车辆工程毕业设计论文-rl3220用13吨级驱动桥设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-rl3220用13吨级驱动桥设计(编辑修改稿)内容摘要：

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。 半轴 驱动车轮的传动装置置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。 在断开式驱动桥和转向驱动桥中 ， 驱动车轮的传动装置包括半轴和万向接传动装置且多采用等速万向节。 在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半铀齿轮与轮 毂 连接起来。 在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。 半浮式半轴具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。 主要用于质量较小，使用条件好，承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。 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 ， 本设计采用此种半轴。 桥壳 驱动桥桥壳是汽车上的主要零件之一，非断开式驱动桥的桥壳起着支承汽车荷重的作用，并将载荷传给车轮。 作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。 因此桥完既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置 （ 如半轴 ） 的外壳。 在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。 为了减小汽车的簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。 桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。 其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。 在选择桥壳的结构型式时，还应考虑汽车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。 结构形式分类：可分式、整体式、组合式。 按制造工艺不同分类： 铸造式 —— 强度、刚度较大，但质量大，加工面多，制造工艺复杂，用于中重型货车，本设计采用铸造桥壳。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 钢板焊接冲压式 —— 质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大量生产，轿车和中小型货车，部分重型货车。 设计主要内容 （ 1） 完成驱动桥 的 主减速器、差速器、半轴、驱动桥桥壳 的结构形式选择 ； （ 2） 完成主减速器的基本参数选择与设计计算 ； （ 3） 完成差速器的设计与计算 ； （ 4） 完成半轴的设计与计算 ； （ 5） 完成驱动桥桥壳的受力分析及强度计算 ； （ 6） 绘制装配图及零件图。 设计的 基本数据 设计基础数据： 车型 载货汽车 空载质量 10170kg 空载时前轴质量 3030kg 空载时后轴质量 4930kg 满载质量 20410kg 满载时前轴质量 6245kg 满载时后轴质量 17525kg 轮距 前： 1928mm 后： 1847mm 最大爬坡度 ＞ 28% 最高车速 86km/h 变速器一档传动比 主减速器传动比 发动机最大转矩 770Nm 轮胎规格 GB5168219 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 第 2 章 主减速器设计 主减速器的结构形式 的选择 主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。 驱动桥中主减速器、差速器设计应满足如下基本要求： （ 1） 所选择的主减速比应能保证汽车既有最佳的动力性和燃料经济性。 （ 2） 外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。 （ 3） 在各种转速和载荷下具有高的传动效率；与悬架导向机构与动协调。 （ 4） 在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，以改善汽车平顺性。 （ 5） 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。 按主减速器的类型分，驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下： （ 1） 中央单级减速器。 此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式，在载重汽车中占主导 地位。 一般在主传动比较小的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。 （ 2） 中央双级主 减速器。 由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。 （ 3） 中央单级、轮边减速器。 综上所述，中央单级主减速器。 它还有以下几点优点： （ l） 结构最简单，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥的基本类型，在重型汽车上占有重要地位； (2) 载重汽车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 (3) 随着公路状况的改善，特别是高速公路的迅猛发展，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。 (4) 与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。 单级驱动桥产品的优势为单级驱动桥的发展拓展了广阔的前景。 从产品设计的角度看，载重车产品在主减速比小于 6 的情况下，应尽量选用单级减速驱动桥。 所以此设计采用中央单级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳 ， 如图。 图 中央主减速器 主减速 器的齿轮类型 主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。 在此选用双曲面齿轮，其优点在于当双曲面齿 轮与弧齿锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动具有更大的传动比，双曲面传动的主动齿轮的螺旋角较大，同时可以啮合的齿数较多，平稳性更强。 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 图 主动锥齿轮悬臂式支承 图 主动锥齿轮跨置式 黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 图 从动锥齿轮支撑形式 主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。 查阅资料、文献，经方案论证，采用 跨置 式支承结构（如图 示）。 