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本科學生畢業(yè)設計
重型貨車驅動橋設計
院系名稱： 汽車與交通工程學院
專業(yè)班級： 車輛工程B07-6班
學生姓名： 辛 響
指導教師： 姚佳巖
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
Design for Driving Axle of Heavy Truck
Candidate：Xin Xiang
Specialty：Vehicle Engineering
Class：B07-6
Supervisor：Associate Prof. Yao Jiayan
Heilongjiang Institute of Technology
2011-06·Harbin
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
摘 要
本次設計的題目是重型車輛車橋設計。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組成，再分析驅動橋各部分結構型式，確定總體設計方案：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，半軸采用全浮式型式，橋殼采用鋼板沖壓焊接式整體式橋殼。在本次設計中，主要完成了單級減速器、圓錐行星齒輪差速器、全浮式半軸的設計和橋殼的校核及CAD繪圖等工作。
關鍵詞：驅動橋；主減速器；差速器；半軸；橋殼；CAD；設計；校核
ABSTRACT
The object of the design is The Design for Driving Axle of truck of Cellon Ⅱ CA1080. 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 theses 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, Full-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, Full-floating Axle, the checking of Axle Housing and CAD drawing and so on.
.
Key words: Drive axle；Main reducer；Differential；Axle；Bridge shell；CAD；Design；Check
II
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 研究背景 1
1.2 驅動橋研究的目的和意義 1
1.3 驅動橋研究狀況與發(fā)展趨勢 2
1.3.1 發(fā)展狀況 2
1.3.2 驅動橋發(fā)展趨勢 2
1.4 主要研究內容 4
第2章 驅動橋結構方案擬定 5
2.1 驅動橋的結構和種類 5
2.1.1 汽車車橋的種類 5
2.1.2 驅動橋的種類 5
2.1.3 驅動橋結構組成 5
2.2 設計要求 10
2.2.1 適用車型 10
2.2.2 設計基礎數據 10
2.3 本章小結 10
第3章 主減速器設計 11
3.1 主減速器的結構形式 11
3.1.1 主減速器的齒輪類型 12
3.1.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承形式 12
3.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算 13
3.2.1 主減速比i0的確定 13
3.2.2 主減速器計算載荷的確定 13
3.2.3 主減速器基本參數的選擇 15
3.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算 17
3.2.5 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算 18
3.3 主減速器軸承的載荷計算 22
3.3.1 錐齒輪齒面上的作用力 22
3.3.2 錐齒輪軸承載荷的計算 25
3.3.3 錐齒輪軸承型號的確定 27
3.4 本章小結 28
第4章 差速器設計 29
4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 29
4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 30
4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 30
4.3.1 差速器齒輪的基本參數的選擇 31
4.3.2 差速器齒輪的幾何計算 33
4.3.3 差速器齒輪的強度計算 34
4.4 本章小結 36
第5章 驅動半軸的設計 37
5.1 全浮式半軸計算載荷的確定 38
5.2 全浮式半軸的桿部直徑的初選 39
5.3 全浮式半軸的強度計算 39
5.4 半軸花鍵的選擇及強度計算 40
5.4.1 半軸花鍵的選擇 40
5.4.2 半軸花鍵的強度計算 42
5.5 半軸的結構設計及材料與熱處理 43
5.6 本章小結 43
第6章 驅動橋殼的設計 44
6.1 驅動橋設計概述 44
6.2 橋殼的受力分析及強度計算 44
6.2.1 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 44
6.2.2 汽車側向力最大時的橋殼強度計算 45
