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畢業(yè)設計（論文）中期報告
題目： 五菱之光微型客車后驅動橋設計
設計（論文）進展狀況
一 目前已完成以下工作:
1.了解輕型貨車后驅動橋的工作情況、用途、組成部分及工作原理；
2.通過互聯(lián)網(wǎng)收集設計驅動橋時所需要的數(shù)據(jù)以及參考資料，初步分析驅動橋結構和設計思路，熟悉課題，提出驅動橋設計方案；
3.完成了主減速器的基本參數(shù)計算；
3.1 主減速比i0
(3.1)
3.2 主減速器齒輪計算載荷的確定：
通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪在良好的路面上開始滑轉時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉矩（、）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷，即：
(3.2)
(3.3)
得的計算載荷為最大轉矩，而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。但對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩為：
(3.4)
4.完成了差速器基本參數(shù)計算：
4.1差速器齒輪基本參數(shù)選擇：
a. 行星齒輪數(shù)目的選擇
微型客車采用2個行星齒輪。
b. 行星齒輪球面半徑RB的確定
圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上也代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。
球面半徑可按如下的經(jīng)驗公式確定：
mm
差速器行星齒輪球面半徑確定后，可根據(jù)下式預選其節(jié)錐距：
mm
c. 行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇
為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪油較高的強度，應是行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25。取半軸齒輪齒數(shù)為20，汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比應在1.5～2的范圍內(nèi)，取行星齒輪齒數(shù)=10，滿足條件。
差速器的各個行星齒輪與2個半軸齒輪是同時嚙合的，因此在確定這兩種齒輪的齒數(shù)時，應考慮他們之間的裝配關系。在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)、之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻的分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則差速器將無法安裝。既滿足的條件為：
d. 差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定
首先初步求出行星齒輪及半軸齒輪的節(jié)錐角、
式中：
，——分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。
再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m
式中：
、、以在上面確定；=2.5mm，確定半軸齒輪節(jié)圓直徑。
代入有：=50mm。
e. 壓力角
汽車差速齒輪大都采用壓力角=22 °30 ′，齒高系數(shù)為0.8的齒形。
f. 行星齒輪安裝孔的直徑及其深度
行星齒輪安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度。通常取
mm
4.2差速器齒輪的強度計算
差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，而面對疲勞壽命則不予考慮，這是因為行星齒輪在差速器的工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，只有左、右驅動車輪有轉速差時行星齒輪和半軸齒輪之間才有相對滾動。
汽車差速器齒輪的彎曲應力為：
MPa
式中：
——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩，N·m；其計算式為：
5.完成了對半軸的設計與計算：
5.1全浮式半軸計算載荷的確定
本課題驅動形式采用42型，全浮式半軸只承受轉矩，其計算轉矩按下式進行計算：
N·m
5.2全浮式半軸桿部直徑的選定
在設計時，全浮式半軸桿部直徑的初步選取可按下式進行：
mm
5.3半軸的強度計算
計算半軸扭轉應力：
計算半軸在承受最大轉矩時其花鍵的剪切應力與擠壓應力。
半軸花鍵的剪切應力為：
MPa
半軸花鍵的擠壓應力為：
MPa
6.驅動橋殼的設計
整體式橋殼因制造方法不同，可分為整體鑄造式、中段鑄造壓入鋼管式和鋼板沖壓焊接式等。本設計選用整體鑄造式橋殼，它具有如下優(yōu)點：可制造成復雜而理想的形狀，壁厚能夠變化，可得到理想的應力分布，其剛度和強度都比較好，工作可靠，適應于要求橋殼承載負荷較大的中型和重型載貨汽車。
7.完成了對外文文獻的翻譯工作；
8.完成中期報告，準備中期答辯。
二 存在問題及解決措施
存在問題：
由于是在校外設計，有些資料無法查詢導致部分計算沒有進行，查閱的資料不全面導致部分數(shù)據(jù)計算有誤差，齒輪參數(shù)確定的也有誤，導致多次進行齒輪的強度校核。沒有對軸承進行選擇與校核。在計算中也暴露出自己的問題，下一步在這些方面多加努力。
解決措施：
利用學校的圖書資源完善前期設計，認真確認各種參數(shù)加強計算方面的不足。
三 后期工作安排
第10周：完成零件設計的計算工作，確定裝配圖的具體尺寸；
第11周：完成零件裝配圖的設計；
第12-13周：完成全部零件圖的設計；
第14-17周：撰寫畢業(yè)設計論文；
第18周：復查、整理材料，準備答辯。
指導教師簽字：
2014年3月12日
畢業(yè)設計(論文)開題報告
題目：五菱之光微型客車后驅動橋設計
一.畢業(yè)設計（論文）綜述
1.題目背景和研究意義
驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力和橫向力[1]。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。隨著高等級公路的發(fā)展,汽車的車速正在日益提高，同時節(jié)約能源，減少污染的環(huán)境意識使得發(fā)動機又正向著大轉矩和低轉速的方向發(fā)展。為適應以上情況，汽車驅動橋的減速比應該減小，此時不必在橋中采用雙級減速。因而目前在國外的公路型車上已廣泛地采用單級減速橋，單級橋具有成本低，質量輕，維修保養(yǎng)簡單，傳動效率高，噪音小，溫升低和整車油耗低等優(yōu)點。目前，國外單級驅動橋與雙級驅動橋應用比例約為8:2[2]。
隨著中國公路建設水平的不斷提高，公路運輸車輛正向大噸位，多軸化，大馬力方向發(fā)展，使得重型車橋總成也向傳動效率高的單級減速方向發(fā)展單級驅動橋結構簡單，機械傳動效率高，易損件少，可靠性高。由于單級橋傳動鏈減少，摩擦阻力小，比雙級橋省油，噪聲也小過去，單級橋因為橋包尺寸大，離地間隙小，導致通過性較差，應用范圍相對較小，但是現(xiàn)在公路狀況已經(jīng)得到了顯著改善，重型汽車使用條件對通過性的要求降低這種情況下，單級橋的劣勢得以忽略,而其優(yōu)勢不斷突出[3]。陜汽總廠現(xiàn)有驅動橋結構中除了引進的斯太爾輪邊行星式雙級減速橋技術性比較先進外，其它類品種均不能令人滿意，雖然斯太爾輪邊橋有一定的優(yōu)勢，但顯然其結構復雜，成本較高，而且它不適用于客車[4]，所以對驅動橋的研究有重要意義。
2.國內(nèi)外相關研究情況
雖然驅動橋現(xiàn)狀有所改觀，但由于我國汽車行業(yè)起步晚，而且多數(shù)技術依賴于進口，所以，想達到全盤優(yōu)化還存在著很多困難[5]。例如：缺乏設計和研發(fā)能力；基礎材料水平比較落后，主要體現(xiàn)在材料分類和使用方面比較粗放；技工技術的欠缺也是一大障礙，驅動橋內(nèi)重要部分是減速器，主要是主動錐齒輪和起差速作用的行星齒輪，因此齒輪的加工技術和熱處理能力從很大程度上決定了車橋的穩(wěn)定性和可靠性，齒輪的材料和加工精度決定著車橋的承載能力和使用壽命[6]。
