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壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 摘 要 輕型載貨汽車在現(xiàn)階段時期的商用汽車中有著很大的比重，尤其是其中的驅動橋在整車當中是處于一個極其重要的位置。驅動橋屬于汽車的四大總成之一，其性能的優(yōu)缺點往往會直接影響到整個車子性能的好壞，并且這一性能對于載貨汽車來說是非常重要的。目前對于驅動橋的各項要求是非常之高的，因為只有這樣才可以符合現(xiàn)在載貨汽車在其使用的過程當中所必須滿足的各項要求。在本次設計當中倘若我們可以設計出一個成功的驅動橋，使其滿足人們在使用載貨汽車時的各種使用要求，并且設計的結構能做到簡單，價格低廉。則此次設計的輕型載貨汽車驅動橋設計也就具有了一定的現(xiàn)實意義。 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。最后運用AUTOCAD完成裝配圖和主要零件圖的繪制。 關鍵詞：輕型貨車；驅動橋；單極主減速器；差速器；半軸；橋殼 壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 Abstract Light truck in the current phase of the commercial vehicle has a large proportion, especially in which the drive axle is in a very important position in the vehicle. Drive axle belong to one of automotive four assembly ,the advantages and disadvantages of its performance will often directly affect the performance of the whole car is good or bad, and this performance is very important for the truck. At present, the requirements of the drive axle is very high, because only in this way can meet the current truck in the process of its use must meet the requirements.In this design, if we can design a successful drive axle, so that it can meet the people in the use of truck with a variety of use requirements, and the design of the structure can be simple, inexpensive.Then the design of light truck drive axle also has a certain practical significance. In this paper, the structure and main design parameters of the main components are determined at first.On the basis of analyzing the structure form, the development process and the advantages and disadvantages of the past forms of the drive axle, the overall design scheme is determined.The traditional design method is used to design and calculate the main reducer, differential, axle and axle housing of the drive axle. Finally use AUTOCAD to complete the assembly drawing and the drawing of the main parts drawing. Key words: Light trucks;Drive axle;Single reduction final drive; Differential; Axle; Drive Axle housing 壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 目 錄 摘 要 III Abstract IV 1 概 述 1 1.1概述 1 1.2驅動橋的結構分類 2 1.3設計的主要內容 8 2 總體方案的確定 9 2.1主要技術參數(shù) 9 2.2主減速器的結構方案確定 9 2.3差速器的結構方案確定 10 2.4半軸形式確定 10 2.5橋殼形式確定 11 2.6本章小結 11 3 主減速器設計 12 3.1主減速器錐齒輪的設計 12 3.2主減速器錐齒輪強度計算 16 3.3主減速器錐齒輪軸承設計計算 18 3.4主減速器的潤滑 22 3.5本章小結 22 4 差速器設計 23 4.1差速器的結構形式 23 4.2差速器齒輪的材料選擇 23 4.3圓錐齒輪式差速器齒輪設計 23 4.4圓錐齒輪式差速器齒輪的強度計算 27 4.5本章小結 28 5 半軸設計 29 5.1半軸形式 29 5.2半軸的材料以及熱處理 29 5.3半軸的設計和計算 29 5.4本章小結 32 6 驅動橋橋殼設計 33 6.1橋殼結構形式 33 6.2橋殼的受力分析及強度計算 33 6.3本章小結 37 結論 38 參考文獻 39 致 謝 40 II 壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985 1 概 述 1.1概述 在進行驅動橋的設計計算時，我們一般主要考慮它的組成形式，各個零部件之間的布局還有就是在使用時它會遇到的各種不同工況下所產(chǎn)生的不同影響等；并且我們還須細致的介紹其是在何種傳動裝置下來進行的傳動以及就是各個零部件的設計計算，確定它們的結構形式。 