6.2.3 汽車在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度計算 46
6.3 本章小結 46
結論 47
參考文獻 48
致謝 49
附錄A 50
附錄B 54
57
第1章 緒 論
1.1 研究背景
汽車自上個世紀末誕生以來，已經走過了風風雨雨的一百多年。作為交通運輸工具之一，汽車在人們的日常生產及生活中發(fā)揮著越來越大的作用，成為了人們生活中不可或缺的一部分。重型載貨汽車在汽車生產中占有很大的比重，而驅動橋作為汽車中重要的組成部分，在整車設計中十分重要。良好驅動橋設計可大大提高汽車對各種路面及地面的適應性，提高其通過性及行駛安全性。
隨著汽車工業(yè)的發(fā)展及汽車技術的提高，驅動橋的設計，制造工藝都在日益完善。驅動橋也和其他汽車總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在機構設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產品系列化”的方向發(fā)展及生產組織的專業(yè)化目標前進。面對著日趨激烈的競爭，提高驅動橋的性能，降低成本，維修方便成了現代驅動橋設計首先考慮的問題。
驅動橋是汽車總成中的重要承載件之一 ,其性能直接影響整車的性能和有效使用壽命。驅動橋一般由橋殼、主減速器、差速器和半殼等元件組成 ,轉向驅動橋還包括各種等速聯軸節(jié) ,結構更復雜。傳統設計是以生產經驗為基礎 ,以運用力學、數學和回歸方法形成的公式、圖表、手冊等為依據進行的?，F代設計是傳統設計的深入、豐富和發(fā)展 ,而非獨立于傳統設計的全新設計。以計算機技術為核心 ,以設計理論為指導 ,是現代設計的主要特征。利用這種方法指導設計可以減小經驗設計的盲目性和隨意性 ,提高設計的主動性、科學性和準確性。同樣 ,對驅動橋的研究不應僅停留在傳統設計方法上 ,而應借助于現代設計方法以精益求精。本文采用現代驅動橋設計方法 ,結合計算機CAD技術，以促進其設計過程趨于合理化和科學化。
1.2 驅動橋研究的目的和意義
我國幅員遼闊，地理和道路條件復雜，在各種路面條件下均可獲得良好行駛性能的載貨汽車非常適合我國的道路條件。此外，隨著我國人民物質生活水平的提高，以及對汽車安全性認識的提高，驅動橋的性能得到了人們的重視。我國的載貨汽車和客車保有量很大，而且年需求量也相當大。由于工作環(huán)境、運輸效率等的因素，這些車型迫切需要設計出性能更加出色的驅動橋，以提高汽車的動力性、通過性及安全性。
從我國汽車工業(yè)發(fā)展情況來看，由于我國汽車工業(yè)起步較晚，技術相對落后，雖然有著良好的發(fā)展勢頭，但是與國外汽車相比仍然有很大差距。因此，國內汽車產品的更新換代在多方面要受制于國外，這無疑對我國汽車工業(yè)的發(fā)展極為不利[2]。
現在，我國已成為WTO成員國，國內汽車市場競爭日趨激烈，同時國內汽車業(yè)也
面臨著與國外汽車業(yè)同臺競爭的壓力。只有在價格和性能方面占優(yōu)勢的產品才能在這場競爭中取勝。鑒此，開展驅動橋的設計計算方法、試驗方法及其在汽車產品中的應用研究，具有重要的理論意義和實用價值。本課題研究的驅動橋適用于重型載貨汽車并可供一般8噸以及以上的車型使用，以作為儲備技術和擴大產品的配套能力。
1.3 驅動橋研究狀況與發(fā)展趨勢
1.3.1 發(fā)展狀況
我國汽車工業(yè)與國外相比，起步較晚，技術相對落后，雖然有著良好的發(fā)展勢頭，但是與國外汽車相比仍然有很大差距。作為汽車的重要配套基礎件，驅動橋的更新換代在多方面受制于國外，這對我國汽車工業(yè)的發(fā)展極為不利。
經過數十年的發(fā)展，我國的汽車行業(yè)無論是生產規(guī)模、管理模式、技術創(chuàng)新、機制改革、經營理念等諸多方面，都有了很大的發(fā)展，已經連續(xù)數年保持強勁地增長勢頭。作為汽車驅動橋這一關鍵的基礎配套件企業(yè)，也緊跟著汽車行業(yè)的發(fā)展，發(fā)生了很大的變化。各大驅動橋企業(yè)不斷的進行管理創(chuàng)新、技術創(chuàng)新、超前進行技術儲備、產品開發(fā)，生產規(guī)模不斷擴大，產品質量不斷進步。
國外汽車企業(yè)起步早、技術成熟，由于較早的使用了計算機技術，使產品設計時間縮短，提高了產品的研發(fā)效率，80年代開始我國逐步開始引進國外先進汽車技術，進行消化吸收，不斷創(chuàng)新，對驅動橋作了多次重大的技術改進，完成了數個噸位驅動橋的產品系列，使得設計更加先進、結構更加合理，適應廣泛滿足了眾汽車企業(yè)的要求，產量連年攀升。各大汽車驅動橋企業(yè)紛紛采用CAD、CAE技術、有限元分析，為驅動橋的設計提供了先進的技術平臺，使得產品開發(fā)快捷，快速滿足用戶要求，為產品的更新換代提供了良好的基礎；廠房的改造、設備的更新、工藝路線的調整為產品的內在質量和規(guī)模提供了保證。
1.3.2 驅動橋發(fā)展趨勢
隨著我國公路條件的改善和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，汽車驅動橋技術已呈現出向單級化發(fā)展的趨勢。單級橋與雙級橋的主要區(qū)別及用途 單級橋有主減速器，一級減速。橋包尺寸大，離地間隙小，相對雙級橋而言，其通過性較差，主要用于公路運輸車輛。雙級橋有主減速器減速、輪邊減速器減速，形成二級減速。由于是二級減速，主減速器減速速比小，主減速器總成相對較小，橋包相對減小，因此離地間隙加大，通過性好。該系列橋總成主要用于公路運輸，以及石油、工礦、林業(yè)、野外作業(yè)和部隊等領域。
