【正文】 29 JFK KKKKTdC v fmsjzpj ?? ???????301102? （ ） 式中： jzT ——主動齒輪計算轉矩分別為 1jeT = mN? ， 1jmT = mN? ； pC ——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取 mmN /21 ； 1d ——主動齒輪節(jié)圓直徑， 49mm； 0K ， vK ， mK 同 ； sK ——尺寸系數(shù)， sK =1； fK ——表面質(zhì)量系數(shù)，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 50mm； J—— 計算應力的綜合系數(shù)， J =，見圖 所示。 表 許用單位齒長上的圓周力 ??p (N／ mm) 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 按最大附著力矩計算時： FdrGp r?????210232 ? （ ） 式中： 2G ——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅(qū)動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取 40180N； ?——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取 ； 類別 檔位 27 r ——輪胎的滾動半徑，在此取 ； 按上式 80 3? ????p= N／ mm。 表 汽車驅(qū)動橋齒輪的許用應力 ( N／ mm2 ) 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 jeT ， ?jT 中的較小者 700 2800 980 jmT 1750 實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關系不大。 25 汽車驅(qū)動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。 （ 4） 齒面磨損 這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。當滲碳 齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。 ② 齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。在齒輪繼續(xù)工作 時，則擴大凹坑的尺寸及數(shù)目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。 ② 過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。 ① 疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經(jīng)受交變的彎曲應力。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 18 根錐角 1f?= 11 ??? 2f? = 22 ??? 1f? =176。 11 節(jié)錐距 A0 =11sin2 ?d =22sin2 ?d A0 =167mm 22 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 12 周節(jié) t= m t= 13 齒頂高 21 aga hhh ?? mkh aa ?2 1ah = 2ah = 14 齒根高 fh = ahh? 1fh = 2fh = 15 徑向間隙 c= ghh? c= 16 齒根角 0arctan Ahf?? 1? =176。 8 軸交角 ? ? =90176。在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用 35176。 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(qū)動汽車前進。 螺旋錐齒輪螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。 所以有： 1d =147mm 2d =301mm。取 jeT = mN? 。 jmT = )()( PHRLBLBrTa fffni rGG ???? ??? = )( ????? = mN? 主減速器齒輪參數(shù)的選擇 主、從動齒數(shù)的選擇 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：為了磨合均勻， 1z ， 2z 之間應避免有公約數(shù)；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(shù)和應不小于 40；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車 1z 一般不小于 6；主傳動比 0i 較大時， 1z 盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。 由式（ ），式（ ）求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞依據(jù)。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)動力矩和轉速，在動力向左右驅(qū)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(zhì)量減小、操縱省力。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(qū)動橋各個總成的基本結構，分析了驅(qū)動橋各 總成結構組成。 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。 組合式 組合式橋殼 又稱為支架式橋殼，對加工精度要求較高，剛度較差，通常用于微型汽車、轎車、輕型以下載貨汽車。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。 根據(jù)相關車型及設計要求，本設計采用全浮半軸。 具有結構簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。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鈾齒輪與輪轂連接起來。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。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調(diào)而 產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都有差速器，后者保證了汽車驅(qū)動橋兩側車輪在行程不等時具有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。