設計說明書課題名稱 汽車單級驅(qū)動橋總成設計 系 別專 業(yè)班 級學 號姓 名指導教師任務書汽車單級驅(qū)動橋總成設計系 別專 業(yè)班 級學 號姓 名指導教師教研室主系 主 任I摘 要本次設計為參照乘用轎車驅(qū)動橋來進行的，目的是為了檢驗大學幾年的學習成果以及為將來的工作打下堅實的基礎。說明書中闡述了驅(qū)動橋殼的功能與作用、設計的要求及其工作原理，通過查閱大量的汽車設計資料，以及結合所學的知識，對該驅(qū)動橋殼進行了方案論證、結構方案分析以及設計計算。本次設計的驅(qū)動橋采用半浮式半軸的整體式橋殼單級螺旋錐齒輪傳動。普通對稱式圓錐行星齒輪（兩個）的差速形式。設計中包括了驅(qū)動橋殼、主減速器和差速器等各項參數(shù)的確定，其中包括主要參數(shù)的選擇計算、受力情況、強度校核等，并且還對一對齒輪上的支承軸承進行了壽命校核。以及對本次設計做出總結。整個畢業(yè)設計歷時兩個多月，在老師的悉心指導和同學的熱心幫助下得以順利完成。最后感謝在畢業(yè)設計期間給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W。從這次畢業(yè)設計中，我必將受益非淺。關鍵詞： 乘用轎車 驅(qū)動橋設計 后橋 主減速器 IIAbstract The second-row seat designed for passenger car drive axle housing to carry out, . The purpose was to test the University of years of learning outcomesAs well as future work to lay a solid foundation for work. Set forth in the specification prepared by the drive axle housing function、The design requirements and its working principle, Through access to a large number of automotive design information, As well as the combination of learned knowledge, Of the drive axle housing program carried out feasibility studies, Structural analysis and design and calculation programs. The design of the drive axle with semi-floating axle as a whole Bridge Shell Single-stage spiral bevel gear. General symmetric cone planetary gear (2) in differential form. Design, including the drive axle housing, The parameters of the main reduction gear and differential determination of Including the main parameters of the choice of calculation, Force situation, Intensity calibration, etc. And also to the two pairs of gears on the supporting bearings of the life of checking. In the final, to sum up this design. Lasted for more than two months the whole graduation project, the teachers of your instructors and fellow students enthusiastic assistance has been completed smoothly. Finally thank for giving me during the graduation project to help teachers and students. Graduation from this design, I will greatly benefit from.Keywords: Passenger car Bridge Design Rear axle Main reducerIII目錄 摘 要 .IAbstract II前 言.1第一章 總體方案設計.21.1 車型參數(shù)21.2 概 述21.3 驅(qū)動橋結構型式及選擇31.4 主減速器設計41.4.1 主減速器結構方案分析.51.4.2 單級主減速器傳動形式分析.41.4.3 雙曲面齒輪傳動與螺旋錐齒輪傳動比較選擇.61.5 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案.71.5.1 主動錐齒輪的支承71.5.2 從動錐齒輪的支承選擇.91.6 差速器設計91.6.