單級減速驅動橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝簡單，成本較低，是驅動橋的基本類型，汽車上占有重要地位；由于重型貨車汽車發(fā)動機向低速大轉矩發(fā)展的趨勢，使得驅動橋的傳動比向小速比發(fā)展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，重型貨車使用條件對汽車通過性的要求降低，重型貨車不必像過去一樣，采用復雜的結構提高通過性；與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。單級橋產品的優(yōu)勢為單級橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產品設計的角度看，中型車產品在主減速比小于7的情況下，應盡量選用單級減速驅動橋。近幾年重型貨車企業(yè)的產銷數據顯示，中卡市場的集中度正在進一步提高。隨著缺陷汽車召回制度及歐Ⅲ、歐Ⅳ排放標準的實施，加上原材料漲價等因素，重型貨車的研發(fā)、制造、銷售等環(huán)節(jié)的成本將有一定幅度的上升，因此，未來幾年內，重型貨車市場的盈利水平將會越來越低，重型貨車市場價格將會全面調整和適度下降。重型貨車未來幾年盈利水平的降低，在客觀上為重型貨車企業(yè)的重組創(chuàng)造了條件。隨著整個中型汽車企業(yè)市場的發(fā)展變化，作為4大總成之一的車橋也會隨之發(fā)生變化，面臨市場集中度的問題。與重型貨車企業(yè)相似，目前國內重型貨車車橋生產企業(yè)也主要集中在一汽車橋廠、東風襄樊車橋公司、中國重汽橋箱廠、陜西漢德車橋公司、重慶紅巖橋廠和安凱車橋廠幾家企業(yè)。這些企業(yè)幾乎占到國內重卡車橋90％以上的市場。隨著重型貨車產銷持續(xù)上升，重型貨車車橋生產企業(yè)紛紛擴大產能并實施技改項目。各重型貨車橋廠產能的提升，為重型貨車的發(fā)展打下了堅實的基礎。重型貨車熱銷，各廠家紛紛擴大產能的同時，將加大優(yōu)勢資源的競爭能力。競爭的加劇必然造成巨頭的出現。衡量一個成功的橋廠，其5萬根以上的產量是最低基準線。在斯太爾平臺橋廠中，中國重汽橋箱廠、陜西漢德車橋有限公司、重慶紅巖橋廠、安凱橋廠產能均在2004-2005年突破5萬根大關?？梢灶A料在未來兩三年內，主要中重型卡車橋企業(yè)的二期、三期技改將會全面完成，其中重卡車橋國內布局也將初步完成。
高速的中卡呼喚新型中卡車橋，為了適應未來的發(fā)展需要，提高運輸效率，有關人士呼吁我國中卡企業(yè)必須轉變傳統的公路運輸概念，生產出適應快速、長途的高效率、高效益型中卡。我國現有的斯太爾驅動橋產品主要滿足中高檔中型汽車的需求，屬于典型的歐洲中型汽車產品的零部件結構，這決定了存在諸多缺點：傳動效率相對較低，油耗高長途運輸容易導致汽車輪載發(fā)熱，散熱效果差，為了防止過熱發(fā)生爆胎，不得不增加噴淋裝置使結構相對復雜。導致產品價格高等。隨著公路網絡的不斷完善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，上述缺點在公路運輸中型汽車中日顯突出，據統計，歐美中型汽車采用該結構的車橋產品呈下降趨勢，日本采用該結構的產品更少。有關專家預測我國采用斯太爾驅動橋產品的合理比例是占整個重型汽車驅動橋的25％，驅動橋的主流產品是單級減速驅動橋產品。未來中卡車橋將由典型的斯太爾雙級減速驅動橋向單級橋方向發(fā)展。GB1589的頒布實施，鼓勵中卡向多軸化發(fā)展。國內眾多中卡企業(yè)紛紛推出多軸卡車，這使承載軸的需求量大增。承載軸的走俏，為各大橋廠提供了更大的市場空間。專家預測，在未來10年內，客車的市場需求量僅僅是重型貨車的10％左右，市場空間不大，如果考慮轎車進入家庭的影響，今后的大型客車市場將逐步下降；因此，各企業(yè)發(fā)展戰(zhàn)略的重點都放在中重卡車橋上?？蛙囓嚇虍a品可以保留，用以滿足客車生產的需要。2005年及以后的幾年內，中型汽車所需橋總成將會形成以下產品格局：公路運輸以10t及以上單級減速驅動橋、承載軸為主，工程、港口等用車以10t級以上雙級減速驅動橋為主。公路運輸車輛向大噸位、多軸化、大功率方向發(fā)展，使得驅動橋總成也向傳動效率高的單級減速方向發(fā)展。有關專家預測，未來我國的中重型車橋產品中75％的驅動橋將是單級驅動橋?！?
1.4 主要研究內容
結合相關參考文獻和實際設計要求，在參考以往的研究成果以及國內外發(fā)展的現狀，確定主要研究內容如下：
1.針對重型載貨汽車為設計對象，進行驅動橋的結構的選擇；
2.進行主減速器、差速器、半軸、橋殼的選擇、計算及校核；
3.利用CAD完成驅動橋裝備圖及主要零件圖。
第2章 驅動橋結構方案擬定
2.1 驅動橋的結構和種類
2.1.1 汽車車橋的種類
車橋通過懸架與車架（或承載式車身）相連，它的兩端安裝車輪，其功用是傳遞車架（或承載式車身）于車輪之間各方向的作用力及其力矩。
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。
2.1.2 驅動橋的種類
驅動橋作為汽車的重要的組成部分處于傳動系的末端，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（又稱主傳動器）、差速器、驅動車輪的傳動裝置及橋殼等部件如圖2.1所示。
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。
2.1.3 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方法。
驅動橋結構如圖2.1.。
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2.1 驅動橋
