HQ1090車用7噸級驅動橋設計論文說明書

《HQ1090車用7噸級驅動橋設計論文說明書》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《HQ1090車用7噸級驅動橋設計論文說明書（62頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 本科學生畢業設計 HQ1090車用7噸級驅動橋設計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業班級： 學生姓名： 指導教師： 職 稱： 摘 要 驅動橋作為汽車四大總成之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載貨汽車顯得尤為重要。為滿足目前當前載貨汽車的快速、高效率、高效益的需要時，必須要搭配一個高效、可靠的驅動橋。設計出結構簡單、工作可靠、造價

2、低廉的驅動橋，能大大降低整車生產的總成本，推動汽車經濟的發展。 本文首先確定主要部件的結構型式和主要設計參數，在分析驅動橋各部分結構形式、發展過程及其以往形式的優缺點的基礎上，確定了總體設計方案，采用傳統設計方法對驅動橋各部件主減速器、差速器、半軸、橋殼進行設計計算并完成校核。最后運用AUTOCAD完成裝配圖和主要零件圖的繪制。并且通過對汽車驅動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現代汽車設計與機械設計的全面知識和技能，所以本題設計一款結構優良的中型貨車驅動橋具有一定的實際意義。 關鍵詞：驅動橋；主減速器；差速器；半軸；橋殼 A

3、BSTRACT Drive axle is the one of automobile four important assemblies, its performance directly influence on the entire automobile, especially for the truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, high efficiency, high benefi

4、t todays` truck, must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the trucks’ developing tendency. In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, the analysis of the various parts of the structure of t

5、he bridge drive type, the form of the development process and its advantages and disadvantages of the past, determined on the basis of the design program, using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer, differential, axle, axle housing was designed to calculate a

6、nd complete the check. Finally complete the final assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components. Design a simple, reliable, low cost of the drive axle, can greatly reduce the total cost of vehicle production, and promote the economic development of automobile and automotive drive

7、 axle of the study and design practice, can better learn and to master modern automotive design and mechanical design of a comprehensive knowledge and skills, so the title of the fine structure of the design of a pickup vehicle drive axle has a certain practical significance. Keywords: Dri

8、ve Axle; Reduction Final Drive; Differential; Axle; Drive Axle Housing II 本科生畢業設計 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 課題研究的目的意義 1 1.2國內外驅動橋研究現狀 2 1.2.1 國外研究現狀 2 1.2.2 國內研究現狀 4 1.3 設計的主要內容與技術路線 4 第2章 驅動橋的總體方案確定 6 2.1 驅動橋的種類結構和設計要求 6 2.1.

9、1 驅動橋的種類 6 2.1.2 驅動橋的結構組成 6 2.1.3 驅動橋設計要求 7 2.2 設計車型主要參數 7 2.3 主減速器結構方案的確定 7 2.3.1 主減速的齒輪類型 7 2.3.2 主減速器的減速形式 8 2.3.3 主減速器速比的計算 9 2.3.4 主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法 10 2.4 差速器結構方案的確定 11 2.5 半軸的形式確定 11 2.6 橋殼形式的確定 12 2.7 本章小結 12 第3章 主減速器設計 13 3.1 概述 13 3.2 雙級主減速器第一級螺旋錐齒輪參數選擇與強度計算 13 3.2.1 13

10、 3.2.2 主減速器螺旋錐齒輪基本參數的選擇 14 3.2.3 主減速器螺旋錐齒輪幾何尺寸計算 16 3.2.4 主減速器螺旋錐齒輪強度計算 17 3.3 雙級主減速器第二級斜齒柱齒輪參數選擇與強度計算 21 3.3.1 斜齒柱齒輪傳動的幾何參數選擇 21 3.3.2 斜齒柱齒輪幾何尺寸變位 22 3.3.3 斜齒柱齒輪強度計算 23 3.4 主減速器軸承計算 24 3.4.1 作用在主減速器主動齒輪上的力 24 3.4.2 主減速器軸承載荷計算 26 3.5 主減速器材料及熱處理 30 3.6 主減速器的潤滑 30 3.7 本章小結 31 第4章 差速器設計

