轎車驅動橋設計

1、 畢 業(yè) 設 計（論 文） 設計(論文)題目： 某轎車驅動橋設計 學生姓名： 指導教師： 二級學院： 機電工程學院 專業(yè)： 班級： 學號： 提交日期： 答辯日期： 金陵科技學院學士學位論文 目錄目 錄摘 要IIIAbstractIV1 緒論11.1 選題的目的與意義11.2 研究內(nèi)容及設計參數(shù)11.2.1 研究內(nèi)容11.2.2 設計參數(shù)22 驅動橋的總體設計32.1驅動橋的設計要求32.2驅動橋的結構設計形式33 主減速器的設計53.1主減速器的結構形式53.1.1主減速器的齒輪類型53.1.2 主減速器主、從動斜齒圓柱齒輪的支承方案63.2主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算73.2.1主減速器

2、計算載荷的確定73.2.2 主減速器基本參數(shù)的選擇93.2.3 主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算103.2.4主減速器圓弧錐齒輪的強度計算113.3 主減速器斜齒圓柱齒輪的材料154 差速器的設計174.1 差速器結構形式選擇174.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理184.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計184.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇184.3.2 差速器齒輪的幾何計算204.3.3 差速器齒輪的強度計算214.4 差速器齒輪材料的選擇225 驅動半軸的設計235.1 半軸的結構型式235.2 半軸的設計與計算245.3半軸的結構設計及材料與熱處理256 橋殼及橋殼附件設計27

3、6.1驅動橋殼結構方案選擇276.2驅動橋殼強度計算276.3驅動橋殼材料的選擇287 驅動橋主要零件建模307.1概述3072 主減速器主從動齒輪的建模3073 差速器行星齒輪和半軸齒輪的建模3274 半軸的建模3375 驅動橋總裝配圖338 結論35參考文獻36致 謝3715金陵科技學院學士學位論文 摘要某轎車驅動橋設計摘 要驅動橋是汽車的主要部件之一，其基本的功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，再將轉矩分配給左右驅動車輪，并使左右驅動車輪具有汽車行駛運動所要求的差速功能:同時，驅動橋還要承受作用于路面和車架或承載車身之間的鉛垂力、縱向力，橫向力及其力矩。其質量，性能的好壞直接影響

4、整車的安全性，經(jīng)濟性、舒適性、可靠性。在論述汽車驅動橋運行機理的基礎上，提練出了在驅動橋設計中應掌握的滿足汽車行駛的平順性和通過性、降噪技術的應用及零件的標準化、部件的通用化、產(chǎn)品的系列化等三大關鍵技術；闡述了汽車驅動橋的基本原理并進行了系統(tǒng)分析；根據(jù)經(jīng)濟、適用、舒適、安全可靠的設計原則和分析比較，確定了轎車驅動橋結構形式、布置方法、主減速器總成、差速器總成、橋殼及半軸的結構型式；并對制動器以及主要零部件進行了強度校核，完善了驅動橋的整體設計。關鍵詞：轎車； 驅動橋； 主減速器； 差速器金陵科技學院學士學位論文 AbstractDesign of drive axle of a carAbst

5、ractDrive axle is one of the most important parts of automobile. The function is to increase the torque from drive shaft or from transmission directly, and then distribute it to left and right wheels which have the differential ability automobile needed when driving. And the drive axle has to suppor

6、t the vertical force, longitudinal force, horizontal force and their moments between road and frame or body. Its quality and performance will affect the security, economic, comfortability and reliability.On talking about the running principal of driving axle,the three key techno ledge about vehicle

7、traveling on the ride and through, and noise reduction technology applications and the standardization of parts, components of the universal. Products such as the serialization that we should master to meet, it describes and has a systematic analysis on the basic principles of viecle drive axle. Acc

8、ording to the design principles and analysis and comparison of economy, application, comfortability, safety and reliability , the drive axle structure, layout ways, and the final drive assembly, differential assembly, the bridge case and axle structure can be determined; and the strength checking of