（1）主減速器齒輪的類型，在現代汽車驅動橋中，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2.2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2.3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2.2 螺旋錐齒輪 圖2.3 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。
（2）主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇，現在汽車主減速器主動錐齒輪的支承形式有如下兩種：
①懸臂式 懸臂式支承結構如圖2.4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2.4 錐齒輪懸臂式支承
②騎馬式 騎馬式支承結構如圖2.5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2.5 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相向朝內，而小端相向朝外。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。
（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2.5）、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。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。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。
2.2 設計要求
表2.1 設計基礎數據
車型
載貨汽車
整備質量
4330kg
滿載質量
8015kg
最高車速
93km/h
最大爬坡度
大于29%
變速器1擋傳動比
7.285
額定功率
104kw（最高車速時3000r/min時）
最大轉矩
330Nm（1200－1400r/min時）
輪胎規(guī)格
8.25R20
最小離地間隙
212mm
2.3 本章小結
本章簡要的介紹了驅動橋的種類、組成并由所選車型選擇了非斷開式驅動橋、單級主減速器、普通對稱式圓錐行星齒輪差速器、全浮式半軸、鑄造整體式橋殼。另外，本章列出了所選車型基本數據。
第3章 主減速器設計
3.1 主減速器的結構形式
主減速器的結構形式主要是根據其齒輪的類型，主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速形式的不同而異。
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濟性。
②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。
③在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協調。
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、調整方便。
按主減速器的類型分，驅動橋的結構形式有多種，基本形式有三種如下：
1、中央單級減速器
此是驅動橋結構中最為簡單的一種(如圖3.1示)，是驅動橋的基本形式， 在載重汽車中占主導地位。一般在主傳動比較小的情況下，應盡量采用中央單級減速驅動橋。
圖3.1 單級主減速器 圖3.2 雙級主減速器
2、中央雙級主減速器
中央雙級減速橋（如圖3.2）是在中央單級橋的速比超出一定數值或牽引總質量較大時使用的。雙級減速橋一般均不作為一種基本型驅動橋來發(fā)展，而是作為某一特殊考慮而派生出來的驅動橋存在。
3、中央單級輪邊減速器
中央單級主減速器。有以下幾點優(yōu)點：
(1)結構最簡單，制造工藝簡單，成本較低， 是驅動橋的基本類型，在重型汽車上占有重要地位；
(2) 載重汽車發(fā)動機向低速大轉矩發(fā)展的趨勢，使得驅動橋的傳動比向小速比發(fā)展；
(3) 隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，汽車使用條件對汽車通過性的要求降低；
(4) 與帶輪邊減速器的驅動橋相比，由于產品結構簡化，單級減速驅動橋機械傳動效率提高，易損件減少，可靠性提高。
單級驅動橋產品的優(yōu)勢為單級驅動橋的發(fā)展拓展了廣闊的前景。從產品設計的角度看，載重車產品在主減速比小于7的情況下，應盡量選用單級減速驅動橋。
所以此設計采用中央單級減速驅動橋，再配以整體式橋殼。
3.1.1 主減速器的齒輪類型
主減速器的齒輪有弧齒錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用弧齒錐齒輪傳動，其特點是主、從動齒輪的軸線垂直交于一點。由于輪齒端面重迭的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉向另一端，所以工作平穩(wěn)，噪聲和振動小。另外，弧齒錐齒輪與雙曲面錐齒輪相比，具有較高的傳動效率。
3.1.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承形式
主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承（如圖3.3）和跨置式支承（如圖3.4）