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器.91.6.2 強制鎖止式防滑差速器.91.6.3 自鎖式差速器101.7 驅(qū)動車輪的傳動裝置101.7.1 半浮式半軸.111.7.2 3/4 浮式 111.7.3 全浮式半軸.111.8 驅(qū)動橋殼設計121.8.1 驅(qū)動橋殼應滿足如下設計要求.121.8.2 驅(qū)動橋殼結構方案分析.12第二章 主減速器設計.142.1 錐齒輪計算載荷的確定142.1.1 按日常行駛轉矩 MGF 確定從動錐齒輪計算載荷 142.1.2 按發(fā)動機最大使用轉矩來確定從動錐齒輪計算載荷 MGe .15IV2.1.3 按驅(qū)動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪計算載荷 MGS152.2 錐齒輪主要參數(shù)的選擇162.1.1 主從動錐齒輪齒數(shù) Z1、Z 2 的選擇 .162.2.2 從動錐齒輪大端節(jié)圓直徑和端面模數(shù)的選擇.172.2.3 齒面寬 b 的選取.172.2.4 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向.182.2.5 螺旋角 m 的選擇 .182.2.6 齒輪法向壓力角的選擇.182.3 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算192.3.1 單位齒長上的圓周力.212.3.2 輪齒的彎曲疲勞強度計算.222.3.3 輪齒接觸強度的計算.232.4 主減速器軸承計算及選擇.242.4.1 錐齒輪面上的作用力242.4.2 主減速器軸承載荷的計算.272.4.3 錐齒輪軸承型號的確定 .282.5 主減速器齒輪的材料及熱處理.302.6 主減速器的潤滑.31第三章 差速器設計.323.1 概述.323.2 差速器的結構型式選擇.323.3 圓錐行星齒輪差速器.323.4 差速器錐齒輪的強度計算35第四章 半軸的設計.384.1 概述384.2 半軸的計算.384.3 半軸花鍵的強度計算404.4 半軸的強度校核.414.5 半軸的結構設計及材料與熱處理42第五章 橋殼的設計.43V5.1 驅(qū)動橋殼結構方案選擇.435.2 驅(qū)動橋殼強度計算455.3 材料的選擇48結 束 語.50致謝.51參考文獻.5212前 言隨著經(jīng)濟和科學技術的不斷發(fā)展，汽車工業(yè)也逐漸成為我國的支柱產(chǎn)業(yè)，汽車已經(jīng)進入千家萬戶。而隨著我國加入了 WTO，人民的生活水平得到不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級消費品已進入平常家庭。在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨更多的機遇和挑戰(zhàn)，隨著改革開放，我國的汽車工業(yè)也將會有質(zhì)的飛躍。隨著汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出更經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題，也是我們作為汽車工程本科畢業(yè)生，必須肩負的重任。在面臨著前所未有的機遇的同時，我們要努力為我們的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。經(jīng)過四年的刻苦學習，我掌握了多門基礎知識和專業(yè)知識。更閱讀了大量的專業(yè)書籍，為從事汽車行業(yè)的工作打下了堅實的基礎。在大學畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委的要求，進行了這次設計。畢業(yè)設計是對我們在大學期間所學知識的一次檢閱，充分體現(xiàn)了一個設計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。畢業(yè)設計總體質(zhì)量的好壞也直接體現(xiàn)了畢業(yè)生的獨立創(chuàng)造設計能力。由于畢業(yè)設計具有特殊的重要意義，在兩個多月的畢業(yè)設計時間里我們到單位實習，并閱讀了大量的汽車資料，虛心向老師請教，且在老師的指導下，將老師傳授的設計方法運用到自己的設計中，使本次畢業(yè)設計得以順利完成。本人的設計題目、要求及任務是：汽車單級驅(qū)動橋總成設計3第一章 總體方案設計1.1 車型 參數(shù) 1本設計的車型：乘用轎車參考車型：標致 505GTi型號：505GTi Estate牌號：標致名稱：乘用轎車生產(chǎn)廠家：標致本設計車型的主要參數(shù)：外型尺寸（長 寬 高）： 489817301540前后輪距：1470/1440mm總質(zhì)量：1580kg整備質(zhì)量：1393kg最小離地間隙：130mm最高車速：170km/h發(fā)動機最大扭矩：188/4250（N.m/r/min）最大功率：97kw/5750（r/min）變速器速比：1 檔 3.59, 2 檔 2.09，3 檔 1.37，4 檔 1.00，5 檔 0.82 倒檔3.63主減速器速比：4.11輪輞規(guī)格：62J14，輪胎類型與規(guī)格：195/70R14 1.2 概 述驅(qū)動橋處于動力傳動系的末端，不僅是汽車的動力傳遞機構，也是行走機構。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(qū)動功能。驅(qū)動橋是汽車傳動系中的主要總成之一。驅(qū)動橋的設計是否合理直接關系到汽車使用性能的好壞。