎曲應(yīng)力（ Mpa）； cT 所計算齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（ Nm），對于從動齒輪：cT=minceT,csT,對于主動齒輪， cT 還要按式 (3-5)換算； 0k 過載系數(shù)，一般取 1； sk 尺寸系數(shù)，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關(guān)，當(dāng) sm 1.6mm， 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 39 頁 0 . 2 5ssk ( m / 2 5 .4 ) ，當(dāng) sm 1.6mm 時， sk =0.5，本設(shè)計中sk=0.67； mk 齒面載荷分配系數(shù)， 跨置式結(jié)構(gòu)：mk=1.01.1 ，懸臂mk=1.001.25； vk 質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，vk=1.0； b 所計算齒輪的吃面寬 (mm)； D 所討論齒輪的大端分度圓直徑 (mm)； wJ 所計算齒輪 的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，從圖 4-1 中可查得wJ=0.238 圖 4-1 用于壓力角 20螺旋角 35軸交角為 90的 汽車用螺旋 輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù) wJ 對于 從動錐齒輪： 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 40 頁 2 2 9 8 2 . 1 0 . 6 7 1 . 1 5 6 5 . 85 3 1 . 7 7 5 2 0 5 0 . 2 3 8w M p a 對于主動 錐 齒輪： 2 9 8 2 . 1 5 3 5 . 6 70 . 9 5 5 . 8 6zT N m 32 5 3 5 . 6 7 0 . 6 7 1 . 1 1 0 5 9 6 . 25 3 1 . 7 7 5 3 5 0 . 2 3 8w M p a 上述按 minceT,csT計算的最大彎曲應(yīng)力不超過 700Mpa，因此本設(shè)計中的錐齒輪是可以達到彎曲強度要求的。 (3) 輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為 j= p3z 0 s m f1 v jc 2 T k k k k 10D k b J (4-24) 式中，j 錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力（ Mpa） ； 1D 為主動錐齒輪大端分度圓直徑（ mm）； b 取尺寬的較小值； mk 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取 1.0； fk 齒面品質(zhì)系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)（如都統(tǒng)、磷化處理等），對于制造精確的齒輪，fk取 1.0； pc 綜合彈性系數(shù)，這里取為 231.6 1/ 2 /N mm ； jJ 齒面接觸強度綜合系數(shù)，根據(jù) 圖 4-2 取之為 0.130； 其他符號同前。 西南交通大學(xué)本科 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 第 41 頁 圖 4-2 接觸強度計算用綜合系數(shù)jJ（ 20壓力角， 35螺旋角） 故計算得 32 3 2 . 6 2 5 3 5 . 6 7 0 . 6 6 6 1 . 1 1 0 2 8 9 6 . 83 5 3 1 . 7 7 5 0 . 1 3j M p a 上述按 minceT,csT計算的最大接觸應(yīng)力不應(yīng)超過 2800Mpa，主、從動齒輪的齒面接觸應(yīng)力是相同的。 4.2 差速器的設(shè)計與計算 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式