跨置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，约减小到悬臂式支承的 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。 但结构较复杂，所以选用跨置式。 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 示）。 为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸 c+d。 为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性， c+d 应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。 为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是 c等于或大于 d。 主减速器的基本参数选择与设计计算 主减速器计算载荷的确定 1. 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 Tce 从动锥齿轮计算转矩 Tce= m ax 1 0d e fk T ki i in  （ ） 式中： Tce— 计算转矩， mN ； Temax— 发动机最大转矩； Temax =770 mN n— 计算驱动桥数， 3； if— 变速器传动比， if=； i0— 主减速器传动比， i0=； η — 变速器传动效率，取 η =； k— 液力变矩器变矩系数， K=1； Kd— 由于猛接离合器而产生的动载系数， Kd=1； i1— 变速器最低挡传动比， i1=1； 代入式（ ），有： Tce= mN 黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT 2 / N mr m mcsT G r i  （ ） 式中 2G —— 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，后桥所承载 的负荷。  —— 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取  =；对于越野汽车取 ；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取。 r —— 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 GB51682 ～ 20，则车论的滚动半径为 ； m ， mi —— 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比， LB 取 ，由于没有轮边减速器 LBi 取 所以 LBLBrcs irGT   /2 == mN 3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 cfT 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定  PHRmm rTacf fffni rGGT   )( （ ） 式中： aG —— 汽车满载时的总重量， 20410N； TG —— 所牵引的挂车满载时总重量， N，但仅用于牵引车的计算； Rf —— 道路滚动阻力系数，对于载货汽车可 取 ~；在此取 Hf —— 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于载货汽车可取 ~ 在此取 ； pf —— 汽车的性能系数在此取 0； m —— 主减速器主动齿轮到车轮之间的效率 ,取 ； mi —— 主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比 ,取 1； n—— 驱动桥数 ,取 3。 所以  PHRmm rTacf fffni rGGT   )(= mN 黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 主减速器基本参数的选择 主减 速器 锥齿轮 的主要 参数 有主、 从动齿轮 的 齿数 1z 和 2z 、 从动锥齿轮 大端分度圆 直 径 2D 、端面模 数 tm 、主 从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 、中 点 螺旋角  、法向 压力 角 等。 (1)主、 从动锥齿轮齿数 1z 和 2z 选择 主、 从动锥齿轮齿数时应 考 虑 如下因素： 1） 为 了磨合均 匀 ， 1z ， 2z 之间应 避免有 公约数。 2） 为 了得到理想的 齿面 重合度和高的 轮齿弯 曲 强 度，主、 从动齿轮齿数 和 应 不小于 40。 3） 为 了 啮 合平 稳 ，噪 声 小和具有高的疲 劳强 度 对 于商用 车 1z 一般不小于 6。 4） 主传动 比 0i 较 大 时 ， 1z 尽 量取得小一些，以便得到 满意 的离地 间 隙。 5） 对 于不同的 主传动 比， 1z 和 2z 应有适 宜的搭配。 根据以上要求，这里取 1z =7 2z =37，能够满足条件： 1z +2z =44〉 40 (2)从动锥齿轮 大端分度 圆 直 径 2D 和端面模 数 tm 对 于 单级主减 速器，增大尺寸 2D 会 影 响驱动桥壳的 离地 间 隙， 减 小 2D 又 会 影 响跨置式主 动齿轮 的前支承座的安 装 空 间 和差速器的安 装。 2D 可根据 经验 公式初 选 ，即 32 2 cD TKD  （ ） 2DK —— 直 径 系 数 ，一般取 ～ ； Tc—— 从动锥齿轮 的 计 算 转矩 ， mN ， 为 Tce 和 Tcs中的 较 小者。 所以 2D =（ ～ ） 3 =（ ～ ） mm 初 选 2D = 则 tm = 2D / 2z =参考 《机械 设计 手 册 》 选 取 tm 9mm ， 则 2D =333mm 根据 tm = 3 cm TK 来 校核 sm =9mm 选 取的是否合适，其中 mK =（ ～ ） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 此 处 ， tm =（ ～ ） 3 =（ ～ ），因此 满 足校核条件。 (3) 主， 从动锥齿轮齿面宽 1b 和 2b 锥齿轮齿面过宽 并不能增大 齿轮 的 强 度和 寿命 ，反而 会导 致 因锥齿轮轮齿 小端 齿沟变 窄引起的切削刀 头顶面过 窄及刀尖 圆 角 过 小， 这样 不但 会减 小了 齿 根 圆 角半 径 ，加大了集中 应 力 ，还 降低了刀具的使用 寿命。 此外，安 装时 有位置偏差或由于制造 、热处 理 变形 等原因使 齿轮 工作 时载 荷集中于 轮齿 小端， 会 引起 轮齿 小端 过 早 损 坏和疲劳损伤。 另外， 齿面过宽 也 会 引起 装配 空 间减 小。 但 齿面过 窄， 轮齿 表面的耐磨性和轮齿 的 强 度 会 降低。 对 于 从动锥齿轮齿面宽 2b ，推荐不大于 节锥 2A 的 倍，即 22 Ab  ，而且 2b 应满 足 tmb 102 ， 对 于汽 车主减 速器 双曲面 齿轮 推荐采用： 22 Db  = 333= 在此取 52mm 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，通常使小 齿轮 的 齿面 比大齿轮大 10%，在此取 1b =57mm （ 4） 中 点 螺旋角  螺旋角沿 齿宽 是 变 化的， 轮齿 大端的螺旋角最大， 轮齿 小端螺旋角最小。 弧 齿锥齿轮 副的中 点 螺旋角是相等的， 选  时应 考 虑 它 对齿面 重合度  ， 轮齿强 度和轴 向力大小的。