9、 brake parts, as well as major components improves overall design of the driving axle.Key words: drive axle； mini-car； differential gear； main-reducer金陵科技學院學士學位論文 第1章 緒論1緒論1.1 選題的目的與意義汽車的驅動橋位于傳動系的末端，主要由主減速器、差速器、半軸及驅動橋殼等組成。其功用是：將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅動輪，實現(xiàn)降低轉速、增大轉矩的功能；通過差速器實現(xiàn)兩側車輪的差速作用，保證內(nèi)、外側

10、車輪以不同轉速轉向；在發(fā)動機縱置中，可以通過主減速器錐齒輪副改變轉矩的傳遞方向。 為了提高汽車行駛平順性和通過性，現(xiàn)在汽車的驅動橋也在不斷的改進。與獨立懸架相配合的斷開式驅動橋相對與非獨立懸架配合的整體式驅動橋在平順性和通過性方面都得到改進。隨著時代的發(fā)展和科技的進步，驅動橋將會得到進一步的發(fā)展。展望將來需開發(fā)汽車驅動橋智能化設計軟件，設計新驅動橋只需輸入相關參數(shù)，系統(tǒng)將自動生成三維圖和二維圖，以達到效率高、強度低、匹配佳的最優(yōu)方案。驅動橋是汽車傳動系統(tǒng)中主要總成之一。驅動橋的設計是否合理直接關系到汽車使用性能的好環(huán)。因此，設計中要保證:所選擇的主減速比應保證汽車在給定使用條件下有最佳的動力性

11、能和燃料經(jīng)濟性;(1) 當左、右兩車輪的附著系數(shù)不同時，驅動橋必須能合理的解決左右車輪的轉矩分配問題，以充分利用汽車的牽引力;(2) 具有必要的離地間隙以滿足通過性的要求;(3) 驅動橋的各零部件在滿足足夠的強度和剛度的條件下，應力求做到質量輕，特別是應盡可能做到非簧載質量，以改善汽車的行駛平順性;(4) 能承受和傳遞作用于車輪上的各種力和轉矩:(5) 齒輪及其它傳動部件應工作平穩(wěn)，噪聲小;(6) 對傳動件應進行良好的潤滑，傳動效率要高;(7) 結構簡單，拆裝調(diào)整方便;(8) 設計中應盡量滿足“三化”。即產(chǎn)品系列化、零部件通用化、零件設計標準化的要求。1.2 研究內(nèi)容及設計參數(shù)1.2.1 研究

12、內(nèi)容（1）根據(jù)發(fā)動機與變速器參數(shù)、動力性要求，確定驅動橋總成的基本參數(shù)、結構形式和布置方式，校核滿載時的驅動力，對汽車的動力性進行驗算。（2）主減速器設計：確定主減速器的結構型式、基本參數(shù)、計算載荷，校核關鍵零部件的強度。（3） 差速器設計：設計差速器的結構型式和基本參數(shù)，校核關鍵零部件的強度。（4）驅動半軸設計設計驅動半軸的結構型式、基本結構參數(shù)和計算載荷，校核半軸的強度。 (5) 驅動橋殼設計1.2.2 設計參數(shù)表1.1轎車設計參數(shù)軸距mm2640輪距前/后mm1535/1531整備質量 kg1325最大總質量 kg1700最高車速 km/h195額定功率/轉速（kW/r/min）9160

13、00最大扭矩/轉速（Nm/r/min）161/4000最大爬坡度31%最小轉向直徑 m10輪胎型號195/65R15檔位數(shù)手動5擋設計開始之前，需準備汽車設計課程設計指導書 、 汽車工程手冊等書籍，由于以前做過減速器設計，所以機械設計 、 機械設計課程設計指導書也會在此次設計中用到。金陵科技學院學士學位論文 第2章 驅動橋的總體設計2 驅動橋的總體設計2.1驅動橋的設計要求驅動橋在動力傳動系統(tǒng)的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，并將動力合理分配到左、右兩驅動輪，另外還要承受作用于路面和車架或車身之間的垂直立、縱向力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼組