汽車驅動橋的主要零部件包含了：橋殼、主減速器、差速器、半軸和殼體等組件，轉向用驅動橋還囊括了各種等速聯(lián)軸節(jié)，從而致使其整體的構造越發(fā)的復雜，它主要負擔了汽車的滿載簧荷重以及地面通過車輪、車架和承載式車身通過懸架所加載的鉛垂力、縱向力、橫向力以及其力矩和沖擊載荷；整個傳動系當中傳遞最大轉矩的主體就是驅動橋，其中的反作用力矩則是由橋殼來承擔的。驅動橋在整個汽車系統(tǒng)當中本身也是屬于一個大的總成。一般在這些零部件及分總成當中，會有驅動車輪的傳動裝置（主要是半軸及輪邊減速器）外加各類齒輪。由此看來，在載貨汽車的驅動橋的設計校核當中，我們會涉及到極其廣泛的機械方面的知識和制造方面的技術。因此在設計制造驅動橋總成所需要的零部件及各種不同的元件時基本上也會需要當代全數(shù)的機械設計制造方面的工藝。所以在這次的設計當中，我們可從對驅動橋的設計計算當中學習當代機械設計制造工藝當中的各種技巧以及技能，以此來滿足當今社會日益增大的就業(yè)壓力。 設計時會遇到兩個比較大的難題，第一個就是如何通過萬向傳動軸將發(fā)動機輸出的扭矩全數(shù)傳遞給汽車的驅動車輪，從而使汽車具有非常好的動力輸出，可以有更好的路面行駛表現(xiàn)。第二個就是如何通過差速器向兩側的驅動車輪來傳導動力，使其能夠在轉彎或者通過不平路面等情況時能夠以不同的轉速行駛，并由此來降低輪胎與地面之間的摩擦。 我們國家的驅動橋產(chǎn)業(yè)的發(fā)展還有著非常多的問題，其中很多問題都比較嚴重，比如說產(chǎn)業(yè)的結構模式不合理、產(chǎn)品大部分都集中在勞動密集型產(chǎn)業(yè)當中，技術密集性產(chǎn)業(yè)非常明顯的要比發(fā)達國家落后很多，由生產(chǎn)要素主導的地位正一步一步的在逐步的降低削弱，能源消耗大的產(chǎn)業(yè)比較多，生產(chǎn)的效率比較低，環(huán)境的破壞比較嚴重，對大自然中資源的破壞比較大。目前我們國家的企業(yè)基本都以中小型企業(yè)為主，開發(fā)創(chuàng)造的能力以及推成出新的能力都比較不足，在企業(yè)管理的方式和方法上也明顯不足。我們國家驅動橋的研究設計的水平和世界上先進的驅動橋設計水準還存在較大的差距，雖然我們也取得了一點的成就，不過都是通過引進國外的先進技術，然后通過仿制的手段，并通過自己的改善后取得的。一些實力比較雄厚的企業(yè)，他們雖然有自己獨立的研發(fā)中心不過呢尚都處在一個比較初級的階段。我們國家的驅動橋產(chǎn)業(yè)現(xiàn)在還正處在一個發(fā)展中的階段，在科學技術發(fā)展迅速的推動下，高新技術越來越多的在現(xiàn)代汽車方面獲得運用和推廣。并且我們在做大量的技術引進，再加上我們自己的研發(fā)隊伍的整體素質水平的不斷提高發(fā)展，這些都將慢慢促進我國驅動橋產(chǎn)業(yè)的發(fā)展壯大，并且逐步追上世界上先進的汽車零部件的生產(chǎn)水準。 比較好的一方面是已經(jīng)降低了設計和工裝設計制造時的投入，零部件的種類也得到減少，規(guī)?；a(chǎn)的程度也得到了提升，制造的費用也得到了降低，市場響應的速度也大大提升等。一些發(fā)達國家的企業(yè)為了降低驅動橋的震動特性，他們會對驅動橋做模態(tài)分析這樣一項工作，從而可以對驅動橋的強度進行一定的調整，可以通過上述的種種方法來改善驅動橋的使用性能，并最終提高整車的使用效果。 有限元法并不會要求我們將所需要分析的部件拆解的異常零碎，它一方面可以考慮各類計算條件和要求，另一方面也能夠計算各種不同的工況，并且它的計算精度非常之高。有限元法把有無數(shù)個自由度的連續(xù)體離散為有限個自由度的單元集合體，把問題簡單的化為適合數(shù)值的解法的問題。只需要確定每一個單元各自的力學特性，就能夠根據(jù)結構分析的辦法來把它的結果算出來，使整個分析的過程變得十分簡單。到現(xiàn)在為止，有限元法對于驅動橋的設計而言是一種強有力的工具。 1.2驅動橋的結構分類 1.2.1驅動橋種類 對于一輛汽車而言，其驅動橋往往會設置在它的傳動系統(tǒng)的尾端，其主要的作用就是增大轉矩，更詳細的說法就是提高來自于變速器或者是由傳動軸而來的轉矩，并且可以按照汽車在路上行駛時的不同路況按照不同的分配比例分配給汽車的左右驅動車輪，使其在行駛時具有差速的功能。同時在汽車行駛時來自于車廂之間或者是車架和路面之間的橫向力、鉛垂力以及縱向力也都會作用在驅動橋上面。 在普通的汽車的結構當中，驅動橋主要包括差速器還有橋殼等其他一些零件組成。如下圖1.1所示。 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 1.半軸 　2.圓錐滾子軸承　 3.支承螺栓　 4.主減速器從動錐齒輪　5.油封 6.主減速器主動錐齒輪　　7.