驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 韶 關(guān) 學(xué) 院 畢 業(yè) 設(shè)計(jì) 題 目：驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名：潘俊炬 學(xué) 號(hào)： 系（院）：物理與機(jī)電工程學(xué)院汽車系 專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班 級(jí)：11機(jī)制 5班 指導(dǎo)教師姓名及職稱：丘志敏 高級(jí)實(shí)驗(yàn)師 起止時(shí)間：2014年10月——2015年5月 驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 摘要：自汽車在一百多年前發(fā)明以來，隨著經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，汽車的各項(xiàng)性能達(dá)到從沒有過的高度，為汽車設(shè)計(jì)出合適的驅(qū)動(dòng)橋，對于提高汽車的各項(xiàng)性能有著很大的幫助。本次設(shè)計(jì)說明的目的就是設(shè)計(jì)出的驅(qū)動(dòng)橋，適用于總質(zhì)量在兩噸以下的輕

2、型載貨汽車上。驅(qū)動(dòng)橋的組成有主減速器和差速器等幾個(gè)重要部件，本次設(shè)計(jì)說明將會(huì)詳細(xì)論證每個(gè)零部件的結(jié)構(gòu)是否合適并做出選擇，然后根據(jù)汽車的基本參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算和校核。最后所設(shè)計(jì)出來的驅(qū)動(dòng)橋既能滿足汽車行駛要求，也能確保汽車的各項(xiàng)性能的優(yōu)越。 關(guān)鍵詞：驅(qū)動(dòng)橋；結(jié)構(gòu)選擇；設(shè)計(jì)計(jì)算 Drive axle design Abstract: Since the car in front of more than one hundred years since its invention, with the development of economy, various p

3、roperties of car reach the heights of never had a suitable for the design of automotive drive axle, to improve the car's performance is a big help. The purpose of this design is to design the drive axle, applicable to the total mass under two tons of light truck. Drive axle consisted of several impo

4、rtant parts, main reducer and differential will detail proves the design of the structure of each parts and make a right choice, and then according to the basic parameters of automobile design calculation and checking. Finally the design of drive axle can meet the requirements of the car, also can e

5、nsure that every performance of the car is superior. Key words: Drive axle；Structure choice；Design calculation； 目 錄 1前言…………………………………………………………………………………1 2總體方案論證………………………………………………………………………2 2.1驅(qū)動(dòng)橋總成結(jié)構(gòu)選擇……………………………………………………………2 3主減速器設(shè)計(jì)………………………………………………………………………3 3.1主減速器方案論證…………………………………………

6、……………………3 3.1.1主減速器齒輪類型選擇………………………………………………………3 3.1.2主減速器的減速形式選擇……………………………………………………4 3.1.3主減速器主、從動(dòng)齒輪支承選擇……………………………………………4 3.2主減速器基本參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算…………………………………………………5 3.2.1主減速比的確定………………………………………………………………5 3.2.2主減速器齒輪計(jì)算載荷確定…………………………………………………5 3.2.3主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇………………………………………………7 3.3主減速器錐齒輪的材料選擇……

7、………………………………………………8 3.4主減速器圓弧齒輪強(qiáng)度計(jì)算……………………………………………………9 3.4.1單位齒長圓周力………………………………………………………………9 3.4.2齒輪彎曲強(qiáng)度…………………………………………………………………9 3.4.3齒輪的接觸強(qiáng)度………………………………………………………………10 3.5主減速器錐齒輪軸承載荷計(jì)算…………………………………………………11 3.5.1主減速器主動(dòng)齒輪當(dāng)量轉(zhuǎn)矩…………………………………………………11 3.5.2錐齒輪上的作用力……………………………………………………………12 3.5.

8、3錐齒輪軸向力和徑向力………………………………………………………12 3.5.4軸承載荷計(jì)算…………………………………………………………………12 3.6主動(dòng)最齒輪型號(hào)確定……………………………………………………………14 4差速器設(shè)計(jì)…………………………………………………………………………15 4.1差速器結(jié)構(gòu)形式選擇 ……………………………………………………………15 4.2差速器齒輪參數(shù)選擇……………………………………………………………15 4.3差速器齒輪的材料選擇…………………………………………………………17 4.4差速器齒輪強(qiáng)度校核……………………………………………

9、………………18 5車輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)…………………………………………………………………19 5.1車輪傳動(dòng)裝置選擇………………………………………………………………19 5.2半軸的材料選擇…………………………………………………………………19 5.3全浮式半軸計(jì)算…………………………………………………………………19 6驅(qū)動(dòng)橋殼設(shè)計(jì)………………………………………………………………………21 6.1驅(qū)動(dòng)橋殼的選擇…………………………………………………………………21 6.2驅(qū)動(dòng)橋殼強(qiáng)度計(jì)算………………………………………………………………21 7結(jié)論 ………………………………

10、………………………………………………23 致謝 …………………………………………………………………………………24 參考文獻(xiàn) ……………………………………………………………………‥……25 附錄……………………………………………………………………………‥…27 專心---專注---專業(yè) 驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)說明 專業(yè)班級(jí)：11車輛工程1班 潘俊炬 指導(dǎo)教師：丘志敏 高級(jí)實(shí)驗(yàn)師 1. 前言 本課題是對總質(zhì)量在1.5噸的輕型小貨車的驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，因此這次說明書將會(huì)介紹驅(qū)動(dòng)橋各個(gè)零部件的設(shè)計(jì)過程、結(jié)構(gòu)的選擇。 驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)，主要先從汽車的主要用途，以及汽車的總質(zhì)量來確定驅(qū)動(dòng)

