轻型货车非断开式驱动桥设计

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1、辽宁工程技术大学课程设计 1确定设计参数 1.1选定参数 轻型货车应具冇的最扁速度120KM/H ； 轻型货车应具有的装载质量2 T ； 轻型货车应具有的最小转弯半径10 M ； 轻型货车应具冇的戢大爬坡度0.5； 轻型货车应具冇的同步附着系数0.5： 1.2选择汽车形式 1.2.1确定汽车轴数与驱动形式 汽车的轴数主耍有两个、三个或者更多。轴数的多少主耍取决丁•汽车质量、公路法规 和轮胎的负荷以及汽车的结构等有关。总质量小于19吨的道路运输车、乘川车和不在公 路上行驶的车辆，一般选择结构简单且制造的成木低的两轴方案。 因此，选择汽车的轴数为2。 驶动形式的

2、确立主要受汽车用途、汽车总质量和汽车性能等条件等影响。通常小型 年与商用车这吐要求较低的车辆，-•般选择结构简单H•制造的成本低廉的4x2的驱动形 式。 因此，驱动形式的选择是4x2。 1.2.2选择汽车布置形式 汽车的布置形式是对于发动机的摆放位置、驱动桥的摆放空间和车身三方而的相互位 置关系而言。除了全车与各个总成的相关参数外，汽车的性能还取决于其布置形式。 本设计选择平头型货车，其总长度和轴与轴的距离都较短，整体较小，而几最小转弯 半径，机动性能佳；因为总长较短，不需耍引擎希•和翼子板，汽车的质量变小；所以选择 平头型。 发动机前置的后桥驱动货车的优势在于：发动机可选择类型多

3、；发动机故障容易排查; 发动机位置摆放好，有利于更好地维护；汽车操作机构的结构都比较简单，比较好布置; 所以选择发动机前垃。 1.3选择主要参数 1.3.1确定主要参数 (1) 外廓尺寸 驾驶过程中的小尺寸车长，其体积也较小，対于道路、停车场、交通都有比较积极 得影响，此外，相应地减少了汽车的整备质量，这是比功率、扭矩和燃油经济性比更高的 优势。 根据GB1589—1989规定汽车外廉尺寸界线，货车总长度不应超过12米，不包括 后视镜，宽度不得超过2. 5米；空载和关闭窗口的顶部，其高度不得超过4米；外伸物的 伸长最不得超过最大宽度250毫米；顶窗、通风设备开机，不得超过车高的300

4、亳米。 因此，本设计中的外廓尺寸为5400x1950x2100毫米。 (2) 轴距厶 汽车的长度、榕备质暈、瑕小转弯直径、轴荷分配、传动轴夹角等等都受轴距的影 响。如果是短轴距，那么长度、质量、最小转弯直径等指标都卜•降。但是，轴距如果过短, 汽车的操作稳定性和汽车制动性变差。因此，在原则11,大排量轿车，负载大的货乍或余 车，轴距取得较长。而对于高机动性汽车的要求，则选择较矩的轴距。 表1.1汽车的轮距B与轴距L 车型, 类别「 轴距L/mm- 轮距B/mm^ * 「客车J 城市客车(单车)〜 4500-5000， 1740~2050+： 「 长途客车(单车)。

5、5000-6500" 4X2 货车2 汽车总质量m/忖 1700 〜2902 2300~36皿 36045503 •J * 1150-1350^ • 1300^1650^ • 17042003 • <1.8- 1 8〜60」 6,0 〜143 由表上所得，轴距取2500亳米 ⑶轮距B 车厢的总宽度、总质最、侧倾刚度、最小转弯直径等因素受汽车轮距大小的影响。 轮距的增大-方面会使得车厢的宽度增大，侧倾刚度也增大，横向稳定性也更好。另--方 面却增加了总质量、总宽度利最小转弯半径等等，因而不利于汽车的机动性。 3 因为总宽度限制在2.5

6、米，所以轮距不得取得太大。但是，取得的轮距应保证能妥 善安置好发动机、车架、前悬架和车轮，且确保前轮能冇充足的转向的余地。取得的后轮 距应冇一定的宽度以满足轮胎宽度、悬架宽度Z间的距离。 参考表2取轮距B、= B2 = 2500 (4) 前悬厶尸和后悬厶* 汽车通过性、碰撞可靠性、驾驶可见范用、前钢板弹簧长度、上下车便利性和汽车造 型等都受到前悬尺寸的影响。増加前悬的大小，会因汽车的接近角的减小而使通过性降低, 视野变差。由于保险杠、散热器风扇、发动机、转向器等部件是被布置在前悬的尺寸之内， 因此，前悬的尺寸应尽量取得稍微长些。前悬尺寸在初选的时候，在保证布置所需的总成 的条件下，尽量取