11、 32 4.1 概述 32 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器原理 32 4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 33 4.4 對稱圓錐行星錐齒輪差速器的設計 33 4.4.1 差速器齒輪的基本參數選擇 33 4.4.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 35 4.4.3 差速器齒輪的強度計算 37 4.5 差速器齒輪的材料 38 4.6 本章小結 38 第5章 半軸設計 39 5.1 概述 39 5.2 半軸的設計與計算 39 5.2.1 全浮式半軸的計算載荷的確定 39 5.2.2 半軸桿部直徑的初選 41 5.2.3 全浮式半軸強度計算 41 5.2.4 全浮式半軸

12、花鍵強度計算 42 5.3 半軸材料與熱處理 43 5.4 本章小結 43 第6章 驅動橋橋殼的設計 44 6.1 概述 44 6.2 橋殼的受力分析及強度計算 44 6.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算 44 6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度 46 6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 46 6.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 48 6.2.5 汽車受最大側向力時橋殼強度計算 49 6.3 本章小結 52 結論 53 參考文獻 54 致謝 55 II

13、 第1章 緒 論 1.1 選題背景目的與意義 伴隨著汽車工業的發展，使用范圍的不斷擴大，對于各部件的研發與制造都提出了更高的要求，汽車車橋是汽車的重要大總成，其結構型式和設計參數對汽車的可靠性和操縱性穩定性等有直接的影響。驅動橋是現代汽車重要的總成之一，它位 于傳動系末端，其功用為增扭、降速、改變轉矩的傳動方向，并將轉矩合理分配給左右驅動車輪。此外，還要承擔路面與車架或車身間的各種力與力矩。在畢業設計中，完成對驅動橋的設計，是在完成大學學習后進行的一次綜合性訓練，是對所學的基本知識、基本理論和基本技能掌握與提高程度的一次總測試。大學生在學習期間，已經按照教學計

14、劃的規定，學完了公共課、基礎課、專業課以及選修課等，每門課程也都經過了考試或考查。學習期間的這種考核是單科進行，主要是考查學生對本門學科所學知識的記憶程度和理解程度。但畢業設計則不同，它不是單一地對學生進行某一學科已學知識的考核，而是著重考查學生運用所學知識對某一問題進行探討和研究的能力。作一篇好的畢業設計，既要系統地掌握和運用專業知識，還要有較寬的知識面并有一定的邏輯思維能力和寫作功底。撰寫畢業論文的過程是訓練學生獨立進行科學研究的過程。通過撰寫畢業論文，可以使學生了解科學研究的過程，掌握如何收集、整理和利用材料；如何觀察、如何調查、作樣本分析；如何利用圖書館，檢索文獻資料；如何操作儀器等方

15、法。撰寫畢業論文是學習如何進行科學研究的一個極好的機會，因為它不僅有教師的指導與傳授，可以減少摸索中的一些失誤，少走彎路，而且直接參與和親身體驗了科學研究工作的全過程及其各環節，是一次系統的、全面的實踐機會。依照指導教師的的要求和相應規范，完成對所要求題目的材料收集、篩選，并與其他同學進行合作，共同探討最終完成設計，以此鍛煉學生的文獻查閱能力和與他人這件的團隊協作能力，同時也有助于為日后的工作打下基礎 汽車驅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車輪、車架及承載式車身經懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力

16、矩。汽車驅動橋結構型式和設計參數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、經濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩定性等有直接影響。另外，汽車驅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，驅動橋包含主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器）、橋殼和各種齒輪。綜上所訴，汽車驅動橋設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計到所有的現代機械制造工藝，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋，能大大降低整車生產的總成本，推動汽車經濟的發展，并且通過對汽車驅動橋的學習和設計實踐，可以更好的

17、學習并掌握現代汽車設計與機械設計的全面知識和技能，所以本題設計一款結構優良的中型貨車驅動橋具有一定的實際意義。 1.2 國內外驅動橋研究狀況 1.2.1國外研究現狀 現在，世界上貨車普遍采用兩種驅動橋結構—單級減速雙曲線螺旋錐齒輪副；帶輪邊減速(行星齒輪傳動)的雙級主減速器。后者更適宜于最大程度地滿足用戶不同需要。 在西歐，帶輪邊減速的雙級主減速器后驅動橋只占整個產品的40%，且有呈下降趨勢，在美國只占10%。其原因是這些地區的道路較好，采用單級減速雙曲線螺旋錐齒輪副成本較低，故大部分均采用這種結構。而亞洲、非洲和南美國家則采用帶輪邊減速的雙級主減速器的驅動橋，用于非道路和惡劣道路使用

