載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計

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1、 目 錄 設計任務書------------------------------------------------------[1] 第1章 汽車的總體設計------------------------------------------- [2] 1.1 汽車總體設計的特點 ---------------------------------------[2] 1.2 布置形式------------------------------------------------- [2] 1.3 軸數(shù)的選擇----------------------------------

2、--------------[2] 1.4 -驅動形式軸數(shù)的選擇---------------------------------------[3] 第2章 汽車主要參數(shù)的選擇及各部件型號的確定--------------------- [3] 2.1 汽車主要尺寸參數(shù)的確定----------------------------------- [3] 2.2 汽車主要質量參數(shù)的確定------------------------------------[4] 2.3 汽車性能參數(shù)的確定-------------------------------------

3、---[4] 2.4 發(fā)動機的選擇----------------------------------------------[5] 2.5、輪胎的選擇------------------------------------------------[7] 2.6、傳動系最小傳動比的確定-------------------------------------[8] 2.7、傳動系最大傳動比的確定----------------------------------[9] 第3章 傳動系各總成的選型---------------------------------------[10]

4、 3.1、發(fā)動機的選型---------------------------------------------[11] 3.2、離合器的初步選型-----------------------------------------[12] 3.3、變速器的選型---------------------------------------------[11] 3.4、傳動軸的選型---------------------------------------------[13] 3.5、驅動橋的選型----------------------------------------------[

5、14] 設計總結---------------------------------------------------------[15] 設計任務書 載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計 1、整車性能參數(shù) 設計一輛用于長途城際物流運輸，最大總質量不超過31t,額定載重質量為16t，最高車速為100km/h的重型載貨汽車(售價不高于對標競爭車型)。 整車尺寸（長*寬*高） 12000mm*2100mm*3400mm 軸數(shù)/軸距 4/（1350+6500+1350

6、）mm 額定載質量 20000kg 整備質量 12000kg 公路行駛最高車速 100km/h 最大爬坡度 ≥30% 2、具體設計任務 1) 查閱相關資料，根據(jù)設計題目中的具體特點，進行發(fā)動機、離合器、變速箱傳動軸、驅動橋以及車輪的選型。 2) 根據(jù)所選總成進行汽車動力性、經濟性的估算，實現(xiàn)整車的優(yōu)化配置。 3) 繪制設計車輛的總體布置圖。 4) 完成至少1萬字的設計說明書。

7、第1章汽車的總體設計 1.1汽車總體設計的一般順序 汽車總體設計首先要對汽車性能、質量以及成本有重大影響的外形尺寸（汽車的長、寬、高、軸距、輪距等）、駕駛室內布置及貨箱的長、寬、高等尺寸應予以規(guī)定。對發(fā)動機、離合器、變速器、驅動橋、懸架、轉向系、制動系、車身的基本結構和尺寸和輪胎等也要做出選擇。有了基本尺寸和主要總成結構之后，就可以畫出總布置草圖。此后要對各總成質心的位置進行確定，計算軸和分配和質心的位置，必要時還要進行調整，以保證整車各項性能指標達到預定要求。 1.2汽車的布置形式 發(fā)動機是汽車的動力心臟，它的布置是汽車整體布置最重要的組成部分。為滿足不同的使用要求，汽車總體構造

8、和布置形式是不相同的。發(fā)動機在汽車中的位置可依其布置形式分為前置、中置和后置三種。就貨車而言，發(fā)動機前置后輪驅動是目前采用最為廣泛的布置形式。它的優(yōu)點在于發(fā)動機的通用性好，既可選裝直列和臥式，又可采用V型發(fā)動機，維修時也方便。另外貨箱地板高度較低，整車對路面要求也比較低在良好的路面上啟動、加速或爬坡時，驅動輪的負荷增大(即驅動輪的附著壓力增大)，其牽引性能比前置前驅型式優(yōu)越，軸荷分配比較均勻，因而具有良好的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性，并有利于延長輪胎的使用壽命；.發(fā)動機、離合器和變速器等總成臨近駕駛室，簡化了操縱機構的布置；轉向輪是從動輪，轉向機構結構簡單、便于維修。而發(fā)動機的中置、后置同前置相比