此次課題對驅動橋的研究，主要是在驅動橋滿足汽車使用要求和結構強度要求的基礎上，設計出結構合理，體積小，質量輕的驅動橋，實現(xiàn)輕量化和汽車通過性以及對道路環(huán)境適應性的優(yōu)化。驅動橋設計應當滿足如下基本要求[7]：
1)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。
2)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。
3)齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。
4)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。
5)在保證足夠的剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。
6)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆卸調(diào)整方便。
二.本課題研究的主要內(nèi)容和擬采用的研究方案、研究方法或措施
主要內(nèi)容：
1.驅動橋總體概述與非斷開式驅動橋的選擇：
驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。根據(jù)驅動橋設計應滿足的要求，本次設計采用非斷開式驅動橋，下面簡要介紹非斷開式驅動橋。
1.1非斷開式驅動橋
非斷開式驅動橋也稱為整體式驅動橋，其半軸套管與主減速器殼均與軸殼剛性地相連一個整體梁，因而兩側的半軸和驅動輪相關地擺動，通過彈性元件與車架相連。它由驅動橋殼，主減速器，差速器和半軸組成[8]，如圖1所示。由于結構簡單，制造工藝性好，成本低，可靠性好，維修調(diào)整容易，廣泛應用于貨車的和部分橋車上。但是，其懸掛質量較大，對降低動載荷和提高平順性不利。
圖1 非斷開式驅動橋
2.驅動橋各零部件的設計
2.1主減速器設計
主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪或斜齒圓柱齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪或斜齒圓柱齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。對發(fā)動機橫置的汽車，其主減速器就采用直齒輪傳動而不必改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求[9]：
a）所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。
b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。
c）在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協(xié)調(diào)。
d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。
e）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。
2.1.1 主減速器結構方案分析與單級主減速器的選用
主減速器的結構形式主要是根據(jù)減速形式的不同而不同。為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。按參加減速傳動的齒輪副數(shù)目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器、雙速主減速器、雙級減速配以輪邊減速器等[10]。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。根據(jù)主減速器設計應滿足的要求，本次設計采用單級主減速器，下面簡要介紹單級主減速器。
單級主減速器由一對圓柱齒輪（或者一對圓錐齒輪）組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。如圖2所示
圖2單級主減速器結構圖
2.2差速器總體概述與對稱式圓錐行星齒輪差速器的選擇：
差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑[11]。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，應用廣泛。它可分為對稱式圓錐行星齒輪差速器、自鎖式差速器和強制鎖止式差速器[12]。
2.2.1對稱式圓錐行星齒輪差速器:
普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)可靠、質量較小、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。
2.3半軸綜述與半浮式半軸的選擇：
半軸根據(jù)其車輪端的支撐方式不同，可分為半浮式、3/4浮式、和全浮式三種形式[13]。
2.3.1半浮式半軸：
半浮式半軸承受的載荷復雜，但它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。用于質量較小、使用條件較好、承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。本次設計采用半浮式半軸[14]。
2.4驅動橋殼設計與整體式橋殼的選擇
非斷開式驅動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅動車輪上的牽引力，制動力、側向力和垂向力也是經(jīng)過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋殼既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅動車輪傳動裝置(如半軸)的外殼。橋殼的結構型式大致分為可分式橋殼和整體式橋殼。
2.4.1整體式橋殼
整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一整體的空心粱，其強度及剛度都比較好。且橋殼與主減速器殼分作兩體，主減速器齒輪及差速器均裝在獨立的主減速殼里，構成單獨的總成，調(diào)整好以后再由橋殼中部前面裝入橋殼內(nèi)，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調(diào)整、維修、保養(yǎng)等都十分方便[15]。
研究方案：
五菱之光微型客車（6388N 實用型 8座）的基本參數(shù)如表1所示。
表1五菱之光微型客車（6388N 實用型 8座）的基本參數(shù)
五菱之光微型客車（6388N 實用型 8座）的基本參數(shù)
最大功率
45 kw
最大扭矩
85 Nm
最大功率轉速
5600 r/min(rpm)
最大扭矩轉速
3500~4000 r/min(rpm)
發(fā)動機位置
中置后驅
最小離地間隙
160 mm
參考有關資料，學習汽車構造與設計并了解一些比較先進的微型客車的設計過程，再根據(jù)本次設計的要求，制定了如下方案：如表2所示
表2.五菱之光微型客車驅動橋設計方案
驅動橋
主減速器
差速器
半軸
驅動橋殼
非斷開式
單級主減速器
對稱式圓錐行星齒輪差速器
半浮式半軸
整體式橋殼
由于結構簡單，制造工藝性好，成本低，可靠性好，維修調(diào)整容易。
具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。
由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)可靠、質量較小、制造方便。
半浮式半軸承受的載荷復雜但它具有質量小、尺寸緊湊、等優(yōu)點。
使主減速器和差速器的拆裝、調(diào)整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。
三.本課題研究的重點及難點，前期已開展工作
1.重點
1.1主減速器主要參數(shù)的選擇
1.2差速器齒輪主要參數(shù)的選擇
1.3半軸的設計計算
2.難點
2.1 主減速器齒輪計算載荷的確定
2.2 差速器齒輪的強度計算
3.前期已開展的工作
（1）通過查閱相關資料，了解了課題的背景和發(fā)展狀況；
（2) 學習了驅動橋的基礎知識、并提出初步的原理方案；
