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1、 目 錄 設計任務書------------------------------------------------------[1] 第1章 汽車的總體設計------------------------------------------- [2] 1.1 汽車總體設計的特點 ---------------------------------------[2] 1.2 布置形式------------------------------------------------- [2] 1.3 軸數(shù)的選擇----------------------------------

2、--------------[2] 1.4 -驅動形式軸數(shù)的選擇---------------------------------------[3] 第2章 汽車主要參數(shù)的選擇及各部件型號的確定--------------------- [3] 2.1 汽車主要尺寸參數(shù)的確定----------------------------------- [3] 2.2 汽車主要質量參數(shù)的確定------------------------------------[4] 2.3 汽車性能參數(shù)的確定-------------------------------------

3、---[4] 2.4 發(fā)動機的選擇----------------------------------------------[5] 2.5、輪胎的選擇------------------------------------------------[7] 2.6、傳動系最小傳動比的確定-------------------------------------[8] 2.7、傳動系最大傳動比的確定----------------------------------[9] 第3章 傳動系各總成的選型---------------------------------------[10]

4、 3.1、發(fā)動機的選型---------------------------------------------[11] 3.2、離合器的初步選型-----------------------------------------[12] 3.3、變速器的選型---------------------------------------------[11] 3.4、傳動軸的選型---------------------------------------------[13] 3.5、驅動橋的選型----------------------------------------------[

5、14] 設計總結---------------------------------------------------------[15] 設計任務書 載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計 1、整車性能參數(shù) 設計一輛用于長途城際物流運輸，最大總質量不超過31t,額定載重質量為16t，最高車速為100km/h的重型載貨汽車(售價不高于對標競爭車型)。 整車尺寸（長*寬*高） 12000mm*2100mm*3400mm 軸數(shù)/軸距 4/（1350+6500+1350

6、）mm 額定載質量 20000kg 整備質量 12000kg 公路行駛最高車速 100km/h 最大爬坡度 ≥30% 2、具體設計任務 1) 查閱相關資料，根據(jù)設計題目中的具體特點，進行發(fā)動機、離合器、變速箱傳動軸、驅動橋以及車輪的選型。 2) 根據(jù)所選總成進行汽車動力性、經(jīng)濟性的估算，實現(xiàn)整車的優(yōu)化配置。 3) 繪制設計車輛的總體布置圖。 4) 完成至少1萬字的設計說明書。

7、第1章汽車的總體設計 1.1汽車總體設計的一般順序 汽車總體設計首先要對汽車性能、質量以及成本有重大影響的外形尺寸（汽車的長、寬、高、軸距、輪距等）、駕駛室內布置及貨箱的長、寬、高等尺寸應予以規(guī)定。對發(fā)動機、離合器、變速器、驅動橋、懸架、轉向系、制動系、車身的基本結構和尺寸和輪胎等也要做出選擇。有了基本尺寸和主要總成結構之后，就可以畫出總布置草圖。此后要對各總成質心的位置進行確定，計算軸和分配和質心的位置，必要時還要進行調整，以保證整車各項性能指標達到預定要求。 1.2汽車的布置形式 發(fā)動機是汽車的動力心臟，它的布置是汽車整體布置最重要的組成部分。為滿足不同的使用要求，汽車總體構造

8、和布置形式是不相同的。發(fā)動機在汽車中的位置可依其布置形式分為前置、中置和后置三種。就貨車而言，發(fā)動機前置后輪驅動是目前采用最為廣泛的布置形式。它的優(yōu)點在于發(fā)動機的通用性好，既可選裝直列和臥式，又可采用V型發(fā)動機，維修時也方便。另外貨箱地板高度較低，整車對路面要求也比較低在良好的路面上啟動、加速或爬坡時，驅動輪的負荷增大(即驅動輪的附著壓力增大)，其牽引性能比前置前驅型式優(yōu)越，軸荷分配比較均勻，因而具有良好的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性，并有利于延長輪胎的使用壽命；.發(fā)動機、離合器和變速器等總成臨近駕駛室，簡化了操縱機構的布置；轉向輪是從動輪，轉向機構結構簡單、便于維修。而發(fā)動機的中置、后置同前置相比

