【文章內容簡介】 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。 半軸 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 。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(jié)。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。 半浮式半軸具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)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，因其側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，故未得到推廣。 全浮式半軸廣泛應用于輕型以上的 各類汽車上 ， 本設計采用此種半軸。 橋殼 驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅動車輪上的牽引力、制動力、側向力和垂向力也是經過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋完既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置 （ 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力求減小橋殼的質量。 橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。 結構形式分類：可分式、整體式、組合式。 按制造工藝不同分類： 鑄造式 —— 強度、剛度較大，但質量大，加工面多，制造工藝復雜，用于中重型貨車，本設計采用鑄造橋殼。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 鋼板焊接沖壓式 —— 質量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產，轎車和中小型貨車，部分重型貨車。 設計主要內容 （ 1） 完成驅動橋 的 主減速器、差速器、半軸、驅動橋橋殼 的結構形式選擇 ； （ 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 ； （ 6） 繪制裝配圖及零件圖 。 設計的 基本數據 設計基礎數據： 車型 載貨汽車 空載質量 10170kg 空載時前軸質量 3030kg 空載時后軸質量 4930kg 滿載質量 20410kg 滿載時前軸質量 6245kg 滿載時后軸質量 17525kg 輪距 前： 1928mm 后： 1847mm 最大爬坡度 ＞ 28% 最高車速 86km/h 變速器一檔傳動比 主減速器傳動比 發(fā)動機最大轉矩 770Nm 輪胎規(guī)格 GB5168219 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 第 2 章 主減速器設計 主減速器的結構形式 的選擇 主減速器的結構形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形式的不同而異。 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。 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，是驅動橋的基本形式，在載重汽車中占主導 地位。一般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，綜合來說，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。 綜上所述，中央單級主減速器。它還有以下幾點優(yōu)點： （ l） 結構最簡單，制造工藝簡單，成本較低，是驅動橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位； (2) 載重汽車發(fā)動機向低速大轉矩發(fā)展的趨勢，使得驅動橋的傳動比向小速比發(fā)展； 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 (3) 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。 (4) 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。 單級驅動橋產品的優(yōu)勢為單級驅動橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產品設計的角度看，載重車產品在主減速比小于 6 的情況下，應盡量選用單級減速驅動橋。 所以此設計采用中央單級減速驅動橋，再配以鑄造整體式橋殼 ， 如圖 。 圖 中央主減速器 主減速 器的齒輪類型 主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。 在此選用雙曲面齒輪，其優(yōu)點在于當雙曲面齒 輪與弧齒錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動具有更大的傳動比，雙曲面?zhèn)鲃拥闹鲃育X輪的螺旋角較大，同時可以嚙合的齒數較多，平穩(wěn)性更強。 主減速器主，從動錐齒輪的支承形式 圖 主動錐齒輪懸臂式支承 圖 主動錐齒輪跨置式 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 圖 從動錐齒輪支撐形式 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，經方案論證，采用 跨置 式支承結構（如圖 示）?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾樱过X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。但結構較復雜，所以選用跨置式。 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖 示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，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置加強肋以增強支承穩(wěn)定性， c+d 應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，應是 c等于或大于 d。 