4噸輕型載貨汽車驅動橋的設計【含CAD圖紙優(yōu)秀畢業(yè)課程設計論文】

《4噸輕型載貨汽車驅動橋的設計【含CAD圖紙優(yōu)秀畢業(yè)課程設計論文】》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《4噸輕型載貨汽車驅動橋的設計【含CAD圖紙優(yōu)秀畢業(yè)課程設計論文】（86頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖紙 本科學生畢業(yè)設計 4 噸輕型載貨汽車 驅動橋設計 系部名稱 ： 專業(yè)班級 ： 學生姓名 ： 指導教師 ： 職 稱 ： 黑 龍 江 工 程 學 院 年 月 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 系部 專業(yè)、班級 指導教師姓名 職稱 從事 專業(yè) 是否外聘 □是√否 題目名稱 4 噸輕型載貨汽車驅動橋設計 一、設計（論文）目的、意義 汽車驅動橋是汽車的主要部件之一，其基本功用是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，再將轉矩分配給左右驅動車輪，并使左右驅動車輪具有汽車行駛運動所要求的差速功能；同時驅動橋還要承受作用于路面和車架或承載車身之間的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩。驅動橋質量、性能的好壞直接影響整車的安全性、經(jīng)濟性、舒適性、可靠性。要求所設計的驅動橋結構合理，繪制的圖紙格式規(guī)范，圖面質量好，撰寫的設計說明書內 容完整，格式規(guī)范。設計能使學生綜合運用所學專業(yè)知識，熟練 圖技能。 二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法） 設計內容： 的及意義 ； 輕型載貨汽車 后驅動橋的總體結構設計； 技術要求： 驅動形式： 4× 2； 總質量： 4195 裝載質量： 2500 發(fā)動機最大功率： 74 發(fā)動機最大轉矩： 184N*m； 最高車速： 115h； 變速器傳動比： 6； 最小轉彎半徑： 要求：單級主減速器； 生產(chǎn)綱領 ：成批生產(chǎn)。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 三、設計（論文）完成后應提交的成果 件圖折合 0號圖紙 3張以上，設計說明書 15000字以上。 四、設計（論文） 進度安排 （ 1）知識準備、調研、收集資料、完成開題報告 第 1～ 2周（ （ 2）整理資料、提出問題、撰寫設計說明書草稿、繪制裝配草圖 第 3～ 5周（ （ 3）理論聯(lián)系實際分析問題、解決問題，進行 驅動橋的總體結構設計，主減速器總成的設計，差速器的設計，半軸的設計，橋殼的設計， 圖紙等內容，中期檢查 第 6～ 8周（ （ 4）改進完成設計，改進完成設計說明書，指導教師審核，學生修改 第 9～ 12周 (（ 5） 評閱教師評閱、學生修改 第 13周（ （ 6） 畢業(yè)設計預答辯 第 14 周（ （ 7）畢業(yè)設計修改 第 15～ 16周（ （ 8）畢業(yè)設計答辯 第 17 周（ 五、主要參考資料 《新編機械設計師手冊》 《機械設計基礎》 《汽車制造工藝學》（ 3） 高義編 .《機械設計課程設計》 《汽車設計》 興駿編 .《互換性與技術測量》 車理論、汽車設計書籍 料 星數(shù)字圖書館 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 畢業(yè)設計 （論文）開題報告 設計（論文）題目 :4 噸輕型載貨汽車驅動橋設計 院 系 名 稱 : 專 業(yè) 班 級 : 學 生 姓 名 : 導 師 姓 名 : 開 題 時 間 : 指導委員會 審查意見 ： 簽字： 年 月 日 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 開題報告撰寫要求 一、“開題報告”參考提綱 1. 課題研究目的 和意義 ； 2. 文獻綜述（ 課題研究 現(xiàn)狀及分析）； 3. 基本內容 、 擬解決的主要問題 ； 4. 技術路線或研究方法； 5. 進度安排； 6. 主要參考文獻。 二、“開題報告”撰寫規(guī)范 請參照《黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計說明書及畢業(yè)論文撰寫規(guī)范》要求 。 字數(shù)應在 4000 字以上，文字要精練通順，條理分明，文字圖表要工整清楚。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 畢業(yè)設計開題報告 學生姓名 系部 專業(yè)、班級 指導教師姓名 職稱 從事 專業(yè) 是否外聘 □是■否 題目名稱 4噸輕型載貨汽車驅動橋設計 一﹑ 課題研究 現(xiàn)狀、 選題 目的 和意義 1、研究現(xiàn)狀 國外發(fā)達國家如美國、德國等，載貨汽車中輕型貨車占有較大比重，一般在 70%~80%，輕型汽車大多為私人用車，用于短途小件物品的運營。國外輕型貨車驅動橋開發(fā)技術已經(jīng)非常的成熟，建立新的驅動橋開發(fā)模式成為國內外驅動橋開發(fā)團體的新目標。驅動橋設計新方法的 應用使得其開發(fā)周期縮短，成本降低，可靠性增加。隨著不斷的進步與更新其成熟的程度已經(jīng)開始邁向新能源的過程，國外的最新開發(fā)模式和驅動橋新技術包括：并行工程開發(fā)模式、模態(tài)分析、驅動橋殼的有限元分析方法、高性能制動器技術、電子智能控制技術進入驅動橋產(chǎn)品；相應的這些先進的開發(fā)模式和新技術在國內也逐漸的受到重視并發(fā)展起來。 在我國輕型貨車同樣占有較大市場，據(jù)中國汽車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)計，截至 2007年底，國內輕型貨車（ 2) 汽車的載客量 稱載質量） 普通輕型貨車的載客量： 2~4，選定載客量為 3座。 汽車載重量設計中裝載質量為給定參數(shù)，t (3) 質量系數(shù)0m?質量系數(shù)是指汽車載重量與整車整備質量的比值，即0m?=m。 該系數(shù)反 應了汽車的設計水平和和工藝水平，0m?越大，說明該汽車的結構和制造工藝越先進。本設計中以選取0m?=4) 汽車的總質量按規(guī)定裝滿客、貨時的整車質量。商用貨車的總質量質量和駕駛員以及隨行人員質量三部分組成，即 m+em+設計中 n=3,故t+2t+3× 655) 軸荷分配 汽車的軸荷分配是指在空載或滿載靜止狀態(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，各個車輪的負荷應相差不大；為保證汽車有良好的動力性和通過性，驅動橋應有足夠 大的負荷，而從動軸上的負荷可以適當減小，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，又要求轉向軸的負荷不應過小。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，這就要求設計時應根據(jù)對整車的性能要求、使用條件等，合理的選取軸荷分配。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 汽車的驅動形式與發(fā)動機位置、汽車結構特點、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%。 表 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% 車性能參數(shù)的確定 (1) 動力性參數(shù) a) 最高車速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00km/h 的汽車，加速時間常用加速到100km/貨汽車常用 0— 60km/般裝載量 2— — 60km/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)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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 比功率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 1997《機動車運行安全技術條件》規(guī)定：農(nóng)用運輸車與運輸用拖拉機的比功率t，而其他機動車t。 比轉矩反映汽車的牽引能力。不同車型的比功率和比轉矩范圍揀表 2 表 車動力性參數(shù)范圍 汽車類別 最高車速 h?? 比功率 1t??比轉矩 1m t???