彈簧座　　8.墊圈　　9.輪轂　　10.調整螺母 圖1.1 驅動橋 在設計驅動橋時還會有如下的一些限制條件： A） 在保證汽車有良好的燃油經(jīng)濟性以及充沛的動力的前提下選擇主減速比； B） 最小離地間距必須要保證足夠大，使汽車具有良好的通過性，所以外形尺寸要設計的?。? C） 傳動件和齒輪等一些小的零部件的工作穩(wěn)定性要高，不應有異響及雜音； D） 需要在任何工況以及使用環(huán)境下都保證可觀的傳動效率； E） 在剛度以及強度方面都滿足要求的前提下，應該將它的質量設計的盡量小，特別是簧下質量，要把它弄的盡量小，以此來改善貨車的平順性； F） 能夠和諧的同懸架導向機構一道正常運轉，并且還要求與轉向機構協(xié)調配合工作時也能滿足使用要求； G） 設計的結構應該盡量簡單，加工的工藝性要好，能夠非常方便的制造出來并且拆卸和調校也應簡單。 按照驅動橋工作特性來劃分，我們可將其結構分為兩大類：驅動橋。非斷開式驅動橋其對應的驅動車輪采用的是；斷開式驅動橋則基本運用于配備了獨立懸架的汽車上。因此又有非獨立懸架驅動橋與獨立懸架驅動橋一說。倘若考慮到提高汽車在路面上行駛平順性這個要求的話，獨立懸架驅動橋將會是一個非常不錯的選擇，但其結構也較為復雜。 一般的非斷開式驅動橋因為它的結構比較簡單并且價格也比較便宜，工作時的可靠性又比較高，正因為它的這些特性，所以其被廣泛的使用于一些對于整體使用要求不是特別要求嚴格的公交車和載貨汽車上面，當然一些定位較低的轎車及越野車也會選擇此種結構。每種驅動橋的具體結構肯定都不會一樣，但是一般其主體構造都會使用同一種形式，即它們都會通過一根剛性的空心梁來支撐其左右的驅動車輪，而這個空心梁中則包含了驅動橋的大部分零部件及總成。而這時的簧下質量就包括了驅動橋的全部以及驅動的車輪和部分的傳動軸，這也就導致了其整體簧下質量特別的大，由此也就引起了一些問題。 選用何種主減速器并且對應的用什么樣的組成結構就決定了驅動橋整個外觀的尺寸。主減速器從動齒輪它的齒輪的直徑直接受制于汽車選用的輪胎尺寸的大小以及其本身的最小離地距離的影響。雙級結構能夠改善汽車在選用單級結構時的的最小離地距離不夠的情況，當然這是在速比已經(jīng)確定的前提之下。 在一些大型公交車亦或者是重型卡車之類的對于汽車的動力會要求比較高的時候我們會運用一種叫蝸輪式主減速器的裝置。這種裝置的非常突出的特點就是它非常的輕便小巧，但其卻仍然具有非常可觀的傳動比，并且當其工作時它能做到非常的細膩無聲，幾乎不會有什么噪音的出現(xiàn)，最重要的是其對于汽車的整體部署非常的方便。 斷開式與非斷開式驅動橋其最本質區(qū)別就是兩驅動車輪是否直接相互連接在一起。斷開式驅動橋的橋殼是一種分段的布局形式，而且這種每一段的橋殼彼此之間可以互不影響的相互運動，正因為這樣的緣故我們才會把這樣的橋稱作是斷開式。當這樣的斷開式驅動橋再搭配上獨立懸掛的時候，我們就可以稱之為獨立懸掛驅動橋。這樣的橋的中間一段，傳動軸和差速器再加上部分驅動車輪的傳動裝置的質量都基本上是簧上質量，兩側的驅動車輪由于采用了獨立懸掛的緣故其本身就可以作相對獨立的上下運動并且不會影響車輪上部的車廂的位置的變化，為滿足這樣的需求就必須要求有一部分部件是隨著車輪一起運動的。 許多中型以上的越野汽車以及部分重型汽車為了增加裝貨重量或者提高車輛的通過性，往往會采用多橋驅動。若是采用多橋驅動，其將動力由分動器傳送下去的方式將分為兩種，即貫通式與非貫通式兩種。非貫通式會由分動器來將發(fā)動機的動力傳遞到驅動橋上的每個傳動軸上，這會造成傳動軸的數(shù)量非常多并且驅動橋上的許多零件不能夠相互通用，造成工藝更加復雜。 貫通式的布局樣式現(xiàn)在對于多橋驅動的汽車來說應該更有吸引力。在這種布置形式當中，所有驅動橋的傳動軸都將處于同一鉛垂平面當中，由傳動軸將兩橋相連并傳遞動力。其中分動器還有一個作用就是將各橋都連接起來從而實現(xiàn)動力的傳遞。使用貫通式之后就能夠明顯的縮小整個零件的體積以及質量，并且也可以減少對傳動軸使用的數(shù)量，提高各個零件相互之間的通用性。上述羅列的優(yōu)點都會給以后的汽車生產(chǎn)制造提供較高的便利。 一般來說驅動車輪所采用的懸掛的形式對于驅動橋其結構的選擇有著至關重要的影響。簡單說來懸掛類型是非獨立懸掛的我們就將它和非斷開式驅動橋兩相匹配；反之，則是剩余的兩者相互匹配。非斷開式車橋的話，結構都是非常簡單的，而且相比于斷開式車輪，它的價格也是非常便宜的，最重要的是它還非常可靠。由此經(jīng)過我自己反復查閱資料論證認為在本課題當中使用非斷開式驅動橋將會是一個更好的決定。 此次設計的車橋主減速比為4.875，運用單級減速器。 1.2.2驅動橋的結構組成 1主減速器 汽車在使用的過程中需要增大扭矩或者是將轉速減小的時候，這時我們就需要主減速器來完成這項工作，其工作的原理簡單說來就是以少帶多。主減速器依靠錐齒輪的作用還能夠改變動力傳輸?shù)姆较?。因為汽車需要在各種不同的路況條件下行駛，所以它的驅動車輪必須要具備一定的轉速和驅動力矩，才可以支撐它來完成這各項操作。用主減速器在動力尚未分流之前就可以起到減小傳動部件的扭矩的作用了，以此來減小它的尺寸以及質量，使其運作時更加方便。 驅動橋的主減速器和差速器一定要符合下面的要求： a） 應該在保證車輛擁有最好的燃油經(jīng)濟性和動力性的前提下來選擇車輛的主減速比； b） 離地間隙要大，外形尺寸應該盡量??；工作時各零部件及齒輪的工作要平穩(wěn)沒有噪聲； c） 在任何不同工況下都需保持較高的傳動效率； d） 在整體剛度和強度都符合要求的前提下應該力求做到最小質量，從而獲得好的平順性； e） 設計的結構簡單，易于制造、加工、維修以及更換。 一般的話主從動齒輪的類型以及布置它們的位置大致就決定了主減速器的結構形式。 （1） 主減速齒輪的類型：螺旋錐齒輪以及雙曲面齒輪都是在驅動橋中運用最多的兩種齒輪。 螺旋錐齒輪如圖1.2（a）所示，主從動齒輪它們的的軸線相交于同一點，交角都是90°。螺旋錐齒輪用的是由點到線的嚙合過程，但是此過程的重合度相對會高一些，所以，螺旋錐齒輪它可以被施加大的載荷而不被破壞，另外非常重要的是它工作的時候還非常安靜，噪音非常小，而且故障率也非常的低。 圖1.2 螺旋錐齒輪和雙曲面錐齒輪示意圖 如圖1.2（b）所示是雙曲面齒輪，它的主動齒輪與從動齒輪各自的軸線是處于不同的平面當中，是互不相交的。 （2） 主減速器主動錐齒輪的支撐形式外加安裝方式的選?。浩渲饕闹涡问街饕邢旅孢@兩類： ①懸臂式 懸臂式其支撐結構如下圖1.3所示，它的最明顯的特點就是將稍微長一點的軸徑安放在錐齒輪它的大端的那一側，再在上面放置兩個圓錐滾子軸承。我們可以通過控制a、b的長度來提高支撐件的剛度，并且軸承的圓錐滾子應該朝向外側。但是此類齒輪支撐的方式并不能具備足夠的剛度，主要就是因其結構過于簡單，因此多常見于一些并不需要高轉矩的小轎車以及輕型載貨汽車他們的單級或者是更多見的雙級主減速器里面。 圖1.3錐齒輪懸臂式支撐 圖1.4主動錐齒輪跨置式支撐 ②跨置式 其結構如圖1.4所示，它的特點就是齒輪的兩側都有一個軸承來將其支撐，通過這樣的方法可以提高支撐的剛度，并且也能夠改善齒輪彼此之間的嚙合。 （3） 從動錐齒輪的支撐方式外加安裝形式的選取:在從動錐齒輪的兩端我們會在其兩端放置一個大端都朝內的圓錐滾子軸承，并且可用調整螺母來固定其在軸向上的偏移。 （4） 主減速器齒輪嚙合的調整以及軸承的預緊：在磨合期間齒輪之間的間隙會逐漸增大、在安裝時齒輪其本身相互之間就存在一定的間隙，不可能完全的重合，所以我們可以通過預緊來消除這類問題。雖然說我們可以運用預緊力的干預來將整個支撐的剛度都提高一個檔次，但是一旦預緊力太大，用的過度了反而會適得其反。 （5） 主減速器的減速方式：它一般會分為單級減速圖（1.5）、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速外加輪邊減速……如何選擇各種不同的減速形式主要需要考慮的就是汽車在使用時其會遇到的各種不同路況還有就是生產(chǎn)企業(yè)其本身自己可以生產(chǎn)的能力。但一般其基本都是由像一些整車的性能，例如燃油經(jīng)濟性和動力性等以及主減速比i0的大小、最小離地間隙等等所決定的。單級主減速器選用的條件就是汽車的傳動比i0≤7.6。 2差速器 由大量的研究結果以及使用的結果表明：在一輛正常行駛的汽車上，它的兩側的車輪由于種種復雜的原因相疊加，導致了其左右車輪行駛路程的不同。比如說：在車輛進行轉 單級主減速器 雙級主減速器 圖1.5主減速器 彎的時候在車輛內側的車輪行駛的路程相較于其外側的那個車輪行駛的路程來說要更短一些。而且就算車輛在直線行駛時也會由于路面的平整程度以及像兩側車輪的輪胎壓力、車輪的磨損程度等等一些原因，也會對車輪行駛的路程產(chǎn)生影響。所以在這樣的情況下要是直接通過一個傳動軸把驅動力傳送到兩側車輪上則會產(chǎn)生一些矛盾，例如車輪的轉速是一樣的但是所行駛的路程卻是不同的，以至于會產(chǎn)生車輛的打滑等情況。這樣的情況會使驅動車輪產(chǎn)生不正常的磨損、傳動效率的降低等種種不良情況，更嚴重的是會對汽車的操控性產(chǎn)生非常大的影響。除此以外，車輪以及行駛的路面之間，尤其是在車輛進行轉向的時候它們兩者之間會產(chǎn)生大的滑移或者是滑轉，特別容易讓車輪在轉彎時失去正常的抵抗側滑的能力，影響整輛汽車的操控穩(wěn)定性。所以我們在左右驅動輪處都安裝了差速器，可以通過差速器來消除以上的這些弊端，從而使得汽車兩側驅動輪擁有在行駛的路程不同的情況下轉速也不相同，滿足了汽車行駛時運動性上的要求。 我們應該從所需設計的汽車的具體類型以及使用時的條件，通過對這些因素的考量來選擇不同結構形式的差速器，從而使得我們設計出來的汽車能夠真正上路行駛。對稱錐齒輪式差速器是目前市面上使用較為廣泛的一種差速器，它的結構較為簡單并且非常輕巧。 經(jīng)過方案的驗證，差速器結構形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。 這種齒輪差速器一般性主要是由兩個半軸齒輪、四個行星齒輪（小型、微型汽車一般采用的是兩個、極少數(shù)汽車用的是三個）差速器左右殼、半軸齒輪、行星齒輪軸及行星齒輪墊片等。它現(xiàn)在被廣泛地運用在各種汽車上面，主要是因為它的結構簡單、價格又便宜以及可靠的性能。 3半軸 我們根據(jù)非斷開式驅動橋外端的受力狀況或者支撐形式，將其分為以及三類。如圖1.6。 圖1.6 半浮式半軸其組織結構就是將靠近外端一側的軸頸直接支撐在置于橋殼外端內孔中的軸承上，端面就和車輪輪轂通過錐面它本身自己的軸頸及鍵相互固定在一起，或者是直接將突出的邊緣與制動鼓和車輪輪盤相連接在一起。正是由于其采用了這樣的結構，所以除了彎矩會經(jīng)過它傳遞之外，車輪上的彎矩也會傳遞過來。其物理結構相對來說比較簡單，所以其尺寸以及質量也都會相對小一些、最主要的成本的問題也是相當?shù)膬?yōu)秀。主要就是用在一些轎車和輕型載貨汽車上。 3/4浮式半軸它只有一個裝在驅動橋橋殼半軸套管的端部的軸承，其將車輪輪轂支撐著，但是車輪輪轂的固定則主要是由半軸的端部來完成的。因為只有一個用來支撐的軸承，所以整個軸承的總的支撐剛度可能會差很多，所以說除了全部轉矩之外，還有一部分彎矩會轉而由半軸來承擔。因為它的彎矩會由半軸和半軸上的套管共同來承受。但其需要分擔的彎矩主要是由其它部件的因素共同決定的。