八吨载重汽车驱动桥差速器设计毕业设计

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1、八吨载重汽车驱动桥差速器设计毕业设计 毕业设计(论文)原创性声明和使用授权说明原创性声明 本人郑重承诺:所呈交的毕业设计(论文),是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知,除文中特别加以标注和致谢的地方外,不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果,也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体,均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。 作 者 签 名: 日 期: 指导教师签名: 日 期: 使用授权说明 本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计(论文)的规定,即:按照学校要求提交毕业设计(论文)的印刷本和电子版

2、本;学校有权保存毕业设计(论文)的印刷本和电子版,并提供目录检索与阅览服务;学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文;在不以赢利为目的前提下,学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名: 日 期: 学位论文原创性声明 本人郑重声明:所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外,本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体,均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作者签名: 日期:年 月 日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学

3、位论文的规定,同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版,允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索,可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 涉密论文按学校规定处理。 作者签名:日期:年 月 日 导师签名:日期:年 月 日1 前言 本次毕业设计的题目是八吨载重汽车驱动桥差速器设计。 在我国,随着汽车工业高速发展,汽车重要零部件也得到相应的发展,因而车桥系统也有了比较大的发展。为了能在竞争激烈的车桥产品市场中占有份额, 各车桥生产厂家纷纷推出了承载能力强、技术含量高的车桥总成。汽车中的驱动桥和从动桥统称车桥。其中驱

4、动桥位于传动系的末端,其基本功用是将万向传动装置传来的动力折过90角,改变力的传递方向,并由主减速器降低转速,增大转矩后,经差速器分配给左右半轴和驱动轮。 驱动桥一般由主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件组成。汽车驱动桥既是动力传递机构,又是行走机构,还起着支撑汽车荷重的作用。驱动桥承受着作用于路面和车架或车厢之间的铅垂力以及它们之间的纵向力及横向力。铅垂力由悬架的弹性元件来传递,纵向力及横向力也能由悬架的某些类型的弹性元件来传递。悬架的弹性元件为不能传递纵向力、横向力的钢板弹簧时(如螺旋弹簧、扭杆弹簧、油气弹簧、空气弹簧或其他),这些力可以通过悬架的导向装置、封闭式传动轴的套管或

5、特设的传力杆来传递。 根据悬架结构的不同,车桥分为非断开式和断开式两种。驱动车轮采用独立悬架时,应选用断开式驱动桥;驱动车轮采用非独立悬架时,则选用非断开式驱动桥。非断开式驱动桥也称为整体式驱动桥,其半轴套管与主减速器壳均与轴壳刚性地相连一个整体梁,因而两侧的半轴和驱动轮相关地摆动,通过弹性元件与车架相连。 主减速器将输入的转矩增大降低转速,在发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。因为使用要求的不同,主减速器的结构也是不同的。按参加减速传动的齿轮副数目分为单级式主减速器和双级式主减速器。其中的双级式主减速器又可分为整体式主减速器和分开式主减速器两种。若双级式主减速器的第二级减速器齿轮有两副

6、,并分别置于两侧车轮附近,则称为轮边减速器;有两个档位主减速器称为双速主减速器。 单级主减速器常由一对圆锥齿轮组成。这种主减速器结构较简单,质量小、成本低、使用简单。但是主传动比不能太大,一般不大于7.0,如果进一步提高传动比将会增大从动齿轮直径,从而减小离地间隙(降低通过性),并且会使从动齿轮热处理复杂。 在选择主减速器形式的时候要考虑的因素有:汽车类型、使用条件、驱动桥的离地间隙、驱动桥数及其布置形式和主传动比。其中传动比的大小可以影响汽车的动力性和经济性。因而在通常状况下单级主减速器广泛用于乘用车和轻、中型商用车上。与单级主减速器相比,采用双级主减速器可以在保证离地间隙相同的情况下得到更

7、大的传动比,但是尺寸大,质量较大,结构复杂,制造成本高,传动效率低。 汽车行驶时,左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等:在转弯时,内、外两侧车轮行程显然不同,即外侧车轮滚过的距离大于内侧车轮;在不平路面上行驶时,由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等;即使在平直路面上行驶,由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以及制造误差等因素,左右车轮也会因滚动半径不同而使左、右车轮行程不等。若驱动桥的左、右车轮采用刚性连接,行驶时的过程中会产生驱动轮在路面上滑移或滑转,因而加剧轮胎磨损与功率和燃料的消耗或者导致转向和操纵性能恶化。汽车左右驱动轮间装有轮间差速器可以防止这些现象的发生,保证驱动

8、桥两侧车轮在行程不等时可以具有不同的旋转角速度以满足汽车行驶的要求;在有些多桥驱动汽车上还装有轴间差速器,用以提高通过性,同时避免在驱动桥间产生功率循环及由此引起的附加载荷,使传动系零件损坏、轮胎磨损和燃料消耗增加。 差速器的作用用是在两输出轴间分配转矩,并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有很多结构形式,按其结构特征不同,分为齿轮式、凸轮式、涡轮式和牙嵌自由式等多种形式。 半轴将差速器半轴齿轮的输出转矩传到驱动轮或轮边减速器上。在非断开式驱动桥内,半轴一般是实心的;在断开式驱动桥内,一般要采用万向传动装置给驱动轮传递动力;在转向驱动桥内,半轴一般需要分为内半轴和外半轴两段,中间用等

