大迪轻型客货车1021SC车桥设计

1、目目 录录 摘要摘要.I Abstract.II 第第 1 章章 绪论绪论.1 1.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求.1 1.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路.1 1.3 预期的成果.2 1.4 国内外发展状况及现状的介绍.2 1.5 设计内容.3 第第 2 章章 总体方案确定总体方案确定.4 2.1 驱动桥方案确定.4 2.2 转向系方案确定.7 2.2.1 概述.7 2.2.2 转向器结构形式及选择.7 2.2.3 循环球式转向器结构及工作原理.9 2.3 本章小结.10 第第 3 章章 驱动桥的设计计算驱动桥的设计计算.11 3.1 主减速器的设计.11 3.1.1 主减

2、速器的结构型式.11 3.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法.13 3.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法.14 3.1.4 主减速器的基本参数的选择及计算.14 3.2 差速器的设计.20 3.2.1 差速器的结构型式.20 3.2.2 差速器的基本参数的选择及计算.22 3.3 半轴的设计.24 3.3.1 半轴的结构型式.24 3.3.2 半轴的设计与计算.24 3.3.3 半浮式半轴的结构设计.28 3.4 车桥壳结构选择 .28 3.4.1 驱动桥壳结构方案分析.29 3.5 悬架结构分析.29 3.6 本章小结.30 第第 4 章章 转向桥的设计计算转向桥的

3、设计计算.31 4.1 转向桥主要零件工作应力的计算.31 4.2 在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算.33 4.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力.34 4.4 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算.35 4.5 转向节推力轴承的计算 .37 4.6 转向梯形的优化设计 .38 4.7 转向传动机构强度计算 .41 4.8 悬架的结构分析.42 4.9 本章小结.44 结论结论.45 参考文献参考文献.46 致谢致谢.47 附录附录.48 摘 要 全套图纸，加全套图纸，加 车桥通过悬架与车架（或承载式车身）相联，两侧安装着车轮，用以在车 架（或承载式车身）与车轮之间传递铅垂力、

4、纵向力和横向力。 汽车行驶过程中，经常需要改变行驶方向，即所谓的转向，这就需要有一 套能够按照司机意志使汽车转向的机构，它将司机转动方向盘的动作转变为车 轮的偏转动作。 汽车转向系是保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶中，保 证各转向轮之间有协调的转角关系。保证汽车在行驶中能按驾驶员的操纵要求， 适时地改变行驶方向，并能在受到路面干扰偏离行驶方向时，与行驶系配合， 共同保持汽车稳定地直线行驶。转向系和前桥对汽车行驶的操纵性、稳定性和 安全性都具有重要的意义。 绝大多数的发动机在上的纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮， 必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动

5、桥的差速器 来解决左、右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。 通过对汽车前桥转向系和后桥驱动机构的设计可以使学生掌握汽车前桥转 向系和后桥驱动机构的结构设计的原则和方法。培养理论联系实际的技能。设 计与专业关系紧密，可综合利用所学的专业课有汽车构造、汽车设计、机械设 计、工程材料和 CAD 绘图等知识。 关键词: 转向系;驱动车轮;前桥;行使方向;改变转矩 ABSTRACT Front axle through suspension and frame (or integral body) on the installation associated with drive wheels, th

6、e frame (or to) and wheels and space body sends between vertical force, lead the longitudinal forces and transverse force. Automobile driving process, often need to change directions, the so-called steering, which requires a able to follow the driver will makes steering institutions, it will be the

7、driver turned the steering wheel action into wheel deflection of action. Automotive steering system is to keep or change the car driving direction of the organization, in automotive steering driving, guarantee the steering wheel Angle relation between coordination. Guarantee in driving car drivers c

8、an manipulate requirements, according to timely change directions by road, can be in when driving direction interference deviation, and cooperate, together maintain driving is steadily run straight car. Steering system and of the car front axle for handling, stability and safety is of significance.