（3) 對驅動橋及其各零部件進行優(yōu)化比較，論證并選擇最優(yōu)方案。
4.實施計劃
第1周： 消化課題題目，收集資料，明確設計的任務及要求。
第2-4周：撰寫開題報告，開題檢查表。
第5周：熟悉AutoCAD軟件和確定設計方案。
第6-11周：設計計算驅動橋各部件的數(shù)據(jù)。
第12-15周：應用AutoCAD軟件繪制驅動橋的總裝配圖以及撰寫論文。
指導教師意見（對課題的深度、廣度及工作量的意見）
指導教師： 年 月 日
所在系審
系主管領導： 年 月 日
參考文獻
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7
本科畢業(yè)設計（論文）
題目：五菱之光微型客車后驅動橋設計
五菱之光微型客車后驅動橋設計
摘 要
驅動橋是汽車行駛系統(tǒng)的重要組成部分。其基本功用是增大有傳動軸或直接有變速器傳來的轉矩。并將動力分配給左、右兩個驅動輪，使左、右驅動輪具有汽車形式運動學所要求的差速功能。所以其設計質量直接關系到整車性能的好壞。在設計過程中，需要嚴謹和認真的態(tài)度進行設計。
在緒論部分，對本課題的背景研究意義及國內(nèi)外情況簡明扼要的說明。在方案論證部分，對驅動橋及其總成結構形式的選擇作了具體的說明。本設計選用了單級減速器，采用的是雙曲面齒輪嚙合傳動，盡量的簡化結構，縮減尺寸，有效的利用空間，充分減少材料浪費，減輕整體質量。由于是微型客車，主要行駛在路面較好的條件下，決定使用對稱式圓錐行星齒輪差速器。半橋則選用全浮式半橋。在設計計算與強度校核部分，對主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼等重要部件的參數(shù)作了選擇。同時也對以上的幾個部件進行了必要的校核計算。
結束語是對本次畢業(yè)設計的一些看法和心得體會，并對悉心幫助和指導過我的指導老師和同學表示衷心的感謝和深深的敬意。
關鍵詞： 微型客車；驅動橋；主減速器；差速器
VI
Design of Drive Axle Minibus Wuling Sunshine
Abstract
Drive axle is an important part of the car system. Its basic function is to increase the shaft or directly with the transmission of torque. And distributes power to the left and right two driving wheels, make the left and right driving wheels car form required by the kinematic differential function. So its design quality directly related to vehicle performance is good or bad. In the process of design, need strict and serious attitude to carry on the design.
In the introduction part, the background of this topic research significance and the situation at home and abroad and brief description.Part of the project demonstration, the choice of drive axle and assembly structure forms the specific instructions. This design chooses a single stage reducer, USES a hyperboloid gear meshing transmission, try to simplify the structure, reduced size, effective use of space, sufficient to reduce material waste, reduce the overall quality. Being minivans, main drive under the condition of the pavement better, decided to use the symmetric cone planetary gear differential. A half bridge is semi floating half bridge.In design calculation and intensity, the Lord reducer, differential and half shaft and drive axle housing, and other important components of the parameters has made the choice. And at the same time for more than a few parts for the necessary checking calculation.
Is the conclusion of this graduation design of some of the views and comments, and carefully to help and guidance of my instructor and classmates express my heartfelt thanks and deep respect.
Key Words: Minivans;Dive axle;The main reducer;Differentia
主 要 符 號 表
大齒輪節(jié)錐距
從動錐齒輪中點錐距
軸承的額定動載荷
、 分別為主、從動雙曲面齒輪的外圓直徑
、 分別為主、從動雙曲面齒輪的節(jié)圓直徑
雙曲面齒輪偏移距
雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬
汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)
汽車或汽車系列的性能系數(shù)
道路滾動阻力系數(shù)
后軸對水平地面的荷重
汽車滿載總重量
、 分別為主、從動齒輪的齒頂高
、 分別為主、從動齒輪的齒根高
齒工作高
齒工作高系數(shù)
齒全高系數(shù)
驅動橋主減速比
分動器高檔傳動比
變速器1檔傳動比
輪邊減速器傳動比
傳動系低檔傳動比
雙曲面齒輪輪齒彎曲計算用綜合系數(shù)
雙曲面齒輪的從動齒輪齒頂高系數(shù)
雙曲面齒輪強度計算用表面質量系數(shù)
雙曲面齒輪強度計算用載荷分配系數(shù)
雙曲面齒輪強度計算用超載系數(shù)
雙曲面齒輪強度計算用尺寸系數(shù)
雙曲面齒輪強度計算用質量系數(shù)
軸承的額定壽命
齒輪模數(shù)、端面模數(shù)
發(fā)動機最大功率下的轉速
發(fā)動機最大功率
單位齒長上的圓周力
刀盤的名義半徑
車輪的滾動半徑
發(fā)動機轉矩
發(fā)動機最大轉矩
計算轉矩
發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低擋傳動比時作用在主減速器從動齒輪上的計算轉矩
驅動車輪滑轉時作用在主減速器從動齒輪上的計算轉矩
主減速器從動齒輪的平均計算轉矩
齒輪齒數(shù)
齒輪壓力角
中點螺旋角或名義螺旋角
、 分別為雙曲面齒輪主、從動齒輪的節(jié)錐角
、 分別為主、從動齒輪的面錐角
、 分別為主、從動齒輪的根錐角
輪胎與路面的附著系數(shù)
汽車傳動系效率
輪邊減速器的傳遞效率
接觸應力
彎曲應力
扭轉應力
剪切應力
目 錄
1 緒論 1
1.1題目背景 1
1.2研究意義 1
1.3國內(nèi)外相關研究情況 1
1.4本設計研究的主要內(nèi)容 3
2 驅動橋總成結構形式及布置 4
2.1 總體方案論證 4
2.2驅動橋的分類 4
2.2.1非斷開式驅動橋 5
2.2.2斷開式驅動橋 5
3 主減速器設計 7
3.1主減速器結構方案的分析 7
3.2主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 9
3.3主減速器錐齒輪設計 10
3.3.1主減速比i0的確定 10
3.3.2主減速器齒輪計算載荷的確定 11
3.4主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 12