7、得一个较短的尺寸。参考同类的汽车，选取£、=740亳米。 汽车通过性、汽车追尾安全、汽车造型也受后悬尺寸的影响，根据轴距与轴荷分配 耍求，选择后悬尺寸的大小。氏后悬，那么意味着离去角度的缩小，对于汽车通过性冇不 利的影响。总质量在1.8〜14.0T的货车后悬通常在1200〜220()亳米Z间选取。本设计选取 4=1300亳米 (5) 车头长度 车头长度影响汽车的外观、汽车面积利用率、发动机接近性。 本设计取1400毫米。 1.3.2确定汽车质量参数 1. 确定整车整备质量 整车幣备质量叫：在没有装货和载入的状态下，车上带有的全部装备，燃料、水。 车辆重量的是汽车的制造

8、成本和燃油经济性的重要参照。从事汽车设计工作需遵从 的一项原则那就是减少整车整备质量。 通过收集同一类型的相关质量的数据，比如各个零组件的质量。结合实际情况，估 算所需的零组件质.量，最终得到佔算的整车整备质量。根据查表得质量系数几。，从而算 出整备质量。 辽宁工程技术大学课程设计 表1.2质量系数几° 车 总质量％ 3 货车。 1.8~6・3 0.8-1.10<-' 6.0 〜148 1.20-1.35Q >14.3 1.30 〜1.70J 依据表1.2质暈系数“应初选为“”心=1,由公式得=他/仏=2/。 2. 确定载客

9、量与装载质最 根据轻型货车的载客量为2〜4,故载客量取3人。装载质量取叫=27\ 3. 确定汽车总质量叫 汽车的总质量山三部分组成，分别是整备质昴、栽客量与装载质量和驾驶员质量。即 nia =叫 4- ni. + n65kg ma =2/ + 2r + 3x 65kg = 4.1957 4. 确定轴荷分配 汽车的许多性能和轮胎的使用寿命受轴荷的分配的一定影响。当驱动桥能够承受较 大的载荷时，从动轴上的载荷可以适当的降低，这样可以使得汽车有良好的动力与在路面 情况较差的通过性。既要保证汽车转向轴负荷不宜过小，乂需要具有乩好的操控性和稳加 性。此外，汽车每个使川它的性能要求乂是矛盾的

10、。因此，合理的选择•个轴荷分配参数, 是实现梏车性能的要求，符合使用的条件的重要因素。 对轴荷分配有着显著影响的主要是汽车的驱动形式、汽车的结构、使用条件、车头 类盘等。前轴载荷较大的情况通常是前胃发动机侨车与平头型货车，而较小的情况是长头 型货车与经常在路而惜况较差行驶的越野车。 表1. 3轴荷分配表 车型（商用货车）• 满载」 空载.| 前轴心 后轴〜 前轴• 后轴Q 4X2后轮单胎a 32%70%「 60%~68%“ 刘％〜59%< 41%〜50%・ 4X2后轮双胎，长、短头式. 25%~27%「 73%-75%v 44%-49%+ 力％〜咒％

11、. 4X2后轮双胎，平头式• 30% 〜35%「 65% 〜70%， 4 8% 〜54%< 46%~52% ・ 6X4后轮双胎" 19% 〜25%^ 75烬81%门 31%~37%< 63% 〜69%a 辽宁工程技术大学课程设计 由表数据得 空载：前轴轴荷取50% 后轴轴荷取50% 满载：前轴轴荷取5% 后轴轴荷取65% 1.3.3确定汽车性能参数 1. 最高时速匕唤 在当下，生活节奏的加快，道路状况完善，汽车的绘高时速的提高越来越受到广大 群众的关注。木设计瑕高时速给定参数为123KM/H. 2. 加速时间T 一般:最高

12、时速大于1OOKM/H,装载最在2-2.5T的货车在0-60KM/H的换描加速时间 在17.5〜3OS之间。 3. 最大爬坡度 货车的最大爬坡度l般要求在能克服30%的坡度。 4•比功率人与比转矩可 汽车动力性能有很多综合指标，比功率就是其屮的一个。比功率决定汽车的最高时 速。根据中国相关规定，《机动车运行安全技术条件》内明文规定:货车的/>>4.8WZo 比转矩是汽乍牵引力能力的人小的反映，也是动力性能的综合指标么一。不同最高 车速的汽车的比功率和比扭矩范围由下表所示。 表1.4汽车动力性参数 A 汽车类别Q 最高车速“ 匕a钦 p 比功率* 比转矩， b

13、n沪 Nm严 货车2 最大总质 量％/f Q 80-135^ 1428“ 30~44p 1 8<他<6.幺 15 〜25q 38-44p 1.8< 傀 a 74122 10~20a 33~47q 傀 >14. 0口 6~20* 29 〜50+  5 •燃汕的经济性 燃油经济性是以汽午在平坦、条件好的道路上，每百公里地行驶，所用去的燃油來 计算的。 表1.5货车燃油消耗量 总质量• 汽油机Q 柴油机Q 总质量门 汽油机& 柴f由机心 <4坏 3.007.02 2.00 〜2.80

14、4; 6〜12忖 2.68~2.82门 1.55~1.86* 4〜6忖 2.80-3.20.^ 1.90-2.10^ >12饲 2.50~2.60， 1.43 〜1.53。 6儼小转弯半径 放小转弯半径指的是汽车处于转弯极限状态汽乍前外转向轮轮辄中心在支承而 1••的轨迹圆的半径，其与车辆宽度无关，与车长有关。 表1・6货年的最小转弯半径 车型 级别 R 货车 微型 4〜6m 轻型 5 〜9.5m 中型 6 ~ 10m S 型 6.5 〜10.5m 7 •汽车的通过性 汽车通过性的儿何参数指的是与间隙失效冇关的汽车整车儿何参数