9、Most off-road vehicle in the longitudinal engine placement, so that torque can be transmitted to the left and right drive wheels, drive axle must be the main steering gear to change the direction of torque transmission, while the shift had to drive axle differential to solve the left and right drive

10、 torque between the wheels and the differential distribution requirements. Through the automobile steering system and front axle design so that students can master automobile steering system and front axle structure design principle and method. Training theory with practice skills. Design and profes

11、sional, comprehensive utilization of close relationship between the course can be learned a automobile structure, automobile design, mechanical design, engineering materials and CAD drawing knowledge. Keywords: Steering system;Driving wheel;Front axle;Exercise of direction; Change the torque 第 1 章 绪

12、 论 本课题是轻型载货汽车车桥的设计。设计出轻型载货汽车车桥，包括主减 速器、差速器、驱动车轮的传动装置,转向机构及桥壳等部件，协调设计车辆的 全局。 1.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求 a.本课题的来源：轻型载货汽车在汽车生产中占有一定的比重。车桥在整 车中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的车桥，能大大降低整 车生产的总成本，推动轻型载货汽车经济的发展。 b.要完成本课题的基本前提条件是：在主要参数确定的情况下，设计选用 车桥的各个部件，选出最佳的方案。 c.技术要求：设计出的车桥符合国家各项轻型货车的标准，运行稳定可靠， 成本降低，适合本国路面的行驶状况和国情。 1.

13、2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路 a. 本课题解决的主要问题：设计出适合本课题的车桥。轻型载货汽车传动 系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于轻型货车行驶的需要。在一般轻 型货车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与轻型货车行 驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是因为绝大多数的发动机在轻型货 车上的纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须由后驱动桥的主 减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由车桥的差速器来解决左、右驱动车 轮间的转矩分配问题和差速要求。其次，需将经过变速器、传动轴传来的动力， 通过后驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩、降低转速的变化。因此，

14、要 想使轻型货车车桥的设计合理，首先必须选好传动系的总传动比，并恰当地将 它分配给变速器和车桥。 b. 本课题的设计总体思路：非断开式车桥的桥壳，相当于受力复杂的空心 梁，它要求有足够的强度和刚度，同时还要尽量的减轻其重量。所选择的减速 器比应能满足轻型货车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃料经济性。对 载货轻型货车，由于它们有时会遇到坎坷不平的坏路面，要求它们的车桥有足 够的离地间隙，以满足轻型货车在通过性方面的要求。车桥的噪声主要来自齿 轮及其他传动机件。提高它们的加工精度、装配精度，增强齿轮的支承刚度， 是降低车桥工作噪声的有效措施。车桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性 及寿命的前提

15、下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对车桥的冲击载荷，从 而改善轻型货车行驶的平顺性。 通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定载重量为二吨 的转向桥总成设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求： 1 具有足够的强度，以保证可靠地承受车轮与车架之间的作用力。 2 保证真确的车轮定位，使转向轮运动稳定，操作轻便并减轻轮胎的磨损。 3 前桥要有足够的刚度，以使车轮定位参数保持不变。 4 转向节与主销、转向节与前粱之间的摩擦力应尽可能的小，以保证转向 操作的轻便性，并有足够的耐磨性。 5 转向轮的摆振应尽可能的小，以保证汽车的正常、稳定行驶。 前桥的质量应尽可能的小，以减

16、轻非悬挂质量，提高汽车行驶平顺性。 1.3 预期的成果 设计出轻型货车的车桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及 桥壳等部件，配合其他同组同学，协调设计车辆的全局。使设计出的产品使用 方便，材料使用最少，经济性能最高。 a. 提高轻型货车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经 济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。 b. 改善轻型货车的经济效果，调整轻型货车在产品系列中的档次，以便改 善其市场竞争地位并获得更大的经济效益 1.4 国内外发展状况及现状的介绍 为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内外 轻型货车产业发展的新形势，推进轻型货车产

17、业结构调整和升级，全面提高轻 型货车产业国际竞争力，满足消费者对轻型货车产品日益增长的需求，促进轻 型货车产业健康发展，特制定轻型货车产业发展政策。通过该政策的实施，使 我国轻型货车产业在 2010 年前发展成为国民经济的支柱产业，为实现全面建设 小康社会的目标做出更大的贡献。政府职能部门依据行政法规和技术规范的强 制性要求，对轻型货车、农用运输车（三轮车，下同)、摩托车和零部件生产企 业及其产品实施管理，规范各类经济主体在轻型货车产业领域的市场行为。在 轻型货车发展趋势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格 便宜的轻型货车将适合大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展轻型