14、成。驅動橋設計應當滿足如下基本要求：（1）所選擇的主減速比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，保證有適當?shù)碾x地間隙。（3）齒輪及其它的傳動件要工作平穩(wěn)，噪聲盡量小。（4）在各種轉速和載荷下都能具有高的傳動效率。（5）在保證足夠的強度、剛度條件下，力求質量盡量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 （6）與懸架導向機構要協(xié)調(diào)運動。（7）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝和調(diào)整方便。2.2驅動橋的結構設計形式 驅動橋總成的結構型式，按其總體布置來說分為兩類，即斷開式驅動橋和非斷開式（整體式）驅動橋。非斷開式與斷開式這兩大類驅動橋結構型式的選擇，與汽車懸架結構型式

15、有密切關系。當驅動車輪采用非獨立懸架結構時，選用非斷開式驅動橋，而當驅動車輪采用獨立懸架結構時，則選用斷開式驅動橋。斷開式驅動橋的結構特點是沒有連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁，主減速器、差速器及其殼體安裝在車架或車身上，通過萬向傳動裝置驅動車輪。兩側的驅動車輪經(jīng)過獨立懸架與車架或車身作彈性連接，因此可彼此獨立地相對于車架或車身上下擺動。為防止車輪跳動時輪距變化使萬向傳動裝置與獨立懸架導向裝置產(chǎn)生運動干涉，在設計車輪傳動裝置時，應采用滑動花鍵軸或允許軸向適量移動的萬向傳動機構。非斷開式驅動橋與斷開式驅動橋相比較，斷開式驅動橋能顯著減少汽車簧下質量，從而改善汽車行駛平順性，提高了平均行駛速度；

16、減小了汽車行駛時作用于車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命；增加了汽車離地間隙；由于驅動車輪與路面的接觸情況及對各種地形的適應性較好，增強了車輪的抗側滑能力；若與之配合的獨立懸架導向機構設計合理，可增加汽車的不足轉向效應，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。但其結構較復雜，成本較高。非斷開式驅動橋結構簡單，成本低，工作可靠，但由于其簧下質量較大，對汽車的行駛平順性和降低動載荷有不利的影響。由于斷開式驅動橋工作可靠，平穩(wěn)性好，參照國內(nèi)相關轎車的設計,最后本課題選用斷開式驅動橋。 圖2.1 斷開式驅動橋 1-主減速器；2-半軸；3-彈性元件；4-減振器；5-車輪；6-擺臂；7-擺臂軸圖2.2 轎車驅動橋

17、（發(fā)動機橫置）金陵科技學院學士學位論文 第3章 主減速器的設計3 主減速器的設計主減速器的功用是將輸入的轉矩增大并相應降低轉速，以及當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用，它依靠齒數(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

18、力。3.1主減速器的結構形式3.1.1主減速器的齒輪類型主減速器的結構形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。按主減速器主傳動比擋數(shù)分，有單速式和雙速式。前者的傳動比是固定的，后者有兩個傳動比供駕駛員選擇，以適應不同行駛條件的需要。（1）斜齒圓柱齒輪傳動 圖3.1 斜齒圓柱齒輪傳動按齒輪副結構形式分，有圓柱齒輪式（又分為軸線固定式和軸線旋轉式即行星齒輪式）、錐齒輪式和準雙曲面齒輪式。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。為了盡可能抵消主動軸上軸承的軸向力，主減速器中基本不用直齒圓柱齒

19、輪而采用斜齒圓柱齒輪。此外，斜齒圓柱齒輪還具有運轉平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點，汽車上獲得廣泛應用。經(jīng)方案論證，主減速器的齒輪選用斜齒圓柱齒輪形式。斜齒圓柱齒輪傳動的主、從動齒輪軸線相互平行，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。（2） 結構形式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。在雙級主減速器中，若第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱為輪邊減速器。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