11、橋的結(jié)構(gòu)選擇、布置方式等，本設(shè)計(jì)將會(huì)十分詳細(xì)地講解設(shè)計(jì)過程。 驅(qū)動(dòng)橋是汽車?yán)锊豢扇鄙俚囊粋€(gè)部分，它在行駛過程中承受各種各樣的力。驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)類型和一些參數(shù)對于車輛安全行駛來講是非常重要的一件事，也影響著車輛的性能。另外，驅(qū)動(dòng)橋中有著許多十分復(fù)雜的零件，制造零件的工藝的好壞也影響著驅(qū)動(dòng)橋的工作，再設(shè)計(jì)過程中也要考慮到現(xiàn)代加工工藝。因此，通過對汽車驅(qū)動(dòng)橋的學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)，能夠很好地掌握現(xiàn)代汽車知識(shí)和機(jī)械加工知識(shí)。 本次設(shè)計(jì)的汽車的參數(shù)： 總質(zhì)量ma=1500kg，發(fā)動(dòng)機(jī)功率pemax/np=82kw/4000發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Tgmax/nT=108/3000-3200，最高速vmax=140

12、km/h，輪胎規(guī)格175/70R14、175/70R14。 在本次設(shè)計(jì)中，有以下兩個(gè)難題，一是將發(fā)動(dòng)機(jī)工作輸出的扭矩通過驅(qū)動(dòng)橋的傳遞到達(dá)驅(qū)動(dòng)輪，使驅(qū)動(dòng)輪有更好的行駛和轉(zhuǎn)向效果，提高汽車的通過性。二是設(shè)計(jì)出來的驅(qū)動(dòng)橋能夠應(yīng)付各種各樣的行駛條件，并且耐用性要好，保證汽車的經(jīng)濟(jì)性。 本次設(shè)計(jì)的思路如以下簡述：首先確定汽車的總質(zhì)量是1.5噸的輕型小貨車，使用非斷開式的驅(qū)動(dòng)橋，設(shè)計(jì)的驅(qū)動(dòng)橋符合輕型貨車的各項(xiàng)要求；然后就是各個(gè)組成的結(jié)構(gòu)類型選擇，參數(shù)的確定，計(jì)算出大小，最后對組成的校核和驗(yàn)算。 本次設(shè)計(jì)的輕型貨車驅(qū)動(dòng)橋要求制造工藝簡單，價(jià)格便宜，結(jié)構(gòu)簡單。工作時(shí)穩(wěn)定、可靠，完全符合輕型貨車的整車結(jié)構(gòu)

13、要求。同時(shí)在維修保養(yǎng)時(shí)，更換方便、容易維修。 隨著全球經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展，汽車由原來的保有量少，發(fā)展到現(xiàn)在最為普及的商品之一。汽車的各項(xiàng)性能已越來越受到人們重視。而驅(qū)動(dòng)橋在汽車行駛時(shí)，對汽車的影響不亞于發(fā)動(dòng)機(jī)等部件；因此，驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)對于汽車的未來來講，有著不可估量的意義。 合適的驅(qū)動(dòng)橋必然會(huì)使汽車更加平穩(wěn)安全，經(jīng)濟(jì)性也會(huì)更高。 2、總體方案論證 2.1驅(qū)動(dòng)橋的總成結(jié)構(gòu)選擇 驅(qū)動(dòng)橋安裝在車輛的傳動(dòng)系末端，最主要的作用是增距、降速，改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向，使前方傳來的轉(zhuǎn)矩變大，并合理的分配給左驅(qū)動(dòng)輪、右驅(qū)動(dòng)輪；另外就是承受車輛行駛時(shí)傳來的力和力矩。 驅(qū)動(dòng)橋的組成有主減速器、差速器、車輪

14、傳動(dòng)裝置以及橋殼等。 設(shè)計(jì)出來的驅(qū)動(dòng)橋必須有如下的保證： 1） 尺寸小，保證汽車可以通過各種路面。 2） 整體工作穩(wěn)定和聲音要足夠小。 3） 傳遞效率要高。 4） 強(qiáng)度和剛度夠大，用來承受的傳遞車輛行駛時(shí)所產(chǎn)生力和力矩。 5） 與車輛其他機(jī)構(gòu)協(xié)調(diào)工作。 6） 成本要低，而且方便維修。 驅(qū)動(dòng)橋有斷開式和非斷開式兩種。 非斷開式驅(qū)動(dòng)橋有著結(jié)構(gòu)簡單、工作穩(wěn)定而且價(jià)格便宜等優(yōu)勢，因此普遍使用在普通商用車和小型貨車上；斷開式驅(qū)動(dòng)橋雖然能更好的處理各種路面狀況，當(dāng)它結(jié)構(gòu)復(fù)雜，不便于維修保養(yǎng)，因此多應(yīng)用在重型貨車上。 結(jié)合實(shí)際情況，本次設(shè)計(jì)的是總質(zhì)量為1.5噸的輕型貨車貨車，要求成

15、本低，方便維修等因素，最后選擇使用非斷開式，圖如下所示。 3主減速器的設(shè)計(jì) 主減速器是驅(qū)動(dòng)橋中不可缺少的組成之一，其作用是減速增矩；他利用的是齒輪之間的傳動(dòng)比來實(shí)現(xiàn)減速增矩的效果，由于汽車行駛在各種不同的路面，所以對主減速器的設(shè)計(jì)要求也是很高的，應(yīng)有如下幾點(diǎn)要求： 1. 確定的主減速比要符合車輛的經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性 2. 外型尺寸要小，工作穩(wěn)定，沒有雜音 3. 結(jié)構(gòu)簡單，方便維修 3.1主減速器的方案論證 主減速器的結(jié)構(gòu)形式選擇主要包括齒輪類型選擇、減速形式選擇、齒輪的支承方案的選擇。 3.1.1主減速器的齒輪類型選擇 查閱參考文獻(xiàn)，主減速器的齒輪類型有很

16、多種，常見的有弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪，當(dāng)然還有蝸桿齒輪；他們之間各有各的優(yōu)缺點(diǎn)，弧齒錐齒輪何以承受較大的負(fù)荷，但是對咬合精度要求很高；雙曲面齒輪有較大的傳動(dòng)比，工作時(shí)有更高的平穩(wěn)性，而且尺寸小，因此相對于弧齒錐齒輪應(yīng)用更廣泛；圓柱齒輪和蝸桿齒輪雖然結(jié)構(gòu)簡單，尺寸小，但是這兩者的傳動(dòng)效率低[1][2]。 結(jié)合實(shí)際情況，最后決定使用雙曲面齒輪式。 3.1.2主減速器的減速形式選擇 主減速器主要分為：單級(jí)主減速器、雙級(jí)主減速器、貫通式主減速器、單、雙極減速配輪邊減速器。 查閱參考文獻(xiàn)，單級(jí)主減速器有成本不高，方便維修等優(yōu)勢，在質(zhì)量較小的商用車和貨車上常常見到單級(jí)主減速器的身影[1]