18、货车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆， 将大大推动轻型货车产业的发展和社会经济的提高。 在新政策轻型货车产业发展政策中，在 2010 年前，我国就要成为世界 主要轻型货车制造国，轻型货车产品满足国内市场大部分需求并批量进入国际 市场；2010 年，轻型货车生产企业要形成若干驰名的轻型货车、摩托车和零部 件产品品牌；通过市场竞争形成几家具有国际竞争力的大型轻型货车企业集团， 力争到 2010 年跨入世界 500 强企业之列，等等。同时，在这个新的轻型货车产 业政策描绘的蓝图中，还包含许多涉及产业素质提高和市场环境改善的综合目 标，着实令人鼓舞。然而，不可否认的是，国

19、内轻型货车产业的现状离产业政 策的目标还有相当的距离。自 1994 年轻型货车工业产业政策颁布并执行以 来，国内轻型货车产业结构有了显著变化，企业规模效益有了明显改善，产业 集中度有了一定程度提高。但是，长期以来困扰中国轻型货车产业发展的散、 乱和低水平重复建设问题，还没有从根本上得到解决。多数企业家预计，在新 的轻型货车产业政策的鼓励下，将会有越来越多的轻型货车生产企业按照市场 规律组成企业联盟，实现优势互补和资源共享。 1.5 设计内容 由于本次设计车型有两根车桥，所以主要围绕前转向桥与后驱动桥展开， 包括前桥中转向器以及转向器中的万向节，后驱动桥中的减速器，差速器，半 轴，桥壳以及其他部

20、分零件的设计。 第 2 章 总体方案确定 2.1 驱动桥方案确定 车桥的结构型式按齐总体布置来说共有三种，即普通的非断开式车桥，带 有摆动半轴的非断开式车桥和断开式车桥。 (a)普通非断开式车桥；(b)带有摆动半轴的非断开式车桥；(c)断开式车桥 图 2.1 车桥的总体布置型式简图 方案（一）：非断开式车桥方案（一）：非断开式车桥 图 2.2 非断开式车桥 普通非断开式车桥，如图 2.2，由于其结构简单、造价低廉、工作可靠， 最广泛地用在各种载货轻型货车、客车和公共轻型货车上，在多数的的轻型货 车和部分轿车上也采用这种结构。它的具体结构是桥壳是一根支承在左、右驱 动车轮上的刚性空心梁，而齿轮及

21、半轴等所有的传动机件都装在其中。这时整 个车桥、驱动车轮及部分传动轴均属簧下质量，使轻型货车的簧下质量较大， 这是它的一个缺点。采用单级主减速器代替双级主减速器可大大减小车桥质量。 采用钢板冲压-焊接的整体式桥壳及钢管扩制的整体式桥壳，均可显著地减轻车 桥的质量。 车桥的轮廓尺寸主要决定于主减速器的型式。在轻型货车的轮胎尺寸和车 桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的 尺寸。在给定主减速器速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要 求，则可改用双级结构。后者仅推荐用于主减速比大于 7.6 且载货在 6t 以上的 大型货车上。在双级主减速器中，通常是把两级减速

22、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。在 后一种情况下又有五种布置方案可供选择。 方案（二）：断开式车桥方案（二）：断开式车桥 图 2.3 断开式车桥 断开式车桥区别于非断开式车桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱 动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式车桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以 做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬架相匹配， 故又称为独立悬挂车桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横 梁或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分 驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮

23、由于采用独立悬挂则 可以彼此独立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动 装置及其外壳或套管，作相应摆动。所以断开式车桥也称为“带有摆动半轴的 车桥” 。 轻型货车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定轻型 货车行驶平顺性的主要因素，因轻型货车簧下部分质量的大小，对其平顺性也 有显著的影响。断开式驱动的簧下质量较小，又与独立悬架相配合，致使驱动 车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小轻型 货车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜；提高轻型货车的行驶平顺性和平 均行驶速度；减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用 寿命。但是，

24、由于断开式车桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构 主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分及一些轻型货车上，且后者多属于轻 型以下的货车或多桥驱动的重型货车。 方案（三）：多桥驱动的布置方案（三）：多桥驱动的布置 为了提高装载量和通过性，有些重型货车及全部中型以上的货车都是采用 多桥驱动，常采用 44、66、88 等驱动型式2。在多桥驱动的情况下，动 力经分动器传给各车桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动货 车各车桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各 车桥，需分别由分动器经各车桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动 轴的数量增多，且造成各车桥的零件