18、的車輛(工程自卸車、運水車等)。因此可以得出結論：一個國家的道路愈差，則采用帶輪邊減速雙級主減速器驅動橋愈多，反之，則愈少。 國外汽車驅動橋已普遍采用限滑差速器《N—Pin牙嵌式或多片摩擦盤式》、濕式行車制動器等先進技術。限滑差速器大大減少了輪胎的磨損，而濕式行車制動器則提高了主機的安全性能，簡化了維修工作。國內僅一部分車使用N—Pin牙嵌式差速器。限滑差速器成本較高，因而在多數國產驅動橋上一直沒有得到應用。目前向國內提供限滑差速器的制造商主要是美國TraCtech公司和德國采埃孚公司。美國Tractech公司在蘇州的工廠即將建成投產，主要生產N—Pin牙嵌式、多片摩擦盤式和戶下O比例扭矩(

19、三周節)差速器(鎖緊系數3.5)。國內如徐工、鼎盛天工等主機制造商等原來自制一部分N—Pin牙嵌式差速器，后因質量不過關而放棄。國內有幾個制造商生產比例扭矩差速器，但均為單周節，鎖緊系數138，較三周節要小得多。徐州良羽傳動機械有限公司在停車制動器(液壓)上也做了一些工作，主要用于重型卡車產品，但國產此類產品的可靠性還有待提高。 美國戴納(Dana)公司斯皮賽爾重型車橋和制動器部最近研制成新一代貨車用中型和重型科爾德(Gold)系列車橋，其中一種重型單級減速驅動橋和兩種中型單級減速驅動橋已投人生產。除供應納維斯塔國際公司和麥克貨車公司用外，并將積極開拓世界市場。新型科爾德重型523壓S單級橋

20、標定載荷1044Okg，采用新設計的恒齒高準雙曲面齒輪，直徑470m垃。該齒輪采用專利工藝加工，齒根全圓弧倒角，比傳統的準雙曲面齒輪更堅固。該齒輪具有表面塑性變形小，產生的熱量少，使用壽命長，效率高等優點，據試驗表明，新的523作S車橋比先前10440kg車橋的使用壽命提高2倍，如在523于S車轎上加裝控制式差速鎖還能大大提高在惡劣環境下的牽引力。來用整體式球墨鑄鐵外殼制成的5135—和5150—S兩種型號的中型橋，額定載荷分別為6129kg和6810kg，傳動比值范圍3.07、4.78。這兩種車橋是為低斷面輪胎，較高速度車輛而設計的。其為快速和長途運輸需求而安裝錐形滾柱軸承具有較高承載能力;

21、其高頻淬火的車橋軸使用壽命長，適用多種潤滑劑的三唇橡膠油封密封性能好。 國外中型貨車驅動橋開發技術已經非常的成熟，建立新的驅動橋開發模式成為國內外驅動橋開發團體的新目標。驅動橋設計新方法的應用使得其開發周期縮短，成本降低，可靠性增加。國外的最新開發模式和驅動橋新技術包括： (1) 并行工程開發模式 并行工程開發模式是對在一定范圍內的不同功能或相同功能不同性能、不同規格的機械產品進行功能分析的基礎上,劃分并設計出一系列功能模塊,然后通過模塊的選擇和組合構成不同產品的一種設計方法，能夠縮短新產品的設計時間、降低成本、提升質量、提高市場競爭力,以DANA為代表的意大利企業多已采用了該類設計

22、方法, 優點是: 減少設計及工裝制造的投入, 減少了零件種類, 提高規模生產程度, 降低制造費用, 提高市場響應速度等。 (2) 模態分析 模態分析是對工程結構進行振動分析研究的最先進的現代方法與手段之一。它可以定義為對結構動態特性的解析分析(有限元分析)和實驗分析(實驗模態分析)，其結構動態特性用模態參數來表征。模態分析技術的特點與優點是在對系統做動力學分析時，用模態坐標代替物理學坐標，從而可大大壓縮系統分析的自由度數目，分析精度較高。驅動橋的振動特性不但直接影響其本身的強度，而且對整車的舒適性和平順性有著至關重要的影響。因此，對驅動橋進行模態分析，掌握和改善其振動特性，是設計中的重

