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1、遼寧工程技術大學課程設計 1確定設計參數 1.1選定參數 輕型貨車應具冇的最扁速度120KM/H ； 輕型貨車應具有的裝載質量2 T ； 輕型貨車應具有的最小轉彎半徑10 M ； 輕型貨車應具冇的戢大爬坡度0.5； 輕型貨車應具冇的同步附著系數0.5： 1.2選擇汽車形式 1.2.1確定汽車軸數與驅動形式 汽車的軸數主耍有兩個、三個或者更多。軸數的多少主耍取決丁?汽車質量、公路法規(guī) 和輪胎的負荷以及汽車的結構等有關?？傎|量小于19噸的道路運輸車、乘川車和不在公 路上行駛的車輛，一般選擇結構簡單且制造的成木低的兩軸方案。 因此，選擇汽車的軸數為2。 駛動形式的

2、確立主要受汽車用途、汽車總質量和汽車性能等條件等影響。通常小型 年與商用車這吐要求較低的車輛，-?般選擇結構簡單H?制造的成本低廉的4x2的驅動形 式。 因此，驅動形式的選擇是4x2。 1.2.2選擇汽車布置形式 汽車的布置形式是對于發(fā)動機的擺放位置、驅動橋的擺放空間和車身三方而的相互位 置關系而言。除了全車與各個總成的相關參數外，汽車的性能還取決于其布置形式。 本設計選擇平頭型貨車，其總長度和軸與軸的距離都較短，整體較小，而幾最小轉彎 半徑，機動性能佳；因為總長較短，不需耍引擎希?和翼子板，汽車的質量變??；所以選擇 平頭型。 發(fā)動機前置的后橋驅動貨車的優(yōu)勢在于：發(fā)動機可選擇類型多

3、；發(fā)動機故障容易排查; 發(fā)動機位置擺放好，有利于更好地維護；汽車操作機構的結構都比較簡單，比較好布置; 所以選擇發(fā)動機前垃。 1.3選擇主要參數 1.3.1確定主要參數 (1) 外廓尺寸 駕駛過程中的小尺寸車長，其體積也較小，対于道路、停車場、交通都有比較積極 得影響，此外，相應地減少了汽車的整備質量，這是比功率、扭矩和燃油經濟性比更高的 優(yōu)勢。 根據GB1589—1989規(guī)定汽車外廉尺寸界線，貨車總長度不應超過12米，不包括 后視鏡，寬度不得超過2. 5米；空載和關閉窗口的頂部，其高度不得超過4米；外伸物的 伸長最不得超過最大寬度250毫米；頂窗、通風設備開機，不得超過車高的300

4、亳米。 因此，本設計中的外廓尺寸為5400x1950x2100毫米。 (2) 軸距厶 汽車的長度、榕備質暈、瑕小轉彎直徑、軸荷分配、傳動軸夾角等等都受軸距的影 響。如果是短軸距，那么長度、質量、最小轉彎直徑等指標都卜?降。但是，軸距如果過短, 汽車的操作穩(wěn)定性和汽車制動性變差。因此，在原則11,大排量轎車，負載大的貨乍或余 車，軸距取得較長。而對于高機動性汽車的要求，則選擇較矩的軸距。 表1.1汽車的輪距B與軸距L 車型, 類別「 軸距L/mm- 輪距B/mm^ * 「客車J 城市客車(單車)? 4500-5000， 1740~2050+： 「 長途客車(單車)。

5、5000-6500" 4X2 貨車2 汽車總質量m/忖 1700 ?2902 2300~36皿 36045503 ?J * 1150-1350^ ? 1300^1650^ ? 17042003 ? <1.8- 1 8?60」 6,0 ?143 由表上所得，軸距取2500亳米 ⑶輪距B 車廂的總寬度、總質最、側傾剛度、最小轉彎直徑等因素受汽車輪距大小的影響。 輪距的增大-方面會使得車廂的寬度增大，側傾剛度也增大，橫向穩(wěn)定性也更好。另--方 面卻增加了總質量、總寬度利最小轉彎半徑等等，因而不利于汽車的機動性。 3 因為總寬度限制在2.5

6、米，所以輪距不得取得太大。但是，取得的輪距應保證能妥 善安置好發(fā)動機、車架、前懸架和車輪，且確保前輪能冇充足的轉向的余地。取得的后輪 距應冇一定的寬度以滿足輪胎寬度、懸架寬度Z間的距離。 參考表2取輪距B、= B2 = 2500 (4) 前懸厶尸和后懸厶* 汽車通過性、碰撞可靠性、駕駛可見范用、前鋼板彈簧長度、上下車便利性和汽車造 型等都受到前懸尺寸的影響。増加前懸的大小，會因汽車的接近角的減小而使通過性降低, 視野變差。由于保險杠、散熱器風扇、發(fā)動機、轉向器等部件是被布置在前懸的尺寸之內， 因此，前懸的尺寸應盡量取得稍微長些。前懸尺寸在初選的時候，在保證布置所需的總成 的條件下，盡量取