17、[2]。 結(jié)合本次設(shè)計(jì)情況，最后選用單級(jí)主減速器。 3.1.3主減速器主、從動(dòng)齒輪的支承形式選擇 主動(dòng)錐齒輪的支承： 支承的方式有兩種，懸臂式、跨置式。 懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，不過承受力的剛度差，因此安裝在轉(zhuǎn)矩小的主減速器上。 跨置式支承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是錐齒輪的兩端存在軸承，承受剛度就提高了，因此安裝在轉(zhuǎn)矩大的主減速器上。 a b 圖2.2.5 主減速器的支承形式：a懸臂式 b跨置式 本次設(shè)計(jì)的是輕型貨車的傳轉(zhuǎn)矩小，因此使用懸臂式支承。 從動(dòng)錐齒輪的支承：

18、 軸承的形式和它們之間的距離，還有它們布置形式，都對從動(dòng)錐齒輪的支承高剛度有著密切關(guān)聯(lián)。圓錐滾子軸承的支承方式是首要選擇。圓錐滾子軸承大的那兩端向里面，這樣可以增加剛度，減少尺寸c+d。但c+d的值大于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓的直徑的70%，因?yàn)樵谶@樣就可以保證齒輪后面的差速器殼有足夠的位置去加強(qiáng)支承的穩(wěn)定性。為了兩軸上的載荷能夠平均的分配，尺寸c大于或等于尺寸d。如下圖所示。 圖2.2.5從動(dòng)錐齒輪支承形式 3.2主減速器基本參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.2.1主減速比的確定 本次設(shè)計(jì)的輕型貨車的發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率為82kw，轉(zhuǎn)速為4000r/n，最高速為140km/h，這時(shí)i0應(yīng)由以下公

19、式確定： i0=0.377rrnpvmaxigh （3-1） 式中： rr——車輪的滾動(dòng)半徑，rr?=0.3556m? igh——汽車檔位最高的傳動(dòng)比。igh?=0.81 將參數(shù)代進(jìn)上面的公式（3-1）中，計(jì)算得出i0=4.72 3.2.2主減速器齒輪計(jì)算載荷確定 由于路面情況有很多種，要精確計(jì)算出齒輪所承受的載荷顯然不切實(shí)際，一般情況下分兩種情況來計(jì)算，一種是發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配變速箱最低檔傳動(dòng)比計(jì)算；另一種是發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配驅(qū)動(dòng)輪打滑；這兩種情況比較最小值，然后作為齒輪最

20、大應(yīng)力來計(jì)算最大載荷；錐齒輪的疲勞壽命則由汽車行駛的平均轉(zhuǎn)矩來計(jì)算。 1）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大的轉(zhuǎn)矩和最低檔的傳動(dòng)比確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce Tce=kdTemaxki1ifi0ifηn （3-2） 其中：kd為離合器和發(fā)動(dòng)機(jī)接觸時(shí)的動(dòng)載系數(shù)，kd=1； Tgmax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Tgmax=108； K為變矩系數(shù)，本次設(shè)計(jì)沒有液力變矩器，故k=1； i1為一檔時(shí)齒輪的傳動(dòng)比，i1=ig1 =3.34 ； if為分動(dòng)器齒輪的傳動(dòng)比，本次設(shè)計(jì)沒有分動(dòng)器，故if=

21、1； i0為主減速比，i0=4.72； η為傳動(dòng)效率，η=0.9； n為驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，n=1； 將參數(shù)代入上面公式（3-2）中，計(jì)算得出Tce=1951.13Nm 2）按驅(qū)動(dòng)車輪打滑時(shí)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcs Tcs=G2m’2φrrimηm （3-3） 其中：G2為裝滿的狀態(tài)下驅(qū)動(dòng)橋上靜止時(shí)的載荷，G2=5968.2N； m’2為汽車以最大加速度行駛負(fù)荷在后軸轉(zhuǎn)移的系數(shù)，m’2=1.2； φ為輪胎與地面間的附著系數(shù)

22、，φ=0.85； rr為車輪半徑，rr為=0.3356m； 本次設(shè)計(jì)使用的是單級(jí)主減速器，因此： im為從動(dòng)輪到車輪之間齒輪的傳動(dòng)比，im=1； ηm為主動(dòng)齒輪到車輪之間齒輪的傳動(dòng)效率，ηm=1； 將參數(shù)代入上面式子（3-3）中，計(jì)算得出Tcs=2042.98Nm 3）按汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcf Tcf=（Ga+G掛）rrimηmn（fz+fj+f） （3-4） 其中： Ga為汽車滿載總質(zhì)量，Ga=14700N； G掛=0N（本次設(shè)計(jì)中沒有掛車，故g掛=0N）

23、； rr為車輪滾動(dòng)半徑，rr=0.3356m； fz=0.07（汽車行駛時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，查閱參考文獻(xiàn)，得知貨車和公共汽車取0.05~0.09，本次設(shè)計(jì)取fz=0.07[3]）； fj為汽車的性能系數(shù)，當(dāng)0.195magtemax≥16時(shí)，fj =0； f為道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，查閱參考文獻(xiàn)，得知對于貨車取0.015-0.020；本次設(shè)計(jì)取f=0.02[3]； 將參數(shù)代入上面的公式（3-4）中，計(jì)算得出Tcf=3107.99Nm 4）主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tz Tz=Tci0ηG=1951.130.85*4.72