貨車 最大總質量 /80~135 16~28 30~44 1.8﹤5~25 38~44 1.8﹤5~120 10~20 33~47 ~20 29~50 (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/100評價。貨車有時用單位質量 的百公里油耗量來評價 (表 2— 5)。 表 車單位質量的百公里燃油消耗量 [L(100t? 總質量 汽油機 柴油機 總質量 汽油機 柴油機 ﹤ 4t ~12t ~6t 12t 3) 汽車最小轉彎直徑 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 30 轉向盤轉至極限位置是，汽車前外轉向輪輪轍中心在支撐平面上的軌跡圓的直徑，稱為汽車最小轉彎直徑汽車轉向能力和轉向安全性能的一項重要指標。本設計中，給定 (4)通過性幾何參數(shù) 總體設計要確定的通過性幾何參數(shù)有：最小離地間隙接近角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 車通過性的幾何參數(shù) 車型 ? /（°） 2? /（°） 1? /m 4× 2乘用車 150～ 220 20～ 30 15～ 22 × 4乘用車 210 45～ 50 35～ 40 × 2貨車 180～ 300 40～ 60 25～ 45 × 4貨車、 6× 6貨車 260～ 350 45～ 60 35～ 45 定 最小離地間隙00?接近角 =42°，2?離去角 =27°，縱向通過半徑1?=3m。 (5)操縱穩(wěn)定性參數(shù) a)轉向特性參數(shù) 為了保證有良好的操縱穩(wěn)定性，汽車應具有一定的不足轉向。通常用汽車以 后輪側偏角之差1?為評價參數(shù)。此參數(shù)在 1° —3°為宜。 b) 車身 側傾角 汽車以 行駛時，車身側傾角控制在 3°以內較好，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 減速度制動時， (6)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急制動時的操縱力來評價制動效能。對于總質量小于 輕型貨車，當0km/h 時，總制動距離應小于等于 18m，制動減速度應大于等于 ，操縱力小于 700N。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 31 (7)舒適型參數(shù) 舒適性應包括平順性、空氣調節(jié)性能、車內噪聲、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0~110撓度0~90頻 n= 動機的選擇 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、轉速高、體積 小、易啟動、轉矩適應性好等。 直列式的優(yōu)點：結構簡單、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用。 水冷的優(yōu)點： 冷卻均勻可靠、散熱好、噪聲??；能提供車內供暖、較好適應發(fā)動機增壓和散熱的需要。 動機主要性能指標的選擇 (1) 發(fā)動機最大功率車應達到的最高車速下式估算 發(fā)動機最大功率 3m a x m a x m a 6 0 0 7 6 1 4 0a De a g f v v? ???????? （ 式中： — 發(fā)動機最大功率 ， ； T?—— 傳動系的傳動效率 ， 對單級主減速器驅動橋的 4× 2式汽車取 0.9 汽車總質量， g —— 重力加速度， 2/ f —— 滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取 — 最高速度， / — 空氣阻力系數(shù)，貨車取 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 、 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 32 汽車總寬 B 等尺寸近似計算： 對貨車 1A 處取 A =m 根據(jù)式 (2計算得 按上式估算的比發(fā)動機外特性的最大功率低 12%~20%。 因此最大功率質量小些的貨車的000~5000r/質量居中的貨車設計中選取500r/ (2) 發(fā)動機最大轉矩a xm a x 9540 ? (式中：N? m） 1 . 1 ~ 1 . 3 1 . 2? 為 轉 矩 適 應 性 系 數(shù) ， 一 般 在 之 間 選 取 ， 這 里 取 m a — 最 大 功 率 ； — 最 大 功 率 轉 速 。故有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。 在此，圓整為 2 8 0 0 / m i 胎的選擇 總體設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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 33 所選輪胎在使用中承受的靜負荷值 應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準。表 2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%。轎車輪胎標準見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 于在良好路面上行駛，車速不高的貨車，不得大于 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大些，故采用輪輞較大的輪胎。轎車為降低質心和提高行駛平穩(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，胎側厚，使用中不易劃破，側向剛性也大。其缺點是緩沖性較差；子午線的結構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較薄，側向穩(wěn)定性差，胎側易發(fā)生裂口，制造技術要求高。由于子午線胎的優(yōu) 點較多，今年來在汽車上應用日益增多。帶束斜交胎的結構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，僅側向穩(wěn)定性比子午線胎好，所以應用不廣。在本設計中選用斜交輪胎。 由前述計算，應該根據(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 32?? 表 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 相應氣壓p? 準輪輞 允許使用輪輞 普通 加深 越野 N 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 34 花紋 花紋 花紋 輕型貨車，中，小客車及其掛車輪胎 8 180 705 - - 5850 6900 126 8 755 765 765 - 6350 7550 6 8 200 750 760 - 6800 8000 8 10 200 780 790 - 8500 9650 8 10 220 785 790 - 9300 10600 8 10 12 220 810 820 - 9700 11050 12400 12 240 860 870 - 13500 8 10 225 890 900 - 12200 13550 據(jù)最大負荷的要求，可以初步選擇輪胎的規(guī)格為 章小結 此章具體明確了所有關系設計的具體參數(shù)，以及能利用到的信息來源從而確保整體的連貫性和考證的分類。把公式中的物理量充分對應實際生產(chǎn)的具體信息，把應有的表格已經(jīng)填入，取值范圍更加規(guī)范確保誤差降低到最小以確保設計的順利進行。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 35 第 3 章 驅動橋的結構形式及選擇 述 驅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矩 ,并將動力合理地分配給左、右驅動輪，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。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。 驅動橋設計應當滿足如下基本要求： a)所選擇的主減速比應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，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 f)與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。 g)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整 方便。 驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構較復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。 動橋的結構形式 (1) 非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、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構。他們 的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅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。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質量，汽車簧下質量較大，這是它的一個缺點。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 36 驅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，可采用雙級結構。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，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) 斷開式驅動橋 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者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，故又稱為獨立懸掛驅動橋。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掛 則可以彼此致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。 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，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛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 動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構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動的重型越野汽車。 (3) 多橋驅動的布置 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動，常采用的有 4× 4、 6× 6、 8× 8等驅動型式。在多橋驅動的情況下，動力經(jīng)分 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 37 動器傳給各驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅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)分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器經(jīng)各驅動橋自己專用的 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)代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置型式。 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內，并且各驅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 了各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。這對于汽車的設計 (如汽車的變型 )、制造和維修，都帶來方便。 動橋構件的結構形式 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(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。 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： a）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(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。 d）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。 e）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。 減速器的結構形式 (1) 主減速器結構方案分析 主減速器的結構形式主要是根據(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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 38 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(fā)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(fā)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。為了減少驅動橋的外輪廓尺寸，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構較緊湊。此外，螺旋錐齒輪還具有運轉平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點，汽車上獲得廣泛應用。 近年來，有些汽車的主減速器采用準雙曲面錐齒輪（車輛行業(yè)中簡稱雙曲面?zhèn)鲃樱﹤鲃?。準雙曲面錐齒輪傳動與圓錐齒輪相比，準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。當主動準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 汽車即采用 下偏移準雙曲面齒輪。但是，準雙曲面齒輪傳遞轉矩時，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，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 圖 (2) 主減速器的減速形式 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 39 為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。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，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。經(jīng)方案論證，本設計主減速器采用單級主減速器。其傳動比 。 (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量裝配調整及軸承主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。 a) 主動錐齒輪的支承形式 圖 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，采用跨置式支承結構（如圖 3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。 裝載質量為 2課題所設計的輕型貨車裝載質量為 2t，所以選用跨置式。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 40 圖 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 d。 (4)主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整 支承主減速器齒輪的圓錐滾子軸承需預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。預緊力的大小與安裝形式、載荷大小、軸承剛度特性及使用轉速有關。 