7、得一個較短的尺寸。參考同類的汽車，選取£、=740亳米。 汽車通過性、汽車追尾安全、汽車造型也受后懸尺寸的影響，根據軸距與軸荷分配 耍求，選擇后懸尺寸的大小。氏后懸，那么意味著離去角度的縮小，對于汽車通過性冇不 利的影響?？傎|量在1.8?14.0T的貨車后懸通常在1200?220()亳米Z間選取。本設計選取 4=1300亳米 (5) 車頭長度 車頭長度影響汽車的外觀、汽車面積利用率、發(fā)動機接近性。 本設計取1400毫米。 1.3.2確定汽車質量參數 1. 確定整車整備質量 整車幣備質量叫：在沒有裝貨和載入的狀態(tài)下，車上帶有的全部裝備，燃料、水。 車輛重量的是汽車的制造

8、成本和燃油經濟性的重要參照。從事汽車設計工作需遵從 的一項原則那就是減少整車整備質量。 通過收集同一類型的相關質量的數據，比如各個零組件的質量。結合實際情況，估 算所需的零組件質.量，最終得到佔算的整車整備質量。根據查表得質量系數幾。，從而算 出整備質量。 遼寧工程技術大學課程設計 表1.2質量系數幾° 車 總質量％ 3 貨車。 1.8~6?3 0.8-1.10<-' 6.0 ?148 1.20-1.35Q >14.3 1.30 ?1.70J 依據表1.2質暈系數“應初選為“”心=1,由公式得=他/仏=2/。 2. 確定載客

9、量與裝載質最 根據輕型貨車的載客量為2?4,故載客量取3人。裝載質量取叫=27\ 3. 確定汽車總質量叫 汽車的總質量山三部分組成，分別是整備質昴、栽客量與裝載質量和駕駛員質量。即 nia =叫 4- ni. + n65kg ma =2/ + 2r + 3x 65kg = 4.1957 4. 確定軸荷分配 汽車的許多性能和輪胎的使用壽命受軸荷的分配的一定影響。當驅動橋能夠承受較 大的載荷時，從動軸上的載荷可以適當的降低，這樣可以使得汽車有良好的動力與在路面 情況較差的通過性。既要保證汽車轉向軸負荷不宜過小，乂需要具有乩好的操控性和穩(wěn)加 性。此外，汽車每個使川它的性能要求乂是矛盾的

10、。因此，合理的選擇?個軸荷分配參數, 是實現梏車性能的要求，符合使用的條件的重要因素。 對軸荷分配有著顯著影響的主要是汽車的驅動形式、汽車的結構、使用條件、車頭 類盤等。前軸載荷較大的情況通常是前胃發(fā)動機僑車與平頭型貨車，而較小的情況是長頭 型貨車與經常在路而惜況較差行駛的越野車。 表1. 3軸荷分配表 車型（商用貨車）? 滿載」 空載.| 前軸心 后軸? 前軸? 后軸Q 4X2后輪單胎a 32%70%「 60%~68%“ 劉％?59%< 41%?50%? 4X2后輪雙胎，長、短頭式. 25%~27%「 73%-75%v 44%-49%+ 力％?咒％

11、. 4X2后輪雙胎，平頭式? 30% ?35%「 65% ?70%， 4 8% ?54%< 46%~52% ? 6X4后輪雙胎" 19% ?25%^ 75燼81%門 31%~37%< 63% ?69%a 遼寧工程技術大學課程設計 由表數據得 空載：前軸軸荷取50% 后軸軸荷取50% 滿載：前軸軸荷取5% 后軸軸荷取65% 1.3.3確定汽車性能參數 1. 最高時速匕喚 在當下，生活節(jié)奏的加快，道路狀況完善，汽車的繪高時速的提高越來越受到廣大 群眾的關注。木設計瑕高時速給定參數為123KM/H. 2. 加速時間T 一般:最高

12、時速大于1OOKM/H,裝載最在2-2.5T的貨車在0-60KM/H的換描加速時間 在17.5?3OS之間。 3. 最大爬坡度 貨車的最大爬坡度l般要求在能克服30%的坡度。 4?比功率人與比轉矩可 汽車動力性能有很多綜合指標，比功率就是其屮的一個。比功率決定汽車的最高時 速。根據中國相關規(guī)定，《機動車運行安全技術條件》內明文規(guī)定:貨車的/>>4.8WZo 比轉矩是汽乍牽引力能力的人小的反映，也是動力性能的綜合指標么一。不同最高 車速的汽車的比功率和比扭矩范圍由下表所示。 表1.4汽車動力性參數 A 汽車類別Q 最高車速“ 匕a欽 p 比功率* 比轉矩， b

13、n滬 Nm嚴 貨車2 最大總質 量％/f Q 80-135^ 1428“ 30~44p 1 8<他<6.幺 15 ?25q 38-44p 1.8< 傀 a 74122 10~20a 33~47q 傀 >14. 0口 6~20* 29 ?50+  5 ?燃汕的經濟性 燃油經濟性是以汽午在平坦、條件好的道路上，每百公里地行駛，所用去的燃油來 計算的。 表1.5貨車燃油消耗量 總質量? 汽油機Q 柴油機Q 總質量門 汽油機& 柴f由機心 <4壞 3.007.02 2.00 ?2.80

14、4; 6?12忖 2.68~2.82門 1.55~1.86* 4?6忖 2.80-3.20.^ 1.90-2.10^ >12飼 2.50~2.60， 1.43 ?1.53。 6儼小轉彎半徑 放小轉彎半徑指的是汽車處于轉彎極限狀態(tài)汽乍前外轉向輪輪輒中心在支承而 1??的軌跡圓的半徑，其與車輛寬度無關，與車長有關。 表1?6貨年的最小轉彎半徑 車型 級別 R 貨車 微型 4?6m 輕型 5 ?9.5m 中型 6 ~ 10m S 型 6.5 ?10.5m 7 ?汽車的通過性 汽車通過性的兒何參數指的是與間隙失效冇關的汽車整車兒何參數