兩種。查閱資料、文獻，經方案論證，采用跨置式支承結構?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小。
圖3.3 主動錐齒輪懸臂式支承 圖3.4 主動錐齒輪跨置式
從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖3.5示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，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%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應盡量使c等于或大于 。
圖3.5 從動錐齒輪支撐形式
3.2 主減速器的基本參數選擇與設計計算
3.2.1 主減速比i0的確定
對于載貨汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，i0一般選用下式確定：
（3.1）
式中：—車輪的滾動半徑， =0.487m；
igh—變速器最高檔傳動比。igh =1；
i—分動器或加力器的高檔傳動比；
iLB—輪邊減速器的傳動比。
將np=3000r/min，vamax =93km/h，rr=0.487m，igh=1代入（3.1），最終取i0=6.33。
3.2.2 主減速器計算載荷的確定
1、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Tce
從動錐齒輪計算轉矩Tce
Tce=TemaxiTLK0ηT/n （3.2）
式中：Tce—計算轉矩，N·m；
Temax—發(fā)動機最大轉矩；Temax =330 N·m
n—計算驅動橋數，1；
—由發(fā)動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低擋傳動比；為變速器1擋傳動比與主減速器傳動比的乘積，此處為46.11；
ηT—變速器傳動效率，取ηT =0.9；
K0—超載系數，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野車以及液力傳動的各類汽車取K0=1；
代入式（3.2），有：
Tce=13694.67 N·m
主動錐齒輪計算轉矩 T=2163.45 N·m
2、按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcs
Tcs=G2Φrr/ηLBiLB （3.3）
式中：G2—汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于4×2的貨車滿載時后橋承載全車重量的60%—68%，此處取64%，則取 G2=50270N;
Φ—輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用車，取=0.85；對于越野汽車取1.0；對于安裝有專門的防滑寬輪胎的高級轎車，計算時可取1.25;
rr—車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為8.25R20，則車論的滾動半徑為0.487m；
ηLB，iLB—分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比，ηLB取0.9，由于沒有輪邊減速器iLB取1.0
代入式（3.3），有：
Tcs=23121
3、按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcf
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)的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定：
（3.4）
式中：—汽車滿載時的總重量，78547N；
—所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算；
—道路滾動阻力系數，對于載貨汽車可取0.015~0.020；取0.016
—汽車正常行駛時的平均爬坡能力系數，對于載貨汽車可取0.05~0.09取0.06；
—汽車的性能系數在此取0；
—主減速器從動齒輪到車輪之間的效率；取為0.9
—主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；
n—驅動橋數。
所以
3.2.3 主減速器基本參數的選擇
主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數z1和z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數mt、主從動錐齒輪齒面寬b1和b2、中點螺旋角β、法向壓力角α等。
1、主、從動錐齒輪齒數z1和z2
選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：
（1）為了磨合均勻，z1，z2之間應避免有公約數。
（2）為得到理想齒面重合度和高輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和不小于40。
（3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車z1一般不小于6。
（4）主傳動比i0較大時，z1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，z1和z2應有適宜的搭配。