9、角速万向节相连接。现代汽车基本上采用全浮式和半浮式两种半轴支撑形式。 驱动桥桥壳也是汽车上的主要零部件之一,其中,非断开式驱动桥的桥壳的作用是支撑汽车载重并将载荷传给车轮。同时作用在驱动车轮上的各种力(如牵引力、制动力、侧向力和垂向力)也经过桥壳传到悬架及车架或车厢上。因此,桥壳既是传力件又是承载件。它也是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置的外壳。 目前我国的汽车产业正在蓬勃的发展,特别是货车产业,后轮驱动汽车的平衡性和操作性随之都有较大的提高。顾名思义,后轮驱动汽车在加速的时候,牵引力将不会由前轮发出,所以在加速转弯时,司机会感到横向握持力变大,操作性能变好。后桥驱动的维修也很廉价,虽然构造

10、和车型的不同使得这种费用有很大的差别。在设计变速器出现故障时,后轮驱动的汽车不需要对差速器进行维修,但是前轮驱动的汽车来说就应该加以维修了,因为两部件是做在一起的。所以后轮驱动不但会使得乘车更加安全、舒适,也会使的维修费用降低,从而获得可观的经济效益 本次设计的思路可分为以下几点:首先要选择初始设计方案,本车属于中型载重货车,因而要采用后桥驱动,而且驱动桥结构形式要符合中型货车的结构设计要求;接着选择各部件结构形式;最后选择各部件具体参数,设计出各部件主要尺寸,画出图纸。 驱动桥的设计:首先探究驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求,详细地分析了驱动桥总成的结构型式及布置方法;接着设计驱动

11、桥车轮的传动装置和桥壳的结构形式与计算。 载重汽车所要传递的转矩比乘用车和客车以及轻型商用车都要大得多,为了能够以较低的成本运输较多的货物,所以必然需要选择功率较大的发动机,这就需要稳定的传动系统,同时驱动桥在传动系统中又起着极其重要的作用。发动机相同时,采用性能优良且与发动机匹配性比较高的驱动桥可以较大幅度的降低油耗。因而设计新型的驱动桥成为当务之急。 本次所设计得出的驱动桥是在通过设计计算得出来的数据基础上,绘制出二维CAD图,力求使它在制造工艺性,工作稳定可靠性上尽可能的优良,同时结构简单。为了使得经济效益好,设计得出的驱动桥降低了制造成本费用,由于结构简单,使得驱动桥使用过程中的维护成

12、本大大降低。驱动桥结构设计也符合货车的整体结构要求。综上,设计的产品达到了结构简单,修理、维修方便,零件制造工艺性好,制造容易,经济效益好的设计要求。2 总体方案的论证2.1 驱动桥的设计要求 在不同用途不同型号的汽车中,驱动桥的结构形式也各不相同,但是在使用时对它们的基本要求却是一致的。所以对驱动桥的基本要求可以归纳为以下几点: 1选择的主减速比应能使汽车在给定使用条件下具有最佳的动力性和经济性; 2在各种载荷及转速的状况下有较高的传动效率; 3 在两驱动车轮的角速度不同时,能将转矩平稳且连续不断的传递到两个驱动车轮上; 4 当左、右两驱动车轮的附着系数不同时,能充分利用汽车的牵引力; 5能

13、承受和传递路面与车架或车厢之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩; 6驱动桥各零部件在满足强度高、刚性好、工作可靠及使用寿命长的条件下,尽量质量小,特别是非悬挂质量应尽量减小,减小不平路面给驱动桥的冲击载荷以改善汽车的平顺性; 7 轮廓尺寸不能太大,便于汽车的总布置同时与所要求的驱动桥离地间隙相适应; 8齿轮及其他传动机件工作平稳,无噪声或低噪声; 9设计驱动桥总成及零部件时尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变形的要求; 10结构简单,修理、保养便捷;机件工艺性好,制造简单。2.2 驱动桥总成的结构型式选择 汽车的驱动桥处于传动系的末端,其基本功能将万向传动装置传来的动力折过

14、90角,改变力的传递方向,并由主减速器降低转速,增大转矩后,经差速器分配给左右半轴和驱动轮,达到差速的要求;同时,驱动桥还要承受作用于路面或车厢之间的垂直力、纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳(或梁)等组成。 图2.1 驱动桥的总体布置形式简图a 普通的非断开式驱动桥b 带有摇摆式半轴的非断开式驱动桥c 断开式驱动桥 在选择驱动桥总成的结构型式时,应当考虑所涉及汽车的类型及使用、生产条件,同时也要和所设计汽车的其他部件,尤其是与悬架的结构型式与特性相适应,这样才能保证整个汽车预期使用性能的实现。在上文里提到的一般汽车驱动桥的各项基本要求,尽管通用于各种汽车的驱