20、和一般輕、中型載貨汽車。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。本設計主減速器采用單級主減速器，其傳動比一般小于等于7。圖3.2（a） 發(fā)動機橫置主減速器圖3.2（b） 發(fā)動機橫置主減速器3.1.2 主減速器主、從動斜齒圓柱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外，還與齒輪的支承剛度相關。（1）主動斜齒圓柱齒輪的支承圖3.3 主動齒輪跨置式主動斜齒圓柱齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻，經(jīng)方

21、案論證，采用跨置式支承結構（如圖3.3示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾樱过X輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1/30以下而主動斜齒圓柱齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/51/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。 （2）從動斜齒圓柱齒輪的支承圖3.4 從動齒輪支撐形式從動斜齒圓柱齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖3.4示）。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。為了使從動斜齒圓柱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應不小于從動斜齒圓柱齒輪大端分度圓直徑的70

22、%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是c等于或大于d。3.2主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算3.2.1主減速器計算載荷的確定主減速比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。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌碌墓β势胶鈦硌芯繉ζ噭恿π缘挠绊憽Ｍㄟ^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值，使汽車獲得最佳動力性和燃料經(jīng)濟性。在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應按下式來確定： 式中：車輪的滾動半徑，給定輪胎型號為19

23、5/65R15，所以可知=0.317m變速器最高檔傳動比。=0.726 根據(jù)所選定的主減速比值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等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。把=4000r/n , =195km/h , =0.317m , =0.726代入計算出 i=3.377（1）按發(fā)動機最大轉矩和最低擋傳動比確定從動齒輪的計算轉矩 （3-1）式中： 計算轉矩，發(fā)動機的輸出的最大轉矩，在此取161；發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，在此取0.9； 液力變矩器變矩系數(shù)，=(-1)/2+1, 最大變矩系數(shù)，在此取1； 變速器一擋傳動比，在此取2.816；分動器

24、傳動比，在此取1； 主減速器傳動比 ，在此取3.377；該汽車的驅動橋數(shù)目在此取1；由于猛結合離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，取=1.0，當性能系數(shù)>0時可取=2.0； （3-2）此處，僅計算=0，即=1.0由以上各參數(shù)可求=1378（2）按驅動輪打滑轉矩確定從動齒輪的計算轉矩式中：汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，=170000.5=8500N（0.5為滿載時分配負載）。 輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85； 車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為195/65R15，滾動半徑為0.317m； ，分別為所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和傳動

25、比，取0.9， 取1.0汽車最大加速度時負荷轉移系數(shù)，對于轎車為1.21.4，此處取1.3； 所以=3308.23.2.2 主減速器基本參數(shù)的選擇（1）主、從動斜齒圓柱齒輪齒數(shù)和選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：1）為了磨合均勻，之間應避免有公約數(shù)。2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于40。3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于轎車一般不小于9。4）主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數(shù)和不少于40，在轎車主減速器中，小齒輪齒數(shù)不

26、小于9。根據(jù)以上要求參考汽車車橋設計取=14，=38 ，+=5240。（2）從動斜齒圓柱齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)對于單級主減速器，增大尺寸會影響驅動橋殼的離地間隙，減小又會影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝?？筛鶕?jù)經(jīng)驗公式初選，即 （3-5）直徑系數(shù)，一般取13.015.3； 從動齒輪的計算轉矩，為和中的較小者。所以 =（13.015.3）=（144.7170.3）初選=150，則=/=150/38=3.9；參考機械設計手冊選取=4，則=152根據(jù)=來校核=4選取的是否合適，其中=（0.30.4）此處， =（0.30.4）=（3.344.45），因此滿足校核。（3）中點螺

27、旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，斜齒圓柱齒輪的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，但過大，會導致軸向力增大。 此處取=17°。（4）螺旋方向從斜齒圓柱齒輪齒頂上看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動斜齒圓柱齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與斜齒圓柱齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開齒頂方向，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。（

