车辆工程毕业设计论文-大迪轻型客货车1021sc车桥设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-大迪轻型客货车1021sc车桥设计(编辑修改稿)内容摘要：

，使汽车的转向桥上的车轮相对于汽车纵轴线偏转一定角度。 此时路面作用于转向轮上的向后的反力就有了垂直与车轮的分量并成为汽车作曲线运动的向心力。 在汽车直线行驶时，往往转向轮也会受 到路面侧向干扰力的作用，自动偏转而干扰行驶方向。 此时，驾驶员也可以利用这一套机构使转向轮向相反的方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向。 这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构即称作汽车的转向系。 转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。 在现代汽车结构中，常用机械式转向系。 机械式转向系依靠驾驶员的手力转动方向盘，经过转向器和转向传动机构使转向轮偏转。 有些汽车装有防伤机构和转向减振装置。 还有一些汽车的专门装有动力转向机构，并借助此机构来减轻驾驶员的手力，以降低驾驶员的劳累程度。 对转向系的主要要求有： 操纵轻便。 转向时加在方向盘上的力对轿车不超过 200N，对轻型货车不超过360N,对中型货车不超过 450N,方向盘的回转圈数要少。 工作安全可靠。 在转向后，方向盘有自动回正能力，能保持汽车有稳定的直线行驶能力。 在前轮受到冲击时，转向系传递反向冲击到方向盘上要小。 应尽量减小转向系统连接处的间隙，间隙应能自动补偿即调整，除了设计应正确的选择导向轮的定位角外，转向盘在中间式的自由行程应当保证直线行驶的稳定性和转向盘相对导向轮偏转角的灵敏度。 转向器结构形式 及选择 对转向系 设计的要求有： ，全部车轮应绕顺时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。 不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车行驶稳定性。 ，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。 ，转向轮都不得产生自震，转向盘没有摆动。 ，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。 ，具有迅速和小转弯行驶能力。 8。 ，传给转向盘的反 冲力要尽可能小。 ，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。 ，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 ，保证转向轮与转向盘转动方向一致。 机械式转向器大体可分为齿轮齿条式转向器，循环球式转向器，蜗杆 滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器几类。 循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装钢球构成的传动副，以 及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。 循环球式转向器的优点是： 如图 ， 在螺杆和螺母 之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可达到 75%— 85%；在结构和工艺上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行；适合用来做整体式动力转向器。 效率高、工作可靠、平稳，蜗杆和螺母上的螺旋槽在淬火后经过磨削加工，所以耐磨且寿命较长。 齿扇和齿条啮合间隙的调整工作容易进行。 和其它形式转向器比较，其结构复杂 ，对主要零件加工精度要求较高。 图 循环球式转向器 齿轮齿条式转向器的结构简单，因此制造容易，成本低；但逆效率比较高，极易发生反冲现象，会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害， 为了防止和缓和反向冲击传 9 给方向盘，必须选择较大的传动比，或装有吸振装置的减振器。 图 齿轮齿条转向器 蜗杆 滚轮 式转向器角传动比的变化特性和啮合间隙特性变化受限制， 不能完全满足设计者的意图。 循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难， 制造精度要求高。 转向器的结构形式，决定了其效率特性以及对角传动比变化特性的要求。 选用那种效率特性的转向器应有汽车用途来决定，并和转向系方案有关。 经常行驶在好路面上的轿车和市内用客车，可以采用正效率较高的、可逆程度大的转向器。 综上，本次选用循环球式转向器。 循环球式转向器结构及工作原理 循环球式转向器中一般有两级传动副。 第一级是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副。 转向螺杆的轴颈支撑在两个圆锥滚子轴承上。 轴承紧度可用调整垫片调整。 转向螺母的下平面上加工成齿条，与齿扇 轴内的齿扇部分相啮合。 通过转向盘转动转向螺杆时，转向螺母不转动，只能轴向移动，并驱使齿扇轴转动。 为了减小转向螺杆和转向螺母之间的摩擦，其间装有小钢球以实现滚动摩擦。 二者的螺旋 10 槽能配合形成近似圆形断面轮廓的螺旋管状通道。 转向螺母外有两根导管，两端分别插入螺母的一对通孔。 导管内装满了钢球。 两根导管和螺母内的螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球流道。 转向器工作是两列钢球只是在各自封闭的流道内循环，而不脱出。 转向螺母上的齿条式倾斜的，因此与之啮合的齿应当是分度圆上的齿厚沿齿扇轴线按线性关系变化的变厚齿扇。 因 为循环球转向器的正传动效率很高，操作轻便，使用寿命长。 经常用于各种汽车。 综上最后本次设计选定循环球式转向器。 本章小结 本章通过对车桥类型的比较和具体分析，总结出各种不同车桥的应用场合和车桥的优缺点及使用方式。 通过本章内容对本次设计的车桥进行初步选取。 11 第 3 章 驱动桥的设计计算 主减速器的设计 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 在现代轻型货车车桥上，主减速器采用得最 广泛的是“格里森” Gleason）制或“奥利康”（ Oerlikon）制的螺旋锥齿轮和双面锥齿轮。 (a)螺旋锥齿轮传动； (b)双曲面齿轮传动 图 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动 采用双曲面齿轮。 他的主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。 其空间交叉角（即将一轴线平移，使之与另一轴线相交的交角）也都是采用 90176。 主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。 这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。 当偏移距大到一定程度，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。 这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的 支承。 这对于增强支承刚度、保证齿轮正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。 