主減速器的基本參數選擇與設計計算 主減速器計算載荷的確定 1. 按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩 Tce 從動錐齒輪計算轉矩 Tce= m ax 1 0d e fk T ki i in ? （ ） 式中： Tce— 計算轉矩， mN? ； Temax— 發(fā)動機最大轉矩； Temax =770 mN? n— 計算驅動橋數， 3； if— 變速器傳動比， if=； i0— 主減速器傳動比， i0=； η — 變速器傳動效率，取 η =； k— 液力變矩器變矩系數， K=1； Kd— 由于猛接離合器而產生的動載系數， Kd=1； i1— 變速器最低擋傳動比， i1=1； 代入式（ ），有： Tce= mN? 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 2. 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 csT 2 / N mr m mcsT G r i?? ??? （ ） 式中 2G —— 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，后橋所承載 的負荷 。 ? —— 輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用車，取 ? =；對于越野汽車取 ；對于安裝有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，在此選用輪胎型號為 GB51682 ～ 20，則車論的滾動半徑為 ； m? ， mi —— 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比， LB? 取 ，由于沒有輪邊減速器 LBi 取 所以 LBLBrcs irGT ?? ?? /2 == mN? 3. 按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 cfT 對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定 ? ?PHRmm rTacf fffni rGGT ?? ????? )( （ ） 式中： aG —— 汽車滿載時的總重量， 20410N； TG —— 所牽引的掛車滿載時總重量， N，但僅用于牽引車的計算； Rf —— 道路滾動阻力系數，對于載貨汽車可 取 ~；在此取 Hf —— 汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于載貨汽車可取 ~ 在此取 ； pf —— 汽車的性能系數在此取 0； m? —— 主減速器主動齒輪到車輪之間的效率 ,取 ； mi —— 主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比 ,取 1； n—— 驅動橋數 ,取 3。 所以 ? ?PHRmm rTacf fffni rGGT ?? ????? )(= mN? 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 主減速器基本參數的選擇 主減 速器 錐齒輪 的主要 參數 有主、 從動齒輪 的 齒數 1z 和 2z 、 從動錐齒輪 大端分度圓 直 徑 2D 、端面模 數 tm 、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 1z 和 2z 選擇 主、 從動錐齒輪齒數時應 考 慮 如下因素： 1） 為 了磨合均 勻 ， 1z ， 2z 之間應 避免有 公約數 。 2） 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。 3） 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。 4） 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。 5） 對 于不同的 主傳動 比， 1z 和 2z 應有適 宜的搭配。 根據以上要求，這里取 1z =7 2z =37，能夠滿足條件： 1z +2z =44〉 40 (2)從動錐齒輪 大端分度 圓 直 徑 2D 和端面模 數 tm 對 于 單級主減 速器，增大尺寸 2D 會 影 響驅動橋殼的 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 可根據 經驗 公式初 選 ，即 32 2 cD TKD ? （ ） 2DK —— 直 徑 系 數 ，一般取 ～ ； Tc—— 從動錐齒輪 的 計 算 轉矩 ， mN? ， 為 Tce 和 Tcs中的 較 小者。 所以 2D =（ ～ ） 3 =（ ～ ） mm 初 選 2D = 則 tm = 2D / 2z =參考 《機械 設計 手 冊 》 選 取 ?tm 9mm ， 則 2D =333mm 根據 tm = 3 cm TK 來 校核 sm =9mm 選 取的是否合適，其中 mK =（ ～ ） 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 此 處 ， tm =（ ～ ） 3 =（ ～ ），因此 滿 足校核條件 。 (3) 主， 從動錐齒輪齒面寬 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 致 因錐齒輪輪齒 小端 齒溝變 窄引起的切削刀 頭頂面過 窄及刀尖 圓 角 過 小， 這樣 不但 會減 小了 齒 根 圓 角半 徑 ，加大了集中 應 力 ，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 輪齒 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 齒面過 窄， 輪齒 表面的耐磨性和輪齒 的 強 度 會 降低。 對 于 從動錐齒輪齒面寬 2b ，推薦不大于 節(jié)錐 2A 的 倍，即 22 Ab ? ，而且 2b 應滿 足 tmb 102? ， 對 于汽 車主減 速器 雙曲面 齒輪 推薦采用： 22 Db ? =? 333= 在此取 52mm 一般 習慣 使 錐齒輪 的小 齒輪齒面寬比 大 齒輪 稍大，使其在大 齒輪齒面兩 端都超出一些，通常使小 齒輪 的 齒面 比大齒輪大 10%，在此取 1b =57mm （ 4） 中 點 螺旋角 ? 螺旋角沿 齒寬 是 變 化的， 輪齒 大端的螺旋角最大， 輪齒 小端螺旋角最小。 弧 齒錐齒輪 副的中 點 螺旋角是相等的， 選 ? 時應 考 慮 它 對齒面 重合度 ? ， 輪齒強 度和軸 向力大小的