28、5）法向壓力角 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。這里取壓力角為20°。3.2.3 主減速器斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算圖3.5 主減速器幾何尺寸計算值名 稱計 算 公 式 和 說 明計算結果主動齒輪齒數(shù)=14從動齒輪齒數(shù)=38模數(shù)=4螺旋角=17分度圓直徑外錐距齒寬全齒高齒頂高，法向壓力角=20°齒根高，齒頂高3.2.4主減速器斜齒圓柱齒輪的強度計算在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。在進行強度計算之

29、前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。（1）齒輪的破壞形式齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點及影響因素分述如下： 1）輪齒折斷主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數(shù)從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當?shù)哪?shù)、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。2）齒面的點蝕及剝落齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。3）齒面膠合在高壓和高速滑摩

30、引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現(xiàn)象和擦傷現(xiàn)象稱為膠合。4）齒面磨損這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現(xiàn)象。規(guī)定范圍內(nèi)的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。（2）主減速器斜齒圓柱齒輪的強度計算1） 單位齒長上的圓周力主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 (3-6)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

31、況進行計算； 從動齒輪的齒面寬，在此取25mm. 按發(fā)動機最大轉矩計算時： （3-7）式中：發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取161； 變速器的傳動比，2.816； 主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取56mm.按上式 按最大附著力矩計算時： （3-8）式中：汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取8500N； 輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85： 輪胎的滾動半徑，在此取0.317m按上式 N/mm在現(xiàn)代汽車的設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數(shù)據(jù)的20%25%。經(jīng)驗算以上兩數(shù)據(jù)都在許用范圍內(nèi)，故滿足條件。2）輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器斜齒圓柱齒輪的齒根彎曲

32、應力為 N/ （3-9）式中：該齒輪的計算轉矩，對從動齒輪，取和中的較小值，為1378N/m；對主動齒輪取，為453.4 N·m； 超載系數(shù)；在此取1.0 尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，當時，在此；齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結構為1.25； 質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取1.0； 所計算齒輪的齒面寬，=25mm；所討論齒輪分度圓直徑，=56mm，=152mm；端面模數(shù); 計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)、載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影

33、響。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數(shù)，今用大端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。按圖（3.6）選取小齒輪的0.25，大齒輪0.265.圖3.6 彎曲計算用綜合系數(shù)J按上式有：主動斜齒圓柱齒輪，=336MPa；從動斜齒圓柱齒輪，=289MPa；主從動斜齒圓柱齒輪的，所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。3) 斜齒圓柱齒輪的表面接觸強度計算斜齒圓柱齒輪的齒面接觸應力為 N/ (3-10)式中：主動齒輪的計算轉矩, 453.4 N·m；材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取182.6/mm; 尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情況下，可取1.0； 表面質量系數(shù)，

34、決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0 計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖（3.7）選取=0.13圖3.7 接觸計算用綜合系數(shù)按上式= =1046.2 MPa主、從動齒輪的齒面接觸應力相等，主從動斜齒圓柱齒輪的，所以均滿足要求。汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均以超過

35、材料的耐久疲勞次數(shù)。實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現(xiàn)的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩和最大附著轉矩并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據(jù)。3.3 主減速器斜齒圓柱齒輪的材料驅動橋斜齒圓柱齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器斜齒圓柱齒輪的材料應滿足如下的要求：（1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。（2）齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應

36、沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。（3）鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。（4）選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。本設計采用國內(nèi)比較多用的20GrMnTi。其優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層，具有相當高的耐磨性和抗壓性，而心部較軟，具有很好的韌性，因而它的彎曲強度，表面接觸強度和承受沖擊的能力均很好。由于含碳量較低，使得鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大的壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲透層與心部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層剝落。金陵科

37、技學院學士學位論文 第4章 差速器的設計4 差速器的設計差速器的功用是當汽車轉彎行駛或在不平路面上行駛時，使左右驅動車輪以不同的角速度滾動，以保證兩側驅動輪與地面間作純滾動運動。汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不等等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為了使兩側驅動輪可以不同角速度旋轉，以保證其