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(nèi)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。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的 凸緣上 ，從動齒輪節(jié)圓直徑較大時采用螺栓和差速器殼固定在一起 。 跟據(jù)實際情況，所設計的為輕型貨車所以采 用懸臂式支撐。 圖 錐齒輪懸臂式支承 （ 2） 跨置式 跨置 式支承結構 如圖 24 所示，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 跨置 式支承。這種布置使從動圓柱齒輪軸的中心線與其他齒輪軸的中心線位于同一水平面內(nèi)。目前貨車車發(fā)動機向低速大扭矩發(fā)展的趨勢使得驅(qū)動橋的傳動比向小速比發(fā)展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，許多貨車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，產(chǎn)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(qū)動橋相比，由于產(chǎn)品結構簡化，單級減速驅(qū)動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性增加。本次設計采用螺旋錐齒輪。 雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。 9 圖 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪 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。螺旋錐齒輪的重合度大，嚙合 過程是由點到線，因此，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。 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。通過優(yōu)化設計，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，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 主減速器結構方案的確定 主減速比的計算 主減速比 0i 對主減速器的 結構形式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小影響很大。 在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。 驅(qū)動橋結構組成 在多數(shù)汽車中，驅(qū)動橋包括 主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置（半軸）及橋殼等部件如圖 所示。 驅(qū)動橋的種類 驅(qū)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(qū)動車輪，其次，驅(qū)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，以及制動力矩和反作用力矩。在絕大多數(shù)的載貨汽車和少數(shù)轎車上，采用的是整體式非斷開式。 完成驅(qū)動橋驅(qū)動橋裝配圖和主要部分零件 。個別比較有實力的企業(yè)，雖有自己獨立的研發(fā)機構但都處于發(fā)展的初期。 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 我國驅(qū)動橋制造企業(yè)的開發(fā)模式主要由測繪、引進、自主開發(fā)三種組成。目前，有限元法己經(jīng)成為求解數(shù)學、物理、力學以及工程問題的一種有效的數(shù)值方法 ，也為驅(qū)動橋殼設計提供了強有力的工具。因此，對驅(qū)動橋進 行模態(tài)分析，掌握和改善其振動特性，是設計中的重要方面。 (2) 模態(tài)分析 模態(tài)分析是對工程結構進行振動分析研究的最先進的現(xiàn)代方法與手段之一。汽車驅(qū)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(xiàn)代機械制造工藝， 設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅(qū)動橋，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展，并且 通過對汽車驅(qū)動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現(xiàn)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(yōu)良的 輕型貨車驅(qū)動橋 具有一定的實際意義。 2021 年，國家對“三農(nóng)”的投入不斷加大，同時隨著鐵路不斷提速也為“門到門”的短途運輸提供了機會，受此影響，輕型貨車在以后幾年也會呈現(xiàn)明顯增長。 final drive。 本文首先確定主要部件的結構型式和主要設計參數(shù) ，在分析驅(qū)動橋各部分結構形式、發(fā)展過程及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎上，確定了總體設計方案， 采用傳統(tǒng)設計方法對驅(qū)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。 輕型載貨汽車驅(qū)動橋設計 作 者 姓 名： 指 導 教 師： 單 位 名 稱： 機械工程與自動化學院 專 業(yè) 名 稱： 車輛工程 Drive axle design I 畢業(yè)設計（論文）任務書 畢業(yè)設計（論文）題目： 輕型載貨汽車驅(qū)動橋設計 基本內(nèi)容： (1) 滿足如下設計參數(shù)要求：總質(zhì)量： 6000kg；裝載質(zhì)量： 3000kg；軸距： 4000mm；后輪距 1500mm；鋼板彈簧座中心距離： 865mm；滿載時前軸荷 1900kg；滿載時后軸荷 4100kg；最大功率 70kw/3200r/min；最大轉矩 200Nm/2200r/min； (2) 進行總體方案分析，總體參數(shù)設計和計算，完成總體設計全部內(nèi)容； (3) 進行零部件設計好校核計算，標準件選擇和校核等； (4) 完成總體和主要零部件二維設計； (5) 撰寫畢業(yè)設計說明書 (6) 翻譯一篇與汽車相關的外文文獻 畢業(yè)設計（論文）專題部分： 題目： 基本內(nèi)容： 學生接受畢業(yè)設計（論文）題目日期 第 周 指導教師簽字： 年 月 日 II 摘 要 輕型汽車在商用汽車生產(chǎn)中占有很大的比重，而且驅(qū)動橋在整車中十分重要 。 設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅(qū)動橋，能大大降低整車生產(chǎn)的總成本，推動汽車經(jīng)濟的發(fā)展，并且 通過對汽車驅(qū)動橋的學習和設計實