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本科學生畢業(yè)設計
HLJ-ZQ5整體驅動橋設計
系部名稱： 汽車與交通工程學院
專業(yè)班級： 車輛07-6
學生姓名： 張明
指導教師： 崔宏耀
職 稱： 副教授
黑 龍 江 工 程 學 院
二○一一年六月
The Graduation Design for Bachelor's Degree
The Design for Driving Axle of HaFei car
Candidate：Zhang Ming
Specialty：Construction Machinery
Class：B07-6
Supervisor：Associate Prof.Cui Hongyao
Heilongjiang Institute of Technology
2011-06·Harbin
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
摘 要
本次設計的題目是哈飛民意汽車驅動橋設計。驅動橋一般由主減速器、差速器、半軸及橋殼四部分組成，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右車輪，并使左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；此外，還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。
本設計首先論述了驅動橋的總體結構，在分析驅動橋各部分結構型式、發(fā)展過程及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎上，確定了總體設計方案：采用整體式驅動橋，主減速器的減速型式采用單級減速器，主減速器齒輪采用螺旋錐齒輪，差速器采用普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，半軸采用半浮式型式，橋殼采用鋼板沖壓焊接式整體式橋殼。
關鍵詞： 驅動橋；主減速器；設計；計算；CAD
II
ABSTRACT
The object of the design is the design for driving axle of mini-car of SongHuajiang driving axle is consisted of final drive, differential mechanism, half shaft and axle housing. The basic function of driving axle is to increase the torque transmitted by drive shaft or directly transmitted by gearbox, then distributes it to left and right wheel, and make these two wheels have the differential function which is required in automobile driving kinematics; besides, the driving axle must also stand the lead hangs down strength, the longitudinal force and the transverse force acted on the road surface, the frame or the compartment lead.
The configuration of the driving axle is introduced in the thesis at first. On the basis of the analysis of the structure ,the developing process and advantages and disadvantages of the former type of driving axle, the design adopted the Integral driving axle, single reduction gear for main decelerator’s deceleration form, spiral bevel gear for main decelerator’s gear, half floating for axle and stamp-welded steel sheet of integral axle housing for axle housing. In the design, we accomplished the design for single reduction gear, tapered planetary gear differential mechanism, half floating axle, the checking of axle housing and CAD drawing and so on.
.
Keywords: Driving Axle; Final Drive ; Design; Calculation; CAD
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
目 錄
第1章 緒 論 1
1.1 驅動橋的結構和種類 1
1.1.1 汽車車橋的種類 1
1.1.2 驅動橋的種類 1
1.1.3 驅動橋結構組成 2
1.2設計內容 6
第2章 設計方案的確定 7
2.1 設計主要參數 7
2.2主減速器結構方案的確定 7
（1）主減速器齒輪的類型的選擇 7
2.3差速器結構方案的確定 8
2.4 半軸型式的確定 8
2.5 橋殼型式的確定 9
2.6 本章小結 9
第3章 主減速器設計 10
3.1 主減速比的確定 10
3.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 10
3.3 主減速器齒輪參數的選擇 11
3.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 12
3.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算 12
3.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 13
3.5 主減速器齒輪的材料及熱處理 16
3.6 主減速器軸承的計算 17
3.7 主減速器的潤滑 21
3.8 本章小結 21
第4章 差速器設計 22
4.1 概述 22
4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器 22
4.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇 23
4.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算 24
4.3 本章小結 27
第5章 半軸設計 28
5.1 概述 28
5.2 半軸的設計與計算 28
5.2.1半浮式半軸的設計計算 28
5.2.2 半軸的結構設計 31