38、純滾動狀態(tài)，就必須將兩側車輪的驅動軸斷開，而由主減速器從動齒輪通過一個差速系統(tǒng)差速器分別驅動兩側半軸和驅動輪，因而在驅動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。4.1 差速器結構形式選擇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。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。普通齒輪式差速器的傳動機構為齒輪式。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設置差速鎖。當一側驅動輪滑轉時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速器結構形式選擇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，

39、2個半軸齒輪，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。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。圖4.1 差速器結構4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖4.2差速器差速原理當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等，其值為。于是=，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼的角速度。行星齒輪除公轉外，還繞本身的軸以角速度自轉，嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是 +=（+）+(-)即 + =2 （4-1） 若角速度以每分鐘轉數(shù)表示，則

40、 （4-2）式（4-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。由式（4-2）還可以得知：當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計由于在差速器殼上裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從

41、動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。4.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇（1）行星齒輪數(shù)目的選擇依照汽車工程手冊，轎車及一般乘用車多用2個行星齒輪。（2）行星齒輪球面半徑的確定差速器的尺寸通常決定于，它就是行星齒輪的安裝尺寸，可根據(jù)公式來確定。式中： 行星齒輪球面半徑系數(shù)，=2.522.99（有四個行星齒輪的轎車和公路用貨車取小值；有2個行星齒輪的轎車，以及越野汽車、礦用汽車取大值）；在此取2.95。 差速器計算扭矩，在此為1378N.m計算得 32.83mm 取35mm（3）預選其節(jié)錐距 mm （4）行星齒輪與半軸齒

42、輪齒數(shù)的選擇 為了得到較大的模數(shù)，以使齒輪有較高的強度，行星齒輪的齒數(shù)應盡量少，但一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)取1425；半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.52范圍內(nèi)；左、右半軸齒輪的齒數(shù)和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，否則將不能安裝。根據(jù)這些要求初定半軸齒輪齒數(shù)為16；差速器行星輪個數(shù)為2，齒數(shù)為10。（5）行星齒輪節(jié)錐角、模數(shù)和節(jié)圓直徑的初步確定行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角、計算如下：（6）大端模數(shù)及節(jié)圓直徑的計算 取4分度圓直徑 ， （7）壓力角過去汽車差速器齒輪都選用壓力角，這時齒高系數(shù)為1，而最少齒數(shù)為13?，F(xiàn)在大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減少至10。初定壓力角為。（

43、8) 行星齒輪安裝孔直徑及其深度的確定根據(jù)汽車工程手冊中： 式中： 差速器傳遞的轉矩； 行星齒輪數(shù)；2 為行星齒輪支撐面中點到錐頂?shù)木嚯x（，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而），計算結果為25.6； 支撐面的許用擠壓應力，取為69N/。4.3.2 差速器齒輪的幾何計算表4.3 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸項目計算公式計算結果行星齒輪齒數(shù)10，應盡量取最小值=10半軸齒輪齒數(shù)=1425，=16模數(shù)=4分錐角，壓力角齒面寬 (0.250.30)10工作齒高齒頂高，齒根高，齒根角錐距齒根角頂錐角根錐角全齒高4.3.3 差速器齒輪的強度計算差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器

44、齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度為 式中：差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，其計算式,在此為413.4N·m； 差速器的行星齒輪數(shù)； 半軸齒輪齒數(shù)； 、分別為計算齒輪的齒面寬、和模數(shù)； 計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，由圖4.4查得=0.256圖4.4彎曲計算用綜合系數(shù)根據(jù)上式 =不滿足要求，所以將增大至15mm：再次計算得，符合要求。4.4 差速器齒輪材料的選擇差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目

45、前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用22金陵科技學院學士學位論文 第5章 驅動半軸的設計5 驅動半軸的設計驅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動車輪。在斷開式驅動橋和轉向驅動橋中，驅動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向節(jié)傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅動橋上，驅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動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。5.1 半軸的結構型