24、 （3-5） 其中： Tc=min[Tce,Tcs]=1951.13Nm ηG為主、從動(dòng)齒輪間的傳動(dòng)效率，由于i0≤6，故取ηG=0.85； i0為主減速比，i0=4.72； 將參數(shù)代入上面公式（3-5）中，計(jì)算得出Tz=382.57Nm 3.2.3主減速器錐齒輪主要參數(shù)的選擇 主減速器錐齒輪需要設(shè)計(jì)的主要參數(shù)，有如下這幾種： 1、主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)Z1和Z2 本設(shè)計(jì)取Z1=8（為了咬合平穩(wěn)，噪聲小和高的疲勞強(qiáng)度，商用車一般不小于6）。 Z2=8*4.72=33。 2、從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)ms D2可根據(jù)

25、經(jīng)驗(yàn)公式初選： D2=KD23Tc （3-6） 其中： KD2=15（直徑系數(shù)，一般為13.0~15.3） Tc=min[Tce, Tcs]=1951.13Nm （從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩） 將參數(shù)代入上面公式（3-6）中，計(jì)算出D2=187.35mm ms由下式計(jì)算 ms=D2/Z2 （3-7） 同時(shí)ms還滿足：

26、 ms=Km3Tc （3-8） 式中：Km為齒輪的模數(shù)系數(shù)，取0.3~0.4 將參數(shù)代入上面公式（3-7）（3-8）中，計(jì)算出 ms=4mm 3、主、從動(dòng)錐齒輪的齒面寬b1和b2 b2=0.155D2 （3-9） b1=b2*1.1 （3-10） 將參數(shù)代入公式（3-9）（3-10）中，

27、計(jì)算得出b2=28mm，b1=31mm。 4、雙曲面齒輪副偏移距E E值過大或者過小，都不能很好發(fā)揮主減速器的作用。對于輕型貨車，E值一般小于0.2D2，本次設(shè)計(jì)中E值取37。 5、中點(diǎn)螺旋角β 主減速器的雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般在35o~40o的范圍內(nèi)。普通橋車一般使用較小的β值，這樣可以避免軸向力過大，通常取35o。 6、法向壓力角α 增大法向壓力角作用是提高強(qiáng)度，同時(shí)避免發(fā)生根切的情況。對于雙曲面齒輪而言，主動(dòng)輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不同的，商用車為20o或22o30'。本次設(shè)計(jì)取用α=22o30'。 表3.1雙曲面齒輪的其他

28、參數(shù)計(jì)算結(jié)果如下所示： 參數(shù) 公式 主動(dòng)輪 從動(dòng)輪 螺旋角? β 35o 法面模數(shù) mn=d2z2 4mm 端面模數(shù) ms 4mm 法面壓力角 α 22o30' 端面壓力角 αt=tan-1tanαcosβ 26.56o 分度圓直徑 d=zms 32 192 基圓直徑? db=dcosαt 28.62 171.73 齒頂高 ha=1.1mn 4.4 4.4 齒根高 hf1=hf2=1.15mn 4.6 4.6 齒頂圓直徑 da=d+2ha 40.8 200.8 齒根圓直徑 df=d-2hf 23.2 183.

29、2 當(dāng)量齒數(shù) zv=zcosβ3 14.57 87.43 節(jié)錐角 y1=tan-1z1z2；y2=90-y1 9.42o 80.58o 節(jié)錐距 A0=d2siny 100mm 面錐角 ya=y1+tan-1hfA0 12.05o 83.18o 根錐角 yf=y1-tan-1hfA0 6.80o 77.98o 3.3主減速器錐齒輪的材料選擇 驅(qū)動(dòng)橋里面的錐齒輪的的工作條件都是復(fù)雜多變的，與其他齒輪比較，錐齒輪要承受者變化多、有沖擊、時(shí)間持久的各種力和力矩，因此錐齒輪的材料要達(dá)到一下要求： 1. 具備高的抗彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度。 2. 可鍛造性好

30、，熱處理性能好 3. 普及性高，方便拆換已損壞的零件。 查閱參考文獻(xiàn)，汽車的主減速器錐齒輪常用滲碳合金鋼制造，其優(yōu)點(diǎn)是表面硬化程度高，有很強(qiáng)的耐磨性，而金屬內(nèi)部硬度不高，具有很好地可塑性[4]；常見的滲碳合金有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB等等。 結(jié)合到本次設(shè)計(jì)的情況，最后決定使用20MnVB鋼材作為錐齒輪的材料。 3.4主減速器圓弧齒輪強(qiáng)度計(jì)算 3.4.1單位齒長圓周力 主減速器錐齒輪的耐磨性，用齒輪上的單位圓周力表示，即： p=Fb2 N/m

31、 （3-11） 式中：p為齒輪上的單位圓周力； F為作用在齒輪的圓周力； b2為從動(dòng)齒輪的齒面寬，b2=28mm。 1、按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí) p=2kdTgmaxkigifηnD1b2*103 N/m （3-12） 式中：if為分動(dòng)器傳動(dòng)比, if=1 ig為變速器的傳動(dòng)比， ig=3.34 ? D1主動(dòng)錐齒輪的分度圓直徑，D1=Z1ms=32mm Tgmax發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩， 將參數(shù)代入公式（3-12）中，計(jì)算得出p=724.