5.3 本章小結 32
第6章 驅動橋橋殼的校核 33
6.1 概述 33
6.2 橋殼的受力分析及強度計算 33
6.2.1 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 33
6.2.2 汽車側向力最大時的橋殼強度計算 33
6.2.3 汽車在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 34
6.3 本章小結 34
參考文獻 37
致 謝 38
附 錄A 外文文獻 39
附 錄B外文文獻的中文翻譯 42
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1 驅動橋的結構和種類
1.1.1 汽車車橋的種類
根據懸架結構的不同，車橋分為整體式和斷開式兩種。當采用非獨立懸架時，車橋中部是剛性的實心或空心梁，這種車橋即為整體式車橋；斷開式車橋為活動關節(jié)式結構，與獨立懸架配用。
根據車橋上車輪的作用，車橋又可分為轉向橋、驅動橋、轉向驅動橋和支持橋四種類型。其中，轉向橋和支持橋都屬于從動橋，一般貨車多以前橋為轉向橋，而后橋或中后兩橋為驅動橋。
1.1.2 驅動橋的種類
驅動橋作為汽車的重要的組成部分，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、石驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能；同時，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力。
在一般的汽車結構中、驅動橋包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件如圖1.1所示。
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
1－半軸 2－圓錐滾子軸承 3－支承螺栓 4－主減速器從動錐齒輪 5－油封
6－主減速器主動錐齒輪 7－彈簧座 8－墊圈 9－輪轂 10－調整螺母
圖1.1 驅動橋
對于各種不同類型和用途的汽車，正確地確定上述機件的結構型式并成功地將它們組合成一個整體——驅動橋，乃是設計者必須先解決的問題。
驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛型式密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸掛時，例如在絕大多數的載貨汽車和部分小轎車上，都是采用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅動橋。非獨立懸架，整體式驅動橋。這種類型的車一般的設計多采用單級減速器，它可以保證足夠大的離地間隙同時也可以增大主傳動比。
1.1.3 驅動橋結構組成
1．主減速器
主減速器的結構形式，主要是根據其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安裝
（1）主減速器齒輪的類型，在現(xiàn)代汽車驅動橋中，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。
螺旋錐齒輪如圖1.2（a）所示主、從動齒輪軸線交于一點，交角都采用90度。螺旋錐齒輪的重合度大，嚙合過程是由點到線，因此，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。
雙曲面齒輪如圖1.2（b）所示主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。和螺旋錐齒輪相比，雙曲面齒輪的優(yōu)點有：
①尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。
②傳動比一定時，如果主動齒輪尺寸相同，雙曲面齒輪比螺旋錐齒輪有較大軸徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。
圖1.2 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪
③當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪的直徑較小，有較大的離地間隙。
④工作過程中，雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側向滑動，又有沿齒長方向的縱向滑動，這可以改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。
雙曲面齒輪傳動有如下缺點：
①長方向的縱向滑動使摩擦損失增加，降低了傳動效率。
②齒面間有大的壓力和摩擦功，使齒輪抗嚙合能力降低。
③雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。
④雙曲面齒輪必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油[1]。
（2）主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇：
①懸臂式 懸臂式支承結構如圖1.3所示，其特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸徑，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩端的距離b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子向外。懸臂式支承結構簡單，支承剛度較差，多用于傳遞轉鉅較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。
圖1.3 錐齒輪懸臂式支承
②騎馬式 騎馬式支承結構如圖1.4所示，其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，在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用騎馬式支承。
圖1.4 主動錐齒輪騎馬式支承
（3）從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇，從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端朝內，而小端朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上[2]。
（4）主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整，支承主減速器的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的1/2。預緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的30％。
主動錐齒輪軸承預緊度的調整采用套筒與墊片，從動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母。