23、要方面。 (3) 驅動橋殼的有限元分析方法 有限元法不需要對所分析的結構進行嚴格的簡化，既可以考慮各種計算要求和條件，也可以計算各種工況，而且計算精度高。有限元法將具有無限個自由度的連續體離散為有限個自由度的單元集合體，使問題簡化為適合于數值解法的問題。只要確定了單元的力學特性，就可以按照結構分析的方法求解，使分析過程大為簡化，配以計算機就可以解決許多解析法無法解決的復雜工程問題[2]。目前，有限元法己經成為求解數學、物理、力學以及工程問題的一種有效的數值方法，也為驅動橋殼設計提供了強有力的工具。 (4) 電子智能控制技術進入驅動橋產品 電子智能控制技術已經在汽車業得到了快速

24、發展，如，現代汽車上使用的ABS(制動防抱死控制)、ASR（驅動力控制系統）等系統。 (5) 高性能制動器技術 在發達國家驅動橋產品中, 已出現了自循環冷卻功能的濕式制動器橋、帶散熱風送的盤式制動器橋、適于ABS的蹄、鼓式和盤式制動器橋、帶自動補償間隙的盤式制動器等配置高性能制動器橋, 同時制動器的布置位置也出現了從橋臂處分別向橋包總成和輪邊端部轉移的趨勢。前種處理方式易于散熱, 后種處理方式為了降低成本, 甚至有廠商把制動器的殼體與橋殼鑄為一體, 既易于散熱，又利于降低材料成本, 但這對鑄造技術、鑄造精度和加工精度都提出了極高的要求。 1.2.2國內研究現狀 我國驅動橋制造企

25、業的開發模式主要由測繪、引進、自主開發三種組成。主要存在技術含量低，開發模式落后，技術創新力不夠，計算機輔助設計應用少等問題。一些企業技術力量相對要好些的企業，測繪的是從國外引進的原裝橋，并且這些企業一般具有較為完善的開發體系和流程，也具有較完善的試驗手段，但是開發過程屬于對國外的仿制，對其逆向研究后結合自我情況生產。 總之，我國汽車驅動橋的研究設計與世界先進驅動橋設計技術還有一定的差距，我國車橋制造業雖然有一些成果，但都是在引進國外技術、仿制、再加上自己改進的基礎上了取得的。個別比較有實力的企業，雖有自己獨立的研發機構但都處于發展的初期。在科技迅速發展的推動下，高新技術在汽車領域的應用和推

26、廣，各種國外汽車新技術的引進，研究團隊自身研發能力的提高，我國的驅動橋設計和制造會逐漸發展起來，并跟上世界先進的汽車零部件設計制造技術水平。 1.3 設計主要內容與技術路線 設計的主要內容如下： （1）驅動橋結構形式及布置方案的確定。 （2）完成主減速器的基本參數選擇與設計計算； （3）完成差速器的設計與計算； （4）完成半軸的設計與計算； （5）完成驅動橋橋殼的受力分析及強度計算。 本次設計的技術路線： 如圖1.1所示。 調研并查閱相關資料 確定總體方案 主減速器結構選擇 差速器結構選擇 驅動半軸結構選擇 驅

27、動橋殼結構選擇 主減速器參數計算 差速器參數計算 驅動橋殼參數計算 驅動半軸參數計算 強度校核 利用AUTO CAD繪圖 完成畢業設計和說明書 圖1.1 技術路線 第2章 驅動橋的總體方案確定 2.1 驅動橋的結構和種類和設計要求 2.1.1 驅動橋的種類 驅動橋位于傳動系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并合理的分配給左、右驅動車輪，其次，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力

28、矩和反作用力矩。 驅動橋分為斷開式和非斷開式兩種。驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛型式密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸掛時，例如在絕大多數的載貨汽車和部分小轎車上，都是采用非斷開式驅動橋，其橋殼是一根支撐在左右驅動車輪上的剛性空心梁，主減速器、差速器和半軸等所有的傳動件都裝在其中；當驅動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅動橋。通過比較現有市場同等噸位的中型貨車，本設計采用整體式驅動橋。 2.1.2 驅動橋結構組成 在多數汽車中，驅動橋包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸）及橋殼等部件如圖2.1所示。 　 　 1　　 　 2　

29、 3 4 5 6 1－輪轂　 2－半軸 　3－鋼板彈簧座 4－主減速器從動錐齒輪 5－主減速器主動錐齒輪 6－差速器總成 圖2.1 驅動橋的組成 2.1.3 驅動橋設計要求 (1)選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。 (2)外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。 (3)齒輪及其他傳動件工作平穩，噪聲小。 (4)在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。 (5)具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于