15、，其包含最小离地 间隙.纵向通过角、离去角、接近角和故小转弯半径等。主要根据汽车的类型和使用条件 而定。 衣1.7通过性的几何参数 车型卩 M (°) & Yd (°) Q 4x2乘用车・- 150-220. 20〜30」 W〜22・j 3.0 〜8.% 4x4乘用车门 210， 45^50^ 35—40^ 1.7 〜3Q “ 4x2货车卩 180〜300* 40〜60卩 25—45^ 2.3 〜6.3 ' 4x4货车、6x6货车。 260-350- 45 〜60a 〜45门 1.9 〜3Q 1 

16、 &转向特性参数 具有一定不足转向的汽车，能比驾驶员更好地操作，汽车更稳定。通常取1-3度。 9.车身倾侧角 倾侧角指的是汽车汽车以一定速度沿惻等速行驶，倾侧角应在3度以内，不能超过7 度，否则冇翻车危险。 1.4选择发动机 1.4.1确定发动机类型 口前汽车的发动机类空主要冇直列型、V型、W型、水平对置型和转子发动机。使用 燃料类型主要冇汽油机、柴汕机。本设计选収直列水冷汽油发动机，直列水冷汽汕发动机 的噪声、小散热佳、体积小转速高、启动方便，易维修，基木能满足本设计的要求。 1.4.2选择发动机性能 1.发动机的最高功率 "emax 发动机的最高功率

17、与传动系的传动效率〃“汽车总质量他、巫力加速度g＞滚动阻 力系数/、最高时速叫唤、空气阻力系数C。、汽车正面投影而积A有关。 山于木设计采用的是单级临b觀弘桥4x2工盘熾车，故厶取0.9, f取0.2, CD 取 0.8, A 取 3.12 故 Pg =62.92曲 因算出來的几忖为最大冇效功率，最人功率应比最大冇效功率稍微高12%~20%。 故最人功率为叽=L 15 X 62.92 = 7236 2.最高功率的相应转速 小型货车的相应转速®通常取在4000-5000r/min之间，总质量越高，其相应转速应 该更低一些。 故相应转速取为耳=4500r/min 3

18、.最大转矩 最大转矩厶喰 (N*M) aP 7_=9540x—^ - 其中Q取1.2o 忌严184・08N〃？ 4瑕大转矩的相应转速 nT = np! (1.4-2) =>npl\.6 =>wr = 2812.5r/min «2800r/min 1.5轮胎的选择 通常在设计初始，轮胎的型式和尺寸就得确定好。其关系着汽车设计整体布氏与 原始数据。 主要根据汽车轮胎条件婆求，载重和速度额定选择轮胎型号。 轮胎运动的受到的的载荷与轮胎所能承受的静载荷应大致相等或者相是无儿，农中 没有括号的每个数据列，这表明都可以使用在斜交轮胎和子午线轮胎列的数据，

19、不然，则 没冇括号的数据只能够使用在斜交伦胎上，只有括号的数据只能够使用在子午线伦胎，如 果装•对不同类型的轮胎，约冇10%到15%载荷增加在-对轮胎的使用。 轮胎的负荷系数通常选择0.9和1.0之间，就可以避免超载的危险。对于行驶在情况 好的路面，低速行驶的卡车，通常允许収l.lo轮胎的超载与轮胎的寿命Z间冇着一定的 联系，轮胎每超载的20%,寿命会相应地下降约30%。故轮胎系数不能过大，因此一般 不可以超过1.2。对于高速、质量较小的汽车，动载荷高，轮胎系数不能太大，会发生危 险，故通常取绘小值0.9。而对于低速行驶的重型卡车，重型自卸车，系数可以往上提。 轮胎的材料在目前，广泛使用的高

20、强度尼龙帘布轮胎装在卡车上，轮胎可以承受较大的质 量。因此，相比相同的质量的汽车,其轮胎尺寸可以减少。 轮胎的胎线排列对汽车性能也有一定影响，其类型大致有三类，种是普通斜线、一 种是子午线、一种是带束斜角线。普通斜线层数越多，轮胎越厚，轮胎被划破的可能性较 低。但是其缓冲性能不够理想。相比普通斜线，子午线的轮胎能从分利用子午线的强度。 此外，缓冲层，加强了凸卑的多层高强度材料，缓冲性能提高，与以往的斜线轮胎，子午 9 辽宁工程技术大学课程设计 线轮胎相比，仍然具有很长的使用寿命，滾动阻力小，良好的粘合性能等。但是子午线轮 胎侧壁较薄，不够理想的横向稳定性。侧壁产生裂纹，且制造