3.4.1齒數(shù)的選擇 12
3.4.2從動錐齒輪節(jié)圓直徑的選擇 12
3.4.3從動錐齒輪端面模數(shù)的選擇 13
3.4.4螺旋錐齒輪齒寬F的選擇 13
3.4.5螺旋錐齒輪的螺旋方向 13
3.4.6螺旋角的選擇 13
3.4.7齒輪法向壓力角的選擇 14
3.5主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 14
3.6主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 16
3.6.1單位齒長上的圓周力 16
3.6.2輪齒的彎曲強度計算 17
3.6.3輪齒的接觸疲勞強度計算 18
3.7主減速器齒輪的材料及熱處理 19
3.8主減速器軸承的計算 20
3.8.1作用在主減速器主動齒輪上的力 20
3.8.2主減速器軸承載荷的計算 21
3.8.3主減速器軸承額定壽命的計算 22
3.9主減速器的潤滑 24
4 差速器設計 25
4.1差速器結構形式的選擇 25
4.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 26
4.2.1差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 26
4.2.2差速器齒輪的幾何尺寸計算 28
4.3差速器齒輪的材料選擇 29
4.4差速器齒輪的強度計算 29
5 半軸設計 31
5.1半軸的型式 31
5.2半軸的設計與計算 32
5.2.1全浮式半軸計算載荷的確定 32
5.2.2全浮式半軸桿部直徑的初選 32
5.2.3半軸的結構設計、材料與熱處理 32
5.2.4半軸的強度計算 33
6 驅動橋殼體設計 35
6.1驅動橋殼的分類 35
6.1.1可分式橋殼 35
6.1.2整體式橋殼 36
6.1.3組合式橋殼 37
6.2驅動橋殼的選擇 37
致 謝 39
畢業(yè)設計（論文）知識產(chǎn)權聲明 40
畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 41
1 緒論
1.1題目背景
驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直使得發(fā)動機又正向著大轉矩和低轉速的方向發(fā)展。為適應以上情況，汽車驅動橋的減速比應該減小，此時不必在橋中采用雙級減速。因而目前在國外的公路型車上已廣泛地采用單級減速橋，單級橋具有成本低，質量輕，維修保養(yǎng)簡單，傳動效率高，噪音小，溫升低和整車油耗低等優(yōu)點。目前，國外單級驅動橋與雙級驅動橋應用比例約為8:2[1]。力和橫向力[2]。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。隨著高等級公路的發(fā)展,汽車的車速正在日益提高，同時節(jié)約能源，減少污染的環(huán)境意識。
1.2研究意義
隨著中國公路建設水平的不斷提高，公路運輸車輛正向大噸位，多軸化，大馬力方向發(fā)展，使得重型車橋總成也向傳動效率高的單級減速方向發(fā)展單級驅動橋結構簡單，機械傳動效率高，易損件少，可靠性高。由于單級橋傳動鏈減少，摩擦阻力小，比雙級橋省油，噪聲也小過去，單級橋因為橋包尺寸大，離地間隙小，導致通過性較差，應用范圍相對較小，但是現(xiàn)在公路狀況已經(jīng)得到了顯著改善，重型汽車使用條件對通過性的要求降低這種情況下，單級橋的劣勢得以忽略,而其優(yōu)勢不斷突出。陜汽總廠現(xiàn)有驅動橋結構中除了引進的斯太爾輪邊行星式雙級減速橋技術性比較先進外，其它類品種均不能令人滿意，雖然斯太爾輪邊橋有一定的優(yōu)勢，但顯然其結構復雜，成本較高，而且它不適用于客車，所以對驅動橋的研究有重要意義。
1.3國內(nèi)外相關研究情況
雖然驅動橋現(xiàn)狀有所改觀，但由于我國汽車行業(yè)起步晚，而且多數(shù)技術依賴于進口，所以，想達到全盤優(yōu)化還存在著很多困難。例如：缺乏設計和研
40
西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文）
發(fā)能力；基礎材料水平比較落后，主要體現(xiàn)在材料分類和使用方面比較粗放
西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文）
技工技術的欠缺也是一大障礙，驅動橋內(nèi)重要部分是減速器，主要是主動錐齒輪和起差速作用的行星齒輪，因此齒輪的加工技術和熱處理能力從很大程度上決定了車橋的穩(wěn)定性和可靠性，齒輪的材料和加工精度決定著車橋的承載能力
和使用壽命。新一代驅動橋設計開發(fā)的突出特點是:不僅在產(chǎn)品性能參數(shù)上進一步進設計上完全遵從模塊化設計原則，產(chǎn)品配套實現(xiàn)車型的平臺化，造型和結構更加合理，更宜于組織批量生產(chǎn)，更適應現(xiàn)代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應對頻繁的車型換代和產(chǎn)品系列化的特點，這些都對基礎件產(chǎn)品提出愈來愈高的配套要求，需要在產(chǎn)品設計上不斷地進行二次開發(fā)和持續(xù)改進，以滿足快速多變的市場需求。
與國外相比，我國的驅動橋開發(fā)設計不論在技術上、制造工藝上，還是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齒輪制造技術缺乏獨立開發(fā)與創(chuàng)新能力，技術手段落后(國外己實現(xiàn)計算機編程化、電算化)。目前比較突出的問題是，行業(yè)整體新產(chǎn)品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當比例的產(chǎn)品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產(chǎn)品品牌，行業(yè)整體散亂情況依然嚴重。這需要我們加快技術創(chuàng)新、技術進步的步伐，提高管理水平，加快與國際先進水平接軌，開發(fā)設計適應中國國情的高檔車用驅動橋總成，由仿制到創(chuàng)新，早日縮小并消除與世界先進水平的差距。
發(fā)展方向：
a.驅動橋向重載方向發(fā)展
隨著我國基礎設施建設投資的不斷加大以及水電、礦業(yè)、油田、公路、城市交通運輸和環(huán)保工程建設等項目的增加，加大了重型車的需要，為重型車的發(fā)展創(chuàng)造了廣闊的市場空間。重型汽車近年來生產(chǎn)總量直線上升，2001年全國重型汽車比上年同期增長91.67%，2002年為60.97%，2003年為3.22%，重型汽車的用車環(huán)境及其它各項指標發(fā)生了很多的變化,標載噸位不斷向大的方向發(fā)展，多軸車上升明顯。
b.驅動橋向多聯(lián)驅動橋發(fā)展
為了規(guī)范道路車輛的制造，為治理超限超載提供技術上的準則，由國家發(fā)改委、交通部、公安部共同提出的強制性標準GB1589-2004《道路車輛外廓尺寸、軸荷及質量限值》于2004年4月28日發(fā)布，該標準對汽車車橋的載荷進行了明確規(guī)定：單軸掛車軸荷的最大限值每側單胎為6000kg，每側雙胎為10000kg，并裝雙軸掛車軸荷的最大限值為20000kg,并裝三軸掛車軸荷的最大限值為24000kg。這樣,為了實現(xiàn)車輛多拉快跑又不違反國家法規(guī)，各汽車生產(chǎn)廠家在6X4、8X4等多軸車的基礎上推出了10X6以上的多軸重型車。但這些多軸車都是在雙聯(lián)驅動橋的基礎上增加浮動橋而成，雖然其稱10X6，但實際起驅動作用的只有兩個驅動橋，這樣，由于驅動橋不能對車輪進行合理的扭矩分配，使得增加浮動橋后的整車行駛系沒有很好地發(fā)揮車橋驅動的作用。為了能合理地分配扭矩，以滿足某些獨立懸掛多軸驅動車型的使用，一些車橋生產(chǎn)廠家自主研發(fā)了三聯(lián)驅動橋，三聯(lián)驅動橋的扭矩分配原理是：每一個驅動橋都可以得到從發(fā)動機傳出的扭矩的1/3。這樣就可以在很大限度上滿足多軸車的需要,合理分配從發(fā)動機傳到車輪上的扭矩，提高這類車型的可靠性和安全性，并為以后的四聯(lián)、五聯(lián)驅動橋打下科學基礎。