32、66N/m， P=724.66<[p], 校核滿足要求。 3.4.2按驅(qū)動(dòng)輪打滑時(shí)產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩計(jì)算 p=2G2m2'φrrD2b2imηm*103 （3-13） 式中： G2=mag*0.58=1050*9.8*0.58=5968.2N（滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷） m2'為汽車以最大加速度行駛時(shí)負(fù)荷的轉(zhuǎn)移系數(shù)，m2'=1.2； φ為輪胎摩擦系數(shù)，φ=0.85； rr為車輪半徑，rr=0.3556m； im為主減速器中從動(dòng)齒輪到車輪間齒輪的傳動(dòng)比：i

33、m=1； ηm為主減速器中從動(dòng)齒輪到車輪間齒輪的傳動(dòng)效率：ηm=1 D2=187mm；b2=28mm 將各參數(shù)代入上式（3-13）中，得出p=826.85Mpa<[p]=1429Mpa 齒輪表面耐磨性合格。 3.4.3齒輪彎曲強(qiáng)度 錐齒輪的齒根彎曲應(yīng)力的公式為： σm=2TCk0kskmkvmsbDJw*103 （3-14） 式中：TC是計(jì)算轉(zhuǎn)矩，從動(dòng)齒輪：TC=minTce,Tcs和Tcf；主動(dòng)齒輪TC=324.6Nm。 k0

34、為過載系數(shù)，一般取1； ks為尺寸系數(shù)，0.697； km為齒輪面載荷分配系數(shù)，由于是懸臂式結(jié)構(gòu)，所以k取=1.1； kv為質(zhì)量系數(shù)，取1； B為所計(jì)算的齒輪齒面寬，b1=31mm，b2=28mm； D為齒輪的大端分度圓的直徑；D1=32mm;D2=187mm; Jw為齒輪的彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，小齒輪的JW=0.27，大齒輪JW=0.25; 將上述各參數(shù)代入公式（3-14）中,計(jì)算得出σm=464.58Mpa<[σm],彎曲強(qiáng)度滿足要求。 4)齒輪的接觸強(qiáng)度 錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力的公式為：

35、 σj=cpD12Tzk0kskmkfkvbJj*103 （3-15） 式中： σj是齒面所承受的接觸應(yīng)力，Mpa； D1是錐齒輪的大端分度圓的直徑，D1=32mm； B是主、從動(dòng)錐齒輪齒面寬中的最小值，b2=28mm； kf是齒面質(zhì)量系數(shù)，取1.0；? cp是綜合彈性系數(shù)，取232.6N1/2mm； ks是尺寸系數(shù)，取1.0； Jj是齒面所承受力的強(qiáng)度的綜合系數(shù)，查閱參考文獻(xiàn),取0.229[5]； Tz是主動(dòng)錐齒輪計(jì)算出來的轉(zhuǎn)矩；

36、Tz=382.57N.m k0是過載系數(shù)，一般取1； km是齒面上載荷的分配系數(shù)，由于是懸臂式結(jié)構(gòu)，所以k取=1.1； kv質(zhì)量系數(shù)，取1； 將參數(shù)代進(jìn)上述式子（3-15）中，計(jì)算得出σj=2301.7<σj=2800Mpa,滿足要求。 3.5主減速器錐齒輪軸承載荷計(jì)算 齒輪上的圓周力計(jì)算與轉(zhuǎn)矩有關(guān)。在不同路面上，汽車不斷變換不同的檔位，因此轉(zhuǎn)矩也不斷變化，主減速器輸出的轉(zhuǎn)矩不斷變化。實(shí)踐證明，疲勞損壞是最常見的原因，以當(dāng)量的轉(zhuǎn)矩計(jì)算最為合理。 3.5.1主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量 T=Temax31100[fg1ig1fT1100

37、+fg2(ig2fT2100)+fg3ig3fT3100+…] （3-16） 式中： Temax 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Temax=108Nm； fg1，fg2，fg3….為變速器1、2、3….以及倒檔使用率，查閱參考文獻(xiàn)，得出fg1=1，fg2=3，fg3=5，fg4=16，fg5=75[6]； ig1，ig2，ig3….為變速器1、2、3…以及倒檔傳動(dòng)比，查閱參考文獻(xiàn)，得出ig1=7.7，ig2=4.1，ig3=2.

38、34，ig4=1.51，ig5=1.00[6]； fT1，fT2，fT3….為變速器處于1、2、3….以及倒檔的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩利用率，查閱參考文獻(xiàn)，得出fT1=50，fT2=60，fT3=70，fT4=70，fT5=60[6]; 將上述參數(shù)代進(jìn)式子（3-16）中，得出：T =100.81Nm 3.5.2作用在錐齒輪齒面上的力 作用在齒寬中點(diǎn)處的圓周力為： ?F＝2T/Dm2 （3-17） 式中：T是作用在從動(dòng)齒輪上的轉(zhuǎn)矩；T=100.81Nm

39、 Dm2是齒面寬中點(diǎn)處的分度圓直徑。Dm2=D2-b2siny2=164.38mm。 將參數(shù)代進(jìn)式子（3-17）中，計(jì)算出圓周力為F=1226.54N 3.5.3錐齒輪的軸向力、徑向力 主動(dòng)齒輪的軸向力和徑向力 Faz=Fcosβ（tanαsinγ1-sinβcosγ1） （3-18） FRZ=Fcosβ（tanαsinγ1+sinβcosγ1） （3-19） 將參數(shù)代入式子（3-18）（3-19）中，計(jì)算的出Faz=713.05Nm，F(xiàn)RZ=961.39Nm

40、 從動(dòng)齒輪的軸向力和徑向力 Fac=Fcosβ(tanαsinγ2+sinβcosγ2) （3-20） FRc=Fcosβ(tanαcosγ2-sinβsinγ2) （3-21） 將參數(shù)代入式子（3-20）（3-21）中，計(jì)算得出Fac=774.83Nm，F(xiàn)Rc=429.58Nm 3.5.4軸承載荷計(jì)算 如上圖所示，主動(dòng)輪a=105mm，b=40mm，c=90mm，d=100mm； 軸承A的徑向載荷為

41、 FAR=Fa+ba+[FRZa+ba-FazDm12a]2. （3-22） 將參數(shù)代入（3-22）中，計(jì)算得出FAR=1421.22N 軸承A的軸向載荷為 FAa=Faz=-713.05N 軸承B的徑向載荷為 FBR=(Fba)2+(FRzba-FazDm12a)2 （3-23） 將參數(shù)代入（3-23）中，計(jì)算得出FBR=655.15N 軸承B的軸向載荷為 FBb=0N 軸承C的徑向載荷為 FCR=(Fdc