驅(qū)動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅(qū)動橋殼等組成。主減速器：將低由傳動軸傳來的轉速并增大扭矩。差速器：在兩輸出軸間分配轉矩并保證兩輸出軸可能以不同的轉速旋轉。4半軸：接受并傳遞轉矩到兩邊驅(qū)動車輪。驅(qū)動橋殼：支承汽車整體質(zhì)量，并承受由車輪傳來的由路面不平引起的反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳遞給支架或車身。驅(qū)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. 外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 3. 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。4. 在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。5. 在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質(zhì)量小，尤其是簧下質(zhì)量應盡量小，以改善汽車平順性。6. 與懸架導向機構運動協(xié)調(diào)，對于轉向驅(qū)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。1.3 驅(qū)動橋結構型式及選擇 2驅(qū)動橋的結構形式與驅(qū)動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅(qū)動橋應為非斷開式(或稱為整體式)，即驅(qū)動橋殼是一根連接左右驅(qū)動車輪的剛性空心梁，而主減速器、差速器及車輪傳動裝置(由左、右半軸組成)都裝在它里面。當采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調(diào)，驅(qū)動橋應為斷開式。這種驅(qū)動橋無剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側驅(qū)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作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動；當車輪采用獨立懸架時，驅(qū)動橋應為斷開式?，F(xiàn)把它們各自的結構特點分析（如：表 1-1）：表 1-1 驅(qū)動橋結構型式及選擇形式 斷開驅(qū)動橋 非斷開驅(qū)動橋特點5結構特點 橋殼分段，彼此之間用鉸鏈連接，可作相對運動；主減速器、差速器等固定在支架或車身上，兩側驅(qū)動輪通過獨立懸架與支架或車身連接，兩輪可彼此獨立地相對于支架或車身上下跳動橋殼是一根支承在左、右驅(qū)動輪上的剛性空心梁，而主減速器、差速器和半軸等傳動部件都裝在其內(nèi)；整個驅(qū)動橋通過懸架與支架或車身連接優(yōu)點 減低簧下質(zhì)量從而改善汽車通過性，提高行使平順性，平均車速提高。降低車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命。與地面接觸良好，抗側滑能力提高，汽車的持縱穩(wěn)定性更好結構簡單，制造工藝性好，成本低，工作可靠，維修和調(diào)整容易缺點 結構復雜，成本較高 簧下質(zhì)量大，對降低動載荷不利，平順性差，Hmin 小，通過性不好應用 越野車、轎車 各種貨車、客車及多數(shù)越野車和部分轎車選取 非斷開驅(qū)動橋1.4 主減速器設計1.4.1 主減速器結構方案分析汽車的主減速器有單級主減速器和雙級主減速器，減速型式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠已有的產(chǎn)品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比 i0 的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置型式等。本車型采用單級主減速器，由于單級主減速器具有結構簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊及制造成本低等優(yōu)點，因而廣泛地用在主減速比 i07.6 的各種中小6型汽車上。例如：轎車、輕型載貨汽車都是采用單級主減速器，大多數(shù)中型載貨汽車也采用這種型式。1.4.2 單級主減速器傳動形式分析單級主減速器傳動形式主要有四種：螺旋錐齒輪傳動、雙曲面齒輪傳動、圓柱齒輪傳動和蝸輪蝸桿傳動。它們的傳動形式如圖 3 （1-1）：圖 1-1 單級主減速器傳動形式1） 雙曲面齒輪傳動雙曲面齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離 E（偏移距） ，由于偏移距的存在，使主動齒輪螺旋角 1 大于從動齒輪螺旋角 2，從而使雙曲面齒輪傳動比大于相同尺寸的螺旋錐齒輪傳動比。2）螺旋錐齒輪傳動而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉移向另一端，另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時齒合，所以它工作平穩(wěn)，能承受較大的負荷，制造也簡單。