不過側向力對于這樣的半軸卻有致命的影響，因為其會引起軸承的傾斜，以致使用的壽命急劇降低，因此它的普及率特別低。 全浮式半軸的工作穩(wěn)定性是非常突出的，所以它在輕型以上汽車的普及率是最高的。本設計采用這種全浮式半軸。 4橋殼 驅動橋橋殼對于汽車來說就好比是人身上的衣服一樣，是必不可少的一樣事物，非斷開式驅動橋的橋殼當中安裝了各種主要的傳動件，例如主減速器、差速器以及半軸。它承受了汽車全部的荷重并起到一個承上啟下的作用，將這股力量傳遞到車輪上并卸載到地面。但它同時又會將車輪所受到的各種力傳到車廂和懸架上面。 汽車在行駛時，橋殼會承受來自于各種復雜情況下傳遞過來的載荷，因此橋殼它必須具有足夠的剛度以及強度來承受這樣的載荷。為了提高汽車行駛時的平順性以及把動載荷降低，我們應在橋殼的剛度以及強度滿足最低限度的條件下盡量把橋殼的重量做到最輕。除此之外，橋殼就其本身而言是需要便于拆卸的，并且盡量的把它的結構弄的簡單一些，這樣才可以為以后裝在里面的差速器的調整拆卸提供方便。同時在設計橋殼的結構時有幾個因素也是我們必須考慮進去的，比如使用時會碰到的極端情況，本身自己的制造水平等等。 橋殼按其布局的不同還可以分為整體式、可分式及組合式。按照制造工藝來劃分的話又可以分為鑄造式、鋼板沖壓焊接式以及擴張成型式這三種。 1.3設計的主要內容 我們此次設計基本可按下面的幾個步驟來進行：首先就是先將初步的設想確定，因為3噸載重的躍進卡車是歸屬于輕型貨車的范疇之內，用的是后橋來驅動的，因此需要按照輕型貨車的標準來設計驅動橋，第二步是挑選各個部件的結構形式，第三步就是最后來確定各部件的具體參數(shù)，計算出實際尺寸。 我們此次設計出來的躍進卡車驅動橋應該工作性能穩(wěn)定、制造工藝簡單。并且這個設計所設計出來的驅動橋應該是價格低廉并且容易拆卸與維修的。 47 第2章 總體方案的確定 2 總體方案的確定 2.1主要技術參數(shù) 我們此次需要設計的是3噸載重躍進貨車的驅動橋設計 技術參數(shù)： 表2.1 3噸載重躍進貨車驅動橋總成設計參數(shù) 序號 項目 數(shù)據(jù) 單位 1 驅動形式 4*2 — 2 車身長度 6500 mm 3 車身寬度 1960 mm 4 車身高度 2275 mm 5 總質量 6269 kg 6 裝載質量 3000 kg 7 輪距 1586 mm 8 輪胎規(guī)格 — 7.00-16 9 排量 3856 ml 10 功率 50 kw 11 主減速器傳動比 4.875 — 2.2主減速器的結構方案確定 （1） 主減速器齒輪的類型 螺旋錐齒輪在工作的時候可以承受比較大的載荷并且它的工作性能十分穩(wěn)定，工作起來能夠做到平穩(wěn)無聲。所以本設計采用。 （2） 主減速器主從動錐齒輪以及的選擇 在此次設計當中，主動錐齒輪選用（圓錐滾子軸承）；從動式錐齒輪選用（圓錐滾子軸承）。 （3） 主減速器從動錐齒輪支撐方式以及安裝方式的選擇 從動錐齒輪位于其兩端的軸承一般性都是選擇圓錐滾子軸承，我們在安置的時候應該將較大一端朝里放置。我們可以使用放置于軸承兩端的調整螺母來進行調整，來防止因為軸向載荷的作用而將從動錐齒輪的位置發(fā)生偏移。我們使用無幅式的結構通過細牙螺釘將從動錐齒輪與差速器相互固定在一起。 （4） 主減速器軸承的預緊以及齒輪嚙合的調整 通過一系列實驗結果表明，當軸向力正比于彈簧形變時，通過預緊的方式可以消除原來一半的軸向位移。正常情況下預緊可以起到一定的增強結構剛度的作用，并且也可以在一定程度上改善整個軸承在工作時的效果，但是一旦預緊力過大，越過某個臨界值時，反而會造成齒輪壽命的急劇縮短，會有過猶不及的效果。因此，我們一般將預緊力值設定在發(fā)動機所產(chǎn)生的最大轉矩時產(chǎn)生的軸向力的百分之30左右。 （5） 主減速器的減速形式 主減速器它有各種不同的減速形式，比方來說：輪邊減速、等等。選用何種減速形式一般性都是與所設計的汽車具體類型，它在使用時會遇到的各種不同條件以及企業(yè)自身的生產(chǎn)制造條件有關，但起到?jīng)Q定性作用的一般就是以下幾種限制條件：汽車的燃油經(jīng)濟性、動力性、主減速比以及驅動橋的離地間隙、布置形式等。 對于一些類似于像賽車這樣的功率很大的汽車來說，在發(fā)動機最大功率Pmax以及其轉速np給定的情況下，所選擇的i0應該盡可能使汽車具有最高的車速vmax，這是i0應該按照下面的式子來確定： i0=0.377 式中：車輪的滾動半徑rr=0.5m ig=1（為直接擋） 最大功率時的轉速np=3200r/min 最高車速vmax=90km/h 相對于其他一些日常用車來說，可以把最高車速稍加降低以得到足夠的功率，基本上都是比最小值要大上10%~25%，就是按照下面這個式子： =（0.377~0.472） 經(jīng)過初步計算，確定為i0=4.875。 我們應該把按照上式所算出來的i0與相同類型的汽車它們的主減速比相比較，并參照主、從動減速器的齒數(shù)對i0予以修正并最終確定。 2.3差速器的結構方案確定 我們應該從汽車的類型以及使用時的條件等情況出發(fā)來確定差速器所應該選擇的結構形式，從而能夠滿足汽車在使用時的性能要求。 差速器的結構形式種類繁多，但是對于一般在平整路面以及市區(qū)行駛的車輛來說，因為路面行駛條件良好，基本上全部都選擇了設計簡單，造價低廉，拆裝維修方便并且工作安全可靠的圓錐行星齒輪差速器。因此對于此次我們所設計的車型來說，最為普通、最為常見的是足夠滿足日常使用要求的。 本次設計采用圓錐行星齒輪差速器。 2.4半軸形式確定 與3/4半軸相比較而言，全浮式半軸更適用于本設計當中。 2.5橋殼形式確定 整體式橋殼，顧名思義，就是整個橋殼都被作為一個整體，它的殼體當中是中空的，主要的優(yōu)點的話就是其整個結構的強度以及剛度都將超過其他一些結構形式的橋殼。