42、+d)2+[FRcdc+d+FacDm22c+d]2 （3-24） 將參數(shù)代入（3-24）中，計(jì)算得出FCR=704.42N 軸承C的軸向載荷為 FCc=Fac=774.83N 軸承D的徑向載荷為 FDR=(Fcc+d)2+[FRccc+d-FacDm22c+d]2 （3-25） 將參數(shù)代入（3-25）中，計(jì)算得出FDR=599.33N 軸承D的軸向載荷為 FDd=0N 3.6主動(dòng)錐齒輪型號(hào)確定 軸承A 查閱參考文獻(xiàn)知道，錐齒輪圓錐滾子軸承e值為0.36[6]，因?yàn)镕AaF

43、AR=0.50>0.36，因此得到X=0.4、Y=1.7；軸承A的當(dāng)量動(dòng)載荷為 P=fp（xFAa+yFaz）. （3-26）3- 式中： fp為載荷系數(shù)，大小在1.2~1.8之間，本次設(shè)計(jì)取1.4； 將參數(shù)代入式（3-26）中，計(jì)算的得出P=2983.19N 軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)負(fù)荷C′r C′r= （3-27） 式中： ft—溫度系數(shù)，查閱文獻(xiàn)，得ft=1[7]； ε—滾子軸承的壽命系數(shù)，查閱文獻(xiàn)，得ε=10/3[8]； n—軸承

44、轉(zhuǎn)速，4000r/min； L′h—軸承的預(yù)期壽命，5000h； 將各參數(shù)代入式中，有 C′r=25357.15N 初選軸承型號(hào) 查閱文獻(xiàn)知，初步選擇Cr =25357.15N> C′r的圓錐滾子軸承7302E[7] 驗(yàn)算7206E圓錐滾子軸承的壽命 Lh = （3-28） 將各參數(shù)代入式中，有： Lh =3677.02h<5000h 通過以上計(jì)算，所選擇的7302E軸承小于預(yù)期壽命，符合要求，軸承B、C、D按此方法可計(jì)算出強(qiáng)度，均能滿足要求。 4 差速器設(shè)計(jì)

45、 汽車在行駛過程中，尤其是通過彎曲的道路時(shí)，汽車左右車輪滾過的路程是不相同的，而差速器的作用正是分配發(fā)動(dòng)機(jī)傳來的轉(zhuǎn)矩，保證左右車輪能以不同的速度轉(zhuǎn)動(dòng)，保證了車輛的通過性。差速器大致分為以下幾種：齒輪式、凸輪式、渦輪式、牙嵌自由式。 4.1差速器結(jié)構(gòu)形式的選擇 汽車上普遍使用的是對稱錐齒輪式差速器，因?yàn)橛兄Y(jié)構(gòu)簡單、維修容易、成本低等優(yōu)勢。對稱錐齒輪差速器又分為三種：普通錐齒輪式、摩擦片式、強(qiáng)制鎖止式。 查閱參考文獻(xiàn)，普通錐齒輪式差速器由于結(jié)構(gòu)十分簡單，穩(wěn)定可靠，因此被普遍應(yīng)用在普通車輛上；摩擦片式和強(qiáng)制鎖止式提高汽車通過性相比較于普通錐齒輪式要高，但其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，尺寸大[1][2]。

46、結(jié)合本次設(shè)計(jì)要求，最后決定使用普通錐齒輪式差速器。其示意圖如下： 圖4.1普通錐齒輪差速器 4.2差速器齒輪參數(shù)選擇 1）行星齒輪數(shù)n 行星齒輪數(shù)n選擇跟承受載荷的大小有關(guān)，小的則取兩個(gè)，大的取四個(gè)。本次設(shè)計(jì)的貨車承受載和較小，所以n取2。 2）行星齒輪球面半徑 行星齒輪球面半徑計(jì)算公式： Rb=Kb3Td （4-1） 式中：Td=min[Tce, Tcs]=1951.13Nm； Kb是行星齒輪的球面半徑系數(shù)，大小在2.5~3.0之間，本次設(shè)計(jì)取2

47、.5； 將上述參數(shù)代入（4-1）中，求得Rb=37.48mm 預(yù)選其行星齒輪節(jié)錐距，取A0=0.98Rb=36.73mm 3）行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù) 較大的模數(shù)可以增加齒輪的承受強(qiáng)度，不過齒輪也因此變大，較為適當(dāng)?shù)娜≈岛苤匾?，行星齒輪數(shù)z1不能少于10。半軸齒輪數(shù)z2在14~25之間取。本次設(shè)計(jì)z1=11，z2=22。 4）行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角及模數(shù) 行星齒輪節(jié)錐角y1，y2分別為： y1=tan-1z1z2 （4-2） y2=ta

48、n-1z2z1 （4-3） 將參數(shù)代入（4-2）（4-3）中，計(jì)算出y1=26.57o，y2=63.43o 錐齒輪的大端模數(shù)m為： m=2A0z1siny1=2A0z2siny2 （4-4） 將參數(shù)代入（4-4）中，計(jì)算出m=5mm 從而行星齒輪的節(jié)圓直徑為d1=mz1=55mm 半軸齒輪節(jié)圓直徑為d2=mz2=110mm 5）壓力角 差速齒輪一般取22.5o、齒高系數(shù)為0.8的齒輪。 6）行星齒輪直徑d及支承長度L 行星齒輪直徑d為

49、： d=TO1031.1σcnrd （4-5） 式中：TO= min[Tce, Tcs]=1951.13Nm（差速器所傳遞的轉(zhuǎn)矩） n=2（行星齒輪數(shù)） σc=98Mpa（支承面的許用擠壓應(yīng)力） rd=0.5*0.8d2=48mm 將參數(shù)代入（4-5）中，求出d=19.46mm，取20mm。 從而支承長度L=1.1d=22mm。 表4.1差速器直齒錐齒輪幾何參數(shù)計(jì)算 項(xiàng)目 公式 行星齒輪 半軸齒輪 齒數(shù) z 11 22 模數(shù) m

50、 5 5 齒面寬 F=(0.25~0.30) A0 11.019 11.019 壓力角 α 22.5o 22.5o 分度圓直徑 d=mz 55 110 節(jié)錐角 y1=tan-1z1z2; ,y2=90-y1 26.56o 63.44o 節(jié)錐距 A0 36.73 36.73 齒距 3.1416m 15.708 15.708 齒頂高 h2'=0.43+0.3704m;h1'=hg-h2' 5.3875 2.6125 齒根高 hx'=1.788m-hx' 3.5525 6.3275 徑向間隙 C=0.188m+0.051 0.