25、特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。 而对 88 轻型货车来说，这种非贯通式车桥就更不适宜，也难与布置了。 为了解决上述问题，现代多桥驱动货车都是采用贯通式车桥的布置型式。 在贯通式车桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且 各车桥分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面 的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。前后两端的车桥（第一、第四桥）的 动力，是经分动器并贯通中间桥（分别穿过第二、第三桥）而传递的。其优点 是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各车桥零件的相互通用性，并且简 化了结构、减小了体积和质量。这对于轻型货车的设计（如轻型货车的变形） 、 制造和

26、维修，都带来方便。四桥驱动的越野轻型货车也可采用侧边式及混合式 的布置。 经上述分析，考虑到所设计的轻型货车的载重和各种要求，其价格要求要 尽量低，故其生产成本应尽可能降低。另由于轻型货车对车桥并无特殊要求， 和路面要求并不高，故本设计采用普通非断开式车桥。 2.2 转向系方案确定 2.2.1 概述 汽车在行驶过程中，经常需要改变方向。就轮式汽车而言，改变行驶方向 的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，使汽车的转向桥上的车轮相对于汽车 纵轴线偏转一定角度。此时路面作用于转向轮上的向后的反力就有了垂直与车 轮的分量并成为汽车作曲线运动的向心力。在汽车直线行驶时，往往转向轮也 会受到路面侧向干扰力的

27、作用，自动偏转而干扰行驶方向。此时，驾驶员也可 以利用这一套机构使转向轮向相反的方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方 向。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构即称作汽车的转向系。 转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。在现代 汽车结构中，常用机械式转向系。机械式转向系依靠驾驶员的手力转动方向盘， 经过转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车装有防伤机构和转向减振 装置。还有一些汽车的专门装有动力转向机构，并借助此机构来减轻驾驶员的 手力，以降低驾驶员的劳累程度。 对转向系的主要要求有： 1、操纵轻便。转向时加在方向盘上的力对轿车不超过 200N，对轻型货车不超 过

28、360N,对中型货车不超过 450N,方向盘的回转圈数要少。 2、工作安全可靠。 3、在转向后，方向盘有自动回正能力，能保持汽车有稳定的直线行驶能力。 4、在前轮受到冲击时，转向系传递反向冲击到方向盘上要小。 5、应尽量减小转向系统连接处的间隙，间隙应能自动补偿即调整，除了设计应 正确的选择导向轮的定位角外，转向盘在中间式的自由行程应当保证直线 行驶的稳定性和转向盘相对导向轮偏转角的灵敏度。 2.2.2 转向器结构形式及选择 对转向系设计的要求有： 1.汽车转弯行驶时，全部车轮应绕顺时转向中心旋转，任何车轮不应有侧 滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车行驶稳定性。 2.汽车转向行驶后，

29、在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到 直线行驶位置，并稳定行驶。 3.汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自震，转向盘没有摆动。 4.转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生 的摆动应最小。 5.保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。 6.操纵轻便。 7.转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。 8.转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。 9.在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向 系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 10.进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。 机械式

30、转向器大体可分为齿轮齿条式转向器，循环球式转向器，蜗杆滚轮 式转向器和蜗杆指销式转向器几类。 循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装钢球构成的传动副， 以 及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。 循环球式转向器的优点是：如图 2.4，在螺杆和螺母之间因为有可以循环流 动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可达到 75%85%；在 结构和工艺上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和 螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能， 可保证有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和 齿扇之间的间隙调整工作容易进行；适

31、合用来做整体式动力转向器。效率高、 工作可靠、平稳，蜗杆和螺母上的螺旋槽在淬火后经过磨削加工，所以耐磨且 寿命较长。齿扇和齿条啮合间隙的调整工作容易进行。和其它形式转向器比较， 其结构复杂，对主要零件加工精度要求较高。 图 2.4 循环球式转向器 齿轮齿条式转向器的结构简单，因此制造容易，成本低；但逆效率比较高， 极易发生反冲现象，会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转 向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害，为了防止和缓和反向冲 击传给方向盘，必须选择较大的传动比，或装有吸振装置的减振器。 图 2.5 齿轮齿条转向器 蜗杆滚轮式转向器角传动比的变化特性和啮合间隙特性变化受