15、，其包含最小離地 間隙.縱向通過角、離去角、接近角和故小轉彎半徑等。主要根據汽車的類型和使用條件 而定。 衣1.7通過性的幾何參數 車型卩 M (°) & Yd (°) Q 4x2乘用車?- 150-220. 20?30」 W?22?j 3.0 ?8.% 4x4乘用車門 210， 45^50^ 35—40^ 1.7 ?3Q “ 4x2貨車卩 180?300* 40?60卩 25—45^ 2.3 ?6.3 ' 4x4貨車、6x6貨車。 260-350- 45 ?60a ?45門 1.9 ?3Q 1 

16、 &轉向特性參數 具有一定不足轉向的汽車，能比駕駛員更好地操作，汽車更穩(wěn)定。通常取1-3度。 9.車身傾側角 傾側角指的是汽車汽車以一定速度沿惻等速行駛，傾側角應在3度以內，不能超過7 度，否則冇翻車危險。 1.4選擇發(fā)動機 1.4.1確定發(fā)動機類型 口前汽車的發(fā)動機類空主要冇直列型、V型、W型、水平對置型和轉子發(fā)動機。使用 燃料類型主要冇汽油機、柴汕機。本設計選収直列水冷汽油發(fā)動機，直列水冷汽汕發(fā)動機 的噪聲、小散熱佳、體積小轉速高、啟動方便，易維修，基木能滿足本設計的要求。 1.4.2選擇發(fā)動機性能 1.發(fā)動機的最高功率 "emax 發(fā)動機的最高功率

17、與傳動系的傳動效率〃“汽車總質量他、巫力加速度g＞滾動阻 力系數/、最高時速叫喚、空氣阻力系數C。、汽車正面投影而積A有關。 山于木設計采用的是單級臨b觀弘橋4x2工盤熾車，故厶取0.9, f取0.2, CD 取 0.8, A 取 3.12 故 Pg =62.92曲 因算出來的幾忖為最大冇效功率，最人功率應比最大冇效功率稍微高12%~20%。 故最人功率為嘰=L 15 X 62.92 = 7236 2.最高功率的相應轉速 小型貨車的相應轉速®通常取在4000-5000r/min之間，總質量越高，其相應轉速應 該更低一些。 故相應轉速取為耳=4500r/min 3

18、.最大轉矩 最大轉矩厶喰 (N*M) aP 7_=9540x—^ - 其中Q取1.2o 忌嚴184?08N〃？ 4瑕大轉矩的相應轉速 nT = np! (1.4-2) =>npl\.6 =>wr = 2812.5r/min «2800r/min 1.5輪胎的選擇 通常在設計初始，輪胎的型式和尺寸就得確定好。其關系著汽車設計整體布氏與 原始數據。 主要根據汽車輪胎條件婆求，載重和速度額定選擇輪胎型號。 輪胎運動的受到的的載荷與輪胎所能承受的靜載荷應大致相等或者相是無兒，農中 沒有括號的每個數據列，這表明都可以使用在斜交輪胎和子午線輪胎列的數據，

19、不然，則 沒冇括號的數據只能夠使用在斜交倫胎上，只有括號的數據只能夠使用在子午線倫胎，如 果裝?對不同類型的輪胎，約冇10%到15%載荷增加在-對輪胎的使用。 輪胎的負荷系數通常選擇0.9和1.0之間，就可以避免超載的危險。對于行駛在情況 好的路面，低速行駛的卡車，通常允許収l.lo輪胎的超載與輪胎的壽命Z間冇著一定的 聯系，輪胎每超載的20%,壽命會相應地下降約30%。故輪胎系數不能過大，因此一般 不可以超過1.2。對于高速、質量較小的汽車，動載荷高，輪胎系數不能太大，會發(fā)生危 險，故通常取繪小值0.9。而對于低速行駛的重型卡車，重型自卸車，系數可以往上提。 輪胎的材料在目前，廣泛使用的高

20、強度尼龍簾布輪胎裝在卡車上，輪胎可以承受較大的質 量。因此，相比相同的質量的汽車,其輪胎尺寸可以減少。 輪胎的胎線排列對汽車性能也有一定影響，其類型大致有三類，種是普通斜線、一 種是子午線、一種是帶束斜角線。普通斜線層數越多，輪胎越厚，輪胎被劃破的可能性較 低。但是其緩沖性能不夠理想。相比普通斜線，子午線的輪胎能從分利用子午線的強度。 此外，緩沖層，加強了凸卑的多層高強度材料，緩沖性能提高，與以往的斜線輪胎，子午 9 遼寧工程技術大學課程設計 線輪胎相比，仍然具有很長的使用壽命，滾動阻力小，良好的粘合性能等。但是子午線輪 胎側壁較薄，不夠理想的橫向穩(wěn)定性。側壁產生裂紋，且制造