9、，發(fā)動機的通用性差；只能選用臥式發(fā)動機，維修時也很不方便，貨箱地板比較高，對路面要求也比較高。因此本車采用已得到廣泛應用的平頭式貨車，同時采用發(fā)動機的前置后橋驅動。 1.3軸數(shù)的選擇 貨車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。影響選取軸數(shù)的因素主要有汽車的總質量、道路法規(guī)對軸載質量的限制和輪胎的負荷能力以及汽車的結構等。對于總質量大于19t的公路運輸車輛來說，要采用結構簡單、制造成本低廉的兩軸方案，即本次設計采用四軸的貨車。 1.4驅動形式的選擇 汽車的驅動形式有很多，汽車的用途、總質量和對汽車通過性能的要求等，是影響選取驅動形式的主要因素。對于乘用車和總質量小些的商用車，多采用結構簡

10、單和制造成本低的124驅動形式。 第2章 整車主要目標參數(shù)的初步確定 2.1汽車主要尺寸參數(shù)的確定 汽車的主要尺寸參數(shù)包括外廓尺寸、軸距L、前輪距B1和后輪距B2、前懸Lf和后懸Lr、貨車車頭的長度、貨車車箱尺寸等。 2.1.1 汽車外廓尺寸 由于設計的汽車較輕型的貨車 根據(jù)GB 1589-1989汽車外廓尺寸限界規(guī)定并參考同類車型最終確定該車的外廓尺寸： 全長取 12000mm 總寬取 2100 mm 總高取空車時 3400mm 滿載3000mm 后視鏡單側外伸量180mm 頂窗和換氣裝置開啟后超出總車高（空載時）200mm 2.1.2軸距L

11、 因為汽車的長、寬、高稱為汽車外廓尺寸。參考文獻[5]規(guī)定汽車外廓尺寸長：貨車、越野車、整體式客車不應超過12m，不包括后視鏡，汽車寬不超過2.5m；空載、頂窗關閉狀態(tài)下，汽車高不超過4m；后視鏡等單側外伸量不得超出最大寬度處250mm；頂窗、換氣裝置開啟時不得超出車高300mm。已知貨車的外廓尺寸為：12000mm 2100mm 3400mm。 軸距L=6500mm，=1300mm，=1500mm 2.1.3前輪距B1和后輪距B2 參考同類車型取 前輪距 B1=1900mm 后輪距 B2=1850m 2.1.4前懸Lf和后懸Lr 參考同類車型取 前懸Lf=1300

12、mm 后懸Lr=1500mm 2.1.5貨車車頭的長度 取長度為1550mm 2.1.6貨車車箱尺寸 根據(jù)相關原則，取尺寸長度為500mm 2.2汽車質量參數(shù)的確定 貨車的質量參數(shù)包括整車整備質量mo、裝載質量me、質量系數(shù)ηmo、汽車總質量ma和軸荷分配等。 2.2.1整車整備質量和裝載質量 在設計階段，整車整備質量需估算確定，由收集的同類型的汽車各總成、部件和整車的有關數(shù)據(jù)，結合本車的設計特點和工藝水平，估算mo=12000kg 由基礎數(shù)據(jù)，me=20000kg 2.2.2質量系數(shù)和汽車總質量 汽車的質量系數(shù)ηmo是汽車的裝載量me與整備質量mo之比，即 η

13、mo=me/mo=20000/12000=1.67 由基礎數(shù)據(jù)，汽車的最大總質量ma= mo +me+365kg=32195kg 2.2.3軸荷分配 參考汽車設計表1-6，軸荷分配取滿載時前軸33%，空載時52%。 滿載： 前軸荷M1=4220X33%=1393kg 后軸荷M2=4220-1393=2827kg 空載： 前軸荷M1=200052%=1040kg 后軸荷M2=2000-1040=960kg 2.3汽車性能參數(shù)的確定 2.3.1動力性參數(shù) 2.3.1.1最高車速 由基礎數(shù)據(jù)得最高車速為100km/h 2.3.1.2加速時間 指此車在