c. 增加驅動橋附件的技術含量據(jù)分析，不管重型車的技術含量提升得多快，在未來15年內(nèi)大多數(shù)重型車的車橋和懸架結構不會有明顯的改變，傳統(tǒng)的結構和型式仍處于主導地位。那怎樣在相同結構的基礎上推出各自車橋的亮點呢？這是每一個專業(yè)廠必須不斷研究的問題。以前，各廠家主要是在載重噸位上進行競爭，但在國家法規(guī)的限定下，車橋的載重能力不可能有太多的增加,現(xiàn)在各專業(yè)廠采用最多的方法是：不斷增加車橋及其附件的技術含量，從橋殼的制造工藝、車橋的減速形式、車輪的制動方式等方面入手，通過吸收國外一些先進的技術，推出具有本企業(yè)特色、結構先進、承載能力強的車橋，不斷提升產(chǎn)品的制造質量及服務質量。
1.4本設計研究的主要內(nèi)容
a. 了解汽車驅動橋系統(tǒng)的現(xiàn)狀，熟悉其發(fā)展狀況，掌握汽車驅動橋的詳細構造和工作原理。
b. 根據(jù)微型客車性能要求，對驅動橋系統(tǒng)的主減速器、差速器機構和半軸等進行結構設計，運用Auto CAD軟件繪制驅動橋總裝配圖，實現(xiàn)汽車的行駛功能并滿足動力性要求。
表1.1 車橋相關設計參數(shù)
車型名稱
最高車速（km/h）
車重
（kg）
最大功率（kw）
最大功率轉速（rpm）
最大扭矩
（N?m）
后輪胎型號
后輪距
（mm）
驅動方式
五菱之光
120
1480
45
5600
85
165/70R13
1290
中置后驅
2 驅動橋總成結構形式及布置
2.1 總體方案論證
驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成[3-5]。
驅動橋設計應當滿足如下基本要求：
1. 所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。
2. 當兩驅動車輪以不同角速度轉動時，應能將轉矩保持平穩(wěn)且連續(xù)不斷（無脈動）地傳遞到兩個驅動車輪上。
3. 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。
4. 能承受和傳遞路面與車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力及其力矩。
5. 驅動橋各零部件在強度高、剛性好、工作可靠及使用壽命長的條件下，應力求做到質量小，以減小不平路面給驅動橋的沖擊載荷，從而改變汽車的平順性。
6. 與懸架導向機構運動協(xié)調(diào)，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調(diào)。
7. 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調(diào)整方便。
2.2驅動橋的分類
驅動橋的結構型式，可以分為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。然而本課題研究的是微客車橋，無需在條件困難的公路上長期工作，故而選取非斷開式驅動橋。
2.2.1非斷開式驅動橋
普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件裝在其中。這時整個驅動橋、驅動車輪及部分傳動軸均屬于汽車的非懸掛質量，汽車的非懸掛質量較大，這是它的一個缺點，如圖2.1。
在少數(shù)具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。
1-輪轂 2-橋殼 3-半軸 4-差速器 5-主減速器
圖 2.1 非斷開式驅動
2.2.2斷開式驅動橋
斷開式驅動橋（如圖2.2）的兩側驅動輪分別用彈性元件與車架相連，沒有一個連接左、右驅動車輪的剛性整體外殼或梁，橋殼是分段的，并且彼此之間可以作相對運動。一般將主減速器殼固定在車架或車身上，左、右驅動車輪的半軸必須分為兩段并用萬向節(jié)連接，半軸套管與主減速器殼也必須采用個鉸鏈式連接，如圖2.2所示。斷開式驅動橋結構較為復雜，成本高，但利于改善汽車的平順性、操縱穩(wěn)定性和通過性，故適用于對行駛平順性要求較高的乘用車及通過性要求較高的越野汽車。
圖 2.2斷開式驅動橋
3 主減速器設計
3.1主減速器結構方案的分析
主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力[6-15]。
驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求：
1. 所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。
2. 外廓尺寸要小，保證有足夠的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。
3. 在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構運動協(xié)調(diào)。
4. 在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。
5. 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調(diào)整方便。
西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文）
按參加減速傳動的齒輪副數(shù)目分，有單級式主減速器如圖3.1.1所示和雙級式主減速器如圖3.1.2所示。
圖3.1 單級式主減速器 圖3.2 雙級式主減速器
為了清晰地講述單級式主減速器和雙級式主減速器的優(yōu)缺點，我們采用列表的方法進行對比如表3.1所示。
表3.1 單級式與雙級式主減速器對比
類別
單級式主減速器
雙級式主減速器
結構
簡單
復雜
質量
較小
較大
成本
較低
較高
減速比
i0≦7
i0≧7
應用范圍
轎車，輕、中型貨車
中、重型貨車，大客車
故本設計主減速器采用單級主減速器。
按齒輪副結構型式分類，主減速器的齒輪傳動主要可分為螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動（如圖3.3）等形式。
在發(fā)動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳動。
（a）螺旋錐齒輪傳動； （b）雙曲面齒輪傳動
圖3.3齒輪副結構形式分類
主減速器傳動類下面將列表展示雙曲面齒輪傳動和螺旋錐齒輪傳動的優(yōu)缺點如表3.2所示。
表3.2 雙曲面齒輪傳動和螺旋錐齒輪傳動比較
類別
雙曲面齒輪傳動
螺旋錐齒輪傳動
軸線
垂直但不相交
垂直且相交于一點
偏移距
有
無
螺旋角
1＞2
1＝2
齒輪尺寸相同時
傳動比大
傳動比小
傳動比相同時
從動齒輪尺寸相同時
主動齒輪直徑大
主動齒輪直徑小
主動齒輪尺寸相同時
主動齒輪直徑小
主動齒輪直徑大
運轉平穩(wěn)性
優(yōu)秀
良好
抗彎強度
提高30%
較低
滑動速度
大
小
抗膠合能力
較弱
強
軸承負荷
小齒輪的軸向力大
小齒輪的軸向力小
傳動效率
約96%
約99%
傳動比范圍
＞4.5
﹤4.5
潤滑油
有多種添加劑的特種潤滑油
普通潤滑油
由于本次畢業(yè)設計選擇的是微型客車后驅動橋設計，選擇單級式主減速器。且為保證有足夠的離地間隙，減小從動齒輪尺寸，選擇雙曲面齒輪傳動。
3.2主減速器主、從動錐齒輪的支承方案
主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量裝配調(diào)整及軸承主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。
要使主減速器良好工作，必須保證主、從動齒輪的良好嚙合。齒輪的嚙合狀況除與齒輪的加工質量、齒輪的裝配調(diào)整以及軸承、主減速器殼體的剛度有關外，還與齒輪的支承形式有關。主動錐齒輪支承有兩種型式：懸臂式支承和跨置式支承兩種，如圖3.4。
a)懸臂式支撐 b)跨置式支承
圖3.4 主減速器主動錐齒輪的支承型式及安置方法
懸臂式支承結構簡單、布置方便、結構緊湊及成本較低，并且也能滿足本課題設計要求，經(jīng)方案論證，主減速器主動錐齒輪采用懸臂式支承。
3.3主減速器錐齒輪設計
主減速比i0、驅動橋的離地間隙和計算載荷，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。
3.3.1主減速比i0的確定
主減速比i0的大小，對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。i0的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比i一起由整車動力計算來確定。可利用在不同i0下的功率平衡圖來研究i0對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇i0值，可使汽車獲得最佳的動力性