21、技術要求高。因為了午線輪 胎冇更多的優(yōu)勢，在汽車應用越來越多。 帶朿斜交具有普通斜線和子午線之間的一些輪胎結構和性能，并沒有得到廣泛的應 用。結合經濟性與性能，選擇斜交輪胎。 滿載時，其繪人載荷為： 4190x9.8x35% = 7194.43N  表1.8國產汽車輪胎規(guī)格及特征 輪 胎 規(guī) 則 層 數 主要尺寸 使用條件 斷 面 寬 外H徑 最大 負荷 相應氣 壓 pxO.l 標 準 輪刪 允 許 使 用 輪輜 普通 花紋 加深 花紋 越野 花紋 N MPa 輕型貨車，中，4 、客車及其掛「乍輪胎 6.50-14

22、 6 8 180 705 5850 6900 3.2 4.2 4-J 2 5J 6.50-16 (6.50R16) 6 8 755 765 765 6350 7550 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.50F 5.50E 5.50F 7.55-15 (7.00R15) 6 200 750 760 6800 8000 3.2(3.5) 4.2(4.6) 5.5OF 6.00G 7.00-16 (7.00R16) 8 10 200 780 790 8500 9650 4.2(4.6

23、) 53(5.6) 5.50F 6.00G 7.50-15 (7.5OR15) 8 10 220 785 790 9300 10600 4.2(4.6) 53(5.6) 6.00G 5.50F 6.50F 7.50-16 (7.50R16) 8 10 12 220 810 820 - 9700 11050 12400 4.2(4.6) 53(5.6) 63(6.7) 6.00G 5.00F 6.50H &25-16 (8.25R16) 12 240 860 870 13500 53(5.6)

24、 6.50H 6.00G 選擇 7.00-16。 # 趙耿:輕型貨車非斷開式驅動橋設計 2驅動橋的選擇 2.1選擇驅動橋的結構形式 驅動橋的結構形式可以分為兩種，一?種是非斷開式驅動橋一種是斷開式驅動橋。兩種 驅動橋各冇各的優(yōu)缺點，可以根據需姜進行選擇。 非斷開式驅動橋內部結構形成一個整體，除承載汽車車身以外，還要安裝主減速器、 差速器、半軸。驅動橋在工作的時候，一側車輪上下運動，驅動橋會發(fā)生傾斜，結構簡單, 成木低，工作可靠，貨車使川較多。 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋在于其有獨立懸掛，即使在工作時車輪上下運 動，驅動橋不受其太大影響，能在道路情況較差的情況

25、下行駛，在轎車與越野車使用較多, 以提高其舒適性和應對道路悄況較差。 7 13 遼寧工程技術大學課程設計 圖2-2斷開式驅動橋 木設計主要研究的是貨車，故選擇非斷開式驅動橋就可以基本滿足所需要的性能。 2.2選擇驅動橋零［:結構 主減速器：用于改變電機的傳輸的方向，降低轉速，增大扭矩。 差速器：用于汽車在轉彎時，將驅動輪兩輪的速度變得不同，且傳遞扭矩。 半軸：用于把從差速器傳遞過來的扭祁傳遞給車輪。 橋殼：用于支承并保護以上部件。 2.2.1確定主減速器的結構 根據驅動橋主減速器的齒輪副的結構形式的不同，其分為螺旋狀，錐齒輪和蝸輪等。。 以直齒來傳

26、動的主減速器因體積較大，故當前使用較少。簡單-的斜齒來傳動的主減 速器，往往是使用在發(fā)動機橫置的橋上的。錐齒傳動則使用在發(fā)動機豎置的橋上。 木設計采用的是發(fā)動機豎置，故選用螺旋錐齒輪傳動形式。螺旋錐齒輪冇著不根切、 傳動巫合度的最少齒數少，可以節(jié)省空間。且承載能力高耗能低、制造簡單、傳動緊湊、工作穩(wěn)定可靠、傳動噪聲小的優(yōu)點，故常用丁?重載傳動。同時，錐齒輪傳遞兩相交軸Z間 的運動和動力，分度惻錐角大部分呈90度，十分適合驅動橋主減速器的減速形式。 圖2-4螺旋錐齒輪的傳動 圖2d木設計的錐齒輪傳動 驅動橋的主減速器結構的類型根據減速形式的形式主要冇單級、雙級主減速

27、器Z分。 單級減速器指的是只有一對錐齒輪傳動的減速器，山于它的傳動比不大，廣泛用于 小型車和一些中型車。 對于傳動力較人的大中型車，則在單級的基礎上，后邊加一對齒輪，則稱為雙極減 速器。 根據設計的實際情況，只需單級主減速器就能滿足設計所需的性能，其屮傳動比幾小 于等于7。 主減速器為保證螺旋錐齒輪的匸確嚙合.這就耍求齒輪的加工質星較高.軸承和橋 殼能夠承受-?定的剛度，并且齒輪的支撐剛度也要求較尚。 1.選取主動錐齒輪的支承形式 主減速器的主動錐齒輪的支撐形武通常冇兩種，i種是懸臂式支承，一種是跨置式 支承。通常采用跨置式支承的主減速器齒輪，其裝載質量在2T以上，本設計的裝載

28、質量 為2T,故選取跨置式支承。 L動址齒倫的支承力?粉胃代利時 M兩種. b （?伽心 c （慫杵式） 19 圖2-6主動錐齒輪的支出方式 跨宣式支承能夠使得整體的支承剛度顯著增加，齒輪受載荷作用而變形的町能性明顯減 小。和較于懸借式支承，跨置式支承的主動錐齒輪承受的徑向載荷耍少得多，并幾齒輪的 承載能力耍高。 圖2-7跨置式支承 圖2-8木設計主動錐齒輪支承形式  2?選取從動錐齒輪的支承形式 以惻錐滾了軸樂支承從動錐齒輪，可以同時承受徑向載荷和單向軸向載荷口傳動動 載荷較高，足以滿足所需的支承剛度，為減少空間，圓錐滾子軸承小端應相向向外，這樣 尺