32、限制， 不能完全满足设计者的意图。 循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精 度要求高。 转向器的结构形式，决定了其效率特性以及对角传动比变化特性的要求。 选用那种效率特性的转向器应有汽车用途来决定，并和转向系方案有关。经常 行驶在好路面上的轿车和市内用客车，可以采用正效率较高的、可逆程度大的 转向器。 综上，本次选用循环球式转向器。 2.2.3 循环球式转向器结构及工作原理 循环球式转向器中一般有两级传动副。第一级是螺杆螺母传动副，第二级 是齿条齿扇传动副。 转向螺杆的轴颈支撑在两个圆锥滚子轴承上。轴承紧度可用调整垫片调整。 转向螺母的下平面上加工成齿条，与齿扇轴内的

33、齿扇部分相啮合。通过转向盘 转动转向螺杆时，转向螺母不转动，只能轴向移动，并驱使齿扇轴转动。为了 减小转向螺杆和转向螺母之间的摩擦，其间装有小钢球以实现滚动摩擦。二者 的螺旋槽能配合形成近似圆形断面轮廓的螺旋管状通道。转向螺母外有两根导 管，两端分别插入螺母的一对通孔。导管内装满了钢球。两根导管和螺母内的 螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球流道。转向器工作是两列钢球 只是在各自封闭的流道内循环，而不脱出。 转向螺母上的齿条式倾斜的，因此与之啮合的齿应当是分度圆上的齿厚沿 齿扇轴线按线性关系变化的变厚齿扇。因为循环球转向器的正传动效率很高， 操作轻便，使用寿命长。经常用于各种汽车。 综上

34、最后本次设计选定循环球式转向器。 2.3 本章小结 本章通过对车桥类型的比较和具体分析，总结出各种不同车桥的应用场合 和车桥的优缺点及使用方式。通过本章内容对本次设计的车桥进行初步选取。 第 3 章 驱动桥的设计计算 3.1 主减速器的设计 3.1.1 主减速器的结构型式 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。在现代轻型货车车桥上，主减速器采用得最 广泛的是“格里森”Gleason）制或“奥利康” （Oerlikon）制的螺旋锥齿轮和 双面锥齿轮。 (a)螺旋锥齿轮传动；(b)双曲面齿轮传动 图 3.1 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动 采用

35、双曲面齿轮。他的主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交 叉角（即将一轴线平移，使之与另一轴线相交的交角）也都是采用 90。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，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凑的支承。这对于 增强支承刚度、保证齿轮正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。和螺旋锥齿轮 由于齿轮的轴线相交而使得主、从动齿轮的螺旋角相等的情况不同，双曲面齿 轮的偏移距使得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

36、端面周节是不等的。主动 齿轮的端面模数或端面周节是大于从动齿轮的。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， 这有力于大传动比传动。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

37、。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，这对于主减速比的传动有其优越性。对中5 . 4 0 i 等传动比，两种齿轮都能很好适应。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 比螺旋锥齿轮冲动工作更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还 给轻型货车的总布置带来方便。 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 35 不涂漆 34 图 3.2 采用组合式桥壳的单级主减速器 减速型式的选择与轻型货车的类型及使用条件有关，但它主要取决于由动 力性、经济性

38、等整车性能所要求的主减速比 的大小及车桥下的离地间隙、 0 i 车桥的数目及布置型式等。 本设计采用组合式桥壳的单级主减速器（图） 。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等优点。其主、从动锥齿轮轴承都直接支承在 与桥壳铸成一体的主减速器壳上，结构简单、支承刚度大、质量小、造价低。 3.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法 图 3.3 主动锥齿轮齿面受力图 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，这是齿轮能否正确捏合并具有较高使用寿命 的因素之一。 1-调整垫圈；2-调整垫片 图 3.4 骑马式支承 本设计采用

39、骑马式支承（图 3.4） 。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承。 骑马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 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 1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。此外，由于齿轮大端一侧 前轴承及后轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧 凑，这有利于减小传动轴夹角及整车布置。骑马式支承的导向轴承（即齿轮小 端一侧的轴承）都采用圆柱滚子式的，并且其内外圈可以分离，以利于拆装。 为了进一步增强刚度，应尽可能地减小齿轮大端一侧两轴承间的距离，增大支 承轴径，适当提高轴承的配合的配合