15、动桥,但是因为汽车的类型和用途有很多不同,因而个重要程度是不一样的。综上就可以得出,因为设计中选择的结构型式为具体汽车驱动桥的结构型式,所以必须从以上所提到的各项要求中,找出所设计的汽车的独特使用性能有直接重要影响的主要几点,从而保证所设计汽车的最重要的使用性能的实现2。 驱动桥总成的结构型式,按其总体布置分类共有三种,普通的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥和断开式驱动桥。按其工作特性分类,又可归并为两大类,非断开式驱动桥和断开式驱动桥。 汽车驱动桥的结构型式与其所用的悬架密切相关。若是采用非独立悬架时,驱动桥应为非断开式,即驱动桥壳(或梁)是一根刚性梁,非断开式驱动桥又可分为普通

16、的非断开式驱动桥、带有摆动半轴的非断开式驱动桥;若是采用独立悬架时,驱动桥应为断开式用以保证运动协调,这种状况下主减速器和差速器分别装在车架或车身上,车轮传动装置要采用万向传动装置。2.3 非断开式驱动桥 普通的非断开式驱动桥,具有结构简单、造价低廉、工作可靠的诸多优点,因而被广泛的应用在各种载货汽车及公共汽车上,同时现在的大部分越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。 图2.2 非断开式驱动桥示意图1?轮毂 2?桥壳 3?半轴 4?差速器 5?主减速器 普通非断开式驱动桥的桥壳是一根支承在左、右驱动车轮上的刚性空心梁,而主减速器、差速器及半轴等传动机件都装在桥壳中。因而在这时,整个驱动桥和驱动车

17、轮的质量以及传动轴的部分质量都属于汽车的非悬挂质量,导致汽车的非悬挂质量较大,这是普通非断开式驱动桥的一个很显著的缺点。这种非断开式驱动桥和轮毂、制动器及制动鼓的总质量,大约能占一般载货汽车底盘质量的11%-16%。 通过以上的探究发现,若采用单级主减速器代替双级主减速器,可以大大的减小驱动桥的质量。此外,用球墨铸铁代替普通的可锻铸铁来铸造主减速器壳不仅能满足强度要求,也可以减小驱动桥的质量并且改进铸造工艺。另外普通非断开式驱动桥的质量也在很大程度上受桥壳的结构型式的影响。 同时,非断开式驱动桥的轮廓尺寸取决于其主减速器的结构型式。由于一般汽车的轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定,因而就

18、限制了主减速器从动齿轮直径的大小。对于最常见的主减速齿轮?普通的螺旋锥齿轮和双曲面齿轮来说,由于模数(由强度及寿命来确定)已定,从动齿轮的齿数愈少它的直径就愈小,因而会导致主减速器的垂向轮廓尺寸也愈小,又因为齿轮齿数的选择是有一定范围的。所以给定主减速比的情况下,如果单级主减速器不能够满足驱动桥离地间隙要求,就要改用双级减速结构。但是双级主减速器的质量和制造成本等诸多性能指标都比单级主减速器差,因此一般只用于主减速比大于7.6且装载质量在6t以上的大型汽车上。一般的双级主减速器,通常要把两级减速齿轮放在一个主减速器壳内,也可以将第二级减速齿轮移向驱动车轮并靠近轮毂,作为轮边减速器。2.4 断开

19、式驱动桥 若果仅从外观上看,断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的一个很明显特点就是前者没有一个用于连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的,并且彼此之间可以做相对运动,因而这种桥称为断开式驱动桥。另外,由于断开式驱动桥总是与独立悬挂相匹配,因此又被称为独立悬挂驱动桥。断开式驱动桥的中段,主减速器及差速器总成悬置在车架横梁或车厢底板上,并与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量共同属于汽车的悬挂质量,而两侧的驱动车轮则通过独立悬架的弹性元件与车架或车厢弹性联接。因此,两侧驱动车轮都能够彼此独立的相对于车架或车厢做上下摆动,相应的驱动车轮的传动装置及其外面的壳或套管也做对应的摆动

20、。所以断开式驱动桥又称为“带有摆动式半轴的驱动桥”。 图2.3 断开式驱动桥1?主减速器 2?半轴 3?弹性元件 4?减振器 5?驱动车轮 6?摆臂 7?摆臂轴 2.5 多桥驱动的布置 众所周知,为了提高汽车的装载量和通过性,一些重型汽车及所有的越野汽车上都是采用多桥驱动,其中最常采用的有44、66、88等驱动型式,而各驱动桥又采用贯通式和非贯通式两中布置。 图2.4 非贯通式驱动桥与贯通式驱动桥的布置简图a 66汽车非贯通式驱动桥的布置b 88汽车贯通式驱动桥的布置2.6 驱动桥结构方案的确定 由于本次设计载重汽车的驱动桥,首先应该考虑的是结构简单、造价低廉、工作可靠。普通非断开式驱动桥可以