并且橋殼和主減速器殼是分為兩個不同的部分，在主減速器殼當中安置了主減速器齒輪以及差速器，組成了一個單獨的總成，可以在零件全部調節(jié)好之后再將其插入橋殼之內，并通過緊固螺栓將它們彼此相互結合在一起，使得其在往后的調試以及維修之中變得非常的便捷。 此次設計我們將采用鑄造式整體式橋殼。 2.6本章小結 這次的設計因為我們已經(jīng)知道了主減速比，所以我們即可根據(jù)整車的其他數(shù)據(jù)參數(shù)確定驅動橋的其他零部件的外形尺寸以及結構形式。同時也了解到齒輪在安裝預緊過程當中會出現(xiàn)的問題以及一些注意事項。在本章當中我們主要是確定了驅動橋當中一些主要零部件的齒輪的類型以及這些零件的各自不同的安裝方法。 第3章 主減速器設計 3 主減速器設計 驅動橋錐齒輪其運作時的情況并非都是非常良好的，有時也會遇到一些比較極端的情況，并且將它和其他同處于傳動系的齒輪相較的話，它承受的載荷會相對較大一些、有很多變化、并且載荷作用的時間非常長以及有很多的沖擊等等運作時的特點。由此可見，傳動系中最弱勢的一個部分就是主減速器齒輪。主減速器錐齒輪應該滿足下面的一些要求： ①具備高的耐磨性，要求其表面疲勞強度要高，彎曲疲勞強度也要高。 ②齒根不會因沖擊載荷的作用而折斷故要求齒輪的芯部具有一定的韌性。 ③要有良好的熱處理性能、鍛造性能以及切削加工性能并且經(jīng)過加工制造之后整體性能穩(wěn)定。 ④要多選用合金材料，并且要選擇含有鉬、硅、錳等元素的合金鋼。 汽車齒輪以及錐齒輪這兩類齒輪目前常用鋼制造，主要有20CrMnti、20Mntib、16SiMn2wWMoV、20Mnvb等。滲碳合金鋼這種材料具有優(yōu)良的耐磨性能以及抗壓性能，并且其芯部比較軟，韌性也較好，符合作為主減速器齒輪的一些要求。并且作為鋼的一種來說，它的切削加工性能也是毋庸置疑的。不過這種鋼也有缺點，主要就是進行熱處理時的花費會高，基底也比較軟，在壓力過大時甚至會產(chǎn)生塑性變形。不過要是含碳量過高的話，表面硬化層可能也不能夠正常的依附于表面之上。 為了防止新齒輪出現(xiàn)擦傷、磨損、咬死或者是膠合等在磨合期出現(xiàn)的情況，我們一般會將錐齒輪先進行熱處理之后再進行精加工，然后再在表面鍍一層鋼或者是錫。運用表面應力噴丸處理這項技術可以將齒輪壽命提高四分之一。 3.1主減速器錐齒輪的設計 3.1.1主減速器齒輪計算載荷確定 1. 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Tje Tje=Te maxiπK0`r`/n （3.1） 式中：發(fā)動機最大轉矩Te max=245N·m 主減速器中主從動齒輪最低檔傳動比：iπ=i0`i1=4.875×4.71=22.96 變速器傳動比=4.71 r是指以上部分的傳動效率=0.96 超載系數(shù)K0=1 驅動橋的數(shù)目n=1 Tje=245×22.96×1×0.96/1=5400.49N·m 2. 按驅動輪在良好路面上行駛打滑時所產(chǎn)生的轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tj Tj= 式中：G2指汽車在滿載情況下驅動橋所承受的最大載荷，可初步選擇： G2=G總×9.8=6290×9.8=61642N 指的是輪胎與地面之間產(chǎn)生的附著力的大小的一個系數(shù)，對于一般正常在馬路上行駛的車輛來說，其值一般會取0.85；Rr是指車輛滾動時的半徑0.5m；b和ib指的是主減速器從動齒輪和驅動齒輪之間能量的傳動效率以及傳動的比值，一般我們分別會取0.96和1； Tj===27289.4N·m （3.2） 我們一般性會將在發(fā)動機產(chǎn)生最大轉矩的時候再配合著傳動系所能運用的最低檔的傳動比亦或者是驅動用的車輪產(chǎn)生打滑這樣的情況時這兩種情況作用在從動齒輪轉矩小的一方上面。但在本次設計當中，我們所設想的是設計貨車的驅動橋，因此只需將在主減速器從動齒輪上所產(chǎn)生的最大應力的計算載荷求得就行了。 因為由上面的式子所求出來的計算載荷的值并不是在正常行駛狀況下的連續(xù)的運轉載荷，所以不能夠參照這個值來作為判斷疲勞損壞的一個參考條件。一般載貨汽車都是計算的主減速器的平均計算轉矩。 3. 按照平常行駛時產(chǎn)生的平均轉矩來確定從動錐齒輪的計算轉矩Tjm Tjm= （3.3） 上式中：G總指的是汽車滿載時的重量N，G總=61642N GT指的是牽引的掛車在裝滿貨物時的總重，不過要是只用在牽引車上的話GT=0 fR是指在道路上滾動時輪胎與地面之間所產(chǎn)生的阻力的系數(shù)，一般取fR=0.015 fH是指汽車爬坡通過障礙物的平均能力，一般取fH=0.05 fP則是指汽車性能的系數(shù) fP= （3.4） 當=57.14＞16時，取fP=0，得： Tjm===2003.4N·m 3.1.2主減速器螺旋錐齒輪幾何尺寸計算 （1） 齒數(shù)的選擇 我們可以根據(jù)主減速比的值來確定齒數(shù)，對于單級主減速器來說，i0的值不相同，主、從動齒輪的齒數(shù)也就各不相同。 A. 假如i0≥6，Z1的取值往往會大于5，并且其值取的越大疲勞強度的抗性越大。 B. 倘若i0=3.5~5，Z1可以取值的范圍是5~12，不過這樣的話會導致離地間隙過小，并且齒數(shù)也會過多。 C. 為了齒輪之間能夠做到更加均勻的相互磨合，Z1、Z2這兩個數(shù)的取值相互之間應該避免出現(xiàn)公約數(shù)。 D. Z1和Z2兩個齒輪的齒數(shù)它們兩者的數(shù)值相加之和必須要比40大，不然就不能夠得到齒面理想的重疊系數(shù)。 