40、紧度。 3.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法 图 3.5 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置办法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴 承之间的分布而定。两端支承多采用圆锥锥子轴承，安装时使它们的圆锥滚子 大端相向朝内，而小端相背朝外。 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。由 于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚 子轴承（图 3.5（b） ）具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这在主 减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极其重要。 3.1.4 主减速器的基本参数的选择及计算 主减速比 ,车桥的离

41、地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据。 0 i A. 主减速比 的确定 0 i 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于 最高档位时轻型货车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 的选择应在轻型 0 i 货车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在 T i 不同下的功率平衡图来研究 对轻型货车动力性的影响。通过优化设计，对发 o i 0 i 动机与传动系参数作最价匹配的方法来选择 值，可使轻型货车获得最佳的动 0 i 力性和燃料经济性。 为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，按下式计算3： 0 i (3.1) gha pr i nr i m

42、ax 0 )472 . 0 377 . 0 ( 式中：车轮滚动半径，m； r r 变速器最高档传动比； gh i 轻型货车最高车速； maxa 发动机最大转速 p n gha pr i nr i max 0 )472 . 0 377 . 0 ( 67 . 6 95 . 4 61.23 400044. 0 443 . 0 根据所选定的主减速比值，确定主减速器的减速型式为单级。查表得轻 o i 型货车车桥的离地间隙为 200mm. B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（、）的较下者，作为载 je T

43、j T 货轻型货车和越野轻型货车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力 的计算载荷。既： (3.2)nKiTT TTLeje / 0max 29 . 011 . 4216 mN 52.398 (3.3) LBLB r j i rG T 2 mN 44.842 67 . 6 9 . 0364 . 0 85 . 0 16345 式中：发动机最大转矩，216； maxe TmN 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比； TL i 取 4.1 上述传动部分的效率，取； T 9 . 0 T 超载系数，对于一般载货轻型货车、矿用轻型货车和越野轻型货车 0 K 以及液力传动的各类轻

44、型货车取；1 0 K 该车的车桥数目；n=2n 轻型货车满载时一个车桥给水平地面的最大负载，G2=16345N； 2 G 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用轻型货车，取 ；85 . 0 车轮的滚动半径，rr=0.364m； r r ，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 LB LB i 率和减速比（例如轮边减速器等） 。， 9 . 0 LB 67 . 6 LB i 由式（3.2） 、式（3.3）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的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳 定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力来确定的，即主减速器

45、从动齿轮的 平均计算转矩（Nm）为 jm T (3.4)( )( PHR LBLB rTa jm fff ni rGG T 式中：轻型货车装载总重，25200N； a G 所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车； T G 道路滚动阻力系数；fR=0.015 R f 轻型货车正常使用时的平均爬坡能力系数；fH=0.06 H f 轻型货车或货车列车的性能系数。 P f (3.5) max )(195 . 0 16 100 1 e TA P T GG f 当时 取 16 195 . 0 max e Ta T GG 0 P f )( )( PHR LBLB rTa jm fff ni rGG T m

46、N 6 . 114 167 . 6 9 . 0)06 . 0 015 . 0 (364 . 0 25200 C主减速齿轮基本参数的选择 主减速器锥齿轮的主要参数有主从动锥齿轮齿数、从动锥齿轮大端分度圆 直径和端面模数、主从动锥齿轮齿面宽、双齿面齿轮副的偏移距、中点螺旋角、 法向压力角等。 a. 齿数的选择 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，主从动锥齿轮齿数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齿轮弯曲强度，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，对于乘用车，主动锥齿数一般 不少于 9：对于商用车，主动锥齿

47、数一般不少于 6. 4. 主传动比较大时，主动锥齿数尽量取得少些，以便得到满意的离地间隙。 5. 对于不同的主传动比，主从动锥齿数应有适宜的搭配。 对于单级主减速器，当 0 i 较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数 1 z 取得小些， 以得到满意的车桥离地间隙。当 0 i 6 时， 1 z 的最小值可取为 5，但为了啮合平 稳及提高疲劳强度， 1 z 最好大于 5。取 7 1 z ， 34 2 z 。 b.从动齿轮大端分度圆直径的选择 可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式 3.4、式 3.5 并取两者中较小的一个 为计算依据）按经验公式选出： (3.6) 3 2 2 jd TKd 式中: 从动锥齿轮的

