JX1021TS3輕型貨車驅動橋設計論文說明書

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1、 本科學生畢業設計 JX1021TS3輕型貨車驅動橋設計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業班級： 學生姓名： 指導教師： 職 稱： 講 師 本科生畢業設計 摘 要 輕型汽車在商用汽車生產中占有很大的比重，而且驅動橋在整車中十分重要。驅動橋作為汽車四大總成

2、之一，它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載貨汽車顯得尤為重要。為滿足目前當前載貨汽車的快速、高效率、高效益需要的同時時，必須要搭配一個高效、可靠的驅動橋。設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋，能大大降低整車生產的總成本的輕型貨車驅動橋具有一定的實際意義。 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、發展過程及其以往形式的優缺點的基礎上，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，差速器采用圓錐行星齒輪差速器，半軸采用全浮式型式，橋殼采用鑄造整體式橋殼。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

3、浮式半軸的設計和橋殼的校核及材料選取等工作。最后運用AUTOCAD完成裝配圖和主要零件圖的繪制。 關鍵詞：輕型貨車；驅動橋；單級主減速器；差速器；半軸；橋殼 51 ABSTRACT Pickup trucks take a large proportion of commercial vehicles production, and the drive axle is one of the most important structure. Drive axle is the one of automobile four important assemblies,

4、Its performance directly influence on the entire automobile, especially for the truck .Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, high efficiency, high benefit today` truck, must exploiting the high driven efficiency single reductio

5、n final drive axle is becoming the trucks’ developing tendency. Design a simple, reliable, low cost of the drive axle, can greatly reduce the total cost of vehicle production, so the title of the fine structure of the design of a pickup vehicle drive axle has a certain practical significance. The c

6、onfiguration of the Driving Axle is introduced in the thesis at first. On the basis of the analysis of the structure and the developing process of Driving Axle, the design adopted the Integral Driving Axle, Single Reduction Gear for Main Decelerator’s deceleration form, Spiral Bevel Gear for Main De

7、celerator’s gear, Full Floating for Axle and Casting Integral Axle Housing for Axle Housing. In the design, we accomplished the design for Double Reduction Gear, tapered Planetary Gear Differential Mechanism, Full Floating Axle, the checking of Axle Housing and the election of the material and so on

8、. Finally complete the final assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components.In this paper, first of all determine the structure of major components and the main design parameters, the analysis of the various parts of the structure of the bridge drive type, the form of the developm

9、ent process and its advantages and disadvantages of the past, determined on the basis of the design program, using the traditional design method of various parts of the drive axle Main reducer, differential, axle, axle housing was designed to calculate and complete the check. Finally complete the fi

10、nal assembly drawing by using AUTOCAD and mapping the main components. Keywords: Pickup truck; Drive axle; Single reduction final drive; Differential; Axle; Drive Axle housing 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 選題的背景目的及意義 1 1.2 國內外驅動橋研究狀況 1 1.3 設計主要內容 3 第2章 驅動橋的

11、總體方案確定 4 2.1驅動橋的種類結構和設計要求 4 2.1.1汽車車橋的種類 4 2.1.2驅動橋的種類 4 2.1.3驅動橋結構組成 4 2.1.4 驅動橋設計要求 5 2.1.5設計車型主要參數 5 2.2主減速器結構方案的確定 6 2.2.1 主減速比的計算 6 2.2.2 主減速器的齒輪類型 7 2.2.3 主減速器的減速形式 8 2.2.4 主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法 9 2.3 差速器結構方案的確定 11 2.4半軸的形式確定 11 2.5 橋殼形式的確定 12 2.6本章小結 13 第3章 主減速器設計 14 3.1概述 14

12、 3.2主減速器齒輪參數的選擇與強度計算 14 3.2.1 主減速器計算載荷的確定 14 3.2.2 主減速器齒輪參數的選擇 15 3.2.3 主減速器齒輪強度計算 18 3.2.4 主減速器軸承計算 24 3.3主減速器齒輪材料及熱處理 30 3.4主減速器的潤滑 31 3.5 本章小結 31 第4章 差速器設計 32 4.1概述 32 4.2對稱式圓錐行星齒輪差速器原理 32 4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 33 4.4對稱圓錐行星錐齒輪差速器的設計 34 4.4.1 差速器齒輪的基本參數選擇 34 4.4.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 36 4.4.