和螺旋锥齿轮由于齿轮的轴线相交而使得主、从动齿轮的螺旋角相等的情况不同，双曲面齿轮的偏移距使得主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。 因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。 主动齿轮的端面模数或端面周节是大于从动齿轮的。 这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。 其增大的程度与偏移距的大小有关。 另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。 随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至 175%。 双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有力于大传动比传动。 当要求传 12 动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。 因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比 i 的传动有其优越性。 对中等传动比，两种齿 轮都能很好适应。 由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮冲动工作更加平稳、无噪声，强度也高。 双曲面齿轮的偏移距还给轻型货车的总布置带来方便。 2122232425262728293031323335不涂漆34 图 采用组合式桥壳的单级主减速器 减速型式的选择与轻型货车的类型及使用条件有关，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 0i 的大小及车桥下的离地间隙、车桥的数目及 布置型式等。 本设计采用组合式桥壳的单级主减速器（图）。 单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低等优点。 其主、从动锥齿轮轴承都直接支承在与桥壳铸成一体的主减速器壳上，结构简单、支承刚度大、质量小、造价低。 13 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法 图 主动锥齿轮齿面受力图 在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确捏合并具有较高使用寿命的因素之一。 1调整垫圈； 2调整垫片 图 骑马式支承 本设计采用骑马式支承（图 ）。 齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承。 骑马式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式 1/30 以下。 而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至 1/5～1/7。 齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。 此外，由于齿轮大端一侧前轴承及后轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，这有利于减小传动轴夹角及整车布置。 骑马式支承的导向轴承（即齿轮小端一侧的轴 14 承）都采用圆柱滚子式的，并且其内 外圈可以分离，以利于拆装。 为了进一步增强刚度，应尽可能地减小齿轮大端一侧两轴承间的距离，增大支承轴径，适当提高轴承的配合的配合紧度。 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法 图 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置办法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布而定。 两端支承多采用圆锥锥子轴承，安装时使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相背朝外。 为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。 由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺 寸较大，足以保证刚度。 球面圆锥滚子轴承（图 （ b））具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这在主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极其重要。 主减速器的基本参数的选择及计算 主减速比 0i ,车桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据。 A. 主减速比 0i 的确定 15 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时轻型货车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 0i 的选择应在轻型货车总体设计时和传动系的总传动比 Ti 一起由整车动力计算来确定。 可利用在不同 oi下的功率平衡图来研究 0i 对轻型货车动力性的影响。 通过优化设计，对发动机与传动系参数作最价匹配的方法来选择 0i 值，可使轻型货车获得最佳的动力性和燃料经济性。 为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降， 0i 按下式计算 [3]： ghapr inrim a x0)( ～ () 式中： r — 车轮滚动半径， m； ghi — 变速器最高档传动比； maxa — 轻型货车最高车速； pn — 发动机最大转速 ghapr inrim a x0)4 7 7 ( ～ 4 0 0 4  根据所选定的主减速比 oi 值，确定主减速器的减速型式为单级。 查表得轻型货车车桥的离地间隙为 200mm. B．主减速齿轮计算载荷的计算 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（ jeT 、 jT ）的较下者，作为载货轻型货车和越野轻型货车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。 既： nKiTT TTLeje /0m a x  　 () 1 6  mN 16 LBLBrj i rGT     2 () mN   4 2 6 6 3 4 5 式中： maxeT — 发动机最大转矩， 216 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； 取 T — 上述传动部分的效率，取 T ； 0K — 超载系数，对于一般载货轻型货车、矿用轻型货车和越野轻型货车以及液力传动的各类 轻型货车取 10K ； n — 该车的车桥数目； n=2 2G — 轻型货车满载时一个车桥给水平地面的最大负载， G2=16345N；  — 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用轻型货车，取  ； r — 车轮的滚动半径， rr=； LB ， LBi — 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减速比（例如轮边减速器等）。 LB ， LBi 由式（ ）、。