（5）主減速器的減速形式的選擇，主減速器的減速形式分為單級減速（如圖1.5）、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。按主減速比的變化可分為單速主減速器和雙速主減速器兩種[3]。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，，但它主要取決于由動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比io的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數目及布置形式等。通常單極減速器用于主減速比io≤7.6的各種中小型汽車上。
2.差速器
根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及它們之間的相互聯(lián)系表明：汽車在行駛過程中左右車輪在同一時間內所滾過的行程往往是有差別的[4]。例如，拐彎時外側車輪行駛總要比內側長。即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求
?。╝） 單級主減速器 （b） 雙級主減速器
圖1.5 主減速器
車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右車輪的轉速雖然相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。這不僅會是輪胎過早磨、無益地消耗功率和燃料及使驅動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都有差速器，后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。
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。
差速器的結構型式有多種，大多數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，各驅動車輪與路面的附著系數變化很小，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、右驅動車輪間的所謂輪間差速器使用；對于經常行駛在泥濘、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然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。
3.半軸
驅動車輪的傳動裝置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接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鈾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。
半浮式半軸具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。主要用于質量較小，使用條件好，承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。
3/4浮式半軸，因其側向力引起彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命，故未得到推廣。
全浮式半軸廣泛應用于各類重型汽車上。
4.橋殼
驅動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，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過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋完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。
在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應力求減小橋殼的質量。橋殼還應結構簡單、制造方便以利于降低成本。其結構還應保證主減速器的拆裝、調整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結構型式時，還應考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應等。
結構形式分類：可分式、整體式、組合式。
按制造工藝不同分類：
鑄造式——強度、剛度較大，但質量大，加工面多，制造工藝復雜，用于中重型貨車。
鋼板焊接沖壓式——質量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產，轎車和中小型貨車，部分重型貨車。
1.2設計內容
（1） 完成驅動橋的主減速器、差速器、半軸、驅動橋橋殼的結構形式選擇；
（2） 完成主減速器的基本參數選擇與設計計算；
（3） 完成差速器的設計與計算；
（4） 完成半軸的設計與計算；
（5） 完成驅動橋橋殼的受力分析及強度計算；
（6） 繪制裝配圖及零件圖。
46
第2章 設計方案的確定
2.1 設計主要參數
本次設計的任務是哈飛民意車驅動橋的設計。
技術參數：
發(fā)動機最大功率 Pemax kW/np （r/min） 35.5/5000
發(fā)動機最大轉矩 Temax N·m/nr （r/min） 74/3500
整車整備質量 kg 870
汽車總質量 kg 1460
最大車速 km/h 120
最小離地間隙 mm >180
輪胎（輪輞直徑） 英寸 12
2.2主減速器結構方案的確定
（1）主減速器齒輪的類型的選擇
本次設計選用：螺旋錐齒輪因為它能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。所以采用螺旋錐齒輪。
（2）主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇
本次設計選用：懸臂式支撐（圓錐滾子軸承），由于結構簡單拆裝、維修方便一般用于主傳動比較小的主減速器上，為了減小懸臂長度和增加兩支撐之間的距離以便為了改善支撐剛度，應使兩軸承圓錐滾子大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂的軸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。
（3）從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇
本次設計選用：從動錐齒輪：跨置式支撐（圓錐滾子軸承），從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端朝內，而小端朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上[5]。
（4）主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整