30、路面和車架或車身間的各種力和 力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 (6)與懸架導向機構運動協調。 (7)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。 2.2設計車型主要參數 本次設計的主要參數如表2.1所示 表2.1 設計車型參數 輪胎 9.00—20 發動機最大轉矩 410 N·m 整車總質量 9320 kg 滿載時軸荷分布 前軸2655 后軸6665 kg 主減速比 6.25 一檔傳動比 6.515 2.3 主減速器結構方案

31、的確定 2.3.1主減速器的齒輪類型 按齒輪副結構型式分，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。 在發動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發動 機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳動。 在現代貨車車驅動橋中，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。 螺旋錐齒輪如圖2.2（a）所示主、從動齒輪軸線交于一點，交角都采用90度。螺旋錐齒輪的重合度大，嚙合過程是由點到線，因此，螺旋錐齒輪能承

32、受大的載荷，而且工作平穩，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。 雙曲面齒輪如圖2.2（b）所示主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。和螺旋錐齒輪相比，雙曲面齒輪的優點有： 圖2.2 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪 （1）尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。 （2）傳動比一定時，如果主動齒輪尺寸相同，雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 （3）當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪的直徑較小，有較大的離地間隙。 （4）工作過程中，雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側向滑動，又有沿齒長方向的縱向滑動，這可以改善齒輪的磨合過程，使其具有更

33、高的運轉平穩性。[5] 由于雙曲面齒輪傳動的主動齒輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的相當曲率半徑比相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑大，其結果是齒面建的接觸應力降低。隨偏移矩的不同，曲面齒輪與接觸應力相當的螺旋錐齒輪比較，負荷可提高達175％。如果雙曲面主動齒輪的螺旋角變大，則不產生根切的最少齒數可減少，所以可選用較少的齒數，這有利于大傳動比的傳動，這對于驅動橋的主減速比大于4.5的傳動有其優越性。 2.3.2主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產品 系列

34、及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比io的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數目及布置形式等。通常單極減速器用于主減速比io≤7.6的各種中小型汽車上。 如圖2.3（a）所示，單級減速驅動車橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅動橋的基本型，在貨車車上占有重要地位。目前貨車車發動機向低速大扭矩發展的趨勢使得驅動橋的傳動比向小速比發展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發展，許多貨車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，產品不必像過去一樣，采用復雜的結構提高其的通過性；與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結構簡化，單級減速驅動橋機

35、械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。 　　　　　 　 （a） 單級主減速器 　 　　 （b） 雙級主減速器 圖2.3主減速器 如圖2.3（b）所示，與單級主減速器相比，由于雙級主減速器由兩級齒輪減速組成，使其結構復雜、質量加大；主減速器的齒輪及軸承數量的增多和材料消耗及加工的工時增加，制造成本也顯著增加，只有在主減速比較大（7.6<）且采用單級主減速器不能滿足既定的主減速比和離地間隙等要求是才采用。通常僅用在裝在質量10t以上的重型汽車上。 綜合考慮本設計傳動比為6.25，總質量為9320

36、kg，介于單級與雙級主減速器之間，本設計為雙級主減速器。 2.3.3主減速器速比的計算 普通的非貫穿式驅動橋的錐齒輪—圓柱齒輪式雙級主減速器，采用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪作為第一級減速齒輪；采用斜齒（少數汽車用直齒或人字齒）圓柱齒輪作為第二級減速齒輪?？偟闹鳒p速比在這兩級之間的分配通常為：第二級減速的傳動比與第一級減速的傳動比之間的比值（/）約在1.4~2.0范圍內，而且趨向于采用較大的比值，以減少錐齒輪嚙合時的軸向負荷和作用在從動錐齒輪和圓柱齒輪上的載荷。 第一級主減速比的選擇范圍為1.73~2.27 =6.25 =6.25/ 1.4/2.0 1.46.252.06.252.95

37、83.536 1.732.27 2.7533.613 所以本設計選為3，相應計算得為2.083。 2.3.4主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法 現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承形式有如下兩種： （1）懸臂式 懸臂式支承結構如圖2.4所示，其特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸徑，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩端的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子向外。懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，多用于傳遞轉鉅較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。 圖2.4 錐齒輪懸臂式支承 （2）騎馬式 騎馬式支承結構如圖2.5所示：