21、技术要求高。因为了午线轮 胎冇更多的优势，在汽车应用越來越多。 带朿斜交具有普通斜线和子午线之间的一些轮胎结构和性能，并没有得到广泛的应 用。结合经济性与性能，选择斜交轮胎。 满载时，其绘人载荷为： 4190x9.8x35% = 7194.43N  表1.8国产汽车轮胎规格及特征 轮 胎 规 则 层 数 主要尺寸 使用条件 断 面 宽 外H径 最大 负荷 相应气 压 pxO.l 标 准 轮刪 允 许 使 用 轮辎 普通 花纹 加深 花纹 越野 花纹 N MPa 轻型货车，中，4 、客车及其挂「乍轮胎 6.50-14

22、 6 8 180 705 5850 6900 3.2 4.2 4-J 2 5J 6.50-16 (6.50R16) 6 8 755 765 765 6350 7550 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 5.50E 5.50F 7.55-15 (7.00R15) 6 200 750 760 6800 8000 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.5OF 6.00G 7.00-16 (7.00R16) 8 10 200 780 790 8500 9650 4.2(4.6

23、) 53(5.6) 5.50F 6.00G 7.50-15 (7.5OR15) 8 10 220 785 790 9300 10600 4.2(4.6) 53(5.6) 6.00G 5.50F 6.50F 7.50-16 (7.50R16) 8 10 12 220 810 820 - 9700 11050 12400 4.2(4.6) 53(5.6) 63(6.7) 6.00G 5.00F 6.50H &25-16 (8.25R16) 12 240 860 870 13500 53(5.6)

24、 6.50H 6.00G 选择 7.00-16。 # 赵耿:轻型货车非断开式驱动桥设计 2驱动桥的选择 2.1选择驱动桥的结构形式 驱动桥的结构形式可以分为两种，一•种是非断开式驱动桥一种是断开式驱动桥。两种 驱动桥各冇各的优缺点，可以根据需姜进行选择。 非断开式驱动桥内部结构形成一个整体，除承载汽车车身以外，还要安装主减速器、 差速器、半轴。驱动桥在工作的时候，一侧车轮上下运动，驱动桥会发生倾斜，结构简单, 成木低，工作可靠，货车使川较多。 断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥在于其有独立悬挂，即使在工作时车轮上下运 动，驱动桥不受其太大影响，能在道路情况较差的情况

25、下行驶，在轿车与越野车使用较多, 以提高其舒适性和应对道路悄况较差。 7 13 辽宁工程技术大学课程设计 图2-2断开式驱动桥 木设计主要研究的是货车，故选择非断开式驱动桥就可以基本满足所需要的性能。 2.2选择驱动桥零［:结构 主减速器：用于改变电机的传输的方向，降低转速，增大扭矩。 差速器：用于汽车在转弯时，将驱动轮两轮的速度变得不同，且传递扭矩。 半轴：用于把从差速器传递过來的扭祁传递给车轮。 桥壳：用于支承并保护以上部件。 2.2.1确定主减速器的结构 根据驱动桥主减速器的齿轮副的结构形式的不同，其分为螺旋状，锥齿轮和蜗轮等。。 以直齿來传

26、动的主减速器因体积较大，故当前使用较少。简单-的斜齿来传动的主减 速器，往往是使用在发动机横置的桥上的。锥齿传动则使用在发动机竖置的桥上。 木设计采用的是发动机竖置，故选用螺旋锥齿轮传动形式。螺旋锥齿轮冇着不根切、 传动巫合度的最少齿数少，可以节省空间。且承载能力高耗能低、制造简单、传动紧凑、工作稳定可靠、传动噪声小的优点，故常用丁•重载传动。同时，锥齿轮传递两相交轴Z间 的运动和动力，分度恻锥角大部分呈90度，十分适合驱动桥主减速器的减速形式。 图2-4螺旋锥齿轮的传动 图2d木设计的锥齿轮传动 驱动桥的主减速器结构的类型根据减速形式的形式主要冇单级、双级主减速

27、器Z分。 单级减速器指的是只有一对锥齿轮传动的减速器，山于它的传动比不大，广泛用于 小型车和一些中型车。 对于传动力较人的大中型车，则在单级的基础上，后边加一对齿轮，则称为双极减 速器。 根据设计的实际情况，只需单级主减速器就能满足设计所需的性能，其屮传动比几小 于等于7。 主减速器为保证螺旋锥齿轮的匸确啮合.这就耍求齿轮的加工质星较高.轴承和桥 壳能够承受-•定的刚度，并且齿轮的支撑刚度也要求较尚。 1.选取主动锥齿轮的支承形式 主减速器的主动锥齿轮的支撑形武通常冇两种，i种是悬臂式支承，一种是跨置式 支承。通常采用跨置式支承的主减速器齿轮，其装载质量在2T以上，本设计的装载

28、质量 为2T,故选取跨置式支承。 L动址齿伦的支承力•粉胃代利时 M两种. b （•伽心 c （怂杵式） 19 图2-6主动锥齿轮的支出方式 跨宣式支承能够使得整体的支承刚度显著增加，齿轮受载荷作用而变形的町能性明显减 小。和较于悬借式支承，跨置式支承的主动锥齿轮承受的径向载荷耍少得多，并几齿轮的 承载能力耍高。 图2-7跨置式支承 图2-8木设计主动锥齿轮支承形式  2・选取从动锥齿轮的支承形式 以恻锥滚了轴乐支承从动锥齿轮，可以同时承受径向载荷和单向轴向载荷口传动动 载荷较高，足以满足所需的支承刚度，为减少空间，圆锥滚子轴承小端应相向向外，这样 尺