21、很好的满足这个要求,所以这种桥广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上。 根据本次设计的特点和积累的经验,最后本设计选用非断开式驱动桥。其结构如下图。 图2.5 非断开式驱动桥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3 主减速器设计 主减速器在汽车传动系中的作用是减小转速、增大扭矩。它通过齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮达到以上的作用。在发动机纵置的汽车中,其主减速器还通过锥齿轮传动来改变动力方向。由于汽车需要行使各种道路上,其驱动轮上必须要具有一定的驱动力矩和转速,在动力向左右驱动轮分流的

22、差速器之前设置一个主减速器后,就能够使主减速器前面的传动部件(如变速器、万向传动装置等)所传递的扭矩增大,从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力1。驱动桥中主减速器的设计应满足如下基本要求: 1 所计算的主减速比应能保证汽车有最优的动力性和燃料经济性。 2 选用主减速器在各种转速和载荷下具有高的传动效率,其次与悬架导向机构的运动要协调。 3 设计外型轮廓尺寸要尽量小,保证必要的离地间隙,以提高汽车的通过性;齿轮及其它传动件工作平稳,噪音要尽量小。 4 在保证驱动桥足够的强度、刚度的必要要求下,应保证质量要小,以改善汽车的平顺性。 5 力求达到结构简单,加工工艺性好,制造容易,拆装、调整方便,便于维

23、护,使用寿命长。3.1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式主要是根据齿轮类型、减速器型式差别而不同。3.1.1 主减速器齿轮的类型 (1)螺旋锥齿轮传动图3.1 a的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点,齿轮不同时在全长上啮合,而是从一端逐渐连续平稳地转向另一端。另外,由于受到轮齿端面重叠的影响,任何时候都至少有两对以上的轮齿同时啮合,所以它工作平稳、能承受较大的负荷而且制造也简单。但是缺点也很明显,工作中噪声很 大,对啮合精度特别的敏感,齿轮副锥顶如果发生不吻合就会使齿轮的工作条件产生急剧变坏,就会产生磨损增大和噪声增大等不利影响。因而必须将支承轴承预紧,提高轴承的支承刚度,同时增加壳体的刚度

24、,以保证齿轮副的正确啮合。 图3.1 主减速器齿轮四种传动形式a 螺旋锥齿轮传动b 双曲面齿轮传动 c 圆柱齿轮传动 d 蜗杆传动 (2)双曲面齿轮传动图3.1 b的特点是主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交,并且主动齿轮轴相对于从动齿轮轴线向上或向下偏移一个距离,称为偏移距E。这是与螺旋锥齿轮传动不同之处。存在偏移距会使的主动齿轮螺旋角大于从动齿轮螺旋角,这里将两螺旋角之差称为偏移角。 双曲面齿轮与螺旋锥齿轮的尺寸相同的条件下,双曲面齿轮传动可以得到更大的传动比;从另一个角度说,当传动比一定、从动齿轮尺寸相同时,双曲面主动齿轮比螺旋锥齿轮的直径更大,从而有较高的轮齿强度,较大的主动齿轮轴和较大

25、的轴承刚度;再从第三个角度看,当传动比和主动齿轮尺寸一定时,双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮小,因而能够增大主减速器壳处的离地间隙。 但是,双曲面齿轮传动也有其缺点,那就是摩擦较严重,另外在工作过程中, 除了沿齿高方面的侧向滑动之外,还有沿齿长方向的纵向滑动,从而大大降低传动效率。 (3)圆柱齿轮传动图3.1 c结构在发动机横置或者前置前驱动的乘用车驱动桥和双级主减速器驱动桥以及轮边减速器上得到了广泛的应用,这里的齿轮均为斜齿轮。 (4)蜗杆蜗轮传动图3.1 d结构的优点在于在轮廓尺寸较小、结构质量较小的情况下能够得到较大的传动比(传动比可大于7),并且工作平稳、噪声低;便于汽车的总体布置

26、,适宜把多驱动桥汽车的驱动桥布置成贯通式;同时可以传递大的载荷,使用寿命长;而且结构简单,拆装方便,调整容易。但是其缺点也是很明显,蜗杆蜗轮传动效率较低,成本较高,要求采用价格高的材料(蜗轮齿圈要求用高质量锡青铜)。由于以上特点,蜗杆蜗轮传动仅在生产批量不大的少数场合得到应用。3.1.2 主减速器的减速型式 主减速器的减速型式有很多种。大致可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。 (1)单级主减速器 单级主减速器图3.2一般由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或者由蜗轮蜗杆组成,具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等诸多优点。但是其主传动比不能太大,一般是i07,进

27、一步提高i0会增大从动齿轮直径,从而减小离地间隙,且使从动齿轮热处理困难。 单级主减速器的诸多优点使之广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。 图3.2 单级主减速器 (2)双级主减速器 双级主减速器图3.3与单级主减速器相比,在保证离地间隙相同时能够得到大的传动比,i0一般可以达到712。但是其尺寸、质量均较大,成本也较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。 整体式双级主减速器有多种结构方案:第一级为锥齿轮,第二级为圆柱齿轮;第一级为锥齿轮,第二级为行星齿轮;第一级为行星齿轮,第二级为锥齿轮;第一级为圆柱齿轮,第二级为锥齿轮。 对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器,有