但在工作中噪聲大，對齒合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大而噪聲增大。為保證齒輪副的正確齒合，必須將支承軸承預緊，提高了支承剛度，增大殼體剛度。3）蝸桿蝸輪傳動蝸桿蝸輪傳動比較大（i 07）在任何轉速使用下均能工作非常平穩(wěn)且無噪聲，7便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動的布置，能傳遞大的載荷，使用壽命長，結構簡單，折裝方便，調(diào)整容易。但制造成本高，傳動效率低，應用于重型多橋驅(qū)動汽車和具有高轉速發(fā)動機的大客車上。4） 圓柱齒輪傳動圓柱齒輪傳動一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅(qū)動的轎車驅(qū)動橋和雙級主減速器置通式驅(qū)動橋。1.4.3 雙曲面齒輪傳動與螺旋錐齒輪傳動比較選擇表 1-2 從動輪的選擇類型 螺旋錐齒輪 雙曲面齒輪優(yōu)點 由于螺旋角較大，摩擦損失較小，傳動效率高達99%，抗膠合能力強，軸承負荷小，潤滑成本低。工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。兩者尺寸相同時，此種齒輪傳動比 i0 大，當 i0 一定且從動齒輪尺寸相同時，此類齒輪直徑大，輪齒強度大，剛度大。當 i0 一定，主動齒輪尺寸相同，此類齒輪 Hmin較大。此類齒輪有側向滑動和縱向滑動，縱向滑動可使其運轉平穩(wěn)。 12，重合度大，可提高傳動平穩(wěn)性和彎曲強度。其主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。缺點 同尺寸時傳動比小，同傳動比時齒輪強度和剛度較小。Hmin 小。在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為96，齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力較低。雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，選取 螺旋錐齒輪81.5 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案主減速器中必須保證主、從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關以外，與齒輪的支承剛度密切相關。1.5.1 主動錐齒輪的支承 4主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。圖 1-2 主減速器錐齒輪的支承形式a)主動錐齒輪懸臂式 b)主動錐齒輪跨置式 c)從動錐齒輪懸臂式支承結構(圖 1-2a)的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度 a 和增加兩支承間的距離 b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離 b 應大于 2.5 倍的懸臂長度 a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的 70還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸 a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。不跨置式支承結構(圖 1-2b)的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并9可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難?？缰檬街С兄械膶蜉S承都為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個軸承。參考所選車型屬于乘用轎車且僅用于跑一般運輸，所需傳遞最大扭矩較小，因此主減速器主動錐齒輪采用懸臂式支承。1.5.2 從動錐齒輪的支承選擇 從動錐齒輪的支承(圖 1-2c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸 c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d 應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖（1-3c）所示。圖 1-3a-b 從動錐齒輪輔助支承 圖 1-3c 主、從動錐齒輪的許用偏移量101.6 差速器設計差速器的結構型式選擇，應從所設計汽車的類型及其使用條件出發(fā)，以滿足該型汽車在給定的使用條件下的使用性能要求 5 。差速器的結構型式有多種。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(qū)動車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、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅(qū)動輪間的所謂輪間差速器使用；對于經(jīng)常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側驅(qū)動車輪滑轉而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自鎖式兩類。