51、991 0.991 齒根角 δx=tan-1hx'A0 8.34o 9.64o 面錐角 y0x=yx+δx 34.90o 73.08o 根錐角 yRX=yx-δx 18.22o 53.80o 理論弧齒厚 s2=t2-(h1'-h2'）tan-1α-τm s1=t~s2 8 6.505 齒側(cè)間隙 B 0.2 0.2 弦齒厚 sx1=s1-s136d2-B2 7.872 6.4013 弦齒高 hx1=s12cosy14d+hx' 3.82 6.37 齒全高 h=1.788m+0.051 8.991 8.991 注意：查閱參考文獻(xiàn)

52、[3]可得出B、τ的取值 4.3差速器的材料選擇 查閱參考文獻(xiàn)，差速器的材料和主減速器一樣，都是使用滲碳鋼作為主材料，目前主要用于制造差速器的材料有以下幾種：20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo。由于對差速器的制造要求相對不太高[4]。 結(jié)合本次設(shè)計(jì)的情況，最后決定使用20CrMnTi作為差速器的制造材料。 4.4差速器齒輪強(qiáng)度校核 由于各方面的原因，差速器的齒輪大小受到限制；而且不經(jīng)常處于工作狀態(tài)，因此，進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算就可以了。齒輪彎曲應(yīng)力σw為： σw=2Tckskmkvmb2d2Jn*103

53、 （4-6） 式中：n為行星齒輪數(shù)，2 J為綜合系數(shù)，取值查閱參考文獻(xiàn)，取0.225[5] b2、d2分別為半軸齒輪齒寬和大端分度圓直徑，b2=11mm，d2=110mm kv為質(zhì)量系數(shù)，取1.0 ks為尺寸系數(shù)，當(dāng)m>1.6mm時(shí)，ks=（m25.4）0.25=0.6 km為齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結(jié)構(gòu)在1.10~1.25范圍內(nèi)取值，本次設(shè)計(jì)取1.10。 Tc為半軸齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Tc=0.6T0 當(dāng)T0= min[Tce,Tcs]時(shí)，[σw]=980Mpa； 代

54、入公式（4-6）中，計(jì)算出σw=904.5Mpa，查閱參考文獻(xiàn)，小于[σw][3]，強(qiáng)度符合要求。 當(dāng)T0=Tcf時(shí)，[σw]=210Mpa； 代入公式（4-6）中，計(jì)算出σw=193.37Mpa，查閱參考文獻(xiàn)，小于[σw][3]，強(qiáng)度符合要求。 5車輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 5.1車輪傳動(dòng)裝置形式的選擇 車輪的支承分三種，半浮式、3/4浮式和全浮式。 半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡單，可承受較大的重量，只用在乘用車和總質(zhì)量較小的轎車上。 3/4浮式半軸與半浮式半軸類似，只是承受的重量相對小一點(diǎn)，也只是用在乘用車上和總質(zhì)量小的轎車上。 查閱文獻(xiàn)，全浮式半軸所能承受的重量為最大，

55、而且在工作可靠穩(wěn)定，對于經(jīng)常使用在各種輕型以上的商用車上[1][2]。 結(jié)合本次設(shè)計(jì)的情況，最后決定使用全浮式半軸作為傳動(dòng)裝置。 5.2半軸的材料選擇 查閱參考文獻(xiàn)，制造半軸的材料通常使用含有鉻的滲碳鋼，因?yàn)檫@種鋼熱處理之后抗疲勞強(qiáng)度和靜強(qiáng)度有很大的提高，對于半軸要經(jīng)常承受各種轉(zhuǎn)矩的工作環(huán)境而言，這種材料作為半軸材料效果很好。常見的含鉻滲碳鋼有以下幾種：40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA[4]。 經(jīng)過論證后，本次設(shè)計(jì)決定使用40CrMoA作為半軸的制造材料。 5.3全浮式半軸計(jì)算 1）全浮式半軸計(jì)算載荷和車輪的摩擦力矩有關(guān)，公式如下：

56、 Mφ=12m2'G2rrφ （5-1） 式中：G2=mag*0.58=1050*9.8*0.58=5968.2N（滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷）。 m2'為負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，m2'=1.2。 φ為附著系數(shù)，φ=0.8 rr為車輪半徑，rr=0.3556m 將上述參數(shù)代入（5-1）中，計(jì)算得出Mφ=.12Nmm 2）全浮式半軸桿部的直徑由下面的公式可以初步確定： d=K3Mφ

57、 （5-2） 式中：K為直徑系數(shù)，取0.205~0.218。本設(shè)計(jì)K=0.218 代入式子（5-2）中，求出d=21.93，取22mm。 3）半軸切應(yīng)力為 τ=16Mφπd3 （5-3） 將參數(shù)代入（5-3）中，計(jì)算得出τ=487.50N 4）半軸扭轉(zhuǎn)角為 θ=MlGIP(180π) （5-4） 式中，l為半軸長度，l=0.75m。 G為材料的切變模量

58、，G=255GPa M=Mφ=.12Nmm IP為半軸斷面的極慣性矩，IP=πd432=22968.37Nm 將各參數(shù)代入（5-4）中，算出θ=8o 5.4半軸花鍵的強(qiáng)度校核 花鍵擠壓應(yīng)力為 σp=Temaxii0η2ψzrmhl*103 （5-6） 式中：Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Temax=108Nm。 i為一檔傳動(dòng)比，i=3.34。 i0為主減速比，i0=4.72。 η為發(fā)動(dòng)機(jī)到半軸之間的傳動(dòng)效率，取0.9 ψ載荷分配不均系