支承主減速器的圓錐滾子軸承需預緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當軸向力于彈簧變形呈線性關系時，預緊使軸向位移減小至原來的1/2。預緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當預緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預緊值可取為以發(fā)動機最大轉矩時換算所得軸向力的30％。
主動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母（利用軸承座實現(xiàn)），從動錐齒輪軸承預緊度的調整采用調整螺母。
（5）主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經濟性等整車性能所要求的主減速比的大小及驅動橋下的離地間隙、驅動橋的數目及布置形式等。
本次設計采用單級減速，主要從主傳動比總質量較小的汽車都采用單級主減速器。
2.3差速器結構方案的確定
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。
差速器的結構型式有多種，大多數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，各驅動車輪與路面的附著系數變化很小，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、右驅動車輪間的所謂輪間差速器使用；對于經常行駛在泥濘、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然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。但對于本設計的車型來說只選用普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器即可。
本次設計選用：普通錐齒輪式差速器，因為它結構簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設計的汽車驅動橋。
2.4 半軸型式的確定
半軸根據其車輪端的支方承方式不同，可分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種形式。由于半浮式半軸具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點，故被質量較小、使用條件較好、承載負荷也不大的轎車和微型客、貨車所采用[6]，所以本次設計選擇半浮式半軸。
2.5 橋殼型式的確定
整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一個整體的空心梁，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，調整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內，并與橋殼用螺栓固定在一起。使主減速器和差速器的拆裝、調整、維修、保養(yǎng)等都十分方便等優(yōu)點。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型三種。鋼板沖壓焊接式和擴張成型式橋殼質量小，材料利用率高，制造成本低，適用大量生產，廣泛應用于乘用車和總質量較小的商用車。
本次設計驅動橋殼就選用鋼板沖壓焊接式整體式橋殼。
2.6 本章小結
本章首先給出主要的設計參數，確定主減速器的類型，主要從主減速器齒輪的類型、主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇、從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇、主減速器的軸承預緊及齒輪嚙合調整及主減速器的減速形式上得以確定，從而逐步確定驅動橋各個總成的基本結構，分析了驅動橋各總成結構組成及其作用。
第3章 主減速器設計
3.1 主減速比的確定
主減速比對主減速器的結構形式、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濟性都有直接影響。為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大10%～25%，即按下式選擇。即
=0.377=5.125 （3.1）
式中：nn——發(fā)動機最高轉速5000r/n ；
—— 汽車最高 行駛車速120km/h ；
r——汽車滾動半徑0.263m ；
igh——變速器最高檔傳動比 0.806。
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打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉矩（）的較小者，作為載貨汽車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
/n=964 （） （3.2） =1935（） （3.3）
式中：——發(fā)動機最大轉矩74；
——由發(fā)動機到所計算的為加速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；
<=5.125×3.505=17.963
根據同類型車型的變速器傳動比選取=3.505；
——上述傳動部分的效率，取=0.9；
——超載系數，取=1.0；
n——驅動橋數目1；
——汽車滿載時驅動橋給水平地面的最大負荷，N；但后橋來說還應考慮到汽車加速時負荷增大量，可初?。?795×9.8=7791N
——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率和減速比，分別取0.9和1。
由式（3.2），式（3.3）求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞依據。對于公路車輛來說，使用條件較非公路用車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據所謂平均牽引力的值來確定的，即主加速器的平均計算轉矩為
==368（） （3.4）
式中：——汽車滿載總重1460×9.8=14308；
——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0；
——道路滾動阻力系數，貨車通常取0.015～0.020，可初取 =0.018；
——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數。貨車通常取0.05～0.09，可初取=0.07；
——汽車性能系數
（3.5）
當 =37.7>16時，取=0。
3.3 主減速器齒輪參數的選擇
（1）齒數的選擇 對于普通單級主減速器，為了磨合均勻，z1z2之間應該避公數
為了得到理想的重合度和高的齒輪彎曲強度，主，從動齒輪和不應小于40。為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于乘用車，Z1一般不少于9；對于商用車，Z1一般不少于6。主傳動比i0較大時，Z1盡量取得少些，以便得到滿意的離地間隙。對于不同的主傳動比，Z1和Z2應具有適宜的搭配。
（2）節(jié)圓直徑地選擇 根據從動錐齒輪的計算轉矩（見式3.2，式3.3并取兩者中較小的一個為計算依據）按經驗公式選出：