和燃料經(jīng)濟性[13]。
對于具有較大功率儲備的客車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率Pemax及其轉速np的情況下，所選擇的i0值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速vamax。這時i0值應按下式來確定[14]：
（3.1）
式中：
——車輪的滾動半徑，由GB T 2978—1997轎車輪胎系列查得
=0.273m
——最大功率時的發(fā)動機轉速，=5600 r/min；
——汽車的最高車速，=120km/h；
——變速器最高檔傳動比，=1。
經(jīng)計算，得i0=4.80
主減速比i0=4.80﹤7.6用單級主減速器，單級主減速器具有結構簡單、質量小、制造成本低等優(yōu)點[15]。
3.3.2主減速器齒輪計算載荷的確定
除了主減速比i0及驅動橋離地間隙外，另一項原始參數(shù)便是主減速器齒輪齒輪的計算載荷。由于汽車行駛時傳動系載荷的不穩(wěn)定性，因此要準確地算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪在良好的路面上開始滑轉時這兩種情況下作用在主減速器從動齒輪上的轉矩（、）的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷，即：
（3.2） （3.3）
式中:
——發(fā)動機最大轉矩，=85N·m；
——由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；
——傳動系上述傳動部分的傳動效率，=0.9；
——由于“猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于載貨汽車，取=1；
——該汽車的驅動橋數(shù)目，=1；
——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷, =12900N;
——輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85；
——車輪的滾動半徑，=0.273m；
，——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比。 =0.97, =0.95
代入式（3.2）、(3.3)，有：=2748 N·m；=3781 N·m
由式（3.2）、（3.3）求得的計算載荷為最大轉矩，而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。但對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩為
（3.4）
式中：
——汽車滿載總重量，=16200N；
——所牽引的掛車的滿載總重量，單位為N，僅用于牽引車的計算；
——車輪的滾動半徑，=0.273m；
——道路滾動系數(shù)，對于轎車可取0.010~0.015，取=0.012；
——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)，對城市公共汽車取0.05~0.09，取 =0.08；
——汽車或汽車列車的性能系數(shù)：
將、、代入上式得：=15.3＜16，取=0.0061
代入（3.5），有：=442.2 N·m 。
3.4主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇
在選定主減速比i0、主減速器的減速形式、齒輪類型及計算載荷后，便可根據(jù)這些已知參數(shù)選擇主減速齒輪的最主要的幾項參數(shù)。
3.4.1齒數(shù)的選擇
對于單級主減速器，首先應該根據(jù)i0的大小選擇主減速器主、從動齒輪參數(shù)z1、z2，為了使得磨合均勻，z1、z2之間應避免存有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對于微型客車來說應保持在40～65。
可知z1+z2=40～60，z1=6～14，則取z1=8，z2=39。
3.4.2從動錐齒輪節(jié)圓直徑的選擇
螺旋錐齒輪從動齒輪的節(jié)圓直徑，可根據(jù)該齒輪的計算轉矩，按經(jīng)驗公式選出：
（3.5）
式中：
——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；
——直徑系數(shù)，取=13～16；
——計算轉矩，=442.2 N·m：按式（3.2）、（3.3）、（3.4）求得，并取其中較小者。
代入（3.5），有：=177mm～203mm。
3.4.3從動錐齒輪端面模數(shù)的選擇
從動錐齒輪節(jié)圓直徑選定后，可按算出大端端面模數(shù)，并進行校核：
將、代入,有：=3.1，取=3
則，= 180mm，=36mm
用下式進行校核：
（3.6）
式中：
——齒輪大端端面模數(shù)；
——模數(shù)系數(shù)，取=0.3～0.4；
——從動齒輪的計算轉矩，N·m。
代入（3.6），有：=2.6～3.4，滿足要求。
3.4.4螺旋錐齒輪齒寬F的選擇
對于汽車工業(yè)，主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬為：
（3.7）
式中：
——從動齒輪節(jié)圓直徑，=180mm
代入（3.7），有=27.9mm，主動齒輪f大于從動齒輪F的10%，故f=30.69mm
齒面寬過大和過小，都會降低齒輪的強度和壽命。齒面寬不能超過端面模數(shù)的10倍，否則，不但不能提高齒輪的強度和耐久性，還會給制造帶來困難。
3.4.5螺旋錐齒輪的螺旋方向
選取主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。
3.4.6螺旋角的選擇
螺旋錐齒輪的螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的。齒輪上任一點C處的螺旋角，是該點處的切線T與該點和節(jié)錐頂點的連線OL之間的夾角，如圖3.5所示。
圖3.5 螺旋角
“格里森”制推薦用下式來近似的預選主動齒輪螺旋角的名義值：
（3.8）
式中：
——主動齒輪的名義（中點）螺旋角的預選值；
、——主、從動齒輪齒數(shù)，=8，=39；
——從動齒輪的節(jié)圓直徑，=180mm
——雙曲面齒輪的偏移量，mm；對螺旋錐齒輪取E=0 mm。
代入（3.8），有：=34 °，一般與之差不超過5 °，取=35 °。
3.4.7齒輪法向壓力角的選擇
法向壓力角大一些可以增加齒輪強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于輕負荷工作的齒輪一般采用小壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。對于螺旋錐齒輪，乘用車一般選用14°30′或16°；商用車α為20°；總質量較大的商用車α為22°30′。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相同的，但小齒輪輪齒兩側壓力角是不等的，選取平均壓力角時，乘用車為19°或20°，商用車為20°或20°33′。本車選取壓力角為22°30′。
3.5主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算
主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸按照“格里森”制圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算如表3.5所示。
表3.5 “格里森”制圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算
序號
項目
計算公式
結果
（1）
主動齒輪齒數(shù)
8
（2）
從動齒輪齒數(shù)
39
（3）
端面模數(shù)
3
（4）
齒面寬
28mm
（5）
齒工作高
8.8mm
（6）
齒全高
10.125mm
（7）
法相壓力角
19°
（8）
軸交角
90 °
（9）
節(jié)圓直徑
；
=36 mm；=180mm
（10）
節(jié)錐角
=11°；=79°
（11）
節(jié)錐距
92mm