29、寸c+d不至于太大。乂因為差速器殼體設有加強筋以加強支承強度，應在從動錐齒輪上 留有足夠空間，所以尺寸c+d的大小通常人于從動齒輪人端直徑的70%,且尺寸c與尺寸 d應和等或者和差不人，在可以容許的范圍內。 圖2-9從動錐齒輪的支承形式 圖2-10本設計從動齒輪支承形式 2.2.2選擇差速器的結構形式 汽車在轉彎的時候，由于兩輪間受到的行駛阻力不同，兩側輪胎轉彎的半徑不同，若 兩輪以相同速度行駛，會造成汽車轉彎的閑難。這時，報動橋上的差速器口J以改變兩輪的 速度，形成一定差距的速度，方便汽車轉彎。差速器還可以減少輪胎與地面Z間的縻擦， 提高汽車的功率比。 差速器按

30、減速方式劃分主要冇齒輪式、凸輪式、蝸輪蝸桿式等。按齒輪式差速器的 齒輪形式分可以分為圓錐齒輪與圓柱齒輪。 本設計在普速器結構形式的選擇上，選収的是對稱式圓錐行星齒輪差速器。其組成 成分主要有4個大小規(guī)格相同的行星輪、差速器左右殼、十字軸、半軸齒輪、半軸和齒輪 墊片等。該差速器的結構簡單、容易制造、工作平穩(wěn)可靠，故被大部分汽車所使用。 圖2-11差速器結構圖 223選擇傳動裝置的結構形式 驅動乍輪傳動裝直的冃的是從減速器半軸齒輪到車輪的轉矩。通常，半軸和丿j向節(jié) 傳動裝置是一種斷開式驅動橋傳動裝置，萬向節(jié)傳動裝置主要是等速萬向節(jié)。而非斷開式 驅動橋只以半軸為傳動裝置，并且將差速器

31、半軸齒輪和軸轂連接。如果驅動橋［二裝冇論邊 減速器，那么半軸要將半軸齒輪與主動錐齒輪相連。 遼寧工程技術大學課程設計 圖2-12本設計所選半軸 因本設計選擇非段式驅動橋，其半軸承受載荷情況可以分為全浮、半浮及3/4浮式。 （1） 半浮武：直接支掠在軸承上的外端軸頸的外端的橋殼外端內孔，并具有端部的 錐形凸臺，并把鍵固定在輪轂或在該直接與輪盤賭，并加上制動鼓）法蘭。因此，除了半 浮動軸扭矩被傳遞，而FL還能夠承受車輪傳來的扭矩。所以，半浮式半軸載荷復雜，但它 具有結構簡單，質量低，體枳小，成木低廉等特點。較小的質量，使用更好的條件，承載 負荷并不大轎車和輕型卡車。 （2）

32、3/4浮式：支承軸只有一個軸承安裝在殼體端部直接支承在輪轂,然后其端部和 軸固定在輪轂。山于軸承町較羌的支撐剛度，所以這除了所冇軸的轉矩，半軸套和半軸還 需--起承受扭矩，也就是說3/4浮式半軸不得不承受的?部分的扭矩，后者決定了它的支 撐結構類世的大小根據軸承，軸的剛性和其它因索的剛度比。力矩導致軸承側偏斜的趨勢, 這將極大地降低了軸承的壽命?？捎糜谵I車和輕型卡車，但沒冇得到推廣。 （3） 全浮式：與相聯的全浮式車軸輪轂是半軸，半軸管套支承上的一對軸承支承輪 轂。軸承的形式通常選用圓錐滾子軸承，而不用球軸承，兩個圓錐滾子軸承的人端應和向 安裝，給予預緊力，是使川鎖定螺母鎖定結構后進行調整。

33、由于車輪被眾潺的垂直力，縱 向和橫向力和彎矩已經引起他們的車輪，車軸通過輪教軸承，所以全浮式半軸的扭矩不僅 在理論上，無力承受彎矩。然而，在實際工作中，由于耕密加工和裝配和軸支承剛度和理 山不足，仍然可以使全浮式半軸承受一定的時刻在實際使用條件下，彎Illi應力大約是5? 70MPa的。該結構的外端冇一個全浮式半軸驅動橋是比較復雜的，需耍運用復雜的形狀和 質量和規(guī)模都更大的車輪，制造成本較高，所以汽車和其他小型車不使用這種結構。由于 其可靠的，但它被廣泛川于各類汽車燈上面的。 2.2.4選擇驅動橋橋殼 橋殼是主減速器，差速器的外殼非斷開式驅動橋橋殼起著車上的支撐作用。橋殼將驅 動車輪的垂直