=128.4～151.5mm （3.6）
式中：——直徑系數，取=13～15.3；
——計算轉矩，，取，較小的。
計算得，=128.4～151.5mm，初取=143.5mm。
（3）齒輪端面模數的選擇 選定后，可按式算出從動齒輪大端模數，并用下式校核
= 3.5
（4）齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦為：
F=0.155=22.mm，可初取F=24.2mm。
（5）螺旋錐齒輪螺旋方向 一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢。
（6）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。
弧齒錐齒輪副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，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。
汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°～40°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35°。
3.4 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算
3.4.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算
表3.1 主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算用表
序號
項 目
計 算 公 式
計 算 結 果
1
主動齒輪齒數
8
2
今動齒輪齒數
41
3
模數
3.5mm
4
齒面寬
=22.24mm
5
工作齒高
5.64mm
6
全齒高
=6.3mm
7
法向壓力角
=22°
續(xù)表
序號
項 目
計 算 公 式
計 算 結 果
8
軸交角
=90°
9
節(jié)圓直徑
=
28mm
=143.5mm
10
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=11.04°
=78.96°
11
節(jié)錐距
A==
A=73.2mm
12
周節(jié)
t=3.1416
t=10.99mm
13
齒頂高
=4.46mm
=1.1375mm
14
齒根高
=
=1.835mm
=5.162mm
15
徑向間隙
c=
c=0.658㎜
16
齒根角
=1.436°
=4.034°
17
面錐角
；
=14.46°
=82.38°
18
根錐角
=
=
=9.24°
=75.53°
19
齒頂圓直徑
=
=36.764㎜
=143.94㎜
20
節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離
=70.86㎜
=12.88㎜
21
理論弧齒厚
=8.06mm
=10.32mm
22
齒側間隙
B=0.305～0.406
0.356mm
23
螺旋角
=35°
3.4.2 主減速器螺旋錐齒輪的強度計算
在完成主減速器齒輪的幾何尺寸計算之后，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。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。
螺旋錐齒輪的強度計算：
（1）主減速器螺旋錐齒輪的強度計算
①單位齒長上的圓周力
（3.7）
式中：——單位齒長上的圓周力，N/mm；
P——作用在齒輪上的圓周力，N，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；
——從動齒輪的齒面寬，在此取23mm。
按發(fā)動機最大轉矩計算時：
=805N/mm （3.8）
式中：——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取74；
——變速器的傳動比，3.505；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取28mm。
按最大附著力矩計算時：
=1103 （3.9）
式中：——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取7791N；
——輪胎與地面的附著系數，在此取0.85；
——輪胎的滾動半徑，在此取0.263m。
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資料的20%～25%。經驗算以上兩數據都在許用范圍內。其中上述兩種方法計算用的許用單位齒長上的圓周力P都為1865N/mm，故滿足條件。
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
=412 MPa （3.10）
式中：
——錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa；
——齒輪的計算轉矩，對從動齒輪，取中的較小值，為964（Nm）；
k0——過載系數，一般取1；
ks——尺寸系數，(ms/25.4)0.25=0.609；
km——齒面載荷分配系數，懸臂式結構，km=1.00；
kv——質量系數，取1；
ms——從動齒輪端面模數取3.5；
b——所計算的齒輪齒面寬；b=22.4mm；
D—所討論齒輪大端分度圓直徑；D=143.5mm；
Jw—齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數，取0.253。
對于主動錐齒輪， T=209Nm；從動錐齒輪，T=964Nm；
將各參數代入式（2-7），有：
主動錐齒輪， =395MPa；
從動錐齒輪， =412Mpa。
按照文獻[1], 主從動錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。
小齒輪齒數Z1
大齒輪齒數Z2
圖3.1 彎曲計算用綜合系數J
（2）輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力（MPa）為：
σj= =1669Mpa （3.11）
式中：
σj—錐齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa；
D1—主動錐齒輪大端分度圓直徑，mm；D1=28mm
b—主、從動錐齒輪齒面寬較小值；b=22.4mm
kf—齒面品質系數，取1.0；
cp—綜合彈性系數，取232N1/2/mm；
ks—尺寸系數，取1.0；
Jj—齒面接觸強度的綜合系數，取0.28；
Tz—主動錐齒輪計算轉矩；Tz=209（N.m）；
k0、km、kv選擇同式（3.9）。
按照文獻[1]，σj≤[σj]=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求。
大齒輪齒數Z2
小齒輪齒數Z1
圖3.2 接觸強度計算綜合系數J