自鎖式差速器又有多種結構型式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。1.6.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器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，2 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 個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上有些越野汽車也采用了這種結構，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內(nèi)摩擦，提高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置差速鎖等。由于整速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速界從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器殼的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪導向軸承支座的限制。1.6.2 強制鎖止式防滑差速器 6充分利用牽引力的最簡單的一種方法是在普通的圓錐齒輪差速器上加裝差速鎖，必要時將差速器鎖住。此時左、右驅(qū)動車輪可以傳遞由附著力決定的全部轉矩。當汽車駛入較好的路面時，差速器的鎖止機構應即時松開，否則將產(chǎn)生與無差速器時一樣的問題，例如使轉彎困難、輪胎加速磨損、使傳動系零件過載11和消耗過多的功率等。由于上述種種原因，強制鎖住差速器的方法未得到廣泛應用。1.6.3 自鎖式差速器為了充分利用汽車的牽引力，保證轉矩在驅(qū)動車輪間的不等分配以提高抗滑能力，并避免上述強制鎖止式差速器的缺點，創(chuàng)造了各種類型的自鎖式差速器。用以評價自鎖式差速器性能的主要參數(shù)，是它的鎖緊系數(shù)。為了提高汽車的通過性，似乎是鎖緊系數(shù)愈大愈好，但是過大的鎖緊系數(shù)如前所述，不但對汽車轉向操縱的輕便靈活性、行駛的穩(wěn)定性、傳動系的載荷、輪胎磨損和燃料消耗等，有不同程度的不良影響，而且無助于進一步提高驅(qū)動車輪抗滑能力。因此設計高通過性汽車差速器時，應正確選擇鎖緊系數(shù)值。一般越野汽車的低壓輪胎與地面的附著系數(shù)的最大值為 0.70.8(在于燥的柏油或混凝工路面上)，而最小值為 0.10.2(在開始溶化的冰上)?？梢娤嗖顟沂獾母街禂?shù)的最大比值為 8。因此，為了充分利用汽車牽引力，差速器的鎖緊系數(shù) K 實際上選定為 8 就已足夠。而汽車在不好的道路和無路地區(qū)行駛的實踐表明，各驅(qū)動車輪與地面附著系數(shù)不同數(shù)值之比，一般不超過 34。因此選取K34 是合適的，在這種情況下汽車的通過性可以得到顯著的提高，而其轉向操縱等使用性能實際上并不變壞。自鎖式差速器有滑塊-凸輪式、蝸輪式、自由輪式等多種形式。選?。浩胀▽ΨQ式圓錐行星齒輪。1.7 驅(qū)動車輪的傳動裝置驅(qū)動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。在斷開式驅(qū)動橋和轉向驅(qū)動橋中，驅(qū)動車輪的傳動裝置包括半軸和方向節(jié)傳動裝置且多采用等速方向節(jié)。在一般非斷開式驅(qū)動橋上，驅(qū)動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來，在裝有輪邊減速器的驅(qū)動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器主動齒輪連接起來。普通非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4 浮式和全浮式三種。12如圖 1-4 所示：圖 1-4 半軸支撐形式1.7.1 半浮式半軸半浮式半軸的內(nèi)端支承方式與上述相同，即半軸內(nèi)端不承受力及力矩。作用在車輪上的各反力及力矩都必須經(jīng)過半軸傳給驅(qū)動橋殼。因半軸內(nèi)端不受彎矩，而外端卻承受全部彎矩和轉矩，故稱為半浮式。半浮式支承中，半軸與橋殼中的軸承一般只用一個，為使半軸和車輪不致于被向外的側向力拉出，該軸承必須承受向外的軸向力。半浮式半軸支承結構簡單，廣泛用于承受載荷較小的轎車上。1.7.2 3/4 浮式3/4 浮式半軸的結構特點半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則一其端部凸緣與輪轂用螺釘連接，該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕、一般僅用在轎車和輕型貨車上。1.7.3 全浮式半軸全浮式半軸支承廣泛應用在各種貨車上。輪轂通過兩個相距較遠的圓錐滾子軸承支承在半軸套管上。半軸內(nèi)端用花鍵與差速器的半軸齒輪連接。在外端，路面對驅(qū)動輪的作用力(垂直反力 FZ、切向反力 FX 和側向反力 Fr)以及由它們形成的彎矩，直接由輪轂通過兩個錐軸承傳給橋殼，完全不由半軸承受。