48、分度圆半径，mm； 2 d 直径系数，取；取 14 2 d K1613 2 d K 计算转矩，114.6。 j TmN 3 2 2 jd TKd mm68 6 . 11414 3 c.齿轮端面模数的选择 选定后可按式算出从动齿轮大端端面模数，并用下式校核： 2 d 22/ z dm (3.7) 3 jm TKm 式中: 模数系数。一般 0.30.4,取 0.4 m K =68/34=2.0 22/ z dm =1.952.0 3 jm TKm d.主、从动锥齿轮齿面宽的选择 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宽过窄及刀尖圆角过小。这

49、样，不 但见减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，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，会引起齿轮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。但是齿面过窄，齿轮表面的耐磨性会降低。 轻型货车主减速器双曲面齿轮的主,从动齿轮齿面宽 F1,F2： (3.8) mmdF53.1068155 . 0 155. 0 . 22 一般 F1比 F2大 10% mmFF385.1135.101 . 1%110 21 e.双曲面齿轮副偏移距 E 的选择 E 值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E 值 过

50、小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于乘用车和总质量不大 的商用车， 2 2 . 0 dE 取 13 6 . 13682 . 02 . 0 2 dE E f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，轮齿小端的螺旋角 最小。 弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是 不相等的。 选择 时，应考虑他的齿面重合度 、轮齿强度和轴向力大小的影 响。 越大，则 也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声 越低，而且轮齿的强度越高。一般 应不小于 1.25，在 1.5-2.0 时效果 最好。但是 过大，会导致轴向力增大。 汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮

51、副的平均螺旋角一般为 35-40。乘用车选用较大的 值以保证较大的 ，使运转平稳，噪声 低；商用车选用较小的 值以防止轴向力过大，通常取 35。 g螺旋方向 从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为 右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方 向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进档时，应使主动齿轮的轴向 力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿因卡死而 损坏。 h法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿 数。但对于小尺寸的齿轮，压力角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，对于小

52、负荷工作的齿轮，一般采用小压力角， 可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，乘用车的 一般选用 1430或 16，商用车的 为 20或 2230。对于双曲面齿轮，从 动齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等 的。选取平均压力角时，乘用车为 19或 20，商用车为 20或 22 30。 3.2 差速器的设计 3.2.1 差速器的结构型式 差速器选用对称式圆锥行星齿轮差速器。其结构原理如图（3.6）所示。普 通对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2 个半轴齿轮，4 个行星齿轮， 行星齿轮轴，半轴齿轮等组成。其工作原理如图所示。为主减速器从动齿轮 0 或差速器壳的角速

53、度；、分别为左右驱动车轮或差速器半轴齿轮的角速度； 1 2 为行星齿轮绕其轴的自转角速度。 3 图 3.6 普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图 当轻型货车在平坦路面上直线行驶时，差速器各零件之间无相对运动，则 有 021 0 3 这时，差速器壳经十字轴以力带动行星齿轮绕半轴齿轮中心作“公转”P 而无自转（） 。行星齿轮的轮齿以的反作用力。对于对称式差速器来0 3 2/P 说，两半轴齿轮的节圆半径 相同，故传给左、右半轴的转矩均等于，故r2Pr/ 轻型货车在平坦路面上直线行驶时驱动左、右车轮的转矩相等。 当轻型货车转弯时，假如左右轮之间无差速器，则按运动学要求，行程长 的外侧车轮将产生滑移，而行程

54、短的内侧车轮将产生滑转。由此导致在左、右 轮胎切线方向上各产生一附加阻力，且它们的方向相反，如图所示。当装有差 速器时，附加阻力所形成的力矩使差速器起差速作用，以免内外侧驱动车轮在 地面上的滑转和滑移，保证它们以不同的转速和正常转动。当然，若差速 1 2 器工作时阻抗其中各零件相对运动的摩擦大，则扭动它的力矩就大。在普通的 齿轮差速器中这种摩擦力很小，故只要左、右车轮所走路程稍有差异，差速器 开始工作。 当差速器工作时，行星齿轮不仅有绕半轴齿轮中心的“公转” ，而且还有绕 行星齿轮以角速度为的自转。这时外侧车轮及其半轴齿轮的转速将增高，且 3 增高量为（为行星齿轮齿数，为该侧半轴齿轮齿数） ，