9、，發(fā)動機的通用性差；只能選用臥式發(fā)動機，維修時也很不方便，貨箱地板比較高，對路面要求也比較高。因此本車采用已得到廣泛應用的平頭式貨車，同時采用發(fā)動機的前置后橋驅動。 1.3軸數(shù)的選擇 貨車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質量、道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結構等。對于總質量大于19t的公路運輸車輛來說，要采用結構簡單、制造成本低廉的兩軸方案，即本次設計采用四軸的貨車。 1.4驅動形式的選擇 汽車的驅動形式有很多，汽車的用途、總質量和對汽車通過性能的要求等，是影響選取驅動形式的主要因素。對于乘用車和總質量小些的商用車，多采用結構簡

10、單和制造成本低的124驅動形式。 第2章 整車主要目標參數(shù)的初步確定 2.1汽車主要尺寸參數(shù)的確定 汽車的主要尺寸參數(shù)包括外廓尺寸、軸距L、前輪距B1和后輪距B2、前懸Lf和后懸Lr、貨車車頭的長度、貨車車箱尺寸等。 2.1.1 汽車外廓尺寸 由于設計的汽車較輕型的貨車 根據(jù)GB 1589-1989汽車外廓尺寸限界規(guī)定并參考同類車型最終確定該車的外廓尺寸： 全長取 12000mm 總寬取 2100 mm 總高取空車時 3400mm 滿載3000mm 后視鏡單側外伸量180mm 頂窗和換氣裝置開啟后超出總車高（空載時）200mm 2.1.2軸距L

11、 因為汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸。參考文獻[5]規(guī)定汽車外廓尺寸長：貨車、越野車、整體式客車不應超過12m，不包括后視鏡，汽車寬不超過2.5m；空載、頂窗關閉狀態(tài)下，汽車高不超過4m；后視鏡等單側外伸量不得超出最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。已知貨車的外廓尺寸為：12000mm 2100mm 3400mm。 軸距L=6500mm，=1300mm，=1500mm 2.1.3前輪距B1和后輪距B2 參考同類車型取 前輪距 B1=1900mm 后輪距 B2=1850m 2.1.4前懸Lf和后懸Lr 參考同類車型取 前懸Lf=1300

12、mm 后懸Lr=1500mm 2.1.5貨車車頭的長度 取長度為1550mm 2.1.6貨車車箱尺寸 根據(jù)相關原則，取尺寸長度為500mm 2.2汽車質量參數(shù)的確定 貨車的質量參數(shù)包括整車整備質量mo、裝載質量me、質量系數(shù)ηmo、汽車總質量ma和軸荷分配等。 2.2.1整車整備質量和裝載質量 在設計階段，整車整備質量需估算確定，由收集的同類型的汽車各總成、部件和整車的有關數(shù)據(jù)，結合本車的設計特點和工藝水平，估算mo=12000kg 由基礎數(shù)據(jù)，me=20000kg 2.2.2質量系數(shù)和汽車總質量 汽車的質量系數(shù)ηmo是汽車的裝載量me與整備質量mo之比，即 η

13、mo=me/mo=20000/12000=1.67 由基礎數(shù)據(jù)，汽車的最大總質量ma= mo +me+365kg=32195kg 2.2.3軸荷分配 參考汽車設計表1-6，軸荷分配取滿載時前軸33%，空載時52%。 滿載： 前軸荷M1=4220X33%=1393kg 后軸荷M2=4220-1393=2827kg 空載： 前軸荷M1=200052%=1040kg 后軸荷M2=2000-1040=960kg 2.3汽車性能參數(shù)的確定 2.3.1動力性參數(shù) 2.3.1.1最高車速 由基礎數(shù)據(jù)得最高車速為100km/h 2.3.1.2加速時間 指此車在

14、平直路面上，從原地起步到車速為100km/h的時間，取值為13s 2.3.1.3上坡能力 最大爬坡度≥30% 2.3.1.4汽車比功率和比轉矩 由基礎數(shù)據(jù)，比功率Pb=20 kw/t; 比轉矩Tb=41 Nm/t 2.3.2燃油經(jīng)濟性參數(shù) 貨車的燃油經(jīng)濟性參數(shù)用汽車在水平的水泥或者瀝青路面上，以經(jīng)濟車速或多工況滿載行駛單位質量百公里燃油消耗量來評價。此車的數(shù)值=2.5L/（100tkm） 2.3.3汽車的最小轉彎直徑Dmin 由GB7258-1997《機動車安全運行條件》及此車的設計試用條件 參考汽車設計考表1-10 取Dmin=12m 2.3.4通過性幾何參數(shù)