14、平直路面上，從原地起步到車速為100km/h的時間，取值為13s 2.3.1.3上坡能力 最大爬坡度≥30% 2.3.1.4汽車比功率和比轉矩 由基礎數(shù)據(jù)，比功率Pb=20 kw/t; 比轉矩Tb=41 Nm/t 2.3.2燃油經濟性參數(shù) 貨車的燃油經濟性參數(shù)用汽車在水平的水泥或者瀝青路面上，以經濟車速或多工況滿載行駛單位質量百公里燃油消耗量來評價。此車的數(shù)值=2.5L/（100tkm） 2.3.3汽車的最小轉彎直徑Dmin 由GB7258-1997《機動車安全運行條件》及此車的設計試用條件 參考汽車設計考表1-10 取Dmin=12m 2.3.4通過性幾何參數(shù)

15、 通過性集合參數(shù)主要有：最小離地間隙hmin，接近角γ1，離去角γ2，縱向通過半徑ρ1等。參考汽車設計表1-11hmin=200mm γ1=50 γ2=30 ρ1=4m 2.3.5操縱穩(wěn)定性參數(shù) 轉向特性參數(shù)=3，車身側傾角=5，制動前俯角=1 2.4發(fā)動機的選擇 2.4.1發(fā)動機形式的選擇 世界范圍而言，大型汽車的發(fā)動機已經柴油化，中型汽車也多采用柴油機， 輕型載貨汽車采用柴油機的也不少，甚至歐洲已將小型高速柴油機用到某些轎車 上。與汽油機相比，柴油機具有油耗低、燃料經濟性好、無點火系統(tǒng)，故障少、 工作更可靠，耐久性好、壽命長，排氣污染較低和防火安全

16、性好等優(yōu)點。但一般 柴油機的振動及噪聲較大，輪廓尺寸及質量較大，造價較高，起動較困難并易冒 黑煙。近年來，由于柴油機在產品設計和制造工藝方面的不斷完善，其上述缺點 已得到較好的克服。較大馬力、高轉速、低噪聲、小型化且運轉平穩(wěn)的柴油機的 研制開發(fā)成功，使裝柴油機的輕型汽車日益增多，在轎車上的裝用也取得成功。鑒于柴油機的特性，本車選用柴油機。 按氣缸排列型式，發(fā)動機又有直列、水平對置和V型等區(qū)別。直列式的結構簡單、維修方便、造價低廉、工作可靠、寬度小、易布置，因而在中型及以下的貨車上和排量不大的轎車上得到了廣泛應用。本車采用直列式。 按冷卻方式，發(fā)動機又有水冷式和風冷式

17、之分。水冷發(fā)動機冷卻均勻可靠， 散熱好，氣缸變形小，缸蓋、活塞等主要零件的熱負荷較低，可靠性高；能很好 地適應大功率發(fā)動機的冷卻要求；發(fā)動機增壓后也易于采取措施(加大水箱、增 加泵量)加強散熱；噪聲?。还时拒嚥捎盟浒l(fā)動機。 綜合各項技術及參考條件，發(fā)動機采用V型水冷柴油機。 2.4.2發(fā)動機主要性能指標的選擇 2.4.3發(fā)動機最大功率Pemax及其相應轉速np 發(fā)動機功率愈大則汽車的動力性愈好，但功率過大會使發(fā)動機功率利用率降低，燃料經濟性下降，動力傳動系的質量也要加大。因此，應合理地選擇發(fā)動機功率。 設計初可參考同類型、同級別且動力性相近的汽車的比功率進行Pemax的估算或

18、選取。Pemax亦可根據(jù)所要求的最高車速Vmax。 按下式計算出: =286.5kw 式中：Pemax——發(fā)動機最大功率/kw ηt——傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅動橋的128式汽車取 ηt≈0.876; ma——汽車總質量，32195kg g——重力加速度，10m/s; f——滾動阻力系數(shù)，對載貨汽車取0.02; Vmax——最高車速，100km/h; CD——空氣阻力系數(shù)，貨車取0.85; A——汽車正面投影面積/㎡，無測量數(shù)據(jù)，可按前輪距B1、汽車總高H等尺寸近似計算： A=B1H= 1.90 X 3.400=6.460m

19、 綜上，選取最大功率為286.5kw，np=2600r/min的水冷柴油發(fā)動機。 2.4.4發(fā)動機最大轉矩Temax及其相應轉速nt 　Temax=9549αPemax/np=1128Nm 式中 Temax——最大轉矩/Nm; α——轉矩適應性系數(shù)，取1.2; Pemax——發(fā)動機最大功率，286.5kw; np——最大功率轉速，2600r/min; 取np /nt=1.5，nt= np /1.5=2600/1