根據以上要求，這里取z1=6 z2=38，能夠滿足條件：z1 + z2=44〉40
2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數mt
對于單級主減速器，增大尺寸D2會影響驅動橋殼的離地間隙，減小D2又會影響懸置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。
D2可根據經驗公式初選，即
（3.5）
式中：—直徑系數，一般取13.0～16.0；
—從動錐齒輪的計算轉矩，N·m，為Tce和Tcs中的較小者。
所以 D2=（13.0～16.0）=（311～383）mm
初選D2=380mm，則mt = D2/ z2 =380/38=10mm
選取mt=10mm，則D2=380mm，根據mt=km校核mt=10mm選取是否合適，其中km =（0.3～0.4）此處，mt =（0.3～0.4）=（7.2～10.05），滿足校核條件。
3、主、從動錐齒輪齒面寬b
錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。
對于從動錐齒輪齒面寬b應滿足b≤10m，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用：
B=0.155 D2=0.155380=58.9mm為滿足齒輪強度要求在此取64mm
4、中點螺旋角β
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?；↓X錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選β時應考慮它對齒面重合度ε，輪齒強度和軸向力大小的影響，β越大，則ε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，ε在1.5～2.0時效果最好，但β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β值以防止軸向力過大，通常取35°。
5、螺旋方向
主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。
所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。
6、法向壓力角
法向壓力角大一些可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，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，并使齒輪的端面重合度下降。對于弧齒錐齒輪，商用車的α為20°或22°30’。這里取α＝20°。
3.2.4 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算
表3.1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表
項目
計 算 公 式
計 算 結 果
主動齒輪齒數
6
從動齒輪齒數
38
端面模數
10㎜
齒面寬
=64㎜
工作齒高
15㎜
全齒高
=16.66㎜
法向壓力角
=20°
軸交角
=90°
節(jié)圓直徑
=
60㎜
=380㎜
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=8.973°
=81.027°
節(jié)錐距
A==
取A=192.35㎜
周節(jié)
t=3.1416
t=31.416㎜
齒頂高
=12.85㎜；=2.15mm
齒根高
=3.81 ㎜；=14.51mm
徑向間隙
c=1.66㎜
齒根角
=1.135°；=4.314°
面錐角
=13.287°
=82.162°
螺旋角
=35°
續(xù)表3.1 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸計算用表
項目
計 算 公 式
計 算 結 果
根錐角
=
=
=7.838°
=76.713°
齒頂圓直徑
=
=85.385㎜
=380.67㎜
節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離
=187.996㎜
=27.876㎜
理論弧齒厚
=23.17mm
=8.246mm
齒側間隙
B=0.254～0.330
0.3mm
3.2.5 主減速器圓弧錐齒輪的強度計算
在選好主減速器齒輪的主要參數后，應根據所選的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命。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。
1、單位齒長圓周力
在汽車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
P= (3.6)
式中：P—作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩Temax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，在此取60mm.
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330 N·m；
—變速器的傳動比，常取1擋及直接擋傳動比進行計算；
—主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取60mm.
