解放双级主减速器驱动桥毕业设计Word格式.docx

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这种类型的车一般的设计多采用双级减速器，因为本次设计的汽车选择的是载货汽车，要求较大传动比，它与单级减速器相比，在保证离地间隙的同时可以增大主传动比。

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1－半轴2－圆锥滚子轴承3－支承螺栓4－主减速器从动锥齿轮5－油封

6－主减速器主动锥齿轮7－弹簧座8－垫圈9－轮毂10－调整螺母

图1.1驱动桥

1.1.3驱动桥结构组成

1．主减速器型式及其现状

主减速器的结构形式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安装

（1）主减速器齿轮的类型在现代汽车驱动桥中，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。

螺旋锥齿轮如图1.2（a）所示主、从动齿轮轴线交于一点，交角都采用90度。

螺旋锥齿轮的重合度大，啮合过程是由点到线，因此，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是很小的。

双曲面齿轮如图1.2（b）所示主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。

和螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮的优点有：

①尺寸相同时，双曲面齿轮有更大的传动比。

②传动比一定时，如果主动齿轮尺寸相同，双曲面齿轮比螺旋锥齿轮有较大轴径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。

图1.2螺旋锥齿轮与双曲面齿轮

③当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮的直径较小，有较大的离地间隙。

④工作过程中，双曲面齿轮副既存在沿齿高方向的侧向滑动，又有沿齿长方向的纵向滑动，这可以改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。

双曲面齿轮传动有如下缺点：

①长方向的纵向滑动使摩擦损失增加，降低了传动效率。

②齿面间有大的压力和摩擦功，使齿轮抗啮合能力降低。

③双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。

④双曲面齿轮必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油。

（2）主减速器主动锥齿轮的支承形式及安装方式的选择现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承形式有如下两种：

①悬臂式悬臂式支承结构如图1.3所示，其特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴径，其上安装两个圆锥滚子轴承。

为了减小悬臂长度a和增加两端的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子向外。

悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，多用于传递转钜较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

图1.3锥齿轮悬臂式支承

②骑马式骑马式支承结构如图1.4所示，其特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，在需要传递较大转矩情况下，最好采用骑马式支承。

图1.4主动锥齿轮骑马式支承

（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[5]。

（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，当轴向力于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套筒与垫片，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（如图2.5）、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io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。

通常单极减速器用于主减速比io≤7.6的各种中小型汽车上。

2.差速器型式发展现状

根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互联系表明：

汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。

例如，拐弯时外侧车轮行驶总要比内侧长。

另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求

（a）单级主减速器（b）双级主减速器图1.5主减速器

车轮行程不等。

在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右车轮的转速虽然相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。

这不仅会是轮胎过早磨、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。

此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。

为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以下不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。

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。

3.半轴型式发展现状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。

4.桥壳型式发展现状

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。

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。

1.2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

第2章设计方案的确定

2.1设计题目的主要参数

技术参数：

发动机最大功率PemaxkW/np（r/min）99/2700（3000）

发动机最大转矩TemaxN·

m/nr（r/min）373/1300

装载质量kg500

汽车总质量kg9445

最大车速km/h70

最小离地间隙mm>

180

轮胎（轮辋宽度-轮辋直径）英寸9.00－20

2.2主减速比的计算

主减速比对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。

0i的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。

可利用在不同的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。

通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择0i值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

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=0.377ghap

rivnrmax=0.377×

0.47117×

2700/（90×

1）=5.3289327（2.1）

式中：

rr——车轮的滚动半径

rr=0.0254[2

d+（1-λ）b]=0.47117（m）轮辋直径d=20英寸轮辋宽度b=9英寸，λ=0.05；

ghi——变速器最高档传动比1.0（为直接档）。

2.3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是很小的。

本次设计采用螺旋锥齿轮[4]。

（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：

骑马式支撑（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。

（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。

主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，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。

本次设计采用双级减速，主要从传动比及它是载重量超过6t的重型货车和保证离地间隙上考虑。

2.4差速器的选择

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。

普通锥齿轮式差速器，因为它结构简单，工作平稳可靠，适用于本次设计的汽车驱动桥。

2.5半轴型式的确定

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。

2.6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。

铸造式桥壳强度、刚度较大多用于重型货车。

本次设计驱动桥壳就选用铸造式整体式桥壳。

2.6本章小结

本章首先确定了主减速比，以方便确定其它参数。

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。

第3章主减速器的基本参数选择与设计计算

3.1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（?

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。

即

TTLejeKiTTη?

?

=0max/n=13667.4（mN?

）（3.1）

LB

LBrjirGT?

=η?

2=25635（mN?

）（3.2）式中：

maxeT——发动机最大转矩373mN?

；

TLi——由发动机到所计算的主加速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；

TLi=0i1i=5.3289327×

7.64=40.713045828

maxmax1max0（cossin）rtgTGfriTiααη?

+?

≥

根据同类型车型的变速器传动比选取1i=7.64

Tη——上述传动部分的效率，取Tη=0.9；

0K——超载系数，取0K=1.0；

n——驱动桥数目1；

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

车加速时负荷增大量，可初取：

2G=满G×

9.81×

60%=55593.27N；

LBLBi,η——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,分别取0.96和1;

由式（3.1），式（3.2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。

对于公路车辆来说，使用条件较非公路用车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即主加速器的平均计算转矩为jmT=）（）（PHRLBLBrTafffn

irGG++?

+η=4001.843（mN?

）（3.3）