20、.5=1733r/min。 也可以利用比功率的統(tǒng)計值來確定發(fā)動機的功率值。 如選取功率為286.5KW的發(fā)動機，則比功率為 再考慮該載貨汽車要求具有相對高的車速，因此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為290kw。 2.5輪胎的選擇 輪胎及車輪對汽車的許多重要性能，包括動力性、經濟性、通過性、操縱穩(wěn)定性、制動性以及行駛安全性和汽車的承載能力都有影響。因此，選擇輪胎式很重要的工作。 子午線輪胎的特點是滾動阻力小、溫升低、胎體緩沖性能和胎面附著能力都比斜交輪胎要好，因此是汽車設計時的首選輪胎。另外雙胎并裝的負荷能力要比單胎負荷能力加倍。因此選用子午線輪胎，后輪雙胎并裝。 各胎的平均

21、負荷 輪胎所承受的最大靜負荷與輪胎額定負荷之比稱為輪胎負荷系數(shù),大多數(shù)輪胎負荷系數(shù)取為0.9～1.0，以免超載。本次課程設計后輪采用雙胎。 單胎承載量為:=1.132195／12=2951.2kg 根據(jù)GB9744-1997，此車選用7.00-15LT重型載重普通斷面子午線輪胎 通過查閱貨車輪胎標準GB2977-2008《載重汽車輪胎規(guī)格、尺寸、氣壓與負荷》和參考同類車型所選輪胎規(guī)格，各軸輪胎規(guī)格選擇如下： 前軸輪胎規(guī)格為11.00R20,輪胎數(shù)量為2；中間軸輪胎規(guī)格為11.00R20，輪胎數(shù)量為2；后輪并裝雙軸雙胎，型號為11.00R20,輪胎數(shù)量為12。所選輪胎的單胎最大負荷29

22、510N，氣壓0.74MPa，加深花紋，外直徑1100mm。 2.6傳動系最小傳動比的確定 普通載貨汽車最高檔通常選用直接擋，若無分動器或者輪邊減速器，則傳動系的最小傳動比等于主減速器的主減速比 。主減速比是主減速器設計的原始數(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。 載重貨車為了得到足夠的功率儲備而使最高的車速有所下降，可按下式選擇 （1-3） 式中，是驅動輪的滾動半徑（m），所選輪胎規(guī)格為11.00R20的子午線輪胎，其自由直徑d=1100mm，因計算常數(shù)F=3.05(子午線輪胎F=3.05),故滾動半徑；np是發(fā)動機最大功率時的轉速，np=2600r

23、/min;uamax是最高車速，uamax=100km/h；igh是變速器最高檔傳動比，igh=1.0。 所以，初取i0=5.5。 根據(jù)所選定的主減速比的值，就可基本上確定主減速器的減速形式（單級、雙級以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。 汽車驅動橋離地間隙要求參考《汽車設計課程設計指導書》表1-4所示。其中，重型載貨汽車的離地間隙要求在230～345mm之間。 2.7 傳動系最大傳動比的確定 傳動系最大傳動比為變速器的Ι擋傳動比igΙ與主減速比的乘積。 igΙ應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著條件、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比

24、和驅動車輪的滾動半徑等綜合確定。 汽車爬坡度時車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 （1-4） 則由最大爬坡度要求的變速器Ι檔傳動比為 （1-5） 式中，αmax是道路最大坡度角，設計要求最大爬坡度為30%，即坡度角；Ψmax是最大道路阻力系數(shù)。 前面已將計算得rr=0.553m；發(fā)動機最大轉矩Temax=1128N.m；主減速比i0=5.5；傳動系傳動效率ηT=0.876。所以 第3章 傳動系各總成的選型 3.1 發(fā)動機的選型 根據(jù)所需發(fā)動機的最大功率和最

25、大轉矩及相應轉速，濰柴WP13系列 歐四 發(fā)動機，它的主要技術參數(shù)如下表所示。 發(fā)動機參數(shù)>> 發(fā)動機型號： 濰柴 WP13 系列： WP13 發(fā)動機廠商： 濰柴 適配范圍： 卡車柴油機 進氣形式： 汽缸數(shù)： 6 燃料種類： 柴油 汽缸排列形式： 直列 排量： 12.54L 排放標準： 國四/歐四 最大輸出功率： 404kw 額定功率轉速： 2100RPM 最大馬力： 550馬力 最大扭矩： 2300N.m 最大扭矩轉速： 1000-2000r/min 全負荷最低燃油耗率： 185g/kW.h 發(fā)動機形式： 直列六