55、这样，外侧半 1 3 3 z z 3 z 1 z 轴齿轮的角速度为： 1 3 301 z z 在同一时间内，内侧车轮及其半轴齿轮（齿数为）的转速将减低，且减 2 z 低量为，由于对称式圆锥齿轮差速器的两半轴齿数相等，于是内侧半轴齿 2 3 3 z z 轮的转速为： 1 3 302 z z 由以上两式得差速器工作时的转速关系为 (3.9) 021 2 即两半轴齿轮的转速和为差速器壳转速的两倍。 由式（3.9）知： 当时，或0 2 01 2 当时，0 1 02 2 当时，0 0 21 最后一种情况，有时发生在使用中央制动时，这时很容易导致轻型0 0 货车失去控制，使轻型货车急转和甩尾。 3.2.2

56、 差速器的基本参数的选择及计算 由于差速器亮是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺 寸时应考虑差速器的安装；差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮 导向轴承支座的限制。 1差速器齿轮的基本参数选择 A行星齿轮的基本参数选择 行星齿轮数 n 需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下 n 可取两个， 反之应取 n=4，本载货轻型货车选用 4 个行星齿轮。 B行星齿轮球面半径的确定)(mmRB 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就 B R 是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥矩，在一定程度 上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式

57、来确定： (3.10) 3 jBB TKR 式中：行星齿轮球面半径系数，KB=2.5-3.0,对于有四个行星齿轮的乘用 B K 车和商用车取小值，对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星齿轮的越野车和 矿用车取大值；Tj为差速器计算转矩（N.m） ，Tj=min【Tce，Tcs】 ；Rb为球面半径 （mm） 计算转矩，。 j TmN mmTKR jBB 72252. 2 3 3 确定后，即可根据下式预选其节锥矩： B R (3.11) B RA99 . 0 98 . 0 0 mmRA B 86 . 6 798 . 0 99 . 0 98 . 0 0 C行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了使齿轮有较高

58、的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要 求行星齿轮的齿数应取少些，但一般不少于 10。半轴齿轮齿数在 14-25 之间选 用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在 1.5-2.0 的范围内。 选用行星齿轮齿数为 10，半轴齿轮齿数为 15。 D差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角，： 1 2 ； (3.12) 2 1 1 arctan z z 1 2 2 arctan z z 式中：，为行星齿轮和半轴齿轮齿数 1 z 2 z =33.69 2 1 1 arctan z z =56.31 1 2 2 arctan z z 再求出圆锥齿

59、轮的大端模数 m： (3.13) 2 2 0 1 1 0 sin 2 sin 2 z A z A m = 2 2 0 1 1 0 sin 2 sin 2 z A z A m 76 . 0 1069.33sin86 . 6 2 节圆直径右下式求得：d (3.14)zmd mmmzd6 . 776 . 0 10 11 mmmzd 4 . 1176 . 0 15 22 E压力角 汽车差速齿轮大都采用压力角为 2230、齿高系数为 0.8 的齿形。某些 总质量较大的商用车采用 25压力角，以提高齿轮强度。 F行星齿轮轴直径 d 及支撑长度 L 行星齿轮轴直径 d（mm）为 dc nr T d 1 .

60、1 103 0 式中，T0为差速器壳传递的转矩（N.m） ，此处取 900N.m； n 为行星齿轮数；n=4 rd为行星齿轮支撑点中点到锥顶的距离（mm） ，约为半轴齿轮齿宽中点处 平均直径的一半； 为支撑面允许挤压应力，取 98MPa； c 2 5 . 0 drd 22 8 . 0 dd 56 . 4 4 . 114 . 04 . 0 2 drd mmd39.21 56 . 4 4981 . 1 10900 3 取 d=20mm 支撑长度 L=1.1d=22mm 3.3 半轴的设计 3.3.1 半轴的结构型式 采用半浮式半轴。半浮式以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔 中的轴承上，而端