15、 通過性集合參數(shù)主要有：最小離地間隙hmin，接近角γ1，離去角γ2，縱向通過半徑ρ1等。參考汽車設計表1-11hmin=200mm γ1=50 γ2=30 ρ1=4m 2.3.5操縱穩(wěn)定性參數(shù) 轉向特性參數(shù)=3，車身側傾角=5，制動前俯角=1 2.4發(fā)動機的選擇 2.4.1發(fā)動機形式的選擇 世界范圍而言，大型汽車的發(fā)動機已經(jīng)柴油化，中型汽車也多采用柴油機， 輕型載貨汽車采用柴油機的也不少，甚至歐洲已將小型高速柴油機用到某些轎車 上。與汽油機相比，柴油機具有油耗低、燃料經(jīng)濟性好、無點火系統(tǒng)，故障少、 工作更可靠，耐久性好、壽命長，排氣污染較低和防火安全

16、性好等優(yōu)點。但一般 柴油機的振動及噪聲較大，輪廓尺寸及質量較大，造價較高，起動較困難并易冒 黑煙。近年來，由于柴油機在產(chǎn)品設計和制造工藝方面的不斷完善，其上述缺點 已得到較好的克服。較大馬力、高轉速、低噪聲、小型化且運轉平穩(wěn)的柴油機的 研制開發(fā)成功，使裝柴油機的輕型汽車日益增多，在轎車上的裝用也取得成功。鑒于柴油機的特性，本車選用柴油機。 按氣缸排列型式，發(fā)動機又有直列、水平對置和V型等區(qū)別。直列式的結構簡單、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和排量不大的轎車上得到了廣泛應用。本車采用直列式。 按冷卻方式，發(fā)動機又有水冷式和風冷式

17、之分。水冷發(fā)動機冷卻均勻可靠， 散熱好，氣缸變形小，缸蓋、活塞等主要零件的熱負荷較低，可靠性高；能很好 地適應大功率發(fā)動機的冷卻要求；發(fā)動機增壓后也易于采取措施(加大水箱、增 加泵量)加強散熱；噪聲??；故本車采用水冷發(fā)動機。 綜合各項技術及參考條件，發(fā)動機采用V型水冷柴油機。 2.4.2發(fā)動機主要性能指標的選擇 2.4.3發(fā)動機最大功率Pemax及其相應轉速np 發(fā)動機功率愈大則汽車的動力性愈好，但功率過大會使發(fā)動機功率利用率降低，燃料經(jīng)濟性下降，動力傳動系的質量也要加大。因此，應合理地選擇發(fā)動機功率。 設計初可參考同類型、同級別且動力性相近的汽車的比功率進行Pemax的估算或

18、選取。Pemax亦可根據(jù)所要求的最高車速Vmax。 按下式計算出: =286.5kw 式中：Pemax——發(fā)動機最大功率/kw ηt——傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅動橋的128式汽車取 ηt≈0.876; ma——汽車總質量，32195kg g——重力加速度，10m/s; f——滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取0.02; Vmax——最高車速，100km/h; CD——空氣阻力系數(shù)，貨車取0.85; A——汽車正面投影面積/㎡，無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距B1、汽車總高H等尺寸近似計算： A=B1H= 1.90 X 3.400=6.460m

19、 綜上，選取最大功率為286.5kw，np=2600r/min的水冷柴油發(fā)動機。 2.4.4發(fā)動機最大轉矩Temax及其相應轉速nt 　Temax=9549αPemax/np=1128Nm 式中 Temax——最大轉矩/Nm; α——轉矩適應性系數(shù)，取1.2; Pemax——發(fā)動機最大功率，286.5kw; np——最大功率轉速，2600r/min; 取np /nt=1.5，nt= np /1.5=2600/1