3.5 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、工作時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒根彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。據此對驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：
（1）具有高的彎曲疲勞強度和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）輪齒芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，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)律性易控制，以提高產品質量、減少制造成本并降低廢品率；
（4）選擇齒輪材料的合金元素時要適應我國的情況。例如:為了節(jié)約鎳、鉻等我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(tǒng)[7]。
汽車主減速器和差速器圓錐齒輪與雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號，，及[8]，在本設計中采用了。
用滲碳合金鋼制造齒輪，經滲碳、淬火、回火后，齒輪表面硬度可高達HRC58～64，而芯部硬度較低，當m≤8時為HRC32～45。
對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當端面模數m≤5時，為0.9～1.3mm。
由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪副熱處理及精加工后均予以厚度為0.005～0.010～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。
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，為了提高其耐磨性進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不會引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產生。
3.6 主減速器軸承的計算
設計時，通常是先根據主減速器的結構尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承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，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。
(1) 作用在主減速器主動齒輪上的力
齒面寬中點的圓周力P為
（3.12）
式中：T——作用在該齒輪上的轉矩。主動齒輪的當量轉矩=55（N.m）；
——該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。
注：汽車在行駛過程中，由于變速器檔位的改變，且發(fā)動機也不盡處于最大轉矩狀態(tài)，因此主減速器齒輪的工作轉矩處于經常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式是疲勞損傷，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：
（3.13）
式中：——變速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔使用率為1％，3％，5％，16％，
75％；
——變速器的傳動比為3.505，2.043，1.383，1.00，0.806；
——變速器處于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔時的發(fā)動機轉矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。
對于螺旋錐齒輪
=121.91（mm） （3.14）
=23.78（mm） （3.15）
式中：d1m——主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑；
d2m——從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑；
——從動齒輪齒面寬；
——從動齒輪的節(jié)錐角78.96；
計算得：=902N
螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力
主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉方向為順時針：
=-543（N） （3.16） =514（N） （3.17）
從動齒輪的螺旋方向為右：
=514 （3.18）
=-543 （3.19）
式中：——齒廓表面的法向壓力角20；
——主、從動齒輪的節(jié)錐角11.04，78.96。
（2）主減速器軸承載荷的計算 軸承的軸向載荷，就是上述的齒輪軸向力。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力、圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當主減速器的齒輪尺寸、支承型試和軸承位置已確定，并算出齒輪的徑向力、軸向力及圓周力以后，則可計算出軸承的徑向載荷。
①懸臂式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷 如圖3.3（a）所示軸承A、B的徑向載荷為
=1483.37（N） （3.20）
=460.76（N） （3.21）
（a） （b）
圖3.3 主減速器軸承的布置尺寸
其尺寸為：a=40，b=20，c=60;
式中：——齒面寬中點處的圓周力；
——主動齒輪的軸向力；
——主動齒輪的徑向力；
——主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。
②單級減速器的從動齒輪的軸承徑向載荷
軸承C、D的徑向載荷分別為：
=644（N） （3.22）
RD=538（N） （3.23）
其尺寸為： a=100.5，b=40.5，c=60;
式中：——齒面寬中點處的圓周力；
——從動齒輪的軸向力；
——從動齒輪的徑向力；
——從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。
軸承A
計算當量動載荷P
=0.366 （3.24）
錐齒輪圓錐滾子軸承e值為0.36，故 >e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數fp=1.2[9]。
=1820N （3.25）
式中：
—— 當量動載荷=1516N；
X—— 徑向動載荷系數取，X =0.4；
Y—— 軸向動載荷系數取，Y =1.7；
—— 軸承A的徑向力=1483N；
——軸承A的軸向力=543N。
軸承應有的基本額定動負荷
（3.26）
式中：
FP——載荷系數，取FP =1.2；
ft——溫度系數，取 ft =1；
ε——滾子軸承的壽命系數，取ε=10/3；
n——軸承轉速=5000r/min；
——軸承的預期壽命=5000h；
——為壽命指數，對于圓錐滾子軸承取，=10/3。