26、缸 發(fā)動機凈重： 905Kg 發(fā)動機尺寸： mm 壓縮比： 一米外噪音： dB 缸徑x行程： 127x165mm 每缸氣門數(shù)： 4個 點火次序： 3.2 離合器的初步選型 3.2.1離合器設計的基本要求 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當?shù)霓D矩儲備，又能防止過載。 接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。 分離時要迅速、徹底。 從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。 應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。 操縱方便、準確，以

27、減少駕駛員的疲勞。 具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。 后備系數(shù)β為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之比，必須大于1。 。各類汽車離合器β的取值范圍見表2-3。 表2-3 離合器后備系數(shù)β的取值范圍 車型 后備系數(shù)β 乘用車及最大總質量小于6t的商用車 1.20～1.75 最大總質量為6～14t的商用車 1.50～2.25 掛車 1.80～4.00 根據(jù)發(fā)動機的最大轉矩及上述要求，初步選擇東風傳動軸有限公司生產，轉矩容量為2700Nm的DSP430拉式膜片彈簧離合器。該離合器與濰柴WD615.56

28、匹配時，其后備系數(shù)為2.3。 3.3 變速器的選擇 變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。 它的作用是： 1.在較大范圍內改變汽車行駛速度的大小和汽車驅動輪上扭矩的大小。 2.實現(xiàn)倒車行駛 汽車發(fā)動機曲軸一般都是只能向一個方向轉動的，而汽車有時需要能倒退行駛，因此，往往利用變速箱中設置的倒檔來實現(xiàn)汽車倒車行駛。 3.實現(xiàn)空檔 當離合器接合時，變速箱可以不輸出動力。例如可以保證駕駛員在發(fā)動機不熄火時松開離合器踏板離開駕駛員座位。 變速箱由變速傳動機構和變速操縱機構兩部分組成。變速傳動機構的主要作用是改變轉矩和轉速的數(shù)值和方向；操縱機構的主要作用是控制傳動機構，實現(xiàn)變速器傳動比

29、的變換，即實現(xiàn)換檔，以達到變速變矩。 機械式變速箱主要應用了齒輪傳動的降速原理。簡單的說，變速箱內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換檔行為，也就是通過操縱機構使變速箱內不同的齒輪副工作。如在低速時，讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時，讓傳動比小的齒輪副工作。 由于重型汽車的裝載質量大，使用條件復雜，同時，重型貨車滿載與空載的質量變化極大，欲保證重型汽車具有良好的動力性、經濟性和加速性，需要采用多檔變速器。因為，檔位越多，發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會就越大，可以提高汽車的加速與爬坡能力；同時也能增加發(fā)動機在地燃油消耗率的轉速范圍工作的機會，可以提高汽車的燃油經濟性。目前，組合式

30、機械變速器已經成為重型汽車的主要形式，即以一到兩種4～6擋變速器為主體，通過更換系列齒輪副和配置不同的副變速器，得到一組不同的擋數(shù)、不同傳動比范圍的變速器系列。 根據(jù)發(fā)動機最大轉矩和變速器的I擋傳動比，初步選擇中國第一汽車集團公司生產的10擋組合式機械變速器，變速器型號：CATS10-130，額定輸入轉矩為1274Nm，該變速器最高檔采用直接擋，傳動比范圍為1～9.6。變速器各擋速比見表2-4。 表2-4 所選變速器各擋速比 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ Ⅸ Ⅹ 倒Ⅰ 倒Ⅱ 9.51 9.29 6.30 5.540 3.846 3.370 2.52