20、.5=1733r/min。 也可以利用比功率的統(tǒng)計值來確定發(fā)動機的功率值。 如選取功率為286.5KW的發(fā)動機，則比功率為 再考慮該載貨汽車要求具有相對高的車速，因此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為290kw。 2.5輪胎的選擇 輪胎及車輪對汽車的許多重要性能，包括動力性、經(jīng)濟性、通過性、操縱穩(wěn)定性、制動性以及行駛安全性和汽車的承載能力都有影響。因此，選擇輪胎式很重要的工作。 子午線輪胎的特點是滾動阻力小、溫升低、胎體緩沖性能和胎面附著能力都比斜交輪胎要好，因此是汽車設計時的首選輪胎。另外雙胎并裝的負荷能力要比單胎負荷能力加倍。因此選用子午線輪胎，后輪雙胎并裝。 各胎的平均

21、負荷 輪胎所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),大多數(shù)輪胎負荷系數(shù)取為0.9～1.0，以免超載。本次課程設計后輪采用雙胎。 單胎承載量為:=1.132195／12=2951.2kg 根據(jù)GB9744-1997，此車選用7.00-15LT重型載重普通斷面子午線輪胎 通過查閱貨車輪胎標準GB2977-2008《載重汽車輪胎規(guī)格、尺寸、氣壓與負荷》和參考同類車型所選輪胎規(guī)格，各軸輪胎規(guī)格選擇如下： 前軸輪胎規(guī)格為11.00R20,輪胎數(shù)量為2；中間軸輪胎規(guī)格為11.00R20，輪胎數(shù)量為2；后輪并裝雙軸雙胎，型號為11.00R20,輪胎數(shù)量為12。所選輪胎的單胎最大負荷29

22、510N，氣壓0.74MPa，加深花紋，外直徑1100mm。 2.6傳動系最小傳動比的確定 普通載貨汽車最高檔通常選用直接擋，若無分動器或者輪邊減速器，則傳動系的最小傳動比等于主減速器的主減速比 。主減速比是主減速器設計的原始數(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。 載重貨車為了得到足夠的功率儲備而使最高的車速有所下降，可按下式選擇 （1-3） 式中，是驅動輪的滾動半徑（m），所選輪胎規(guī)格為11.00R20的子午線輪胎，其自由直徑d=1100mm，因計算常數(shù)F=3.05(子午線輪胎F=3.05),故滾動半徑；np是發(fā)動機最大功率時的轉速，np=2600r

23、/min;uamax是最高車速，uamax=100km/h；igh是變速器最高檔傳動比，igh=1.0。 所以，初取i0=5.5。 根據(jù)所選定的主減速比的值，就可基本上確定主減速器的減速形式（單級、雙級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。 汽車驅動橋離地間隙要求參考《汽車設計課程設計指導書》表1-4所示。其中，重型載貨汽車的離地間隙要求在230～345mm之間。 2.7 傳動系最大傳動比的確定 傳動系最大傳動比為變速器的Ι擋傳動比igΙ與主減速比的乘積。 igΙ應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著條件、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比

24、和驅動車輪的滾動半徑等綜合確定。 汽車爬坡度時車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 （1-4） 則由最大爬坡度要求的變速器Ι檔傳動比為 （1-5） 式中，αmax是道路最大坡度角，設計要求最大爬坡度為30%，即坡度角；Ψmax是最大道路阻力系數(shù)。 前面已將計算得rr=0.553m；發(fā)動機最大轉矩Temax=1128N.m；主減速比i0=5.5；傳動系傳動效率ηT=0.876。所以 第3章 傳動系各總成的選型 3.1 發(fā)動機的選型 根據(jù)所需發(fā)動機的最大功率和最

25、大轉矩及相應轉速，濰柴WP13系列 歐四 發(fā)動機，它的主要技術參數(shù)如下表所示。 發(fā)動機參數(shù)>> 發(fā)動機型號： 濰柴 WP13 系列： WP13 發(fā)動機廠商： 濰柴 適配范圍： 卡車柴油機 進氣形式： 汽缸數(shù)： 6 燃料種類： 柴油 汽缸排列形式： 直列 排量： 12.54L 排放標準： 國四/歐四 最大輸出功率： 404kw 額定功率轉速： 2100RPM 最大馬力： 550馬力 最大扭矩： 2300N.m 最大扭矩轉速： 1000-2000r/min 全負荷最低燃油耗率： 185g/kW.h 發(fā)動機形式： 直列六