34、力，制動力，橫向力和牽引力傳遞給懸架或車上。因此，橋殼既能承載乂能 傳遞動力。 在汽車行駛過程中，橋殼承受重載荷必須在動態(tài)軸重被認為具有足夠的強度和剛度 的悄況下設計。為了減少汽車的贊下質量，以促進動態(tài)負載降低，提高了汽車的乘坐舒適 性，減少橋殼質量以滿足強度和剛度在能夠保證的麗捉下。簡單的軸結構還便于制造容易 并降低成本。該結構還應該確保最終的驅動器拆裝，調整，維護和維修方便。當選擇結構 型式橋殼，還應該考慮車輛的婆求，生產條件。 橋殼的結構形式主要可以分為三種： (1) 可分離橋殼 可分離橋殼由一個垂宜軸接合表而被分成兩部分，由壓入殼外端的半軸套管體與殼 體釧釘連接，用橋殼左右兩部

35、分的結合面上的螺栓聯接主減速器與差速器，使Z連成一個 整體。它具冇工藝簡單，齒輪剛度好的優(yōu)點。但在主齒輪組裝，調整和維護是非常不方便 的，軸的強度和剛度相對較低。在過去的兩個可分離的所謂輕型貨車看出，山于這些缺點， 現在很少使用。 圖2-13可分離橋殼 (2) 不可分離橋殼 根據制造工藝的不同，不可分離橋殼的類型有鑄造、鋼板沖壓焊接、鋼管擴張三種，所謂 不可分離橋殼就是橋殼是一個整體，強度與剛度較好。橋殼和主減速器殼二者以螺栓聯， 主減速器殼內裝有主減速器與差速器，再經過調整后裝入橋殼內。這樣一來，主減速齒輪 和差速器維護、裝卸、微調等也方便了許多。 I9 遼寧工程技術大

36、學課程設計 圖2-14不可分離式橋殼 （3）組裝式橋殼 無縫鋼管貫穿橋殼，左右橋売主耍以銷釘聯接。組裝式橋殼既包含可分離橋殼好的 地方，又比其更容易拆裝。組裝式橋殼也有不可分離橋殼的有點，質量小，體積小。但其 整體的剛度比不町分離橋殼來得低。 3驅動橋計算與校核 3.1計算與主減速器有關的參數 (1) 傳動比％ 傳動比％需滿足在發(fā)動機最人功率和和應轉速的前提下，盡量使貨車能夠達到最高時速。 它的大小主耍取決丁?車輪的滾動半徑作、變速器髙檔傳動比人、相應轉速％和放大時速 Va inax o i°=(0.377?0.472)——:p 其中 rt. =0.5

37、Ma igh = 1、np =4500r/min、max =95艮瞬眉。"LB 計算得： 巾=4.7?7.2 取 zo=6o (2) 主減速器齒輪載荷計算 主減速器錐齒輪的切齒方法冇兩種，一種是格里森切齒，一種是奧利康切齒。在這 里按格里森切齒計算載荷。 從動錐齒輪的計算轉矩：的確定需按發(fā)動機最人轉矩和最低檔的傳動比。 4(1 emax 八八 JL 0 ■1 Tee——計算轉矩。N.M T ennx - —發(fā)動機的最人轉矩。 N 驅動橋數。 S——分動器的傳動比。 /0——主減速的傳動效率。 n——變速器的傳動效

38、率。 k —液力變矩器的變矩系數。 Kd——由于猛接離合器而產生的動載系數 /, —變速器放低扌專傳動比. 其屮 Lnax =192 N-m, N=l, z/l, i0=6. 0, q =0.9, k=l, Ktl =1, z, =3. 0a 計算得： ：=3110.4N?M 35 從動錐齒輪的計算轉矩需按驅動車輪打滑轉矩計算。 Gm,% Tcs—計算轉矩。 G2——以個驅動橋對地產生的最人載荷。 加2 — 最人加速度的后軸負荷轉移系數。 (P——路面和輪胎間的附著系數，取決于路面情況的好壞。 仃——輪子的滾動半徑。 im — 主減速器從動齒

39、輪與半軸的傳動比。 〃，“一 主減速器主動齒輪與半軸之間的傳動效率。 其 + 777 2 = 1.1 > (P =0.85, im=] , 〃，” =1。 計算得： 7；v =9732.6 INm ：、7；均為最大轉矩，計算轉矩7；在計算錐齒輪最大應力時，應取幾、：二者的 最小值計算，所以r =2982. lN-mo 主動錐齒輪的計算轉矩的計算公式 7：——主動錐齒輪計算轉矩。 主減速比。 %——主動錐齒輪耳從動錐齒輪間的傳動效率。 其中對于弧齒錐齒輪副，％?取95%。 計算得 7>545.6N?m ■ (3) 錐齒輪參數 錐齒輪的兒何參數及計算公

40、式主要有：錐齒輪的齒數z,錐齒輪模數Db分度圓錐角 6 ,分度圓直徑d,齒頂高h“，齒根高h.r,齒寬b等等。 錐齒輪在嚙合的過程中，應磨合均勻，具冇理想的傳動重合度、高的齒輪的彎曲強 度、高的疲勞強度，平穩(wěn)且噪聲小。因此對于主、從動齒輪的齒數之和不小于40,乙不小 于6,冇一定的離地間隙。選得Zi=7； Z2=41,因此主減速傳動比為/0=Z2/Z>=41/7=5.86o 在單級主減速器的設計中，橋光的禹度尺寸與離地間隙的大小受從動錐齒輪分度圓 苜徑D2的捉高的影響，跨置式主動齒輪支掠座的女裝位置大小與差速器的安裝會受D2的 減小影響。故D2不能取得太大也不能取得太小，應選擇一個平