59、數(shù)，取0.75 z為花鍵齒數(shù)，z=12 rm半軸花鍵分度圓半徑，rm=15mm h為齒面工作高度，h=2.5mm l為花鍵工作長度，l=39mm 將各參數(shù)代進(jìn)式子（5-6）中，計(jì)算出σp=74.177MPa<σp=200MPa，即花鍵強(qiáng)度滿足要求 6驅(qū)動(dòng)橋殼的設(shè)計(jì) 橋殼不僅支承汽車質(zhì)量，承受路面的傳來的力和力矩，而且還是主減速器等重要零部件裝配的地方，因此，對橋殼的要求首先是要有符合要求的強(qiáng)度和硬度，其次是尺寸要小，保證車輛的通過性，再次就是維修、保養(yǎng)方便。 6.1驅(qū)動(dòng)橋殼的選擇 驅(qū)動(dòng)橋殼的結(jié)構(gòu)選擇需要考慮到汽車的用途、汽車的總質(zhì)量、汽

60、車的使用條件等各個(gè)方面。 驅(qū)動(dòng)橋殼有三種：可分式、整體式和組合式。 可分式橋殼結(jié)構(gòu)簡單、制造起來也不麻煩，但是維修保養(yǎng)極不方便，強(qiáng)度也不太高，由于這些缺點(diǎn)，現(xiàn)在已經(jīng)很少使用了。 整體式橋殼分為鍛造和沖壓。整體式橋殼強(qiáng)度方面、成本方面滿足要求，但是質(zhì)量稍大，加工的地方多，制造也復(fù)雜，因此多數(shù)使用在總質(zhì)量較小的商用車上。 組合式橋殼相對于以上兩種來說，加工的要求最高，成本也最高，所以經(jīng)常用在總質(zhì)量較小的橋車上。 經(jīng)過方案論證，本次設(shè)計(jì)決定選用整體式橋殼 。 6.2驅(qū)動(dòng)橋殼強(qiáng)度計(jì)算 1、牽引力或制動(dòng)力在處于最大值時(shí)，鋼板彈簧的危險(xiǎn)斷面處彎曲應(yīng)力σ和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ計(jì)算公式分別為：

61、 σ=（MVWV+MhWh）； （6-1） τ=TTWT； （6-2） 式中： Mv為地面對車輪在垂直平面內(nèi)的彎矩，Mv=m2G2b2=1274Nm。（m2為汽車制動(dòng)時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，在1.1~1.3范圍內(nèi)取值，這里取1.3；G2為滿載靜止時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，G2=mg；b為橫向距離，b=0.2m）； Mh為車輪上一邊的牽引力或制動(dòng)力，F(xiàn)X2在水平面內(nèi)引起的彎矩，Mh=FX2b=195.12Nm。（FX

62、2為車輪上的牽引力或制動(dòng)力，計(jì)算公式為FX2=Tgmaxi1i0η2=975.56Nm）； TT為牽引或制動(dòng)時(shí)，上述危險(xiǎn)斷面所受轉(zhuǎn)矩，TT=FX2rr=346.91Nm； WV、Wh、WT分別為危險(xiǎn)斷面處的垂直平面和水平面的彎曲的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，查閱參考文獻(xiàn)，取 WV=41652，WT=83304[8]。 此處的危險(xiǎn)斷面為圓管型，直徑非別為D=102mm，d=90mm； 代入數(shù)據(jù)到（6-1）（6-2）中，求出彎曲應(yīng)力σ=426.9N/mm2 ，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τ=224.6 N/mm2 橋殼的許用彎曲應(yīng)力為300～500MPa，許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為150～400MP

63、a； 通過以上計(jì)算說明本方案設(shè)計(jì)的橋殼滿足要求。 7結(jié)論 本課題設(shè)計(jì)的1.5噸輕型貨車的驅(qū)動(dòng)橋采用的是非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，整體結(jié)構(gòu)簡單，造價(jià)也低廉，非常合適兩噸以下輕型載貨汽車。 本次設(shè)計(jì)說明書詳細(xì)介紹了主減速器、差速器的結(jié)構(gòu)形式和工作原理，計(jì)算了這幾個(gè)主要零部件的尺寸，進(jìn)行了強(qiáng)度的校核，并繪制了相應(yīng)的零件圖和裝配圖。 本次設(shè)計(jì)的驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，符合實(shí)際使用情況，使汽車具備良好的通過性和經(jīng)濟(jì)性，驅(qū)動(dòng)橋的零件都滿足國家的標(biāo)準(zhǔn)，也具備通用化的性質(zhì)，使得驅(qū)動(dòng)橋在維修保養(yǎng)時(shí)十分方便；同時(shí)，制造的驅(qū)動(dòng)橋的材料也具有普遍性，加工

64、難度小，顯得驅(qū)動(dòng)橋的制造工藝好，制造簡單。 致 謝 感謝我的指導(dǎo)老師丘志敏。 老師這幾個(gè)月來在學(xué)業(yè)上悉心指導(dǎo),使我在我研究的領(lǐng)域中有所收獲, 順利完成本篇論文。 同時(shí)也要感謝給我建議和幫助的同學(xué)，讓我的畢業(yè)設(shè)計(jì)的內(nèi)容更加完整以及充實(shí)。 更應(yīng)該感謝我的父母在我讀書期間給我生活上的種種照顧, 沒有他們也就沒有今天的我以及我所寫的這篇論文。 參 考 文 獻(xiàn) [1] 余志生. 汽車?yán)碚揫M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社, 199

65、0. [2] 陳家瑞. 汽車構(gòu)造[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003. [3] 王予望.汽車設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2004.8 [4] 常曙光.重載汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪用鋼的成分設(shè)計(jì)[J].現(xiàn)代零部件，2006 [5] 劉惟信.汽車車橋設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2006.5 [6] 劉惟信.圓錐齒輪與雙曲面齒輪傳動(dòng)[M].北京:人民交通出版社,1980 [7] 徐灦. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991 [8] 劉惟信.汽車設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001.7 附錄 1 驅(qū)動(dòng)橋裝配圖 A4 2 單級(jí)主減速器裝配圖 A4 3 差速器裝配圖 A4