46、式半軸由于受力情況不同，它有半浮動式、3/4浮動式和全浮動式三種型式。所謂“浮”是指半軸不承受彎曲載荷。半軸傳遞扭矩是它的首要任務。但由于輪轂的安裝結構不同，非全浮動式半軸除受扭矩以外，還要受到車輪上的作用力。半浮式半軸以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內(nèi)孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定，或以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯(lián)接)。因此，半浮式半軸除傳遞轉矩外，還要承受車輪傳來的彎矩。由此可見，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。3/4浮式半軸的結構特點是半軸外端

47、僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部與輪轂相固定。由于一個軸承的支承剛度較差，因此這種半軸除承受全部轉矩外，彎矩得由半軸及半軸套管共同承受，即3/4浮式半軸還得承受部分彎矩，后者的比例大小依軸承的結構型式及其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。全浮式半軸的外端與輪轂相聯(lián)，而輪轂又由一對軸承支承于橋殼的半軸套管上。多采用一對圓錐滾子軸承支承輪轂，且兩軸承的圓錐滾子小端應相向安裝并有一定的預緊，調(diào)好后由鎖緊螺母予以鎖緊，很少采用球軸承的結構方案。由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側向力以及由它們引起的彎矩都經(jīng)過輪轂、輪轂軸承傳給橋殼，故全浮式半軸在理論上只承受轉

48、矩而不承受彎矩。由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側向力以及由它們引起的彎矩都經(jīng)過輪轂、輪轂軸承傳給橋殼，故全浮式半軸在理論上只承受轉矩而不承受彎矩。但在實際工作中由于加工和裝配精度的影響及橋殼與軸承支承剛度的不足等原因，仍可能使全浮式半軸在實際使用條件下承受一定的彎矩，彎曲應力約為570。本課題設計的是普通基本型轎車，確定半軸采用半浮式半軸結構，具體結構采用以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯(lián)接。本課題設計的是斷開式驅動橋，其中一根半軸為斷開的，通過萬向節(jié)連接。轎車前驅主要使用球籠式萬向節(jié)。球籠式萬向節(jié)制造較復雜，但結構緊湊，安裝簡單，傳動效率高，其失效形式主要是鋼球與接觸滾道表面的疲勞點蝕。在特

49、殊情況下，因熱處理不妥、潤滑不良或溫度過高等，也會造成磨損而損壞。由于星形套滾道接觸點的縱向曲率半徑小于外半軸滾道的縱向曲率半徑，所以前者上的接觸橢圓比后者上的要小，即前者的接觸應力大于后者。因此，應控制鋼球與星形套滾道表面的接觸應力，并以此來確定萬向節(jié)的承載能力。不過，由于影響接觸應力的因素較多，計算較復雜，目前還沒有統(tǒng)一的計算方法。5.2 半軸的設計與計算設計半軸的主要尺寸是其直徑，在設計時首先可根據(jù)對使用條件和載荷工況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度校核。計算時首先應合理地確定作用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種

50、可能的載荷工況： 縱向力（驅動力或制動力）最大時，其最大值為，附著系數(shù)在計算時取0.8，沒有側向力作用； 側向力最大時，其最大值為（發(fā)生于汽車側滑時），側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù)在計算時取1.0，沒有縱向力作用； 垂向力最大時（發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時），其值為，車輪對地面的垂直載荷，為動載荷系數(shù)，這時不考慮縱向力和側向力的作用。由于車輪承受的縱向力，側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有故縱向力最大時不會有側向力作用，而側向力最大時也不會有縱向力作用。初步確定半軸直徑在0.040m。（1）縱向力最大，側向力為0：此時垂向力， 取8500N 縱向力最大值，計算時可取1.3，取085。得=5525N =4696.25N 半軸彎曲應力，和扭轉切應力為 式中，a為輪轂支承軸承到車輪中心平面之間的距離，a取0.06m= 69.28 = 118.53 合成應力=246.98(2)側向力最大，縱向力=0，此時意味著發(fā)生側滑：外輪上的垂直反力。和內(nèi)輪上的垂直反力分別為 式中，為汽車質心高度參考一般計算方法取738.56mm；為輪距 =1535mm；為側滑附著系數(shù)，計算時可取1.0。計算得 外輪上側向力和