车辆工程毕业设计论文-长安牌sc1050kw31型载货汽车后驱动桥的设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-长安牌sc1050kw31型载货汽车后驱动桥的设计(编辑修改稿)内容摘要：

（ 11） 车轮滚动半径 390mm 6 第二章 主减速器的设计 主减速器的结构型式的选择 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。 主减速器的 减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 (1)单级主减速器 如图。 由于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廉的优点，广泛用在主减速比 i、小型汽车上。 单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。 图 单极主减速器 图 双级主减速器 (2)双级减速 如图 所示为双级主减速器。 由两级齿轮减速器组成，结构复杂、质量加大 ，制造成本也显著增加，因此仅用于主减速比较大 (i≤ 12)且采用单级减速不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上。 (3)双速主减速器 7 双速主减速器 用于载荷及道路状况变化大、使用条件非常复杂的重型载货汽车。 会加大驱动桥的质量，提高制造成本，并要增设较复杂的操纵装置 所以本车不采用。 (4)单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器 单级贯通式主减速器、双级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车上 ,本车为单桥驱动。 (5)主减速器附轮边减速器 主减速器附轮边减速器应用于矿山、水利及其他大型工程等所用的重 型汽车，工程和军事上用的重型牵引越野汽车及大型公共汽车等。 综上所述，本车采用单级主减速器。 主减速器齿轮的类型的选择 在现代汽车驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。 圆柱齿轮传动应用于发动机横置的前置前驱动乘用车和双级主减速器驱动桥。 在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上，有时也采用蜗轮传动。 (a)螺旋锥齿轮 (b)双曲面齿轮 (c)圆柱齿轮传动 (d)蜗杆传动 图 主减速器的几种齿轮类型 （ 1） 螺旋锥齿 轮 其主、从动齿轮轴线相交于一点。 交角可以是任意的，但在绝大多数的汽车驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90186。 交角的布置。 由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。 加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另 — 端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的 [2]。 （ 2） 双曲面齿轮 8 其主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。 其空间交叉角也都是采用 90186。 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时，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凄的支承。 这对于增强支承刚度、保证轮齿正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。 双曲面齿轮的偏移距使得其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，这有利于大传动比传动。 当要求传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。 当传动 比小于 2 时，双曲面主动齿轮相对于螺旋锥齿轮主动齿轮就显得过大，这时选用螺旋锥齿轮更合理，因为后者具有较大的差速器可利用空间。 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传动工作得更加平稳、无噪声，强度也高。 双曲面齿轮的偏移距还给汽车的总布置带来方便。 （ 3） 圆柱齿轮传动 一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿车驱动桥，在此不采用。 (4)蜗杆传动 与锥齿传动相比，蜗杆传动有如下优点 ① 在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得 到较大的传动比（可大于 7）； ② 在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声； ③ 便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置； ④ 能传递大的载荷，使用寿命长。 但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。 在此不采用。 9 像圆柱齿轮传动只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动。 此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。 这种滑动促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。 但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达 96％。 其传动效率与倔移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。 负荷大时效率高。 螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达 99％。 两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。 如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动 齿轮的 轴向力比螺旋锥齿轮的小。 两种齿轮都在同样的机床上加工，加工成 本基本相同。 然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。 由于本车的主减速器传动比大于 5，且采用双曲面齿轮可以增大离地间隙，所以不采用螺旋锥齿。 综上所述各种齿轮类型的优缺点 ,本文设计的 SC1050 轻型车主减速器采用双曲面齿轮。 主减速器主动锥齿轮的支承形式 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，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一 ,现在汽车主 减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种： （ 1） 悬臂式 图 悬臂式支承 如图 所示，齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。 支承距离 b 应大于 倍的悬臂长度 a，且应比齿轮节圆直径的 70%还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸 a。 支承刚度除了与轴承开式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。 当采用一对圆锥滚子轴 10 承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相 向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。 其特点是结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。 （ 2） 跨置式 如图 所示， 齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。 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。 图 跨置式 支承 装载质量较大的汽车主减速器主动齿轮都是采用跨置 式支承。 但是跨置式支承增 加了导向轴承支座，使主减速器结构复杂，成本提高。 乘用车和装载质量小的商用车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。 SC1050作为轻型货汽车 ,采用结构较为简单的悬臂式支承，以降低其成本。 主减速器从动锥齿轮的支承形式及安置方法 图 从动双曲面齿轮的支承 主减速器从动双曲面齿轮的支承刚度依轴承的形式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。 为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。 两端支承多采用 11 圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内， 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。 但为了增加支承刚度，应当减小尺寸 c＋ d；为了使载荷均匀分配，应尽量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。 球面圆锥滚子轴承具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点当主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极为重要。 向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中。 只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。 综上所述，由于本车为轻型载货汽车，主减速器从动齿轮不宜采向心球轴承，应采用圆 锥滚子轴承支承，并用螺栓与差速器壳突缘连结。 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 ceT nkiiTT Tece /001m a x  mN （ ） 式中 : 1i —— 变速器一挡传动比，在此取 15. 0i —— 主减速器传动比在此取 . maxeT —— 发动机的输出的最大转矩，在此取 102 mN . 0k —— 由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取 0k =，当性能系数 pf 0 时可取 0k =； 16T gm0 . 1 9 5 016T gm0 . 1 9 5 T gm0 . 1 9 5161001e m a xae m a xae m a xa当当pf （ ） am —— 汽车满载时的总质量在此取 7105 gK . 所以由式（ ）得： 0 1071 0519  12 即 pf 0 所以 0k = n —— 该汽车的驱动桥数目在此取 1； T —— 传动系上传动部分的传动效率，在此取。 根据以上参数可以由 (）得： mNT ce  （ 2） 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 csT 2 /r LB LBcsT 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，在此取 69629N，  —— 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 =；对越野汽车取  =；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取  =；在此取  =； r —— 车轮的滚动半径为 ； LB ， LBi —— 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。 所以由公式（ ）得 : mNT cs   0 8 9 6 29 （ 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：  () Na T rc f R H PL B L BG G rT f f f min    （ ） 式中： aG —— 汽车满载时的总重量，在此取 69629N。 TG —— 所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算； 13 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； LB ， LBi —— 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 ； n —— 该汽车的驱动桥数目在此取 1； r —— 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 ，滚动半径为。 所以由式（ ）得：   )( PHRLBLB rTacf fffni rGGT   mN   1)( 29 主减速器基本参数的选择 （ 1）。