28、、与、又能够有纵向水平、斜向和垂向三种布置方案。 纵向水平布置可以使减速器总成的垂向轮廓尺寸减小,从而使的汽车的质心高度降低,但是也使得纵向尺寸增加,这种形式用在长轴距的汽车上可适当减小传动轴长度,但是却不利于短轴距汽车的总体布置,会使得传动轴过短,从而引起万向传动轴夹角加大。垂向布置能够使驱动桥纵向尺寸减小,同时可以减小万向传动轴夹角,但是由于主减速器壳固定在桥壳的上方,不但会使的垂向轮廓尺寸增大,而且也使得桥壳刚度降低,这不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置有利于传动轴的布置和桥壳刚度的提高。 在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中,在分配传动比时,圆柱齿轮副和锥齿轮

29、副传动比的比值一般在1.42.0之间,而锥齿轮副传动比一般在1.73.3之间,这样能够减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮以及圆柱齿轮上的载荷,同时又可使主动锥齿轮的齿数适当增多,使其支承轴颈的尺寸适当加大以改善其支承刚度,提高了啮合的平稳性和工作的可靠性。 图3.3 双级主减速器 (3)双速主减速器 在双速主减速器内通过齿轮的不同组合能够获得两种传动比。所以它与普通变速器相配合的时候,能够得到双倍于普通变速器的挡位。 双速主减速器一般应用在一些单桥驱动的重型汽车上。 (4)贯通式主减速器 贯通式主减速器根据减速型式的不同可分成单级和双级两种形式。单级贯通式主减速器的优点是结构简单,体

30、积小,质量小,并能够使中、后桥的大部分零件,尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性,主要用于轻型多桥驱动的汽车上。 (5)单双级减速配轮边减速器 在设计重型汽车、矿山自卸车、越野车和大型公共汽车的驱动桥时,由于传动系统的总传动比大,为了使变速器、分动器、传动轴等总成所受载荷尽量的减小,往往要将驱动桥的减速比分配得较大。当主减速比大于12时,一般的整体式双级主减速器就很难达到要求,此时经常采用轮边减速器。另外,由于半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件所承受的载荷大为减小,使它们的尺寸可以尽量减小。但是由于每个驱动轮旁均需要设置一个轮边减速器,就使的结构复杂,成本提高,布置轮毂、轴承、车轮和制动器

31、就会产生较大困难。3.1.3 结构方案的确定 根据以上各种型式不同的特点,本次设计选用单级螺旋锥齿轮传动。3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案 主减速器为了能够使各部件很好的工作,就必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况,。齿轮的正确良好啮合,除了与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外,还与齿轮的支承刚度存在密切的相关。3.2.1 主动锥齿轮的支承 主动锥齿轮的支承形式可分为两种:悬臂式支承和跨置式支承。 图3 .4 主减速器锥齿轮的几种支撑形式a 主动锥齿轮悬臂式 b 主动锥齿轮跨置式 c 从动锥齿轮 悬臂式支承结构图3.4 a的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈

32、,在轴颈上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂的长度a同时又增加两支承间的距离b,以增加支承刚度,就要使两圆锥滚子轴承的大端朝外,使作用在齿轮上的离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的那个轴承承受,而反向轴向力则是由另一个轴承承受。为了使支承刚度尽可能地增加,支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a,且应大于齿轮节圆直径的70%,另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。同时为了拆装更加方便,应使靠近齿轮的轴承的轴径比另一个轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也可以采用圆柱滚子轴承,这样的话另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承1。 跨置式支承结构图3.4 b的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承,这样

33、就可以大大增加轴承的支承刚度,同时又能使轴承负荷减小,而且齿轮啮合条件改善,因此齿轮的承载能力就会高于悬臂式齿轮的承载能力。此外,由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间距离很小,就能够缩短主动齿轮轴的长度,使的布置更紧凑,并且能够减小传动轴夹角,这些都有利于整车布置。跨置式支承中的导向轴承都是圆柱滚子轴承,并且内外圈可以分离或者根本不带内圈。由于它仅仅需要承受径向力,尺寸也能够根据布置位置而定,是不容易损坏的一个轴承。 由于本次设计需要传递较大转矩,且兼顾经济性,故而选用跨置式支承。3.2.2 从动锥齿轮的支承2 从动锥齿轮的支承图3.4 c,其支承刚度与轴承的型式、支承间的距

34、离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮很多情况下采用圆锥滚子轴承支承。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的大小。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体有足够的位置用来设置加强肋以增强支承稳定性,c+d不应小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能够尽量平均的分配在两轴承上,应当尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。 在具有大的主传动比和有径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中,为了避免从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移,通常在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承图3.5。辅助支承与从动锥齿轮背面之间存在的间隙,应当能够保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续发生变形。主、从