38、 圖2.5 主動錐齒輪騎馬式支承 其特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用騎馬式支承。本次設計貨車為中型貨車，主動錐齒輪為懸臂式支承.。從動錐齒輪為騎馬式支承。 2.4 差速器結構方案的確定 根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及它們之間的相互聯系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別的。例如，拐彎時外側車輪行駛總要比內側長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨

39、損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右車輪的轉速雖然相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。這不僅會是輪胎過早磨、無益地消耗功率和燃料及使驅動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑能力而使穩定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都有差速器，后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有

40、以下不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求。 差速器的結構型式有多種，大多數汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動車輪與路面的附著系數變化很小，因此幾乎都采用了結構簡單、工作平穩、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅動車輪間的所謂輪間差速器使用；對于經常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區的越野汽車來說，為了防止因某一側驅動車輪滑轉 而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩

41、類。自鎖式差速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。 本次設計選用：普通錐齒輪式差速器，因為它結構簡單，工作平穩可靠，適用于本次設計的汽車驅動橋。 2.5 半軸形式的確定 驅動車輪的傳動裝置置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。其結夠型式與驅動橋的結構型式密切相關，在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中，驅動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向接傳動裝置且多采用等速萬向節。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半鈾齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。如圖2.6所示，根據半

42、軸外端支撐形式分為半浮式，3/4浮式，全浮式。 （a）半浮式 （b）3/4浮式 （c）全浮式 圖2.6 半軸支撐形式 半浮式半軸以其靠近外端的軸頸直接支撐在置于橋殼外端內孔中的軸承上，而端部則以具有圓錐面的軸頸及鍵與輪轂相固定。具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優點。主要用于質量較小，使用條件好，承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。 3/4浮式半軸的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支撐著輪轂，而半軸則以其端部與輪轂想固定，因其側

43、向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，所以未得到推廣。 全浮式半軸的外端和以兩個軸承支撐于橋殼的半軸套管上的輪轂相聯接，由于其工作可靠，廣泛應用于輕型及以上的各類汽車上。 根據相關車型及設計要求，本設計采用全浮半軸。 2.6 橋殼形式的確定 橋殼的結構型式大致分為可分式，組合式整體式三種，按照設計要求選用整體式。 2.7 本章小結 本章首先確定了主減速比，用以確定其它參數。對主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類型、主減速器的減速形式、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇、從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇，從而確定逐步給出驅動橋各個總成的基本結構，分

44、析了驅動橋各總成結構組成。 第3章 主減速器設計 3.1概述 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發動機縱置的汽車，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，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，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量減小、操縱省力。 3.2雙級主減速器第一級螺旋錐齒輪參數選擇與強度計算 3.2.1主減速器螺旋錐齒輪計算載荷的確定 1、按發動機最大轉矩和最低擋傳

45、動比確定從動錐齒輪的計算轉矩 /n （3.1） 式中： EMBED Equ!tion.3 ——發動機最大轉矩410； ——由發動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比 = 變速器傳動比=6.515； 主減速器傳動比＝2.083 ——上述傳動部分的效率，取=0.9； ——超載系數，取=1.0； n——驅動橋數目1。 =410 6.515 2.0831 0.9/1=5007.6Error! Reference source not foun

46、d. 2、按驅動輪在良好路面上打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （3.2） 式中： ——汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大負荷，N；但后橋來說還應考慮到汽車加速時負腷增大量，可初?。? =×10=6665×10=66650N； ——輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85； 對于越野汽車，取=1.0； ——車輪滾動半徑，0.485m； ——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和傳動比，分別取0.9和3。 =10176.47 通常是將發動機最大轉矩

47、配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（）的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。 3、正常行駛時的持續轉矩 = （3.3） 式中：——汽車滿載總重量； ——所牽引的掛車的滿載總重量，N，=0； ——車輪滾動半徑； ——道路滾動阻力系數，=0.018（可取0.015~0.020）； ——汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數=0.07（可取0.05~0.09）； ——汽車性

48、能系數； =44.33>16 =0 把以上數據帶入得 =1473.25Error! Reference source not found. 3.2.2 主減速器螺旋錐齒輪基本參數的選擇 1、主、從動齒數的選擇 選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：為了磨合均勻，，之間應避免有公約數；為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40；為了嚙合平穩，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6；主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的