13、3 差速器齒輪的強度計算 37 4.4.4 差速器齒輪的材料 39 4.5 本章小結 39 第5章 半軸及驅動橋橋殼的設計 40 5.1概述 40 5.2半軸的設計與計算 40 5.2.1全浮式半軸的計算載荷的確定 40 5.2.2半軸桿部直徑的初選 42 5.2.3 全浮式半軸強度計算 42 5.2.4 全浮式半軸花鍵強度計算 43 5.2.5 半軸材料與熱處理 44 5.3橋殼的受力分析及強度計算 44 5.3.1橋殼的靜彎曲應力計算 45 5.3.2在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度 46 5.3.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 46 5

14、.3.4汽車緊急制動時的橋殼強度計算 48 5.3.5汽車受最大側向力時橋殼強度計算 48 5.4 本章小結 51 結論 52 參考文獻 53 致謝 54 第1章 緒 論 1.1 選題背景目的及意義 根據中國輕型貨車行業市場深度調研及中期發展預測報告表明：2008年中國輕型貨車行業發展迅速，產品產出持續擴張，國家產業政策鼓勵輕型貨車產業向高技術產品方向發展，國內企業新增投資項目投資逐漸增多。投資者對輕型貨車行業的關注越來越密切，這使得輕型貨車行業的發展研究需求增大。2009-2012年是中國輕型貨車行業發展的關鍵時期，也是我國從“十一五”邁向“十二五”的過渡期

15、，在全球金融危機風暴大環境及國內嚴峻經濟形勢下，一系列新的政策將會陸續出臺，對輕型貨車行業的發展必將產生重大影響；一批國家重大工程項目陸續開工建設，對輕型貨車行業需求市場必將產生極大的拉動作用。 作為汽車關鍵零部件之一的汽車驅動橋也得到相應的發展，各生產廠家在研發和生產過程中基本上形成了專業化、系列化、批量化的局面，汽車驅動橋是汽車的重要總成，承載著汽車車架及承載式車身經懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結構型式和設計參數除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經濟性、平順性、

16、通過性、機動性和操動穩定性等有直接影響。因此，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋，具有一定的實際意義[1]。 1.2 國內外驅動橋研究狀況 1、國內研究現狀 我國驅動橋制造企業的開發模式主要由測繪、引進、自主開發三種組成。主要存在技術含量低，開發模式落后，技術創新力不夠，計算機輔助設計應用少等問題。一些企業技術力量相對要好些的企業，測繪的是從國外引進的原裝橋，并且這些企業一般具有較為完善的開發體系和流程，也具有較完善的試驗手段，但是開發過程屬于對國外的仿制，對其逆向研究后結合自我情況生產。 總之，我國汽車驅動橋的研究設計與世界先進驅動橋設計技術還有一定的差距，我國車橋制造業雖然

17、有一些成果，但都是在引進國外技術、紡制、再加上自己改進的基礎上了取得的。個別比較有實力的企業，雖有自己獨立的研發機構但都處于發展的初期。在科技迅速發展的推動下，高新技術在汽車領域的應用和推廣，各種國外汽車新技術的引進，研究團隊自身研發能力的提高，我國的驅動橋設計和制造會逐漸發展起來，并跟上世界先進的汽車零部件設計制造技術水平。 2、國外研究現狀 國外輕型貨車驅動橋開發技術已經非常的成熟，建立新的驅動橋開發模式成為國內外驅動橋開發團體的新目標。驅動橋設計新方法的應用使得其開發周期縮短，成本降低，可靠性增加。國外的最新開發模式和驅動橋新技術包括： (1)并行工程開發模式 并行工程開發模

18、式是對在一定范圍內的不同功能或相同功能不同性能、不同規格的機械產品進行功能分析的基礎上,劃分并設計出一系列功能模塊,然后通過模塊的選擇和組合構成不同產品的一種設計方法，能夠縮短新產品的設計時間、降低成本、提升質量、提高市場競爭力,以DANA為代表的意大利企業多已采用了該類設計方法, 優點是: 減少設計及工裝制造的投入, 減少了零件種類, 提高規模生產程度, 降低制造費用, 提高市場響應速度等。 (2)模態分析 模態分析是對工程結構進行振動分析研究的最先進的現代方法與手段之一。它可以定義為對結構動態特性的解析分析(有限元分析)和實驗分析(實驗模態分析)，其結構動態特性用模態參數來表征。模

19、態分析技術的特點與優點是在對系統做動力學分析時，用模態坐標代替物理學坐標，從而可大大壓縮系統分析的自由度數目，分析精度較高。驅動橋的振動特性不但直接影響其本身的強度，而且對整車的舒適性和平順性有著至關重要的影響。因此，對驅動橋進行模態分析，掌握和改善其振動特性，是設計中的重要方面。 (3)驅動橋殼的有限元分析方法 有限元法不需要對所分析的結構進行嚴格的簡化，既可以考慮各種計算要求和條件，也可以計算各種工況，而且計算精度高。有限元法將具有無限個自由度的連續體離散為有限個自由度的單元集合體，使問題簡化為適合于數值解法的問題。只要確定了單元的力學特性，就可以按照結構分析的方法求解，使分析過程大

20、為簡化，配以計算機就可以解決許多解析法無法解決的復雜工程問題。目前，有限元法己經成為求解數學、物理、力學以及工程問題的一種有效的數值方法，也為驅動橋殼設計提供了強有力的工具。 (4)高性能制動器技術 在發達國家驅動橋產品中, 已出現了自循環冷卻功能的濕式制動器橋、帶散熱風送的盤式制動器橋、適于ABS的蹄、鼓式和盤式制動器橋、帶自動補償間隙的盤式制動器等配置高性能制動器橋, 同時制動器的布置位置也出現了從橋臂處分別向橋包總成和輪邊端部轉移的趨勢。前種處理方式易于散熱, 后種處理方式為了降低成本, 甚至有廠商把制動器的殼體與橋殼鑄為一體, 既易于散熱，又利于降低材料成本, 但這對鑄造技術、