29、寸c+d不至于太大。乂因为差速器壳体设有加强筋以加强支承强度，应在从动锥齿轮上 留有足够空间，所以尺寸c+d的大小通常人于从动齿轮人端直径的70%,且尺寸c与尺寸 d应和等或者和差不人，在可以容许的范围内。 图2-9从动锥齿轮的支承形式 图2-10本设计从动齿轮支承形式 2.2.2选择差速器的结构形式 汽车在转弯的时候，由于两轮间受到的行驶阻力不同，两侧轮胎转弯的半径不同，若 两轮以相同速度行驶，会造成汽车转弯的闲难。这时，報动桥上的差速器口J以改变两轮的 速度，形成一定差距的速度，方便汽车转弯。差速器还可以减少轮胎与地面Z间的縻擦， 提高汽车的功率比。 差速器按

30、减速方式划分主要冇齿轮式、凸轮式、蜗轮蜗杆式等。按齿轮式差速器的 齿轮形式分可以分为圆锥齿轮与圆柱齿轮。 本设计在普速器结构形式的选择上，选収的是对称式圆锥行星齿轮差速器。其组成 成分主要有4个大小规格相同的行星轮、差速器左右壳、十字轴、半轴齿轮、半轴和齿轮 垫片等。该差速器的结构简单、容易制造、工作平稳可靠，故被大部分汽车所使用。 图2-11差速器结构图 223选择传动装置的结构形式 驱动乍轮传动装直的冃的是从减速器半轴齿轮到车轮的转矩。通常，半轴和丿j向节 传动装置是一种断开式驱动桥传动装置，万向节传动装置主要是等速万向节。而非断开式 驱动桥只以半轴为传动装置，并且将差速器

31、半轴齿轮和轴毂连接。如果驱动桥［二装冇论边 减速器，那么半轴要将半轴齿轮与主动锥齿轮相连。 辽宁工程技术大学课程设计 图2-12本设计所选半轴 因本设计选择非段式驱动桥，其半轴承受载荷情况可以分为全浮、半浮及3/4浮式。 （1） 半浮武：直接支掠在轴承上的外端轴颈的外端的桥壳外端内孔，并具有端部的 锥形凸台，并把键固定在轮毂或在该直接与轮盘赌，并加上制动鼓）法兰。因此，除了半 浮动轴扭矩被传递，而FL还能够承受车轮传來的扭矩。所以，半浮式半轴载荷复杂，但它 具有结构简单，质量低，体枳小，成木低廉等特点。较小的质量，使用更好的条件，承载 负荷并不大轿车和轻型卡车。 （2）

32、3/4浮式：支承轴只有一个轴承安装在壳体端部直接支承在轮毂,然后其端部和 轴固定在轮毂。山于轴承町较羌的支撑刚度，所以这除了所冇轴的转矩，半轴套和半轴还 需--起承受扭矩，也就是说3/4浮式半轴不得不承受的•部分的扭矩，后者决定了它的支 撐结构类世的大小根据轴承，轴的刚性和其它因索的刚度比。力矩导致轴承侧偏斜的趋势, 这将极大地降低了轴承的寿命。可用于轿车和轻型卡车，但没冇得到推广。 （3） 全浮式：与相联的全浮式车轴轮毂是半轴，半轴管套支承上的一对轴承支承轮 毂。轴承的形式通常选用圆锥滚子轴承，而不用球轴承，两个圆锥滚子轴承的人端应和向 安装，给予预紧力，是使川锁定螺母锁定结构后进行调整。

33、由于车轮被眾潺的垂直力，纵 向和横向力和弯矩已经引起他们的车轮，车轴通过轮教轴承，所以全浮式半轴的扭矩不仅 在理论上，无力承受弯矩。然而，在实际工作中，由于耕密加工和装配和轴支承刚度和理 山不足，仍然可以使全浮式半轴承受一定的时刻在实际使用条件下，弯Illi应力大约是5〜 70MPa的。该结构的外端冇一个全浮式半轴驱动桥是比较复杂的，需耍运用复杂的形状和 质量和规模都更大的车轮，制造成本较高，所以汽车和其他小型车不使用这种结构。由于 其可靠的，但它被广泛川于各类汽车灯上面的。 2.2.4选择驱动桥桥壳 桥壳是主减速器，差速器的外壳非断开式驱动桥桥壳起着车上的支撐作用。桥壳将驱 动车轮的垂直

34、力，制动力，横向力和牵引力传递给悬架或车上。因此，桥壳既能承载乂能 传递动力。 在汽车行驶过程中，桥壳承受重载荷必须在动态轴重被认为具有足够的强度和刚度 的悄况下设计。为了减少汽车的赞下质量，以促进动态负载降低，提高了汽车的乘坐舒适 性，减少桥壳质量以满足强度和刚度在能够保证的丽捉下。简单的轴结构还便于制造容易 并降低成本。该结构还应该确保最终的驱动器拆装，调整，维护和维修方便。当选择结构 型式桥壳，还应该考虑车辆的婆求，生产条件。 桥壳的结构形式主要可以分为三种： (1) 可分离桥壳 可分离桥壳由一个垂宜轴接合表而被分成两部分，由压入壳外端的半轴套管体与壳 体钏钉连接，用桥壳左右两部