35、动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图3.6所示。 图3.5 从动齿轮辅助支撑 图3.6 主、从动锥齿轮的许用偏移量3.3 主减速器的基本参数选择与设计计算3.3.1 主减速器比的确定 主减速比的大小,对主减速器的结构型式、轮廓尺寸及质量大小都有很大的影响。主减速比i0的选择,应当在汽车总体设计时和传动系的总传动比i0一起,由整车的动力计算来确定。驱动桥的主减速比i0是主减速器设计的依据,是设计主减速器时的原始参数。 对于货车和具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车来说,在给定发动机最大功率pa及其转速np的情况下,所选择的 i0值应能保证汽车有尽可能高的最高车速va。这时值i0应按下式来确定:

36、(3.1)式中: ?车轮的滚动半径:0.509m; ?最大功率时的发动机转速:2900r/min; ?汽车的最高车速:90km/h; ?变速器量高档传动比,通常为1; 按照(3.1)求得的i0值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有的齿数,对i0值予以校正并最后确定下来。 根据所选定的主减速比i0值,就能够基本上确定主减速器的减速型式(单级、双级等),并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。由得出的i0值确定本设计选用单级主减速器。3.3.2 主减速器齿轮的设计载荷的确定 (1)按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动齿轮的计算转矩式中: ?发动机最大转矩:390N?m;

37、 ?液力变矩器变矩系数:1; ?动载系数:1; ?变速器一档传动比:7.64; ?分动器传动比:1; ?主减速器传动比:6.183; ?从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率:0.9; ?计算驱动桥数:n1; (2)按驱动轮打滑扭矩确定从动轮计算转矩 (3.3)式中:?后驱动桥在满载状态下的静载荷:40000N; ?汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数:1.1; ?车轮的滚动半径:标准中轮胎外直径1018mm,滚动半径0.509m;?轮胎与路面之间的附着系数:0.85; ?主减速器从动齿轮到车轮间的传动比:1; ?主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率:0.95; (3)按汽车日常行驶平均转矩确定

38、从动齿轮计算转矩 N?m (3.4)式中:?汽车总质量:7100; ?道路滚动阻力系数:0.015; ?公路坡度系数:0.05; ?汽车性能系数:0; 在强度校核时取min,即16580.580N?m 计算主动锥齿轮时,应将以上各式分别除以该对齿轮的减速比及传动效率。3.3.3 主减速器齿轮基本参数的选择 (1)主动锥齿轮齿数z1,从动齿轮齿数z2 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素:为了磨合均匀,z1、z2之间应避免有公约数;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;为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度,对于货车,z1一般不少于6;当主传动比i0较大时

39、,尽量使z1取得小些,以便得到满意的离地间隙;对于不同的主传动比,z1和z2应有适宜的搭配。 本次设计选择z17,z244。 (2)从动齿轮大端分度圆直径D2,端面模数m 对于单级主减速器,D2对驱动桥壳尺寸有影响,D2大将影响桥壳的离地间隙;D2小则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。 校核模数:式中: km为模数系数,为0.30.4,本次取0.4; 计算得m10.1998.91,所以合格. (3)主、从动锥齿轮齿面宽度b1、b2 锥齿轮齿面设计过宽并不能使齿轮的强度和寿命增大,反而会引起因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄导致的切削刀头顶面宽度过窄及刀尖圆角过小。这样,不但减小了齿根

40、圆半径,加大了应力集中,同时还降低了刀具的使用寿命。此外,在安装时存在位置偏差或由于制造、热处理变形等原因,使齿轮工作时载荷都集中于轮齿小端,会引起轮齿小端过早的损坏和产生疲劳损伤。另外,齿面过宽也会引起装配空间的减小。但是如果齿面过窄,轮齿表面的耐磨性又会降低。 从动锥齿轮齿面宽b2推荐不大于其节锥距A0的0.3倍,即b20.3A0,而且b2应满足b210 m,一般也推荐b20.155D2。对于螺旋锥齿轮,b1一般比b2大10%。 (4)中点螺旋角 选择时,必须要考虑它对齿面重合度、轮齿强度和轴向力大小的影响。中点螺旋角越大,则齿面重合度也越大,同时啮合的齿数越多,传动就越平稳,噪声也越低,

41、而且轮齿的强度越高。 汽车主减速器螺旋锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为3540。货车一般选用较小值以防止轴向力过大,通常取35。螺旋方向为:主动左旋,从动右旋。 (5)法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度,使得齿轮不发生根切的最少齿数减少。但是对于小尺寸的齿轮,压力角过大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小,并使齿轮端面重合度下降。因此,本设计选取2030。3.3.4 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算表3.1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表项目计 算 公 式计 算 结 果主动齿轮齿数Z17从动齿轮齿数Z244齿面宽b66.519 mm全齿高19.95 mm法向压力角轴交角90节

