【正文】 傳動效率。 5）具有足夠 的強度和剛度，以承受和傳遞作用于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(xié)調。 7）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。 驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋兩大類。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋，稱為非獨立懸架驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋，稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構較復雜，但大大提高了汽車在不平路面 上的行駛平順性。 畢業(yè)設計說明書論文 (全套 CAD 圖紙 ) 36396305 7 第 2 章 驅動橋結構方案的選定 結構方案分析 本次設計的課題為轎車驅動橋的設計。 現在轎車多采用發(fā)動機前置前輪驅動的布置型式，只有高級轎車出于動力性和舒適性方面的考慮才采用后輪驅動的型式。 首先驅動橋在轎車中主要功能有：是把變速器傳出的功率經其減速后傳遞給車輪使車輪轉動；由于要求設計的是家用汽車的前驅動橋，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用斷開式驅動橋以與獨立懸架相適應。該種形式的驅動橋沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅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，故又稱為獨立懸架驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架或車廂底板上，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動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸架則可以彼此獨立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。 綜上所述，本設計選擇斷開式驅動橋的形式。斷開式驅動橋結構復雜，成本較高，但它大大增加了離地間隙；減小了簧下質量，從而改善了行駛平順性，提高 了汽車的平均車速；減小了汽車在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；由于驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性較好，大大增加了車輪的抗側滑能力；與之相配合的獨立懸架導向機構設計得合理，可增中汽車的不足轉向效應，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。這種驅動橋在轎車和高通過性的越野汽車上應用相當廣泛 。 畢業(yè)設計說明書論文 (全套 CAD 圖紙 ) 36396305 8 第 3 章 主減速器設計 主減速器的結構形式 主減速器的結構型式主要是根據其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。 影響主減速型式選擇的因素有汽車類型、使用條件 、驅動橋處的離地間隙、驅動橋數和布置形式以及主減速比 0i ,其中 0i 的大小影響汽車的動力性和經濟性。 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： 1)所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經濟性。 2)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。 3)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協(xié)調。 4)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。 5)結 構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。 主減速器的類型 按主減速器的類型分，驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下： 1）中央單級減速器。此是驅動橋結構中最為簡單的一種，更具有質量小、尺寸緊湊、制造成本低等優(yōu)點，是驅動橋的基本形式，因而廣泛用于主傳動比70?i 的汽車上。因為乘用車一般 ~30 ?i ，所以在主傳動比較小的情況下，應盡量采用中央單級減速驅動橋。 2）中央雙級主減速器。由于上述中央雙級減速橋均是在中央單級橋 的速比超出一定數值或牽引總質量較大時，合來說，雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。 3）中央單級、輪邊減速器。 其中，中央單級主減速器在轎車中應用廣泛。它有以下幾點優(yōu)點： a 結構最簡單，制造工藝簡單，成本較低，是驅動橋的基本類型，在傳動比畢業(yè)設計說明書論文 (全套 CAD 圖紙 ) 36396305 9 較小的乘用車應用廣泛； b 乘用車發(fā)動機前置前驅，使得驅動橋的布置形式要求簡單，而且結構緊湊； c 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，汽車使用條件對汽車通過性的要求降低。 d 與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結 構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。 按主減速器齒輪的類型的來分，主減速器分為：螺旋錐齒輪傳動主減速器，雙曲面齒輪傳動主減速器，圓柱齒輪傳動主減速器，蝸輪蝸桿傳動主減速器。 1）螺旋錐齒輪傳動； 其主、從動齒輪軸線相交于一點。交角可以是任意的，但在絕大多數的汽車驅動橋上，主減速齒輪副都采用 90176。交角的布置方案。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，因此螺旋錐齒輪能承受較大的負荷。加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另一端，因此其 工作平穩(wěn)，即使在高速動轉時，噪聲和振動也很小。 2）雙曲面齒輪傳動： 其特點是主、從動齒輪的軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角也都采用 90176。夾角。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上的偏移，稱為上偏置或下偏置。該偏移量稱為雙曲面齒輪的偏移距。當偏移距大到一定程度時，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸的上面或下面通過。這樣就能在每個齒輪的兩側布置尺寸緊湊的支承。這對于增強支承剛度，保證齒輪正確嚙合，從而提高齒輪壽命大有益處。與螺旋錐齒輪由于齒輪副的軸線相交而使主、從動齒輪的螺旋角相等的情況不同，雙曲面齒輪的偏移距使得 其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角，因此，雙曲面齒輪傳動副的法向模數或法向周節(jié)雖相 等，但端面模數或端面周節(jié)是不等的。主動齒輪的端面模數或端面周節(jié)大于從動齒輪的。這就使雙曲面齒輪傳動的主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪傳動的 主動齒輪有更大的直徑和更好的強度及剛度。