同樣，在內(nèi)端作用在主減速器從動錐齒輪上的力及彎矩全部由差速器殼直接承受，與半軸無關。因此這樣的半軸支承形式，使半軸只承受轉矩，而兩端均不承受任13何反力和反力矩，故稱為全浮式支承形式。所謂“浮” 是對卸除半軸的彎曲負荷而言。為防止輪轂及半軸在側向力作用下發(fā)生軸向竄動，輪轂內(nèi)的兩個錐軸承的安裝方向必須使它們能分別承受向內(nèi)和向外的軸向力。軸承的預緊度可調(diào)整，并有鎖緊螺母鎖緊。優(yōu)點：全浮式支承的半軸易于拆裝，只需擰下半軸凸緣上的螺釘，就可將半軸從半軸套管中抽出，而車輪和車橋照樣能支持住汽車。選?。喝∈桨胼S1.8 驅(qū)動橋殼設計驅(qū)動橋殼的主要功用是支承汽車質(zhì)量，并承受由車輪傳來的路面反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車架（或車身） ；它又是主減速器，差速器，半軸的裝配基體。1.8.1 驅(qū)動橋殼應滿足如下設計要求 7（1）應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪齒合正常并不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應力。（2）在保證強度和剛度的前提下，盡量減小質(zhì)量以提高汽車行駛平順性。（3）保證足夠的離地間隙。（4）結構工藝性好，成本低。（5）保護裝于其上的傳動系部件和防止泥水浸入。（6）折裝、調(diào)整、維修方便。1.8.2 驅(qū)動橋殼結構方案分析驅(qū)動橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種。1） 可分式橋殼可分式橋殼的整個橋殼由一個垂直接合面分為左右兩部分，每一部分均由一個鑄件殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成。半軸套管與殼體用鉚釘聯(lián)接。在裝配主減速器及差速器后左右兩半橋殼是通過在中央接合面處的一圈螺栓聯(lián)成一個整體。其特點是橋殼制造工藝簡單、主減速器軸承支承剛度好。但對主減速器的裝配、調(diào)整及維修都很不方便，橋殼的強度和剛度也比較低。14過去這種所謂兩段可分式橋殼見于輕型汽車，由于上述缺點現(xiàn)已很少采用。2）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。按制造工藝不同，整體式橋殼可分為鑄造式、鋼板沖壓焊接式和擴張成形式三種。鑄造式橋殼的強度和剛度較大，但質(zhì)量大，加工面多，制造工藝復雜，主要用于中、重型貨車上。鋼板沖壓焊接式和擴張成形式橋殼質(zhì)量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產(chǎn)，廣泛應用于轎車和中、小型貨車及部分重型貨車上。3） 組合式橋殼組合式橋殼是將主減速器殼與部分橋殼鑄造為一體而后用無縫鋼管分別壓入殼體兩端，兩者間用塞焊或銷釘固定，它的優(yōu)點是從動齒輪軸承的支承剛度較好，主減速器的裝配、調(diào)整比可分式橋殼方便，然而要求有較高的加工精度，常用于轎車、輕型貨車中。選?。赫w式橋殼(鋼板沖壓焊接式)本設計確定方案如下：參考車型：標致 505GTi驅(qū)動形式：前置后驅(qū)動驅(qū)動橋：非斷開式驅(qū)動橋主減速器：單級主減速器（螺旋錐齒輪傳動）主動齒輪支承方式：懸臂式支承差速器：普通對稱式圓錐行星齒輪（兩個）半軸：全浮式半軸橋殼：整體式橋殼 (鋼板沖壓焊接式)15第二章 主減速器設計2.1 錐齒輪計算載荷的確定 82.1.1 對于具有很大功率儲備的轎車、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 及其轉速 的情況下，所選擇的 i 值應能保證這些汽車有amxPpn0盡可能高的最高車速 。這時 i 值應按下式來確定：av0rp0amxghi=.37i式中 -車輪的滾動半徑，此處給定輪胎型號為 195/70R14，查r表得滾動半徑為 305mm。igh-變速器量高檔傳動比。i gh =0.82把最大功率時轉速 np=4250r/n ,最高車速 =170km/h 代入上式 amxv計算得 i =3.510按日常行駛轉矩 確定從動錐齒輪計算載荷cfTmNffirGjadm),(Tcf式中： -汽車總重量，15800N；-車輪滾動半徑，0.306m；r16-從動錐齒輪到輪邊減速比，取 1；mi-驅(qū)動軸傳動效率，圓弧錐齒輪取 0.90；d-公路坡度系數(shù)，它代表汽車在設計時要求能夠持續(xù)爬坡的能力，af而不是公路的坡度系數(shù)，取 0.08；-性能系數(shù)，代表汽車在坡度上的加速能力，取 0.017；jf-道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取 f0.0100.015；載貨汽車取0.0150.020；越野汽車取 0.0200.035；該車取 0.015代入公式可得： =601.66cfTmN所以， N.m17.4ni0fzf最大計算扭矩取 1，2 計算的較小值，所以2132.07N.mc計算轉矩： N.m 43.607niTz2.1.2 按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩ceTce= demax1f0kTin式中：Tce-計算轉矩，Nm；Temax-發(fā)動機最大轉矩；T emax =188N.mn-計算驅(qū)動橋數(shù)， n= 