速器的結構形式 汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內的氣壓不等、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，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅動橋的左右車輪 間都裝有輪間差速器。 差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動，用來保證各驅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。差速器按其結構特征可分為齒輪式、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，具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，應用廣泛。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。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 41 普通齒輪式差速器的傳動機構為齒輪式。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 齒輪差速器上設置差速鎖。當一側驅動輪滑轉時，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用較廣。 經(jīng)方案論證，差速器結 構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構 )，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、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構，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摩擦，提高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差 速器的裝置 —— 差速鎖等。 動車輪傳動裝置的結構形式 驅動車輪的傳動裝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節(jié)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軸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。 普通非斷開式驅動橋的半軸，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雜，但它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。用于質量較小、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構型式及其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。側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相向安裝并有一定的預 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 42 緊，調好后由鎖緊螺母予以鎖緊，很少采用球軸承的結構方案。由于車輪所承受的垂向力、縱向 力和側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，仍可能使全浮式半軸在實際使用條件下承受一定的彎矩，彎曲應力約為 5～ 70有全浮式半軸的驅動橋的外端結構較復雜，需采用形狀復雜且質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構。但由于其工作可靠，故廣泛用于輕型以上的各類汽車上。 動橋橋殼的結構形式 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(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。 橋殼的結構型式大致分為： 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。 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，構成單獨的總成，調整好以后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓固定在一起使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 43 使拆裝、調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。 章小結 具體形式的確定需要非常全面的考慮，才會做到效率最高最經(jīng)濟，因此在很多布置方面得多進行一些必要的實例，到工廠和實驗室把每一個步驟親身體驗才會做出更好的選擇。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 44 第 4 章 驅動橋的設計計算 減速器的設計與計算 驅動橋的設計計算主要包括主減速器、差速器、半軸和橋殼個部分的設計，計算和校核。 減速比0主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當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。0利用在不同0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0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)動機最大功率選擇的0時0 m a x g 0 7 （ 式中r—— 車輪的滾動半徑，r= 變速器最高檔傳動比， 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，00％～ 25％，即按下式選擇： m a x g h F h L ( 0 . 3 7 7 ~ 0 . 4 7 2 )v i i i （ 式中 i—— 分動器或加力器的高檔傳動比； 輪邊減速器的傳動比。 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 45 根據(jù)所選定的主減速比 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。 把500r/ 5km/h , r= 代入式（ 計算出 0i=定0i=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。 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，本設計中按照格里森齒制錐齒輪計算載荷。 按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩 d e m a x 1 f 0k T k i i i ηn（ 式中： 計算轉矩， N? m； 發(fā)動機最大轉矩； ? m n —— 計算驅動橋數(shù)， 1； —— 分動器傳動比，； 0i —— 主減速器傳動比， η —— 變速器傳動效率，η = k —— 液力變矩器變矩系數(shù)， k=1； —— 由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，=1； 1i —— 變速器 最低擋傳動比，1i = 代入式（ 有： ? m 按驅動車輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 '22m ?（ 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 46 式中： 計算轉矩， N? m； 2G—— 汽車滿載時一個驅動橋給地面的最大載荷， N； 對后橋來說還應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移系數(shù)，商用車 ： 為 ? — — 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 r—— 車輪滾動半徑； 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 ，m?=1； 代入式（ 有： m 由式 (式 (的的計算轉矩，是作用在從動錐齒輪上的最大轉矩，不同于日常形式平均轉矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉矩cT= 故主減速器齒輪的計算載荷：m。 主動錐齒輪的計算轉矩為 (式