（12）
周節(jié)
14.14mm
（13）
齒頂高
；
=4.5mm
=0.81 mm
（14）
齒根高
；
=5.625mm
=4.5mm
（15）
徑向間隙
1.125mm
（16）
齒根角
=2°；=2 °
（17）
面錐角
；
=21 °；=75 °
（18）
根錐角
；
=15 °；=69 °
（19）
齒頂圓直徑
=44.8mm
=181.76mm
（20）
節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離
=56.33 mm
=15.72 mm
（21）
理論弧齒厚
；
=6.5868 mm
=2.8380 mm
（22）
齒側間隙
0.07 mm
（23）
螺旋角
35 °
（24）
螺旋方向
主動齒輪左旋，從動齒輪右旋
（25）
驅動齒輪
小齒輪
（26）
旋轉方向
主動齒輪順時針，從動齒輪逆時針
3.6主減速器螺旋錐齒輪的強度計算
3.6.1單位齒長上的圓周力
在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用在其輪齒上的假定單位壓力即單位齒長上的圓周力來估算，即：
（3.9）
式中：
——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算，N；
——從動齒輪的齒面寬，mm。
按發(fā)動機最大轉矩計算時：
（3.10）
式中：
——發(fā)動機最大轉矩，=85N·m；
——變速器傳動比，常取I檔及直接檔進行計算；=3.0；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，=36mm。
代入（3.10），有：=2372.5N/mm。
按最大附著力矩計算時：
（3.11）
式中：
——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，=12600N
——輪胎與地面的附著系數(shù)，查表得：=0.85
——輪胎的滾動半徑，=0.273m
——主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑，=180mm
代入（3.11），有：=760 N·m。
查表許用p=1429 N·m，故滿足設計要求。
3.6.2輪齒的彎曲強度計算
汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計算彎曲應力為：
（3.12）
式中：
——該齒輪的計算轉矩，=442.2 N·m；
——超載系數(shù), =1；
——尺寸系數(shù)，反應材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關。當端面模數(shù)≥1.6時， 即，=0.586；
——載荷分配系數(shù)，當一個齒輪用跨置式支承時，=1.10~1.25，取=1.10；
——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取=1；
——計算齒輪的齒面寬，=28mm；
——計算齒輪的齒數(shù)，=8，=40；
——端面模數(shù)，=3 mm；
——計算彎曲應力的綜合系數(shù)，它綜合考慮了齒形系數(shù)。對于小齒輪=0.425，大齒輪=0.42。
代入（3.12）有：大齒輪彎曲強度為=644 N/mm2。小于許用700 N/mm2；滿足設計要求。
3.6.3輪齒的接觸疲勞強度計算
螺旋錐齒輪輪齒齒面的計算接觸應力為：
（3.13）
式中：
——主動齒輪最大轉矩；
——主動齒輪工作轉矩，N·m ；
——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6N/mm；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，mm；
，，——見式（3.12）下的說明；
——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可取=1；
——表面質量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質，即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取=1；
——齒面寬，=28mm；取齒輪副中的較小值；
——計算接觸應力的綜合系數(shù)。它綜合地考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用位置、輪齒間的載荷分配、有效齒寬及慣性系數(shù)等因素的影響。取=0.162
常常將式（3.13）簡化為：
（3.14）
式中：
——主動齒輪計算轉矩，N·m
主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。
代入（3.14），有：=1575 N/mm2；小于許用1750 N/mm2；故滿足設計要求。
3.7主減速器齒輪的材料及熱處理
汽車驅動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大、作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：[16]
1.具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；
2.輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；
3.鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易控制，以提高產(chǎn)品質量、縮短制造時間、減小生產(chǎn)成本并降低廢品率；
4.選擇齒輪的合金元素時要適應我國的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等元素，我國發(fā)展了以錳、釩、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(tǒng)。
5.汽車主減速器用的雙曲面齒輪以及差速器的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。滲碳合金鋼經(jīng)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度為32~45 HRC，芯部硬度較低，滲碳層深度為1.2~1.6 mm。
對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25%。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理時的溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可顯著降低，故即使使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產(chǎn)生。
3.8主減速器軸承的計算
軸承的計算主要是計算軸承的壽命。影響主減速器軸承使用壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，首先應求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力，然后再求出軸向反力，以確定軸承載荷。[17]
3.8.1作用在主減速器主動齒輪上的力
通常主減速器的主動齒輪為螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪的小齒輪，圖3.6給出了其受力簡圖。
圖3.6 主減速器主動齒輪的受力簡圖
螺旋錐齒輪的螺旋方向：主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。
主動齒輪軸向力 （3.15）
主動齒輪徑向力 （3.16）
從動齒輪軸向力 （3.17）
從動齒輪徑向力 （3.18）
式中：
——齒廓表面的法向壓力角；
——齒面寬中點處的螺旋角；
——節(jié)錐角；
——齒面寬中點處的圓周力，N。
式（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18）中齒面寬中點處的圓周力為：
（3.19）
式中：
——作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動齒輪上的當量轉矩見；
——該齒輪齒面寬重點的分度圓直徑。
而對于圓錐齒輪