41、衡。根據經驗公式： D2=Kq換 莫中 K®——直徑系數。 經計算得 D 2 =214.2mm 又因 M.=D/Z 所以 M,=5.22 又因所取的模數應滿足叫=K” ?病，Km=0.3?0.4。叫二(0.3?0.4)$2912.51 = 4.28?5.71。 根據國標選擇，肌=5, D2=205mm。 錐齒輪齒輪的強度和壽命并不能簡單通過增大其齒面的寬度，齒寬過大會使得齒根 的圓角半徑減小，因而應力集中增大，使用壽命降低。除此Z外，齒而増寬使得齒輪整體 體積變大使得所需的裝配空間也要變大。但是，齒而的寬度過小的話，會使得齒輪的耐磨 性減低，使用壽命降低?？偠灾?，齒面

42、寬度不能過大也不能過小。 齒而寬度的計算公式： b〈0.3?R , b <10m 其中： R―錐距。 根據經驗公式人=0.155 0。 齒面寬度為人=0」55X205=31. 775mn)o * (3)全齒高、齒工作高 已計算好的參數: 主動錐齒輪齒數 7 從動錐齒輪齒數 41 模數 5 齒面寬 b、=b2 =31.775加〃？ 壓力角 20度  主動齒輪齒 數 (5) 6 7 8 9 10 11 >12 從動齒輪最 小齒數勺麗 34 33 32 31 30 29 26 法向壓角力 a 20&

43、#176; 螺旋角0 35° 40° 35" 齒工作高系 數厲 (1.430) 1.500 1.560 1.61 1.65 1.68 1.695 1.700 齒全高系數 (1.588) 1.666 1.733 1.788 1.832 1.865 1.882 1.888 大齒輪齒髙 系數心 (0.160) 0.215 0.270 0.325 0.380 0.435 0.49 0.46+ ° 39 2 (如 軸交角 90度 節(jié)岡直徑 D、= msz{ =5x7 = 35 mm; D2

44、 = nisz2 =5x41 = 205mm 表3-1 曲表得： 齒T作高為：hg=H I?\仁=1.56 x5=7.8mm 全齒高為:h=H 2 ? Mj=1.733 x5=8.67mm 從動齒輪齒頂高為：h°2=Ka? Ms =0.27x5= 1.35mm 主動齒輪齒頂為為：hai= h&-h“ 2 =6.45mm 從動齒輪齒根高為：h /2 = h-h,2=7.32mm 主動齒輪齒根髙為：h /]=h-hai=2.22mm 3.2主減速器齒輪的強度計算 齒輪傳動的失效主要原因就是齒輪的失效，其失效與其工作條件有關。齒輪的工作條 件大致可以分為兩

45、種：閉式與開式。開式般只試用于低速、手動等不重要的傳動，因其 齒輪眾露于空氣而使得空氣中的灰塵顆粒容易進入，縮短齒輪的試用壽命。閉式;則在一個 密閉的空間里，齒輪的潤滑情況較好，通常在一些比較重要的傳動中使用。 表3-2驅動橋齒輪的許用應力 計算載荷 主減速器齒輪的 許用應力 主減速器齒倫的 許用接觸應力 差速器齒輪的許 用彎曲應力 {"}之間的 較小值 700 2800 980 齒輪齒根彎曲強度0計算: Gw c ° s m X103 kvmsbDJw 其中： k()——過載系數。 k,——尺寸系數，“倍 km—齒面載荷分配系數

46、 kv——質量系數 Jw ——所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數 30 0M^ssf&w<c^* -4/ 一 — F— / 1 / / 7 < /

47、 3( 3< 40 45 5) ) 6< ) 1 / 丿 「 / L / / 7 F1/L f L / /

48、 相嚙合齒輪的齒數 60 50 6 7 8 10 11 20 II 10 8 7 6 5 0. 12 0. 16 0.20 0.24 0.28 圖3-1螺旋齒輪彎曲強度綜合系數 則從動錐齒輪 2x2982,1x0,67x1.1 = 5x31.775x205x0.238 卞動錐齒輪 T. = 2982?1 = 535.67N ? m 0.95x5.86 2x 5 3 5 ® 0“7冷鼻血莎 "5x 3 1 ?7又5 2 5 0.2 3 8 上述計算均小于最大彎曲強度700MPAo故合理。 齒輪的接觸強度6計算公式為：

49、 其中: km——尺寸系數 kf——齒面品質系數 cp—綜合彈性系數 Jj——齒面接觸強度綜介系數 接觸強度計算川丿 »7&m 年SW 圖3-2綜合系數打' 計算得: 232.6 )2x535.67x0.666x1」二 。, (T. = x J xlO =2896.8⑷a 7 35 V 31.775x0.13 其最大接觸強度均不

50、超過2900MPA,故主動齒輪與從動齒輪二者的齒面接觸應力相等。 3.3計算差速器的相關參數 本設計選擇的差速器是對稱式圓錐行星齒輪差速器。 (1) 行星齒輪個數及球面半徑。 根據承載情況，在此選擇4個行星齒輪。差速器錐齒輪的大小和承載能力由行星齒 輪球面半徑Rb反映。 以經驗公式確定: 其中： Kh——行星齒輪球面半徑系數 Td——差速器計算轉矩（Nm） Rb——球面半徑 計算得; Rb =2.5x^/2982」=35.98〃伽 （2）行星輪和半軸齒輪的齒數 行星輪需冇較高的強度和較小的尺寸，因此行星輪的齒數和模數都應該較少一些。 半軸倫齒數肯定要能