26、缸 發(fā)動機凈重： 905Kg 發(fā)動機尺寸： mm 壓縮比： 一米外噪音： dB 缸徑x行程： 127x165mm 每缸氣門數(shù)： 4個 點火次序： 3.2 離合器的初步選型 3.2.1離合器設計的基本要求 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止過載。 接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。 分離時要迅速、徹底。 從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。 應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。 操縱方便、準確，以

27、減少駕駛員的疲勞。 具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。 后備系數(shù)β為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比，必須大于1。 。各類汽車離合器β的取值范圍見表2-3。 表2-3 離合器后備系數(shù)β的取值范圍 車型 后備系數(shù)β 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 根據(jù)發(fā)動機的最大轉矩及上述要求，初步選擇東風傳動軸有限公司生產(chǎn)，轉矩容量為2700Nm的DSP430拉式膜片彈簧離合器。該離合器與濰柴WD615.56

28、匹配時，其后備系數(shù)為2.3。 3.3 變速器的選擇 變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。 它的作用是： 1.在較大范圍內改變汽車行駛速度的大小和汽車驅動輪上扭矩的大小。 2.實現(xiàn)倒車行駛 汽車發(fā)動機曲軸一般都是只能向一個方向轉動的，而汽車有時需要能倒退行駛，因此，往往利用變速箱中設置的倒檔來實現(xiàn)汽車倒車行駛。 3.實現(xiàn)空檔 當離合器接合時，變速箱可以不輸出動力。例如可以保證駕駛員在發(fā)動機不熄火時松開離合器踏板離開駕駛員座位。 變速箱由變速傳動機構和變速操縱機構兩部分組成。變速傳動機構的主要作用是改變轉矩和轉速的數(shù)值和方向；操縱機構的主要作用是控制傳動機構，實現(xiàn)變速器傳動比

29、的變換，即實現(xiàn)換檔，以達到變速變矩。 機械式變速箱主要應用了齒輪傳動的降速原理。簡單的說，變速箱內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換檔行為，也就是通過操縱機構使變速箱內不同的齒輪副工作。如在低速時，讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時，讓傳動比小的齒輪副工作。 由于重型汽車的裝載質量大，使用條件復雜，同時，重型貨車滿載與空載的質量變化極大，欲保證重型汽車具有良好的動力性、經(jīng)濟性和加速性，需要采用多檔變速器。因為，檔位越多，發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會就越大，可以提高汽車的加速與爬坡能力；同時也能增加發(fā)動機在地燃油消耗率的轉速范圍工作的機會，可以提高汽車的燃油經(jīng)濟性。目前，組合式

30、機械變速器已經(jīng)成為重型汽車的主要形式，即以一到兩種4～6擋變速器為主體，通過更換系列齒輪副和配置不同的副變速器，得到一組不同的擋數(shù)、不同傳動比范圍的變速器系列。 根據(jù)發(fā)動機最大轉矩和變速器的I擋傳動比，初步選擇中國第一汽車集團公司生產(chǎn)的10擋組合式機械變速器，變速器型號：CATS10-130，額定輸入轉矩為1274Nm，該變速器最高檔采用直接擋，傳動比范圍為1～9.6。變速器各擋速比見表2-4。 表2-4 所選變速器各擋速比 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ Ⅸ Ⅹ 倒Ⅰ 倒Ⅱ 9.51 9.29 6.30 5.540 3.846 3.370 2.52

31、0 1.196 1.440 1.000 9.5 8.6 3.4 傳動軸的選型 萬向傳動軸在汽車上應用比較廣泛。發(fā)動機前置后輪或全輪驅動汽車行駛時，由于懸架不斷變形，變速器或分動器的輸出軸與驅動橋輸入軸軸線之間的相對位置經(jīng)常變化，因而普遍采用可伸縮的十字軸萬向傳動軸。本設計注重實際應用，考慮整車的總體布置，改進了設計方法，力求整車結構及性能更為合理。傳動軸是由軸管、萬向節(jié)、伸縮花鍵等組成。伸縮套能自動調節(jié)變速器與驅動橋之間距離的變化；萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅動橋輸入軸兩軸線夾角發(fā)生變化時實現(xiàn)兩軸的動力傳輸；萬向節(jié)由十字軸、十字軸承和凸緣叉等組成。傳動軸的布置直接影響十字軸萬向節(jié)

