车辆工程毕业设计论文-东风轻型货车驱动桥设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-东风轻型货车驱动桥设计(编辑修改稿)内容摘要：

参考数据 序号 项 目 数 据 单 位 1 驱动形式 4 2 — 1 车身长度 4900 mm 2 车身宽度 1900 mm 3 车身高度 1400 mm 4 总质量 6 t 5 装载质量 3 t 6 轴 距 3650 mm 7 前 轮距 1750 mm 8 后轮距 1586 mm 9 前胎规格 — 10 排 量 L 11 最大功率 /转速 115/2800 kw/ rpm 12 最大转矩 /转速 245/2200 13 最高车速 90 km/h 14 最高档传动比 1 — 15 最低档传动比 — 16 主减速器传动比 — 17 最小离地间隙 205 mm 主减速器结构方案的确定 （ 1）主减速器齿轮的类型 螺旋锥齿轮能承受大的 载荷，而且工作平稳，即使在高速运转时其噪声和振动也 13 是很小的。 所以本设计采用 双曲面 齿轮。 （ 2）主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择 本次设计选用： 主动锥齿轮：悬臂式支撑（圆锥滚子轴承） 从动锥齿轮：跨置式支撑（圆锥滚子轴承） （ 3）从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向朝外。 为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。 主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配 固定在差速器壳的凸缘上。 （ 4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。 分析可知，当轴向力与弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的 1/2。 预紧力虽然可以增大支承刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一理想值时，轴承寿命会急剧下降。 主减速器轴承的预紧值可取为以发动机最大转矩时换算所得轴向力的 30％。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母（利用轴承座实现），从动锥齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。 （ 5）主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 减速形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及制造条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比的大小及驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及布置形式等。 对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率 amaxP 及其转速 pn 的情况下，所选择 的 0i 值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速 amaxv。 这时 0i 值应按下式来确定： 0i =ghapr iv nrmax （ ）式中： r ——车轮的滚动半径， r =0. 5m ghi ——变速器最高档传动比 （为直接档）。 pn ——最大功率转速 3200 r/min 14 av ——最大车速 90km/h 对于与其他汽车来说，为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大 10%～ 25%，即按下式选择： 0i =（ ~）ghapr iv nrmax （ ） 经计算初步确定 0i = 按上式求得的 0i 应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到主、从动主减速齿轮可能的齿数对 0i 予以校正并最后确定。 差速器结构方案的确定 差速器的结构型式选择，应从所设计汽车的类型及其使用条件出发，以满足该型汽车在给定的使用条件下的使用性能要求。 差速器的结构型式有多种，大多数汽车都属于公路运输车辆， 对于在公路上和市区行驶的汽车来说，由于路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，因此几乎都采用了结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车也很可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动车轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野汽车来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车，则可采用防滑差速器。 后者又分为强制锁止式和自然锁止式两类。 自锁式差速器又有多种结构式的高摩擦式和自由轮式的以及变传动比式的。 但对于本设计的车型来说只选用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器即可。 本 次设计选用：圆锥行星齿轮差速器。 半轴型式的确定 3/4 浮式半轴，因其侧向力引起弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命，故未得到推广。 全浮式半轴广泛应用于轻型以上的各类汽车上。 本次设计选择全浮式半轴。 桥壳型式的确定 整体式桥壳的特点是将整个桥壳制成一个整体，桥壳犹如一个整体的空心梁，其强度及刚度都比较好。 且桥壳与主减速器壳分作两体，主减速器齿轮及差速器均装在独立的主减速壳里，构成单独的总成，调整好后再由桥壳中部前面装入桥壳内，并与 15 桥壳用螺栓固定在一起。 使主减速器和差速器的拆装、调整、维 修、保养等都十分方便。 其主要缺点是桥壳不能做成复杂而理想的断面，壁厚一定，故难于调整应力分布。 本次设计驱动桥壳就选用铸造式整体式桥壳。 本章小结 本次设计主减速比已知，所以只要确定其他参数和其结构形式即可。 对主减速器型式确定中主要从主减速器齿轮的类型、主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择、从动锥齿轮的支承方式和安装方式的选择、主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整及主减速器的减速形式上得以确定从而逐步给出驱动桥各个总成的基本结构，分析了驱动桥各总成结构组成。 16 第 3 章 主减速器设计 主减 速器锥齿轮的材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。 因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。 主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求： 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。 齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。 锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。 选择合金材料，尽量少用含镍、铬的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。 汽车主 减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、 20MnVB、 20MnTiB、 22CrNiMo 和 16SiMn2WMoV。 渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为 %～ %），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。 因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。 由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。 其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部 的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。 为改善新齿轮的磨合，防止其在初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为 ～ 、镀锡处理。 对齿面进行应力喷丸处理，可提高 25%的齿轮寿命。 对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。 主减速器锥齿轮设计 主减速器齿轮计算载荷的确定 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 jeT TTLeje KiTT  0m a x /n （ ） 17 式中： maxeT ——发动机最大转矩 245 mN ； TLi ——由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比 TLi = 0i 1i == 变速器传动比 1i =； T ——上述传动部分的效率，取 T =； 0K ——超载系数，取 0K =； n——驱动桥数目 1。 jeT =245   1   按驱动轮在良好路面上打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 jT LBLBrj i rGT     2 （ ） 式中： 2G ——汽车满 载时驱动桥给水平地面的最大负荷， N；但后桥来说还应考虑到汽车加速时负腷增大量，可初取： 2G = 满G =6000=58800N； ——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取  =； 对于越野汽车，取  =； r ——车轮滚动半径， ； LBLBi, ——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和传动比，分别取 和 1。 LBLBrj i rGT     2 = 8 8 0 0   = mN 通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（ jjeTT, ）的较小者 ，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。 由式（ ），式（ ）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能 18 用它作为疲劳损坏依据。 汽车的类型很多，行驶工况又非常复杂，轿车一般在高速轻载条件下工作，而矿用车和越野车在高负荷低车速条件下工作，对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主减速器的平均计算转矩。 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 jmT jmT = )()( PHRLBLBrTa fffni rGG   （ ） 式中： aG ——汽车满载总重 N, aG =6000=58800N； TG ——所牵引的挂车满载总重， N，仅用于牵引车取 TG =0； Rf ——道路滚动阻力系 数，初取 Rf =； Hf ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。 初取 Hf =； Pf ——汽车性能系数 ])(1 [1 001 m a xe TaP T GGf  （ ） 当 m ax)(eTaT GG  =16 时，取 Pf =0。 jmT = )()( PHRLBLBrTa fffni rGG   = )(111 8 8 0 0   =1911 mN 主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算 （ 1）齿数的选择 根据主减速比确定： 对于单级主减速器，当 0i 较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数 z1 取小些， 以得到满意的驱动桥离地间隙。 ① .当 0i ≥6 时， z1 的最小取值可取 5，但为了啮合平稳及提高疲劳强度， z1 最好大于 5； ② .当 0i 较小（ 0i ＝ ～ 5）时， z1 可取为 5～ 12，但这时常会因为主、从齿轮齿数太多，尺寸太大而不能保证所要求的离地间隙； 19 ③ .为了磨合均匀， z z2 之间应避免有公约数； ④ .为了得到理想的齿面重叠系数， z1 与 z2 之和应不小于 40； 查阅资料，经方案论证，主减速器的传动比为 ，初定主动齿轮齿数 z1=6，从动齿轮齿数 z2=37。 （ 2）节圆直径的选择 根据从动锥齿轮的计算转矩（见式 ， 式 并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出： 6 532 2  jd TKdmm 取 2d =266mm （ ） 式 中： d2—从动锥齿轮的节圆直径， mm； Kd2—直径系数，取 K d2＝2dK=13～ 16； JT —计算转矩；取 Tje 与 TjΦ中较小者： （ 3）齿轮端面模数的选择 2d 选定后，可按式 22 /zdm 算出从动齿轮大端模数，并用下式校核  jmt TKm 取 tm =7mm 式中： mK ——模数系数，取 Km =~； jT ——计算转矩， mN ，取 jeT。 （ 4） 圆锥齿轮从动齿轮的齿宽 F 为其节锥距 0A 的 倍。 对于汽车工业，主减速器螺旋锥齿轮面宽度推荐采用： F= 2d =，可初取 F2 =41mm。 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大 10%较为合适，在此取 1F =45mm。 （ 5）螺旋锥齿轮螺旋方向 一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋，以使二齿轮的轴向力有互相斥离的趋势。 （ 6）螺旋角的选择 格里森制推荐公式 ：2o21oo1 dE90zz525 ｀。 式中： z1 ， z2 —主 、 从动齿轮齿数； E—双曲面齿轮的偏移距， mm；对螺旋锥齿轮取 E=0。 20 在一般机械制造用的标准制中，螺旋角推荐用 35176。 （ 7）主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。 螺旋方向与锥齿轮的。