35、分的结合面上的螺栓联接主减速器与差速器，使Z连成一个 整体。它具冇工艺简单，齿轮刚度好的优点。但在主齿轮组装，调整和维护是非常不方便 的，轴的强度和刚度相对较低。在过去的两个可分离的所谓轻型货车看出，山于这些缺点， 现在很少使用。 图2-13可分离桥壳 (2) 不可分离桥壳 根据制造工艺的不同，不可分离桥壳的类型有铸造、钢板冲压焊接、钢管扩张三种，所谓 不可分离桥壳就是桥壳是一个整体，强度与刚度较好。桥壳和主减速器壳二者以螺栓联， 主减速器壳内装有主减速器与差速器，再经过调整后装入桥壳内。这样一來，主减速齿轮 和差速器维护、装卸、微调等也方便了许多。 I9 辽宁工程技术大

36、学课程设计 图2-14不可分离式桥壳 （3）组装式桥壳 无缝钢管贯穿桥壳，左右桥売主耍以销钉联接。组装式桥壳既包含可分离桥壳好的 地方，又比其更容易拆装。组装式桥壳也有不可分离桥壳的有点，质量小，体积小。但其 整体的刚度比不町分离桥壳來得低。 3驱动桥计算与校核 3.1计算与主减速器有关的参数 (1) 传动比％ 传动比％需满足在发动机最人功率和和应转速的前提下，尽量使货车能够达到最高时速。 它的大小主耍取决丁•车轮的滚动半径作、变速器髙档传动比人、相应转速％和放大时速 Va inax o i°=(0.377〜0.472)——:p 其中 rt. =0.5

37、Ma igh = 1、np =4500r/min、max =95艮瞬眉。"LB 计算得： 巾=4.7〜7.2 取 zo=6o (2) 主减速器齿轮载荷计算 主减速器锥齿轮的切齿方法冇两种，一种是格里森切齿，一种是奥利康切齿。在这 里按格里森切齿计算载荷。 从动锥齿轮的计算转矩：的确定需按发动机最人转矩和最低档的传动比。 4(1 emax 八八 JL 0 ■1 Tee——计算转矩。N.M T ennx - —发动机的最人转矩。 N 驱动桥数。 S——分动器的传动比。 /0——主减速的传动效率。 n——变速器的传动效

38、率。 k —液力变矩器的变矩系数。 Kd——由于猛接离合器而产生的动载系数 /, —变速器放低扌专传动比. 其屮 Lnax =192 N-m, N=l, z/l, i0=6. 0, q =0.9, k=l, Ktl =1, z, =3. 0a 计算得： ：=3110.4N・M 35 从动锥齿轮的计算转矩需按驱动车轮打滑转矩计算。 Gm,% Tcs—计算转矩。 G2——以个驱动桥对地产生的最人载荷。 加2 — 最人加速度的后轴负荷转移系数。 (P——路面和轮胎间的附着系数，取决于路面情况的好坏。 仃——轮子的滚动半径。 im — 主减速器从动齿

39、轮与半轴的传动比。 〃，“一 主减速器主动齿轮与半轴之间的传动效率。 其 + 777 2 = 1.1 > (P =0.85, im=] , 〃，” =1。 计算得： 7；v =9732.6 INm ：、7；均为最大转矩，计算转矩7；在计算锥齿轮最大应力时，应取几、：二者的 最小值计算，所以r =2982. lN-mo 主动锥齿轮的计算转矩的计算公式 7：——主动锥齿轮计算转矩。 主减速比。 %——主动锥齿轮耳从动锥齿轮间的传动效率。 其中对于弧齿锥齿轮副，％•取95%。 计算得 7>545.6N・m ■ (3) 锥齿轮参数 锥齿轮的儿何参数及计算公

40、式主要有：锥齿轮的齿数z,锥齿轮模数Db分度圆锥角 6 ,分度圆直径d,齿顶高h“，齿根高h.r,齿宽b等等。 锥齿轮在啮合的过程中，应磨合均匀，具冇理想的传动重合度、高的齿轮的弯曲强 度、高的疲劳强度，平稳且噪声小。因此对于主、从动齿轮的齿数之和不小于40,乙不小 于6,冇一定的离地间隙。选得Zi=7； Z2=41,因此主减速传动比为/0=Z2/Z>=41/7=5.86o 在单级主减速器的设计中，桥光的禹度尺寸与离地间隙的大小受从动锥齿轮分度圆 苜径D2的捉高的影响，跨置式主动齿轮支掠座的女装位置大小与差速器的安装会受D2的 减小影响。故D2不能取得太大也不能取得太小，应选择一个平