51、被行星輪齒數整除。 本設計暫定半軸齒數為24,行星齒輪齒數為12。 節(jié)錐角計算公式： = arctanCZj /z2) = arctan 0.5 = 26.56° y2 = arctan(z2 /zj =63.43° 模數計算公式： 加=2^ sin 升 計算的： 2x 3 5.26 _。一 . m = s in 2 6 z 12 取w = 3 （3） 選擇差速器齒輪材料 普速器的齒輪精度要求一般較低，故選擇滲碳合金鋼材料。 （4） 行星輪參數 行星輪齒輪齒寬b A = (0.25-0.30)4 b=9. 52mmo 取0.27計算,

52、齒工作高hg 忙=1.6m A m = 3;力=1.6 x 3 = 4. Smm o 全齒高h 力= 1.788〃？+ 0.051 力=1.788 x 3 + 0.051 = 5.415mm 齒頂高h “ It =忙一力；;力;=0.430 + —? 7° m g [(勺/訂」 計算得:斥=3?233〃z〃z; h2 = 1.568/H/77 齒根高h/ h} = 1.788加-九;心=1 ?788/w - h2 h； = 1.788 x 3 - 3.233 = 2.131mm; A； =1.788 x 3 -1.568 = 3.796mm 齒頂間隙c C

53、 = h— 忙=0.188 加+ 0.051 A c = 0.188x3 + 0.051 = 0.615mm 齒頂圓d 血=d】+2〃；cos 并； 〃o2 =〃2 + 2力；cosy2o d(H =36+ 2x3.233 cos 26.56“ =41.78〃〃〃; d°2 = 72 + 2 x 1.568 cos 63.44° =75.47mm. （5）計算齒輪強度 齒輪彎曲應力久 /TkKj" kvmb2d2Jn 其中: 行星齒輪數 J——綜合系數 半軸齒輪計算轉矩，卩=仝竺 n Ji > 12 16 25 20

54、 18 1 圖3-3綜合系數 J取0. 223,計算得: 匕、總、k、按照卞減速器齒輪強度計算的冇關轉矩選取 0.222 0.224 0.226 0.228 0.230 0 232 0?6x2982?l =44w 4 3x9.52x72x4x0.223 滋吐金弱呂rES^e益* 20 3.4設計半軸 (1)應力計算 半軸的形式在本設計中選擇的是全浮式半軸。半軸結構設計中冇兒個問題是必須要 注意的：為使半軸Z各部分都能達到同等強度，那么半軸花鍵的半徑應大于或者等于其桿 部直徑;半軸的失效形式主要是在軸的扭轉疲勞損壞的形式，扭轉疲勞損壞形式主要是因 為應力集中，所以

55、設計應式過渡部分的半徑盡可能增大。；以強度儲備來說，設計的全浮 式半軸部分應低于其他傳動部件軸強度儲備，形成一個“保險絲”的作用，全浮式半軸直 接安裝在輪軸，應被視為安全項)1。 半軸桿部的直徑： d = K莎 其中：A/?！胼S的計算轉矩 K——直徑系數 的計算公式： =-m2G2rr(p 計算得： Mq =4585520 N ? mm d = (0.205 ?0.218)^/4585520 = 34.05 ?36.20〃" 半軸扭轉應力的計算公式： 16他 r = & 7rd 、［旨如 16x4585.52x10’ … 計算得: t =

56、 = 577.12Mpa 3.1416x35’ 尸 扭轉角的計算公式： 2(型) GIp兀 其中：1——半軸長度。 G——材料的切變模量 斷面的極慣性矩 因為 計算得: Ip = ^-x354x/32 = 147249加亦 z) 4585.52x0.75 180 , 0 = — x = 1.65° / m 80xl09x 147249x10 12 3.1416 都扭安全系數的訃算公式: =1.36 nr 784 n =——= t 577.12 其中:784—扭轉屈服極限 (2)材料及其熱處理 半軸的材料通常42CrMo合金鋼、40Mn

57、B鋼、40Cr等。42CrMo合金鋼抗扭力、抗剪 力都較好，價格也較高。我國自主硏制40血B鋼，抗扭力與抗剪力不差，但淬透性差，造 趙耿:輕型貨車非斷開式驅動橋設計 價較低。半軸熱處理主要以調制為主。 3.5橋殼的設計與計算 先前-已確定殼體形式為整體式。 (1)橋殼強度校核 牽引力眾大時的橋殼極限彎曲應力o■與極限扭轉應力r l M、，+ “山 w、. Wh Tt T=—— W「 其中：Mv——垂直方向極限彎矩 b——橋殼板簧座到車輪面的距離 Mh——水平方向彎矩 A―極限轉矩 VV ―垂立方向極限抗彎截面系數 W,——水平方向抗彎截面系數 WT——極限抗扭截面系數 又 Mh=F/b M1=Fx2xb TT=Fx2Xrr 側向力最大時橋殼的極限彎曲應力為 半軸允許彎曲應力為300?50()MpaZ間，半軸允許的扭轉切應力150?400MPa Z間。鍛造橋殼, 以較小者為準，鋼板沖壓橋以較高者為準。 37 遼寧工程技術大學課程設計 #