42、圆直径65.023 mm390.143 mm节锥角arctan90-9.03980.9619683.956根锥角6.04377.967齿顶圆直径 3.3.5 主减速器锥齿轮的强度计算 (1)单位齿长上圆周力 按发动机最大转矩计算: P 1364.484 N?m (3.10) 式中: ?发动机最大转矩:390N?m; ?变速器传动比:7.64; ?主动锥齿轮分度圆直径:m65.023mm; ?从动齿轮齿面宽:60.472mm; 上式计算得:P1364.484N?mP1429Mpa,所以齿轮表面耐磨性合格。 (2)齿轮的弯曲强度计算 从动锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为: Mpa (3.11) 式中:

43、?齿面载荷分布系数:1; ?过载系数:一般取1; ?尺寸系数:0.7696; ?质量系数:1; ?齿轮齿面宽度:60.472mm;43mm; ?综合系数:0.27; 计算得:449.651Mpa700Mpa,所以,齿轮弯曲强度合格。 (3)齿轮接触强度计算 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为: 2589.508Mpa (3.12)式中: ?材料弹性系数:/mm; ?主动齿轮计算转矩:; 按发动机最大转矩计算3010.42N?m; ?过载系数:1; ?尺寸系数:1; ?齿面载荷系数:1; ?质量系数:1; b?齿宽:bmin、; ?齿面接触应力的综合系数:0.19; 计算得:2589.508Mpa280

44、0Mpa; 主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的,经过上式校核,齿轮的接触强度合格。3.4 主减速器轴承的载荷计算3.4.1 锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中,相互啮合的齿面上作用有一个法向力。该法向力可以分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。 对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径,为了计算作用在齿轮的圆周力,首先需要确定计算转矩。汽车在行驶过程中,变速器挡位需要不停的改变,且发动机也不全处于最大转矩状态,因而主减速器齿轮的工作转矩处于经常的变化之中。实践表明,轴承的主要损坏形式为疲劳损伤,所以应按输入的当量转矩Td进行计算。 + N?m(3.13)

45、 式中:?发动机最大转矩,在此取390N?m; ,?变速器在各挡的使用率;依次为0.5%,2%,5%,15%,77.5%; ,?变速器各挡的传动比;依次为7.64,5.58,3.82,2.53,1; ,?变速器在各挡时的发动机的利用率; 主、从动齿轮齿面宽中点处的分度圆直径、 (1)齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力为:式中: ?作用在该齿轮上的转矩,作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩,451.4 N?m; ?该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径。 (2)锥齿轮的轴向力和径向力 图3.7 主动锥齿轮齿面的受力图 如上图3.7,主动锥齿轮螺旋方向为左旋,从锥顶看旋转方向为逆时针,法向力FT 作

46、用在节锥面上的齿面宽中点A处,在A点处螺旋方向的法平面内,FT可以分解成两个相互垂直的力FN和Ff,FN垂直于OA并且位于OOA所在平面,Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在这个平面内又可分解为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力FS。F与Ff之间的夹角就是螺旋角,FT与Ff之间的夹角就是法向压力角,于是就有: (3.17) (3.18)(3.19) 所以可以得出,作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为: N (3.20) N (3.21)3.4.2 锥齿轮轴承载荷的计算 在确定了锥齿轮齿面上所受的圆周力、轴向力和径向力之后,只要根据主减速器齿轮轴承的布置尺寸,就能够求出轴承所

47、受的载荷。轴承的轴向载荷就是上面所说的齿轮的轴向力。但若是采用圆锥滚子轴承作支承时,还应考虑到径向力所引起的派生轴向力的影响。而轴承径向载荷即为上述齿轮的径向力,圆周力及轴向力三者所引起的轴承径向支承反力的向量和。当主减速器的齿轮尺寸,支承形式和轴承位置都已经确定的状况下,就能够简单的计算出轴承的径向载荷。 图3.8 主减速器轴承的布置尺寸 轴承A,B的径向载荷分别为 R N(3.22) N(3.23) 根据上式已知13248.5N,6682.5N,其中a146mm ,b92mm,c54mm; 所以轴承A的径向力3290.723N。其轴向力为0。 轴承B的径向力7998.54N。 综上所述:

48、1 轴承A,采用圆柱滚子轴承N208E内径40,外径80。 2 轴承B,是一对轴承,对于成对安装的轴承组的计算当量载荷时径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y值按双列轴承选用。在此选用30212型轴承。 3 对于从动齿轮的轴承C,D的径向力由计算公式较核,轴承C,D均采用30216内径80,外径140。3.5 主减速器锥齿轮的材料1 与传动系其他齿轮比较,主减速器锥齿轮的工作相当繁重,它具有载荷大、作用时间长、载荷变化多、有冲击等特点。其损坏形式主要有轮齿根部弯曲折断、齿面疲劳点蚀、磨损和擦伤等。根据这些情况,对驱动桥齿轮的材料及热处理应有以下要求: 1 具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度,以