其增大的程度與偏移距的大小有關。另外，由于雙曲面齒輪傳動的主動齒輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的當量曲率半徑比相應的螺旋錐齒輪當量半徑大，其結果是齒面畢業(yè)設計說明書論文 (全套 CAD 圖紙 ) 36396305 10 間的接觸應力降低。隨偏移距的不同，雙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小，所以可選用較少的齒數，這有利于大傳動比的傳動。當要求傳動比較大而輪廓尺寸有限時，采用雙曲面齒輪傳動更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪軸徑相等，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的小。 3）蝸桿 蝸輪傳動簡稱蝸輪傳動： 蝸輪傳動在汽車的驅動橋上也有所應用。蝸輪傳動相對于螺旋錐齒輪及雙曲面齒輪傳動有一系列的優(yōu)點。首先，在結構質量較小的情況下，采用蝸輪傳動時單級減速即可得到大的傳動比。因此，在超重型汽車上，當高速發(fā)動機與相對較低車速和較大輪 胎直徑之間的配合要求有大的主減速比（通常14~80 ?i ）時，主減速器采用一級蝸輪傳動最為方便，這時就不需要有第二級減速了。而主減速器采用其他類型的齒輪時，就需要用結構較復雜、輪廓尺寸及質量均較大且傳動效率較低的雙級減速；其次，蝸輪傳動在整個使用期間在任何轉速下都能工作得非常平穩(wěn)、最為靜寂無噪聲；再者，與錐齒輪傳動相比，蝸輪傳動更便于汽車的總體布置及貫通式多橋驅動的布置。另外，蝸輪傳動還具有：能傳遞大的載荷，使用壽命長，在整個使用期間有高的傳動效率，結構簡單、拆裝方便、調整容易 等一系列的優(yōu)點。與螺旋錐齒輪及雙曲面齒輪主減速器相比，其惟一的缺點是要用昂貴的有色金屬（青銅）制造，材料成本高，因此未能在大批量生產的汽車上推廣應用。 由于速騰 ，變速器也采用橫置式，所以動力輸出的方向正好與前橋軸線的方向平行。因此，此設計不必采用圓錐齒輪來改變動力旋轉的方向，采用圓柱齒輪傳動就可以滿足要求。一般采用斜齒圓柱齒輪傳動，驅動橋為斷開式。動力通過左右兩根半軸傳遞給 車輪。 主減速器主、從動 斜齒 圓柱齒輪的支承形式 現代汽車主減速器主動斜齒圓柱齒輪的支承 型式有以下兩種： 1) 懸臂式：齒輪以其輪齒大端一側的軸頸懸臂式地支承于一對軸承的外側； 2) 騎馬式：齒輪前后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱為“兩端支承式”。 畢業(yè)設計說明書論文 (全套 CAD 圖紙 ) 36396305 11 采用騎馬式支承結構，可以使剛度大為增加，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。由于結構的原因，主減速器的小斜齒輪采用騎馬式安裝，而主減速器的大齒輪也采用騎馬式安裝。 主減速器的基本參數選擇與計算 主減速比 0i 的確定 主減速比 0i 的大小對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量以及變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經濟性都有直接的影響。主減速比 0i 的選 擇，應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比（包括變速器、分動器和取力器、驅動橋等傳動裝置的傳動比）一起由汽車的整車動力計算來確定。由于發(fā)動機的工作條件和汽車傳動系的傳動比（包括主減速比）有關，可以采用優(yōu)化設計方法對發(fā)動機參數與傳動系的傳動比及主減速比 0i 進行最優(yōu)匹配，以使汽車獲得最佳的動力性和燃 料經濟性。 對于具有很大功率儲備的轎車、客車、長途公共汽車，尤其是對競賽汽車來說，在給定發(fā)動機最大功率 maxeP 的情況下，所選擇的 0i 值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速 maxaV 。這時 0i 值就按下式來確定： (31) 式中： r —— 車輪的滾動半徑， m； pn —— 最大功率時發(fā)動機的轉速， r/min； maxav —— 汽車的最高車速， km/h； ghi —— 變速器最高擋傳動比，通常為 1。 ghapr iV nrim ax0 ??畢業(yè)設計說明書論文 (全套 CAD 圖紙 ) 36396305 12 查閱 速 騰 轎車的有關資料得：輪胎類型與規(guī)格： 225/45 R17 其中： 225 為輪胎名義斷面寬度（ mm）； 45為輪胎名義高寬比（扁平率）； R為子午線結構代號； 17為輪輞名義直徑（ in）； 查長度單位換算表得： 1英寸 = 厘米 因此：輪輞名義尺寸直徑 17in=*16cm= 所以車輪的自由半徑為 r=*10/2+225*= 對汽車作靜力學分析時，應該用靜力學半徑；而作運動學分析時，應該用滾動半徑。但通常不計它們的差別統(tǒng)稱為車輪半徑 r。在本設計中認為二者數值相同。即： ? 最大功率時發(fā)動機的轉速為： rpmn p )6200~5000(? 暫取 rpmnp 5321? 汽車最高車速為： max 216 /av Km h? 變速器最高檔傳動比為： ? 代入公式得 0 m a x 0 . 3 1 7 1 5 5 3 2 10 . 3 7 7 0 . 3 7 7 3 . 5 1 9 02 1 6 0 . 8 3 7rpa g hrni Vi ?? ? ? ? ?? 為計算方便取 0 ? 主減速器齒輪計算載荷的確定 由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準確地算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低擋傳動比時和驅動車輪在良好路面上開始滑轉時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉矩（ ?jje TT、 ）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計畢業(yè)設計說明書論文 (全套 CAD 圖紙 ) 36396305 13 算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷，即 ： (32) (33) 式中： maxeT —— 發(fā)動機最大轉矩， N m； TLi —— 由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比； T? —— 傳動系上述傳動部分的傳動效率，取 ?T? ； 0K —— 由于“猛接合”離合器而產生沖擊載荷時的超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速器的各類汽車取 10?K ；當性能系數 0?pf 時，可取 20 ?K ，或由實驗決定； n—— 該汽車的驅動橋數目； 2G —— 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷（對 于驅動橋來說，應考慮到汽車最大加速時的負荷增大量）， N； ? —— 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 ?? ；對于越野汽車，取 ?? ；對于安裝專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取 ?? ； r —— 車輪的滾動半徑， m； LBLBi,? —— 分別為由所計算的主 減速器從動齒輪到驅動橋之間的傳動效率和傳動比（例如輪邊減速等） 查資料得： 250max ?eT N m 0 27TLi ? ? ? ?T? nKiTT TTLeje