41、衡。根据经验公式： D2=Kq换 莫中 K®——直径系数。 经计算得 D 2 =214.2mm 又因 M.=D/Z 所以 M,=5.22 又因所取的模数应满足叫=K” •病，Km=0.3〜0.4。叫二(0.3〜0.4)$2912.51 = 4.28〜5.71。 根据国标选择，肌=5, D2=205mm。 锥齿轮齿轮的强度和寿命并不能简单通过增大其齿面的宽度，齿宽过大会使得齿根 的圆角半径减小，因而应力集中增大，使用寿命降低。除此Z外，齿而増宽使得齿轮整体 体积变大使得所需的装配空间也要变大。但是，齿而的宽度过小的话，会使得齿轮的耐磨 性减低，使用寿命降低。总而言之，齿面

42、宽度不能过大也不能过小。 齿而宽度的计算公式： b〈0.3・R , b <10m 其中： R―锥距。 根据经验公式人=0.155 0。 齿面宽度为人=0」55X205=31. 775mn)o * (3)全齿高、齿工作高 已计算好的参数: 主动锥齿轮齿数 7 从动锥齿轮齿数 41 模数 5 齿面宽 b、=b2 =31.775加〃？ 压力角 20度  主动齿轮齿 数 (5) 6 7 8 9 10 11 >12 从动齿轮最 小齿数勺丽 34 33 32 31 30 29 26 法向压角力 a 20&

43、#176; 螺旋角0 35° 40° 35" 齿工作高系 数厲 (1.430) 1.500 1.560 1.61 1.65 1.68 1.695 1.700 齿全高系数 (1.588) 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齿轮齿髙 系数心 (0.160) 0.215 0.270 0.325 0.380 0.435 0.49 0.46+ ° 39 2 (如 轴交角 90度 节岡直径 D、= msz{ =5x7 = 35 mm; D2

44、 = nisz2 =5x41 = 205mm 表3-1 曲表得： 齿T作高为：hg=H I・\仁=1.56 x5=7.8mm 全齿高为:h=H 2 • Mj=1.733 x5=8.67mm 从动齿轮齿顶高为：h°2=Ka・ Ms =0.27x5= 1.35mm 主动齿轮齿顶為为：hai= h&-h“ 2 =6.45mm 从动齿轮齿根高为：h /2 = h-h,2=7.32mm 主动齿轮齿根髙为：h /]=h-hai=2.22mm 3.2主减速器齿轮的强度计算 齿轮传动的失效主要原因就是齿轮的失效，其失效与其工作条件有关。齿轮的工作条 件大致可以分为两

45、种：闭式与开式。开式般只试用于低速、手动等不重要的传动，因其 齿轮眾露于空气而使得空气中的灰尘颗粒容易进入，缩短齿轮的试用寿命。闭式;则在一个 密闭的空间里，齿轮的润滑情况较好，通常在一些比较重要的传动中使用。 表3-2驱动桥齿轮的许用应力 计算载荷 主减速器齿轮的 许用应力 主减速器齿伦的 许用接触应力 差速器齿轮的许 用弯曲应力 {"}之间的 较小值 700 2800 980 齿轮齿根弯曲强度0计算: Gw c ° s m X103 kvmsbDJw 其中： k()——过载系数。 k,——尺寸系数，“倍 km—齿面载荷分配系数

46、 kv——质量系数 Jw ——所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数 30 0M^ssf&w<c^* -4/ 一 — F— / 1 / / 7 < /

47、 3( 3< 40 45 5) ) 6< ) 1 / 丿 「 / L / / 7 F1/L f L / /

48、 相啮合齿轮的齿数 60 50 6 7 8 10 11 20 II 10 8 7 6 5 0. 12 0. 16 0.20 0.24 0.28 图3-1螺旋齿轮弯曲强度综合系数 则从动锥齿轮 2x2982,1x0,67x1.1 = 5x31.775x205x0.238 卞动锥齿轮 T. = 2982・1 = 535.67N • m 0.95x5.86 2x 5 3 5 ® 0“7冷鼻血莎 "5x 3 1 ・7又5 2 5 0.2 3 8 上述计算均小于最大弯曲强度700MPAo故合理。 齿轮的接触强度6计算公式为：

49、 其中: km——尺寸系数 kf——齿面品质系数 cp—综合弹性系数 Jj——齿面接触强度综介系数 接触强度计算川丿 »7&m 年SW 图3-2综合系数打' 计算得: 232.6 )2x535.67x0.666x1」二 。, (T. = x J xlO =2896.8⑷a 7 35 V 31.775x0.13 其最大接触强度均不

50、超过2900MPA,故主动齿轮与从动齿轮二者的齿面接触应力相等。 3.3计算差速器的相关参数 本设计选择的差速器是对称式圆锥行星齿轮差速器。 (1) 行星齿轮个数及球面半径。 根据承载情况，在此选择4个行星齿轮。差速器锥齿轮的大小和承载能力由行星齿 轮球面半径Rb反映。 以经验公式确定: 其中： Kh——行星齿轮球面半径系数 Td——差速器计算转矩（Nm） Rb——球面半径 计算得; Rb =2.5x^/2982」=35.98〃伽 （2）行星轮和半轴齿轮的齿数 行星轮需冇较高的强度和较小的尺寸，因此行星轮的齿数和模数都应该较少一些。 半轴伦齿数肯定要能