1；if-分動器傳動比， i f= 1；i0-主減速器傳動比， i 0=3.51；-變速器傳動效率， =0.90；k-液力變矩器變矩系數(shù)， K=1；Kd-由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，K d=1；i1-變速器最低擋傳動比，i 1=3.59；將數(shù)據(jù)代入上式可得：17Tce=2132.07 N.m2.1.3 按驅(qū)動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪計算載荷 csT按驅(qū)動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 csTmNirG,12CST式中： -每個驅(qū)動軸上的重量，為 60%G=60%15800=9480N2-加速時重量轉移系數(shù)，此處為 1.1；m-輪胎與路面的附著系數(shù)，對于一般輪胎的公路用汽車在良好的混凝土或瀝青路上可取 0.85；-車輪滾動半徑，0.306m；r-車輪到從動錐齒輪間的傳動比，取 1；mi-車輪到從動錐齒輪間的傳動效率，一般為 0.9；將數(shù)據(jù)代入公式可得到 =3013.69 N.mTcs2.2 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 9能夠表征齒輪副的參數(shù)有很多，主要參數(shù)有減速比 （由總布置確定） ，0i主、從動齒輪齒數(shù) Z1、Z 2，從動錐齒輪的節(jié)圓直徑 d2、端面模數(shù) ms，法向壓力角 on，螺旋角 m 等。2.2.1 主從動錐齒輪齒數(shù) z1、z 2 的選擇對于單級主減速器，當 i0 較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數(shù)取值小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙。當 i06 時，z 1 的最小值可取為 5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，z 1 最好大于 5。當 i0 較小(如 i0=3.55)時，引可取為18712，但這時常常會因主、從動齒輪齒數(shù)太多、尺寸太大而不能保證所要求的橋下離地間隙。為了磨合均勻，主、從動齒輪的齒數(shù) z1，z 2 之間應避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，其齒數(shù)之和對于載貨汽車應不少于 40，對于轎車應不少于 50。在選取齒數(shù)時，應根據(jù)減速比的值和齒輪加工方法確定主動齒輪齒數(shù) z1，然后再選取 z2。根據(jù)以上的說法，此車所選 z1=10，z 2 取 41。所以計算得 i =3.51， 2132.07N.m， N.m。0Tc 43.607z2.2.2 從動錐齒輪大端節(jié)圓直徑和端面模數(shù)的選擇從動錐齒輪的節(jié)圓直徑徑（又叫分度圓直徑）可以根據(jù)從動錐齒輪上的計算轉矩按經(jīng)驗公式確定 2 ：d2=Kd2 （2-4）3jT式中：d 2從動錐齒輪大端節(jié)圓半徑 mm；Kd2直徑系數(shù)，取 1316從動錐齒輪上的計算轉矩，取 與 中的最小值，NmjTjeTj初取 d2=Kd2 =210mm3jT從動錐齒輪的節(jié)圓半徑確定后，端面模數(shù) m2 可按 m= d2/z2 計算得：m= d2/z2=5.12mm根據(jù)較核公式較核 3 ：m=Km （2-5）3jT式中：K m模數(shù)系數(shù)，取 0.30.4；從動錐齒輪上的計算轉矩，取 與 中的最小值，Nmj jeTjms=Km =（0.30.4 ） =4.0505.400mm3GM307.21計算后得較核 m d2/z2。故 m=5mm修正得 ：d2= ms/Z2=541=205mm192.2.3 齒面寬 b 的選取通常講齒面寬，指從動大齒輪的齒面寬 F2，螺旋錐齒輪副的小齒輪齒面寬F1 較 F2 大 10，齒面寬過寬并不能增加輪齒的強度及壽命，反而由于加工原因，易引起齒根處應力集中，一般齒面寬?。篎2=0.155 d2=0.155205=31.775mm圓整為 32mm，所以 b1=1.132=35mm2.2.4 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋方向分為“左旋”與“右旋”兩種。對著齒面看去，如果輪齒的彎曲方向從其小端至大端為順時針走向時，則稱為右旋齒，反時針時則稱為左旋齒。主、從動齒輪的螺旋方向是不同的。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪在傳動時所產(chǎn)生的軸向力，其方向決定于齒輪的螺旋方向和旋轉方向。螺旋方向的確定主要是根據(jù)所要求的軸向力的方向是離開錐頂，這樣可以使齒輪嚙合間隙有增大的趨勢，不致于使輪齒卡死而損壞。因此，一般汽車主減速器的主動錐齒輪為左旋方向，從動錐齒輪為右旋。2.2.5 螺旋角 的選擇螺旋角是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的。節(jié)錐齒線(節(jié)錐表而與齒廓表面的交線) 上任一點的螺旋角，是該點處的切線和節(jié)錐頂點與該點的連線之間的夾角。螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪的螺旋角沿節(jié)錐齒線是變化的，齒面寬中點處的螺旋角稱為齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角。螺旋錐齒輪傳動主、從動齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角是相等的。選擇齒乾的螺旋角時，應考慮到它對齒面(或縱向)重疊系數(shù)、輪齒強度和軸向力的大小有影響。螺旋角應足夠大以使重疊系數(shù)不小于 1.25。因重疊系數(shù)愈大傳動就愈平穩(wěn)噪聲就愈低。對轎車應1.51.8。當2.0 時可得到很好的結果。螺旋角過大時會引起軸向力亦過大，因此應有一個適當?shù)姆秶?。汽車主減速器錐齒輪的螺旋角多在 3540，轎車選擇較大的值來保證有較大的重疊系數(shù)。貨車通常取較小的值來防止軸向力過大。該車選為 35202.2.6 齒輪法向壓力角的選擇加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，在此輕型轎車選擇壓力角 202.3 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算完成主減速器螺旋錐齒輪的幾何參數(shù)的計算后對其進行強度計算，以保證主減速器錐齒輪有足夠的強度和壽命，能安全可靠的工作。參數(shù)及其計算確定名 稱 代號計 算 公 式 和 說 明 計算結果軸交角 按需要確定，一般 ，最170常用 9090螺旋角 m通常 ，最常用 。4035m35m35m大端分度圓直徑ed按照經(jīng)驗公式初定，得到端面模數(shù)，然后 zede1052分錐角 1211,arctn,90z，3.7162外錐距 eRsi2ed mRe.齒寬系數(shù)R314eb R301.齒寬 beR mb521中點模數(shù)m)5.01(Re 4.28m中點法向模數(shù)mnmcos 3.51mn中點分度圓直徑md)5.01(Re dm54.8172中點錐距mRbe. Rm6.9頂隙 c，頂隙系數(shù)e*178.0*c0.8c齒頂高 ah，齒頂高系數(shù)eamx)(*5.*ah，71.ah6425齒根高 ffheff xc)(* ,.1f302fh工作齒高keamh*2 mk8.5全齒高 hfa h32.10齒根角 ff effeff RhRh22;11arctnrctn 1.49,.21ff齒頂角 a12,1faf .,.21aa22頂錐角 aa 7.54,5.192aa根錐角 ffff .81,.421ff2.3.1 單位齒長上的圓周力 101）按發(fā)動機最大轉速計算（2-6）FdiTpge13max02式中： Temax發(fā)動機最大轉矩，取 188N/m；ig 變速器速比，取 i1=3.59 ， i5=0.82；d1 主動齒輪節(jié)圓直徑，取 50mm；F 從動齒輪的齒面寬，取 32mm，=2 1883.591000/(5032)=843.65N/mmiTpge13max102=2188 0.821000/(5032)=192.7N/mmFdige13ax22）按輪胎的最大附著力矩計算drGp2310式中 G2 一驅(qū)動橋?qū)λ降孛娴呢摵?，N；該車為滿載量為 1580kg，所以為 15484/2=7742N輪胎與地面的附著系數(shù)；該車為 0.85rr輪胎的滾動半徑，m；該車為 0.306d2主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑，mm。該車為 205=277420.850.3061000/(35205)=561.31N/mmFGpr231023表許用單位齒長上的圓周力 2-2按發(fā)動機最大轉矩計算1 檔 2 檔 直接檔按最大附著力矩計算附著系數(shù)轎車 893 536 321 893 0.85貨車 1429 250 1429 0.85公共汽車 982 214 0.85牽引汽車 536 250 0.652.3.2 輪齒的彎曲疲勞強度計算（2-7）JFmKTzsVSjW2301式中： 計算彎曲應力，N/mm； 所討論的齒輪的計算轉矩，Nm,對于從動齒輪，按 與 中的最jT jeTj小值者和 計算；對于主動齒輪，還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上；jmK0 載荷系數(shù)，對于汽車 K0=1；Ks 尺寸系數(shù)，它反映了材料的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當 ms1.6mm 時， Ks=(ms/25.4)0.25 ；此車為：0.67Km 齒面載荷分配系數(shù)，對于懸臂式支承 Km=1.101.25，對于跨置式支承，K m=1.01.1；該車為懸臂式支承，故選 1.25Kv 質(zhì)量系數(shù)，它與齒輪精度及齒輪分度圓上的切線速度對齒間載荷的影響有光關，接觸好、周接及同心度準確時，取 Kv=1；ms 端面模數(shù)，取 5；F 所討論的齒輪面寬；該車為 F1=32, F2=35Z 所討論的齒輪的齒數(shù)； Z2=41, Z1=10J 所討論的齒輪的輪齒彎曲應力的綜合系數(shù)，計算彎曲應力用的綜合系數(shù)，大齒輪取 0.235，小齒輪取 0.230按 與 中的最小值計算從動錐齒輪的彎曲疲勞應力：jeTj=22132.0710.671.251000/（15 232410.235）1W