49、離地間隙。對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。 對于普通的雙級主減速器來說，由于第一級減速比比第二級減速比小些，且/=1.4~2.0。這時，第一級主動錐齒輪的齒數可選得較大，約為9~15內，第二級圓柱齒輪傳動齒數，可在58~78范圍內。 根據載貨汽車驅動橋主減速器主動錐齒輪齒數表，傳動比/=2.083，在2.0~2.5范圍內，主動錐齒輪齒數允許在10~13內。 綜上本設計=12 =12×2.083=24.996 2、從動錐齒輪節圓直徑及端面模數的選擇 根據從動錐齒輪的計算轉矩（見式3.1和式3.2并取兩式計算結果中較小的一個作為計算依據，按經驗公式選出：

50、 （3.5） 式中：——直徑系數，取=13～16； ——計算轉矩，，取，較小的。取=5007.6Error! Reference source not found.Error! Reference source not found.。 計算得，=222.41～273.73mm，初取=225mm。 選定后，可按式算出從動齒輪大端模數，=225/25=9。 校核： 對于載貨汽車，也可以按主減速器主動錐齒輪轉矩 預選該齒輪大端端面模數。 m=（0.598~0.692） 式

51、中：——主動錐齒輪計算轉矩=Error! Reference source not found. 所以帶入得m=8.149~9.43 取m=9符合。 所以有：=108mm =225mm m=9 3、螺旋錐齒輪齒面寬的選擇 通常推薦圓錐齒輪從動齒輪的齒寬F為其節錐距的0.3倍。對于汽車工業，主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用： F=0.155=34.875mm 4、螺旋錐齒輪螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動齒輪有

52、分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。 5、 旋角的選擇 載貨汽車選用較小值以防止軸向力過大，通常螺旋錐齒輪選用35度居多，在一般 機械制造中12時，螺旋角推薦用35度。 6、法向壓力角a的選擇 壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，載貨汽車可選用20°壓力角。 3.2.3 主減速器螺旋錐齒輪幾何尺寸計算 汽車主減速器圓

53、弧齒（即“格里森”制）螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算步驟見表3.1。 表3.1 圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 主動齒輪齒數 12 2 從動齒輪齒數 25 3 模數 9㎜ 4 齒面寬 5 工作齒高 15.3㎜ 6 全齒高 =16.99㎜ 7 法向壓力角 =20° 8 軸交角 =90° 9 節圓直徑 = 108㎜ =225㎜ 10 節錐角 arctan =90°- =25.64° =64.36° 11 節錐距 A== A=12

54、4.79㎜ 12 周節 t=3.1416 t=28.27㎜ 13 齒頂高 =10.35mm =4.95mm 14 齒根高 = =6.64mm =12.04mm 15 徑向間隙 c= c=1.692㎜ 16 齒根角 =3.046° =5.511° 17 面錐角 ； =31.151° =67.406° 18 根錐角 = = =22.594° =58.849° 19 齒頂圓直徑 = =121.07㎜ =235.42㎜ 20 節錐頂點止齒輪外緣距離 =108.02㎜ =43.15㎜ 21 理

55、論弧齒厚 =18.523mm =9.747mm 22 齒側間隙 B=0.305～0.406 0.3mm 23 螺旋角 =35° 3.2.4主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 1、損壞形式及壽命 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。 齒輪的損壞形 式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。 實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩和最大附著轉矩并不是使用中的持續載荷，強度計算時只

56、能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據。 2、主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 （1）單位齒長上的圓周力 在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 （3.8） 式中：——單位齒長上的圓周力，N/mm； P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發動機最大轉矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算。 按發動機最大轉矩計算時： （3.9） 式中：——發動機輸出的最大轉矩，在此為410； ——變

57、速器的傳動比，在此為6.515； ——主動齒輪節圓直徑，在此取108mm.； 按上式計算：=1418.37 N／mm，根據表3.3可知符合。 按最大附著力矩計算時： （3.10） 式中：——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取27636N； ——輪胎與地面的附著系數，在此取0.85； ——輪胎的滾動半徑，在此取0.405m； ——主減速器沖動齒輪節圓直徑，在此取266.5； 按上式計算：=7003.16 N／mm 雖然按最大附著力矩計算時結果很大，但由于發動機受

58、最大轉矩的限制p最大只有1418.37Error! Reference source not found.，可知校核符合。 表3.3 許用單位齒長上的圓周力 (N／mm) 類別 檔位 一檔 二檔 直接檔 轎車 893 536 321 載貨汽車 1429 250 公共汽車 982 214 牽引汽車 536 250 （2）輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力為