51、被行星轮齿数整除。 本设计暂定半轴齿数为24,行星齿轮齿数为12。 节锥角计算公式： = arctanCZj /z2) = arctan 0.5 = 26.56° y2 = arctan(z2 /zj =63.43° 模数计算公式： 加=2^ sin 升 计算的： 2x 3 5.26 _。一 . m = s in 2 6 z 12 取w = 3 （3） 选择差速器齿轮材料 普速器的齿轮精度要求一般较低，故选择渗碳合金钢材料。 （4） 行星轮参数 行星轮齿轮齿宽b A = (0.25-0.30)4 b=9. 52mmo 取0.27计算,

52、齿工作高hg 忙=1.6m A m = 3;力=1.6 x 3 = 4. Smm o 全齿高h 力= 1.788〃？+ 0.051 力=1.788 x 3 + 0.051 = 5.415mm 齿顶高h “ It =忙一力；;力;=0.430 + —• 7° m g [(勺/订」 计算得:斥=3・233〃z〃z; h2 = 1.568/H/77 齿根高h/ h} = 1.788加-九;心=1 ・788/w - h2 h； = 1.788 x 3 - 3.233 = 2.131mm; A； =1.788 x 3 -1.568 = 3.796mm 齿顶间隙c C

53、 = h— 忙=0.188 加+ 0.051 A c = 0.188x3 + 0.051 = 0.615mm 齿顶圆d 血=d】+2〃；cos 并； 〃o2 =〃2 + 2力；cosy2o d(H =36+ 2x3.233 cos 26.56“ =41.78〃〃〃; d°2 = 72 + 2 x 1.568 cos 63.44° =75.47mm. （5）计算齿轮强度 齿轮弯曲应力久 /TkKj" kvmb2d2Jn 其中: 行星齿轮数 J——综合系数 半轴齿轮计算转矩，卩=仝竺 n Ji > 12 16 25 20

54、 18 1 图3-3综合系数 J取0. 223,计算得: 匕、总、k、按照卞减速器齿轮强度计算的冇关转矩选取 0.222 0.224 0.226 0.228 0.230 0 232 0・6x2982・l =44w 4 3x9.52x72x4x0.223 滋吐金弱呂rES^e益* 20 3.4设计半轴 (1)应力计算 半轴的形式在本设计中选择的是全浮式半轴。半轴结构设计中冇儿个问题是必须要 注意的：为使半轴Z各部分都能达到同等强度，那么半轴花键的半径应大于或者等于其杆 部直径;半轴的失效形式主要是在轴的扭转疲劳损坏的形式，扭转疲劳损坏形式主要是因 为应力集中，所以

55、设计应式过渡部分的半径尽可能增大。；以强度储备来说，设计的全浮 式半轴部分应低于其他传动部件轴强度储备，形成一个“保险丝”的作用，全浮式半轴直 接安装在轮轴，应被视为安全项)1。 半轴杆部的直径： d = K莎 其中：A/。——半轴的计算转矩 K——直径系数 的计算公式： =-m2G2rr(p 计算得： Mq =4585520 N • mm d = (0.205 〜0.218)^/4585520 = 34.05 〜36.20〃" 半轴扭转应力的计算公式： 16他 r = & 7rd 、［旨如 16x4585.52x10’ … 计算得: t =

56、 = 577.12Mpa 3.1416x35’ 尸 扭转角的计算公式： 2(型) GIp兀 其中：1——半轴长度。 G——材料的切变模量 断面的极惯性矩 因为 计算得: Ip = ^-x354x/32 = 147249加亦 z) 4585.52x0.75 180 , 0 = — x = 1.65° / m 80xl09x 147249x10 12 3.1416 都扭安全系数的讣算公式: =1.36 nr 784 n =——= t 577.12 其中:784—扭转屈服极限 (2)材料及其热处理 半轴的材料通常42CrMo合金钢、40Mn

57、B钢、40Cr等。42CrMo合金钢抗扭力、抗剪 力都较好，价格也较高。我国自主硏制40血B钢，抗扭力与抗剪力不差，但淬透性差，造 赵耿:轻型货车非断开式驱动桥设计 价较低。半轴热处理主要以调制为主。 3.5桥壳的设计与计算 先前-已确定壳体形式为整体式。 (1)桥壳强度校核 牵引力眾大时的桥壳极限弯曲应力o■与极限扭转应力r l M、，+ “山 w、. Wh Tt T=—— W「 其中：Mv——垂直方向极限弯矩 b——桥壳板簧座到车轮面的距离 Mh——水平方向弯矩 A―极限转矩 VV ―垂立方向极限抗弯截面系数 W,——水平方向抗弯截面系数 WT——极限抗扭截面系数 又 Mh=F/b M1=Fx2xb TT=Fx2Xrr 侧向力最大时桥壳的极限弯曲应力为 半轴允许弯曲应力为300〜50()MpaZ间，半轴允许的扭转切应力150〜400MPa Z间。锻造桥壳, 以较小者为准，钢板冲压桥以较高者为准。 37 辽宁工程技术大学课程设计 #