31、0 1.196 1.440 1.000 9.5 8.6 3.4 傳動軸的選型 萬向傳動軸在汽車上應用比較廣泛。發(fā)動機前置后輪或全輪驅動汽車行駛時，由于懸架不斷變形，變速器或分動器的輸出軸與驅動橋輸入軸軸線之間的相對位置經常變化，因而普遍采用可伸縮的十字軸萬向傳動軸。本設計注重實際應用，考慮整車的總體布置，改進了設計方法，力求整車結構及性能更為合理。傳動軸是由軸管、萬向節(jié)、伸縮花鍵等組成。伸縮套能自動調節(jié)變速器與驅動橋之間距離的變化；萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅動橋輸入軸兩軸線夾角發(fā)生變化時實現(xiàn)兩軸的動力傳輸；萬向節(jié)由十字軸、十字軸承和凸緣叉等組成。傳動軸的布置直接影響十字軸萬向節(jié)

32、、主減速器的使用壽命，對汽車的振動噪聲也有很大影響 該車前后軸距較大， 為了提高傳動軸的的臨界轉速，避免共振以及考慮整車總布置上的需要，常將傳動軸分段。當傳動軸分段時，需要加設安裝在車架橫梁上的彈性中間支撐，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機的傳動和車架等變形所引起的位移。彈性元件能吸收傳動軸的震動，降低噪聲。這種彈性中間支撐不能傳遞軸向力，它只要承受傳動軸因動不平衡，偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。 一般驅動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)。十字萬向節(jié)兩軸的夾角不宜過大，當α由增至時，滾針軸承壽命將下降至原壽命

33、的1/4。十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍參照《汽車設計課程設計指導書》表1-8。 初步選取重慶重型汽車集團傳動軸有限責任公司生產的重型汽車傳動軸總成，編號為006，工作轉矩為16500Nm。 3.5 驅動橋的選型 驅動橋的作用就是將半軸傳來的動力（前置后驅車 發(fā)動機輸出經變速箱減速增距后傳給傳動軸） 京驅動橋中的差速器、減速器、半軸 最終傳遞給車輪 實現(xiàn)車輛行駛運動 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是：①將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主減速胎、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現(xiàn)降速增大轉矩；②通過主減速器圓錐齒輪副改變轉矩的傳遞方向；③通過差速器實現(xiàn)兩側車輪差速作用，保證內、外側

34、車輪以不同轉速轉向；④通過橋殼體和車輪實現(xiàn)承載及傳力作用。 驅動橋的類型有斷開式驅動橋和非斷開式驅動橋兩種。 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅動橋應為非斷開式，即驅動橋殼是一根連接左右驅動車輪的剛性空心梁，而主傳動、差速器及車輪傳動裝置（由左、右半軸組成）都裝在里面；當采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調，驅動橋應為斷開式。這種驅動橋無剛性的整體外殼，主傳動器及其殼體裝在車架或車身上，兩側驅動車輪則與車架或車身作彈性聯(lián)系，并可彼此獨立地分別相對于車架或車身做上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動。 1.非斷開式驅動橋:其結構簡單、造假低廉、工作可靠，

35、被廣泛用于各種載貨汽車上。由于整個驅動橋都是簧下質量，因此對汽車的行駛平順性和操作穩(wěn)定性均不利，并且差速器殼的尺寸較大，使汽車的離地間隙不能很大。 2.斷開式驅動橋:斷開式驅動橋可以獲得較大的離地間隙，并減少了非簧在質量，提高了行駛平順性。 由于要求設計的是貨車的驅動橋，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，因此，在此選用非斷開式驅動橋。 2.5.2 主減速器結構形式選擇 主減速器的齒輪有螺旋錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用螺旋錐齒輪傳動。因為螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線垂直交于一點，輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，

36、而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉向另一端；另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，所以工作平穩(wěn)，制造也簡單。但是其缺點是齒輪副錐頂稍有不吻合就會使工作急劇變壞，并伴隨磨損增大，噪聲增大，所以為了保證齒輪副的正確嚙合，必須提高剛度，增大殼體剛度 設計總結 通過這次的汽車課程設計，使我之前學習的課本知識得以鞏固，同時也更加系統(tǒng)全面的了解了汽車發(fā)動機與傳動系和驅動橋之間的匹配關系。本次設計中，會用到很多以前老師講解過的知識，尤其是《汽車設計》和《汽車理論》上的一些重點內容，感謝王磊老師對我們學習上的幫助和生活上的關懷，增強了我們實踐操作和動手應用能力，提高了獨立思考的能力。我們不僅學到了許多新的知識，而且也開闊了視野，提高了自己的設計能力。 16