經(jīng)過一系列的資料驗證，主減速器的傳動比確定為4.875，初步?jīng)Q定將主動齒輪的齒數(shù)設為Z1=6，從動齒輪的齒數(shù)設為Z2取為37。 （2） 選擇節(jié)圓的直徑 由上面已計算過的從動錐齒輪的計算轉矩，（取式子3.1 3.2中較小的一個），通過經(jīng)驗公式： d2==263.17mm，取近似值d2=263mm。 式中：d2為從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； 直徑系數(shù)Kd2一般會取13~16之間的一個數(shù)字； T3則是計算轉矩，其值是Tje和Tj當中較小的那一個。 （3） 端面模數(shù)在齒輪上的選擇 當節(jié)圓直徑d2算出并確定之后，我們可以照著式子m=d2/Z2來計算，將從動齒輪它的大端面的模數(shù)求得，在將值求出之后可按照下面的式子：m1=Km=7.01，取近似值m1=7mm。 在上面的式子當中，Km代表的是模數(shù)的系數(shù)，一般會取0.3~0.4之間的某個值。 （4） 圓錐齒輪其從動齒輪的齒寬計算 F的值是它的節(jié)錐距的0.3倍，主減速器螺旋錐齒輪齒輪面寬度在汽車領域上基本會采用：F=0.155d2=40.762mm，可以近似的取為F2=40mm。 我們會習慣性的將錐齒輪當中較小的那個齒輪的齒面寬度做的要比較大的那個齒輪要來得寬那么一點，從而讓它在大齒輪兩端都露出來一些，所以一般性我們會把小齒輪齒面增大百分之十左右，所以的話，F(xiàn)1=44mm。 （5） 螺旋錐齒輪的螺旋方向 按照正常情況來說的話，左旋的基本上都是主動輪，另外一個從動的，從而使兩個齒輪之間的相斥。 （6） 螺旋角選擇格里森制推薦公式 ： （3.5） 式子當中的Z1和Z2分別代表了主動齒輪和從動齒輪它們分別的齒數(shù)，E則是偏移距離—雙曲面齒輪的，對于本設計中的螺旋錐齒輪來講呢，E=0mm，在通常的汽車設計制造過程當中，我們會將螺旋角的值設定為35°。 （7） 我們一開始就將主動齒輪與從動齒輪的旋轉方向設為相反的方向，因為軸向力就受到這兩個齒輪旋轉方向的影響。主動齒輪的軸向力應該遠離齒輪的錐頂方向，當我們將變速器打到前進檔的時候，從而達到分離兩個齒輪的目的，阻止相互之間碰到而產(chǎn)生損壞。 在齒輪各自的旋向都已經(jīng)確定的情況之下，我們由齒輪的頂部來看則會發(fā)現(xiàn)主動輪是逆時針旋轉的，而另一個則正好相反。 表3.1 齒輪的幾何尺寸計算用 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 1 6 2 37 3 7 4 =40mm =44mm 5 9.16mm 6 Error! Reference source not found.=10.118mm 7 =20° 8 EMBED Aquation.3 =90° 9 =Error! Reference source not found. 42mm =258mm 10 arctan =90°- =9.22° =80.77° 11 A== A=131.17mm 12 t=3.1416 t=21.98mm 13 =7.596mm =1.576mm 14 = =2.513mm =8.543mm 15 c= c=0.948mm 16 =1.13° =3.74° 17 ； =12.93° =81.89° 18 = = =8.13° =79.67° 19 = =77mm =259.6mm 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 =128.27mm =19.45mm 21 =16.49mm =5.8mm 22 B=0.178~0.228 0.2mm 23 =35° 3.2主減速器錐齒輪強度計算 當我們完成了主減速器它的幾何尺寸計算之后，我們就需要對它所對應的齒輪的強度來進行計算，從而來保證它有足夠的強度來支持它運作足夠的工作壽命。不過在我們對強度進行校核計算的前面，我們首先應該領會的是引起損壞的形式和會對其造成影響的主要因素。 首先進行強度計算： A. 主減速器的強度計算 ① 圓周力（單位長度） 當由發(fā)動機發(fā)出的轉矩最大時： （3.6） 式子當中的=245N·m是發(fā)動機的最大轉矩，則為變速器此時所擁有的傳動比，是主動齒輪的節(jié)圓直徑，由上面的表可知為42mm。 所以當汽車是以直接檔行駛時，=291.67N／mm 當汽車以一檔開始行駛時，=1373.75N／mm。 倘若是以附著力最大時的情況來計算時， （3.7） 式子當中的G2所代表的即：汽車在裝載滿貨物之后驅動橋給以水平地面上的最大負荷，我們首先就取61642N；所代表的含義則是輪胎、地面這兩者之間的附著系數(shù)，在這取0.85，=0.5m。 所以將數(shù)據(jù)代入：=5057.5N/mm。 由此可知，輪胎與地面之間的附著力是非常大的，遠大于以一檔行駛時的最大轉矩，所以我們此次的校核驗算是成立的。 ②齒輪的彎矩的強度校核：汽車主減速器其上的輪齒的計算彎曲應力為，所以我們可以立式子： （3.8） 式子當中：是在齒根處的彎曲應力，單位為MPa；T則為錐齒輪的計算轉矩，單位為N·m；K0是超載系數(shù)，在這里我們直接取1；則為尺寸系數(shù)，我們在這取0.70；Km是懸臂式結構所具有的對于如何分配載荷的系數(shù)，其值為1.25；Kv的值一般在齒輪各項都能正常工作的前提下將其值設為1；B是現(xiàn)在我們正在計算的齒輪其具體的齒面寬度，其值為40mm；Z則是齒數(shù)；m是模數(shù)，指齒輪端面的；J則指的是一個綜合的系數(shù)，取為0.03。 