59、 （3.11） 式中： J——計算彎曲應力用的綜合系數，見圖3.1，取J=0.2。 圖3.1 彎曲計算用綜合系數J ——齒輪計算轉矩，對從動齒輪，取，較小的者，即=5007.6Error! Reference source not found.Error! Reference source not found.Error! Reference source not found. ——超載系數，1.0； ——尺寸系數=； ——載荷分配系數取=1.1； ——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節及徑向跳動精度高時，取1；

60、 按計算轉矩最小值： 主動錐齒輪彎曲應力= 601.78N／mm<700 N／mm 按日常行駛平均轉矩：主動錐齒輪彎曲應力=177.04 N／mm<210.9 N／mm 綜上所述由表3.2，計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。 表3.2汽車驅動橋齒輪的許用應力 ( N／mm) 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應力 主減速器齒輪的許用接觸應力 差速器齒輪的許用彎曲應力 ，中的較小者 700 2800 980 210.9 1750 210.9 （3）輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力（N／mm）為：

61、 （3.12） 式中：——主動齒輪計算轉矩為=2530.56Error! Reference source not found.Error! Reference source not found.； ——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6； ——主動齒輪節圓直徑，108mm； ，，同3.10； ——尺寸系數，=0.77； ——表面質量系數，對于制造精確的齒輪可取1； F——齒面寬，取齒輪副中較小值即從動齒輪齒寬34.875mm； J—— 計算應力的綜合系數，J

62、 =0.09，見圖3.2所示。 大齒輪齒數 圖3.2 接觸強度計算綜合系數J 按計算轉矩最小值：=2516.94 N／mm<2800 N／mm 按日常行駛平均轉矩：=1365.12N／mm<1750N／mm 由表3.2輪齒齒面接觸強度滿足校核。 3.3雙級主減速器第二級斜齒柱齒輪參數選擇與強度計算 3.3.1斜齒柱齒輪傳動的幾何參數選擇 1、中心距A及齒寬b 雙級主減速器的圓柱齒輪副中心距A及齒寬b可按經驗公式預選： A b 式中：——該圓柱齒輪副主動齒輪計算轉矩。 A（

63、179.81~203.93）mm， 本設計取200 b， 本設計取80mm 2、二級傳動齒數分配 =3 在此取=15，=45。 3、斜齒圓柱齒輪端面模數 載荷平穩，中心距A大及軟齒面取較小值。沖擊載荷或過載大，中心距A小及硬齒面取較大值。取m=6 4、斜齒圓柱齒輪端面壓力角及螺旋角 選取 3.3.2斜齒柱齒輪幾何尺寸變位 1．對中心距進行修正 207.85mm，取208mm。 2．對斜齒柱齒輪進行角度變位 分度圓壓力角：= 端面嚙合角：== 變為系數之和： =3， 3.計算精確值 = 4斜齒圓柱齒輪幾何尺寸 分度圓直徑：

64、 齒頂高： 齒跟高：=7.496mm =6.42mm 齒頂圓直徑：115.23mm 325.24mm 齒根圓直徑：88.93mm 298.94mm 基圓直徑：97.65mm 292.98mm 3.3.3斜齒柱齒輪強度計算 1.斜齒輪的彎曲應力 式中：——為計算載荷； ——應力集中系數，=1.65； Z——齒數； y——齒形系數取2.0；

65、 ——重合度影響系數，=2.0。 帶入公式得117.16Mpa，對于貨車強度范圍100~250Mpa，校核成功符合彎曲強度。 2.斜齒輪的接觸應力 式中：F——齒面法向力，F= ； Tg——計算載荷。 d——節圓直徑； E——齒輪材料彈性模量，E=20.6； ，（其中r為主從動齒輪節圓半徑）； b——齒寬： =1999.41Mpa，在范圍值1900~2000Mpa內，所以齒輪接觸強度符合。 3.4主減速器的軸承計算 軸承的計算主

66、要是計算軸承的壽命。設計時，通常是先根據主減速器的結構尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。 3.4.1作用在主減速器主動齒輪上的力 如圖3.3所示錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。 圖3.3 主動錐齒輪工作時受力情況 為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發動機也不全處于最大轉矩狀態，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算[10]： 　(3.13) 式中：——發動機最大轉矩，在此取410N·m； 　　　，…——變速器在各擋的使用率，可參考表3.4選取0.5％，3.5％，7％，59％，30％； 　　　，…——變速器各擋的傳動比6.51