32、、主減速器的使用壽命，對汽車的振動噪聲也有很大影響 該車前后軸距較大， 為了提高傳動軸的的臨界轉速，避免共振以及考慮整車總布置上的需要，常將傳動軸分段。當傳動軸分段時，需要加設安裝在車架橫梁上的彈性中間支撐，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機的傳動和車架等變形所引起的位移。彈性元件能吸收傳動軸的震動，降低噪聲。這種彈性中間支撐不能傳遞軸向力，它只要承受傳動軸因動不平衡，偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。 一般驅動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)。十字萬向節(jié)兩軸的夾角不宜過大，當α由增至時，滾針軸承壽命將下降至原壽命

33、的1/4。十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍參照《汽車設計課程設計指導書》表1-8。 初步選取重慶重型汽車集團傳動軸有限責任公司生產(chǎn)的重型汽車傳動軸總成，編號為006，工作轉矩為16500Nm。 3.5 驅動橋的選型 驅動橋的作用就是將半軸傳來的動力（前置后驅車 發(fā)動機輸出經(jīng)變速箱減速增距后傳給傳動軸） 京驅動橋中的差速器、減速器、半軸 最終傳遞給車輪 實現(xiàn)車輛行駛運動 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是：①將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主減速胎、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現(xiàn)降速增大轉矩；②通過主減速器圓錐齒輪副改變轉矩的傳遞方向；③通過差速器實現(xiàn)兩側車輪差速作用，保證內、外側

34、車輪以不同轉速轉向；④通過橋殼體和車輪實現(xiàn)承載及傳力作用。 驅動橋的類型有斷開式驅動橋和非斷開式驅動橋兩種。 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅動橋應為非斷開式，即驅動橋殼是一根連接左右驅動車輪的剛性空心梁，而主傳動、差速器及車輪傳動裝置（由左、右半軸組成）都裝在里面；當采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調，驅動橋應為斷開式。這種驅動橋無剛性的整體外殼，主傳動器及其殼體裝在車架或車身上，兩側驅動車輪則與車架或車身作彈性聯(lián)系，并可彼此獨立地分別相對于車架或車身做上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動。 1.非斷開式驅動橋:其結構簡單、造假低廉、工作可靠，

35、被廣泛用于各種載貨汽車上。由于整個驅動橋都是簧下質量，因此對汽車的行駛平順性和操作穩(wěn)定性均不利，并且差速器殼的尺寸較大，使汽車的離地間隙不能很大。 2.斷開式驅動橋:斷開式驅動橋可以獲得較大的離地間隙，并減少了非簧在質量，提高了行駛平順性。 由于要求設計的是貨車的驅動橋，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，因此，在此選用非斷開式驅動橋。 2.5.2 主減速器結構形式選擇 主減速器的齒輪有螺旋錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用螺旋錐齒輪傳動。因為螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線垂直交于一點，輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，

36、而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉向另一端；另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，所以工作平穩(wěn)，制造也簡單。但是其缺點是齒輪副錐頂稍有不吻合就會使工作急劇變壞，并伴隨磨損增大，噪聲增大，所以為了保證齒輪副的正確嚙合，必須提高剛度，增大殼體剛度 設計總結 通過這次的汽車課程設計，使我之前學習的課本知識得以鞏固，同時也更加系統(tǒng)全面的了解了汽車發(fā)動機與傳動系和驅動橋之間的匹配關系。本次設計中，會用到很多以前老師講解過的知識，尤其是《汽車設計》和《汽車理論》上的一些重點內容，感謝王磊老師對我們學習上的幫助和生活上的關懷，增強了我們實踐操作和動手應用能力，提高了獨立思考的能力。我們不僅學到了許多新的知識，而且也開闊了視野，提高了自己的設計能力。 16