對于錐齒輪上面的主動輪與從動輪，T的值分別為：1107.79N·m和6835.08N·m，并且將各個參數(shù)的值代入式子中，得主動錐齒輪的=549.50MPa；而從動齒輪的=549.80MPa；所以主動齒輪和從動齒輪≤[]=700MPa，由此可見，彎曲強度滿足我們所要求的值的范圍之內。 圖3.1 彎曲計算用綜合系數(shù)J 圖3.2 接觸強度計算綜合系數(shù)J 按Tjw來計算，主動錐齒輪的彎曲應力=158.42N/mm2＜210N/mm2 從動錐齒輪的彎曲應力=157.39N/mm2＜210N/mm2 因此看來，我們所得到的計算結論是在彎曲強度的要求范圍之內，是符合要求的。 B.輪齒的接觸強度的計算 螺旋錐齒輪齒面的接觸應力的計算式子（MPa）應為： （3.9） 在上面的式子當中，T1max代表了主動齒輪所擁有的最大的轉矩，其單位為N·m；T1則是主動齒輪在其正常工作時候的轉矩，單位同前一個轉矩一樣；d1則為主動錐齒輪上面相對較大的那一端的分度圓直徑，其值是42mm；在精確制造的齒輪中，Kf可以取1；鋼制齒輪副的材料彈性系數(shù)Cp=232.6/mm；尺寸系數(shù)Ks=1；K0，Km，Kv，B的選擇與式（3.8）中是一樣的；J則取0.154，如圖3.2所示。 齒輪所受到的平均齒面接觸強度：=1662.41MPa＜[]=1750MPa 齒輪所受到的最大齒面接觸強度：=2746.07MPa＜[]=2800MPa 所以通過校驗，我們的計算是合理的。 3.3主減速器錐齒輪軸承設計計算 有關軸承的所有的設計計算，我們一般就是對于一個軸承其使用壽命的分析計算。在進行設計的時候，我們一般會先根據(jù)所具有的外形結構從而來大致的選出軸承應該使用的型號，然后再來驗證軸承在與此種減速器的配合之下其能夠使用的年限是否符合要求。對于軸承的使用年限影響最大的則是它的正常工作環(huán)境以及在其運作的時候會有多少的載荷加載在它之上。所以我們在校核軸承壽命之前，就應該先求出齒輪其本身所受的，并由此反推出軸承受到的合力，從而得到軸承所受到的載荷的大小。 1. 主減速器上的主動齒輪所受到的力 如圖3.3所示在錐齒輪運作的整個過程當中，有一個法向力作用在兩個相互嚙合的齒面之上。這個法向力是由三個力合成的。它們分別是軸向力—齒輪軸線方向、徑向力—垂直于齒輪軸線、圓周力—齒輪切向方向。 圖3.3 主動錐齒輪工作時受力情況 我們先要做的就是確定計算轉矩，由此才能計算出齒輪上所受到的圓周力。由反復的實踐計算證明，疲勞損壞是最主要的損壞形式，所以我們在計算時，就要按照當量轉矩Td來完成我們的計算。我們可以按照下面的式子來進行當量轉矩的計算： （3.10） 在式子當中，Te max 代表了發(fā)動機能夠發(fā)出的最大轉矩，其值為210N·m；fi1，fi2……fir則表示變速器中各個檔位它們的使用頻率，我們可以參照表3.3來分別選擇0.5%，2%，5%，15%，77.5%；ig1，ig2……igr則表示的是變速器各個檔位它們各自的傳動比，分別為4.71，3.82，2.88，1.59，1；fT1，fT2……fTR表示的是發(fā)動機在各個檔位時的使用率，由表3.3可以分別選擇50％，60％，70％，70％，60％。 表3.3　及的參考值 變速器 檔位 車型 IV擋帶 超速檔 IV擋帶 超速檔 <80 >80 1 9 90 1 4 20 75 0.8 2.5 16 80..7 2 6 27 65 1 4 15 50 — 1 3 11 85 0.5 3.5 7 59 — 0.5 2 5 15 77.5 60 60 50 70 65 60 60 65 60 50 50 70 70 60 60 70 70 60 60 — 50 60 70 60 50 60 70 70 — 50 60 70 70 60 注：表中，其中——發(fā)動機最大轉矩，；——汽車總重，。 由計算可知，Td=228.57N·m 圓周力P在的大小為： =13109N 式子當中，T表示的齒輪上所受到的轉矩。主動齒輪的當量轉矩T1d；dm則表示的是該中點上的分度圓的直徑，相較于來講，，。所以， d1m=34.97mm；d2m=215.02mm； 是指從動齒輪上面的為80.79°。 表3.4圓錐齒輪軸向力與徑向力 主動齒輪 軸向力 徑向力 螺旋方向 旋轉 方向 右 左 順時針 反時針 右 左 反時針 順時針 按順時針方向左旋的是： =9942N （3.12） =7155N （3.13） 按逆時針方向右旋的是： =7155N （3,14） =9942N （3.15） 式子當中的表示齒廓表面在法向方向上的壓力角的大小，其值為20°；主動齒輪的節(jié)錐角9.21；則是從動齒輪的，其值為80.79。 2 主減速器上軸承所承受的載荷的校核與計算 軸承上面的軸向力實質上就是在軸向上所受到的載荷。另外若是其支撐形式是圓錐滾子軸承的話，就不單單只有軸向力的作用，還會有像徑向力之類的其他的干擾力的作用。軸承所受到的徑向載荷呢，實則就是齒輪所受到的其他載荷的相反的向量和（其中包括徑向力、圓周力、軸向力）。如果主減速器它的齒輪的外形尺寸已經(jīng)確定，還有它的支撐的形式再加上軸承安裝的位置等都確定了，軸承的則能夠由齒輪的以及徑向和圓周這三個力來求得。 主動錐齒輪我們采用的是，從動錐齒輪則采用了，它們所各自承受的徑向載荷則如圖3.4。 圖3.4 主減速器軸承的布置尺寸 其中軸承A和軸承B它們的徑向載荷分別為： RA= （3.16） （3.17） 式子當中我們已經(jīng)知道了P=13109N，R1=7155N，A1=9942N，d1m=34.87mm，a=30mm，b=60mm，c=150mm。 所以可以