當按1擋傳動比進行計算時有：
當按直接擋傳動比進行計算時有：
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，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50270N；
—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0.487m；
按上式 =1711.3 N／mm
在現代汽車的設計中，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%。
表3.2 許用單位齒長上的圓周力[P] N／mm
參數
汽車類別
輪胎與地面的附著系數
Ⅰ擋
Ⅱ擋
直接擋
轎車
893
536
321
893
0.85
載貨汽車
1429
—
250
1429
0.85
公共汽車
982
—
214
—
0.85
牽引汽車
536
—
250
—
0.65
由上表可知對于按照發(fā)動機計算轉矩計算的[P]為：
1擋：1714.8～1786.25 N／mm
直接擋：300 ～312.5 N／mm
按照最大附著力矩計算的[P]為：1786.25 N／mm，則可知主減速器的單位齒長圓周力滿足要求。
2、齒輪彎曲強度
錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為：
（3.9）
式中 σw—錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa；
Tc—齒輪的計算轉矩，從動齒輪按Tcs，Tce［見式（3.1）、（3.2）］兩者中之較小者和Tcf［見式（3.3）］計算；對于主動齒輪還需轉換到主動齒輪上；
k0—過載系數，一般取1；
ks—尺寸系數，當端面模數≥1.6mm時，ks= ，此處取ks=0.79
km—齒面載荷分配系數，當只有一個齒輪采用騎馬式支承形式時，km =1.10～1.25，此處取km =1.10；
kv—質量系數，取1；
b—所計算的齒輪齒面寬；
J—齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數，通過圖3.6可知對于主動齒輪J=0.165.對于從動齒輪J=0.2252；
當按Tce，Tcs中較小的一個計算時，Tc1 =2163.45Nm, Tc2 =13694.67 Nm, 將各參數代入式（3.8），有：
主動：
從動：
當按Tcf計算時，Tc1 =510.3 Nm, Tc2=3230.2 Nm , 將各參數代入式（3.9），有：
主動：
從動：
當按Tce，Tcs中較小的一個計算時，汽車主減速器齒輪的許用彎曲應力為700MPa;按Tcf計算時，許用彎曲應力為210.9 MPa,輪齒彎曲強度滿足要求。
圖 3.6 齒輪輪齒彎曲系數J
3、輪齒接觸強度
錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為：
σj= （3.10）
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 =60mm
b—主、從動錐齒輪齒面寬較小值；b=64mm
kf—齒面品質系數，取1.0；
cp—綜合彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6N1/2/mm；
k0、ks、km、kv——見式（3.9）下說明；
J—齒面接觸強度的綜合系數，取0.165；
T1c—主動錐齒輪計算轉矩，可按Tce，Tcs［見式（3.2）、（3.3）］兩者中之較小者和Tcf［見式（3.4）］計算；
當按Tce，Tcs［見式（3.2）、（3.3）］兩者中之較小者計算時，Tc1 =2163.45 N·m，將各參數代入式（3.10），有：
σj ==2677.5 MPa
當按Tcf［見式（3.4）］計算時，Tcf =510.3 N·m，將各參數代入式（3.10），有：
σj==1123.5MPa
主、從動齒輪的接觸應力式相同的。當按Tcf計算時，許用接觸應力為1750MPa；當按Tce，Tcs兩者中之較小者計算時，許用接觸應力為2800MPa。輪齒接觸應力滿足要求
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的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩Tce和最大附著轉矩Tcs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。
3.3 主減速器軸承的載荷計算
3.3.1 錐齒輪齒面上的作用力
錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。
為計算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計算轉矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，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常變化中。實踐表明，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Td進行計算。
（3.11）
式中：—發(fā)動機最大轉矩，330N.m
，，…，—變速器Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，…倒檔使用率，按表3.3取，…
，，，….—變速器Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，…，倒檔傳動比，其中=7.285
=4.193，=2.485，=1.563，=1.0，=0.783，=6.777。
，，，…—變速器處于Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，…倒檔時的發(fā)動機轉矩利用率，可按表3.4選取。
表3.3 變速器各擋的相對工作時間或使用率fgi
車型
檔位數
最高檔傳動比
fgi /%
變速器檔位
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
Ⅶ
Ⅷ
載貨汽車
4
1
1
3
21
75
4
<1
1
4
35
60
5
1
1
3
5
16
75
5
<1
1
3
12
64
20
6
1
1
2
4
8
15
70
6
<1
1
2
4
8
70
15
8
<1
0.5
1
3
5.5
10
15
45
20
表3.4 變速器處于各當事的發(fā)動機轉矩利用率
車型
變速器檔位
轎車