初選軸承型號
初步選擇Cr =28200N的圓錐滾子軸承30204。
驗算30204圓錐滾子軸承的壽命
（3.27）
式中：——溫度系數取，=1；
——基本額定動載荷=26920N；
—— 當量動載荷=1516N；
n——軸承轉速=5000r/min；
——為壽命指數，對于圓錐滾子軸承取，=10/3。
所選擇30204[10]圓錐滾子軸承的壽命高于預期壽命，故選30204軸承,經檢驗能滿足。軸承B、軸承C、軸承D、軸承E強度都可按此方法得出，其強度均能夠滿足要求。
3.7 主減速器的潤滑
主加速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)。為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內部壓力增高所引起的漏油，應在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應避開油濺所及之處。
加油孔應設置在加油方便之處，油孔位置也決定了油面位置。放油孔應設在橋殼最低處，但也應考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。
3.8 本章小結
本章根據設計要求確定了主減速器的參數，對主減速器齒輪進行了載荷的計算、選擇齒輪參數的，螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算并對主減速器齒輪的材料及熱處理，主減速器的軸承的選擇。
第4章 差速器設計
4.1 概述
根據汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路的特征，為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調而產生的弊病[11]，汽車左右驅動輪間都有差速器，保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。差速器作用：分配兩輸出軸轉矩，保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動[12]。 本次設計選用的普通錐齒輪式差速器結構簡單，工作平穩(wěn)可靠，適用于本次設計的汽車驅動橋。
4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器
設計中采用的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器（如圖4.1）由差速器左殼為整體式，
2個半軸齒輪，2個行星齒輪，2個行星齒輪軸，半軸齒輪以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，所以本設計采用該結構。
圖4.1普通對稱式圓錐行星齒輪差速器
由于差速器殼是裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到從動齒及主動齒輪導向軸承支座的限制。普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖，如圖4.2所示。
圖4.2 普通圓錐齒輪差速器的工作原理圖
4.2.1 差速器齒輪的基本參數選擇
（1）行星齒輪數目的選擇 輕型貨車以及微型汽車多用2個行星齒輪。
（2）行星齒輪球面半徑（mm）的確定 圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。
球面半徑可根據經驗公式來確定：
=24.69～29.6（mm） （4.1）
圓整取=30mm
式中：——行星齒輪球面半徑系數，2.52～3.0，對于有2個行星輪的乘用車取大值，取3.0；
確定后，即根據下式預選其節(jié)錐距：
=（0.98～0.99）=29.008～29.304mm 取29mm （4.2）
（3）行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇 為了得到較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數盡量少，但一般不應少于10。半軸齒輪的齒數采用14～25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數比多在1.5～2范圍內。取=10，=16。
在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數之和，必須能被行星齒輪的數目n所整除，否則將不能安裝，即應滿足：
= =13 （4.3）
（4）差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角：
==32；=90°-=68 （4.4）
式中：——行星齒輪和半軸齒輪齒數。
再根據下式初步求出圓錐齒輪的大端模數：
=3.105 （4.5）
取標準模數3.25；
式中：在前面已初步確定。
算出模數后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：
（4.6）
（5）壓力角 目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角[13]，齒高系數為0.8，最少齒數可減至10，并且再小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。
（6）行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定 行星齒輪安裝孔與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度。
=35.97（mm）
=14.6 mm （4.7）
式中：差速器傳遞的轉矩964；
n——行星齒輪數2；
——行星齒輪支承面中點到錐頂的距離，mm. ，是半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，l=20.8mm；
[]——支承面的許用擠壓應力，取為69Mpa。
4.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度計算
表4.1為汽車差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸計算步驟，表中計算用的弧齒厚系數τ見圖4.3。
表4.1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表
序號
項 目
計 算 公 式
計 算 結 果
1
行星齒輪齒數
≥10，應盡量取最小值
=10
2
半軸齒輪齒數
=14～25，且需滿足式（3-4）
=16
3
模數
=3.25mm
4
齒面寬
b=(0.25～0.30)A;b≤10m
7.25mm
5
工作齒高
=5.2mm
6
全齒高
5.862
7
壓力角
22.5°
8
軸交角
=90°
9
節(jié)圓直徑
；
d1=30.25mm
d2=52mm
10
節(jié)錐角
，
=32°
11
節(jié)錐距
=28.5mm
12
周節(jié)
=3.1416
=10.22mm
13
齒頂高
;
=3.35mm
=1.87mm
14
齒根高
=1.788-;=1.788-
=2.46mm