（3.20）
式中：
——從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑；
——主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑；
——從動齒輪節(jié)圓直徑；
——從動齒輪齒面寬；
，——主、從動齒輪齒數(shù)；
——從動齒輪的節(jié)錐角。
將=180 mm，=28 mm帶入式（3.19），則 =10070 N（對于圓錐齒輪傳動來說，作用在主、從動齒輪上的圓周力相等），
代入（3.15）、（3.16）、（3.17）、（3.18），有：
主動齒輪軸向力 =7819 N；主動齒輪徑向力 =1383 N
從動齒輪軸向力 =1383 N；從動齒輪徑向力 =7819 N
3.8.2主減速器軸承載荷的計算
a. 懸臂式支承主動錐齒輪的軸承的徑向載荷
如圖3.7所示，軸承A、B的徑向載荷分別為
圖3.7 主減速器軸承的尺寸分布
（3.21）
（3.22）
式中：
、、——見式（3.15）、（3.16）、（3.19）；
——見式（3.20）。
這里取=130 mm，=50 mm，則=5086 N，=12956 N。
b. 主減速器軸承的當量載荷
汽車在行駛過程中，由于變速檔位的改變，且發(fā)動機也不全處于最大轉矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉矩處于經(jīng)常變化中。實踐證明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應按輸入的當量轉矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式求得：[18]
（3.23）
式中：
——發(fā)動機最大轉矩，103N·m；
，，…——變速器在各擋的使用率；
，，…——變速器各擋I,II,III…擋及倒擋傳動比；
，，…——變速器在各擋時的發(fā)動機轉矩利用率。
式中各數(shù)據(jù)根據(jù)機械設計手冊可知=0.8 %，=2.5 %，=16 %，=80.7 %,=16 %；=3，=1.562，=1，=0.697，=2.310；=65 %，=60 %，=50 %，=50 %，=50 %；得=3752.6 N·m。
按當量轉矩求出軸承的徑向載荷及軸向載荷以后，即可按下式求軸承的當量動載荷：
（3.24）
式中：
——徑向系數(shù)；
——軸向系數(shù)。
這里選取型號為30205的軸承，查閱《機械設計手冊》可知e=0.35，對于單列滾子軸承=5.65≥0.35；取=0.4，=1.7。
代入（3.24），有：=13845.5 N。
3.8.3主減速器軸承額定壽命的計算
當量轉矩已考慮了變速器的各擋使用率及在各擋時的發(fā)動機轉矩利用率，故可直接利用式（3.25）計算的值求出軸承的額定壽命：
（3.25）
式中：
——額定動載荷，查閱《機械設計手冊》可知=68800 N；
——溫度系數(shù)，標準軸承的工作溫度可達100℃,當超過100℃時，值應進行修正，取=1；
——載荷系數(shù)，考慮載荷性質——平穩(wěn)性、振動的或劇烈沖擊的載荷對軸承壽命的不同影響，對于車輛，取=1.2；
——壽命指數(shù)，對滾子軸承取=10/3。
代入（3.25），有：=8.53×107 s
在實際計算中，常以工作小時數(shù)表示軸承的額定壽命：
（3.26）
式中：
——軸承的計算轉速，r/min；可根據(jù)汽車的平均行駛速度計算。對于
無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器從動錐齒輪（或差速器）軸承的計算轉速為
（3.27）
式中：
——汽車輪胎的滾動半徑，=0.273 m；
——汽車的平均行駛速度，km/h，對于微客車可取為50～55 km/h，這里取=55 km/h，則=454 r/min。
則主動齒輪的軸承計算轉速為1520 r/min，將=1520 r/min帶入式（3.26），=915 h。
在設計時，軸承的壽命應該根據(jù)總成的大修間隔里來考慮，即應使軸承的額定壽命滿足：
（3.28）
式中：
——汽車的大修里程數(shù)，=50000 km。
這里=909h＜915h，固軸承滿足使用條件。
3.9主減速器的潤滑
主減速器及差速器的齒輪及其軸承，均應有良好的潤滑，否則極易引起早期磨損。其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承。對于軸承距油面及齒輪的距離較遠，潤滑條件極差的減速器，其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)，而必須采取加強潤滑的專門措施。通常是在從動錐齒輪的前端靠近主動齒輪處的主減速器殼內(nèi)壁上設一專門的集油槽，后者將由旋轉的齒輪甩出并飛濺到殼體前面內(nèi)壁上的部分潤滑油收集起來，在經(jīng)過進油孔引至前軸承圓錐滾子小端處。由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的小端通向大端。而主動錐齒輪前軸承的前面應有回油孔，是經(jīng)過前軸承的潤滑油再流回驅動橋殼中間的油盆中。這樣，由于潤滑油軸承的進出油孔暢通無阻，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)，不僅可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不會因潤滑油有壓力而漏油和損壞。
4 差速器設計
差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。
4.1差速器結構形式的選擇
汽車在行駛過程中，左、右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，為了適應這一特點，在驅動橋的左右車輪之間都裝有差速器。在多軸驅動的汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過性，同時可以避免在驅動橋間產(chǎn)生功率循環(huán)以及由此引起的附加裁荷，以減少傳動系零件的損傷、輪胎的磨損和燃料消耗。
普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪(少數(shù)汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差速器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。圖4.1為普通圓錐行星齒輪差速器的工作原理簡圖。
圖4.1 普通圓錐行星齒輪差速器的工作原理簡圖
大多數(shù)汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅動輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此，幾乎都采用了結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、性能可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器
西安工業(yè)大學北方信息工程學院畢業(yè)設計（論文）
作為安裝在左、右驅動輪間的輪間差速器使用，本次設計同樣選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器
4.2對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計
對稱式圓錐行星齒輪差速器在汽車上應用非常廣泛。由于在差速器殼上裝
配著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪時，應考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支座及主動齒輪導向軸承支座的限制。
4.2.1差速器齒輪的基本參數(shù)選擇
a. 行星齒輪數(shù)目的選擇
行星齒輪數(shù)目的選擇 乘用車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野車多用4個行星齒輪，少數(shù)汽車再用3個行星齒輪，本次取差速器行星齒輪數(shù)n＝2。
b. 行星齒輪球面半徑RB的確定
圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上也代表