49、及较好的齿面耐磨性,故齿表面应有高的硬度; 2 钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好,热处理变形小或变形规律易控制,以提高产品质量、缩短制造时间、减小生产成本并降低废品率; 3 轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷,避免在冲击载荷下轮齿根部折断; 4 选择齿轮材料的合金元素要适应我国的情况。例如,为了节约镍、铬等元素,我国发展了以锰、钒、钛、钼、硅为主的合金结构钢系统。 汽车主减速器用的螺旋锥齿轮与双曲面齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮,目前都是用渗碳合金钢制造,其钢号主要有:21CrMnTi, 22CrMnMo, 20CrNiMo, 20MnVB和20Mn2TiB等。 由于新齿轮润滑不良,为了

50、防止齿轮在运行初期产生胶合、咬死或擦伤,防止早期磨损,圆锥齿轮传动副(或仅仅大齿轮)在热处理及精加工后均予以厚度为0.0050.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面镀层不应用于补偿零件的公差尺寸,也不能代替润滑。 对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达25%。对于滑动速度高的齿轮,为了提高其耐磨性,可以进行渗硫处理。渗硫处理时的温度低,故不会引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可显著降低,故即使润滑条件较差,也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生1。3.6 主减速器的润滑 因为工作环境的影响,主减速器齿轮及其轴承,都需要有良好润滑,否则极易引起早期磨损。其中尤其应当注意主减速器主动锥齿轮的

51、前轴承的润滑。若果轴承距离油面以及齿轮都较远,又有后轴承相隔,就会使得润滑条件极差,它的润滑就不能靠润滑油的飞溅来实现,就必须采取加强润滑的专门措施来实现。通常需要在从动锥齿轮的前端靠近主动齿轮的地方在主减速器壳内壁上设置一个专门的集油槽,该集油槽能够把由齿轮的旋转甩出而飞溅到壳体前面内壁上润滑油收集起来,再通过进油孔引到前轴承圆锥滚子小端。由于圆锥滚子在旋转的时候有泵油的作用,就会使的润滑油经由圆锥滚子的小端流向向大端。同时主动锥齿轮前轴承的前面应有回油孔,该回油孔使得经过前轴承的润滑油能够再流回驱动桥壳中间的油盆中。这时,只要润滑轴承的进出油孔保持畅通无阻,就能使润滑油得到循环,不仅能够使

52、轴承得到良好润滑、散热和清洗,而且也能够保护前端的油封不会因润滑油有压力而漏油和损坏2。 在设计中必须要考虑到要使足够的润滑油流进差速器中,从而保证其摩擦表面有良好的润滑,为此在差速器壳上都设有很多的通油口。 为了防止温度升高导致主减速器壳和桥壳的内部压力增高,从而引发减速器漏油的现象,需要在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞。同时需要注意的是,通气塞的位置要避开油溅及之处以防止油漏出。 加油孔及塞要设在加油方便的地方,同时保证油孔的位置就是油面的位置。为了方便放油时能放尽,放油孔及塞应设在桥壳的最低的位置,但也应保证汽车在通过障碍时放油塞不会因为被碰撞而脱落。 4 差速器设计 在汽车非直线行驶时

53、候,左右车轮在同一时间内所滚过的路程基本不会相等。若是驱动桥的左右车轮采用刚性连接,则行驶时就会不可避免地产生驱动轮在路面上滑移或滑转的现象。这不仅会轮胎磨损增大,也会使功率和燃油的消耗增大,并且会导致转向和操纵性能的恶化。为了防止以上这些不利现象的发生,汽车左右驱动轮之间都装有轮间差速器,用来保证驱动桥两侧车轮在行程不等时候能够具有不同的旋转角速度,同时满足汽车行驶运动学的要求;在大部分的多桥驱动汽车上还常装有轴间差速器,用来提高通过性,同时避免在驱动桥间产生功率循环以及由此引起的载荷,使传动系零件容易损坏,增大轮胎磨损及增加燃料消耗等。 差速器按照结构特征的不同,能够分为齿轮式,凸轮式,蜗

54、轮式和牙嵌自由轮等多种形式。 图4.1 差速器动力流向示意图4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构 齿轮式差速器有锥齿轮式和圆柱齿轮式两种形式。锥齿轮式差速器因为具有结构紧凑、质量较小、制造容易、工作平稳可靠等诸多优点因而而被广泛采用。锥齿轮式差速器又可以分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等很多种形式。 当某一侧的半轴不转,例如W20时,另一侧的半轴角速度就为W12 W2;当差速器壳体不转的时候,左右半轴产生反方向等速运动。设差速器壳体受到的转矩为T0,另外T1,T2分别是转速快和转速慢时半轴对差速器壳体产生的反转矩,Tr为差速器内产生的摩擦力矩,则根据力矩的平衡有以下结果: - (4.2) + (4.3) 通常我们以差速器锁紧系数来表现出差速器的性能,其中K定义为K,由以上几个方程就能够得出下面的公式: 由上式可知,在不计差速器的内摩擦力矩,即k0的状况下, 差速器通过差速器壳体传入的转矩就能平均分配给左右半轴;在计内摩擦力矩的状况时,转速慢的半轴上转矩T2比T1大。所以慢、快转半轴的转矩比为: (4.6) 在本式中 一