21、鑄造精度和加工精度都提出了極高的要求。 (5)電子智能控制技術進入驅動橋產品 電子智能控制技術已經在汽車業得到了快速發展，如，現代汽車上使用的ABS(制動防抱死控制)、ASR（驅動力控制系統）等系統。 1.3 設計主要內容 1、驅動橋結構形式及布置方案的確定。 2、驅動橋零部件尺寸參數確定及校核： （1）完成主減速器的基本參數選擇與設計計算； （2）完成差速器的設計與計算； （3）完成半軸的設計與計算； （4）完成驅動橋橋殼的受力分析及強度計算。 3、完成驅動橋驅動橋裝配圖和主要部分零件。 第2章 驅動橋的總體方案確定 2.1 驅動橋的種類、結構、設計要求及

22、主要參數 2.1.1 汽車車橋的種類 汽車的驅動橋與從動橋統稱為車橋，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式結構，與獨立懸架配用。在絕大多數的載貨汽車和少數轎車上，采用的是整體式非斷開式。斷開式驅動橋兩側車輪可獨立相對于車廂上下擺動。 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

23、前橋為轉向橋，而后橋或中后兩橋為驅動橋[2]。 2.1.2 驅動橋的種類 驅動橋位于傳動系末端，其基本功用首先是增扭、降速，改變轉矩的傳遞方向，即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，并合理的分配給左、右驅動車輪，其次，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩。 驅動橋分為斷開式和非斷開式兩種。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，其橋殼是一根支撐在左右驅動車輪上的剛性空心梁，主減速器、差速器和半軸等所有的傳動件都裝在其中；當驅動車輪采用獨

24、立懸掛時，則配以斷開式驅動橋。 2.1.3 驅動橋結構組成 在多數汽車中，驅動橋包括主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸）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 2.1.4 驅動橋設計要求 1、選擇適當的主減速比，以保證汽車在給

25、定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。 2、外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。 3、齒輪及其他傳動件工作平穩，噪聲小。 4、在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。 5、具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和 力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 6、與懸架導向機構運動協調。 7、結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。 2.1.5設計車型主要參數 設計車型主要參數表2.1參考數據 表2.1參考數據 序號 項 目 數

26、 據 單 位 1 車身長度 5185 mm 2 車身寬度 1720 mm 3 車身高度 1710 mm 4 車 重 1720 kg 5 軸 距 3025 mm 6 前輪距 1435 mm 7 后輪距 1440 mm 8 輪胎規格 215/75 R15 — 9 排 量 2.0 L 10 最大功率/轉速 68/4000 kw/ rpm 11 最大轉矩/轉速 200/2000 N.m/ rpm 12 最高車速 120 km/h 13 離地間隙 220 mm 2

27、.2 主減速器結構方案的確定 2.2.1主減速比的計算 主減速比io對主減速器的結構形式、輪廓尺寸、質量大小影響很大。當變速器處于最高檔位時io對汽車的動力性和燃料經濟性都有直接影響。的選擇應在汽車總體設計時和傳動系統的總傳動比一起由整車動力計算來確定。可利用在不同的下的功率平衡圖來計算對汽車動力性的影響。通過優化設計，對發動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇io值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。 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，在給定發動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的io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[3]： =

28、0.377 （2.1）式中：——車輪的滾動半徑，=0.332m ——變速器最高檔傳動比0.8 ——最大功率轉速4000 r/min ——最大車速120km/h 對于與其他汽車來說，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： =（0.377~0.472） （2.2） 經計算初步確定= 6.17 按上式求得的io應與同類汽車的主減速比相比較，并考慮到主、從動主減速齒輪可能的齒數對io予以校正并最后確定。

29、2.2.2主減速器的齒輪類型 按齒輪副結構型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。 在發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。 在現代貨車車驅動橋中，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2.1（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

30、且工作平穩，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2.1（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。 (b) 雙曲面齒輪 (a) 螺旋錐齒輪 圖2.1 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

31、的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩性。 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。 螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續平穩地轉向另一端。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捏合，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。本次設計采用螺旋錐齒輪。 2.2.3主

32、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。 　　　　　 　 （a） 單級主減速器 　 　　 （b） 雙級主減速器 圖2.2主減速器 如圖2.2（a）所示，單級減速驅動車橋是驅動橋中結構最簡單的一種，制造工藝較簡單，成本較低，是驅動

33、橋的基本型，在貨車上占有重要地位。目前貨車發動機向低速大扭矩發展的趨勢使得驅動橋的傳動比向小速比發展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發展，許多貨車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，產品不必像過去一樣，采用復雜的結構提高其的通過性；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，可靠性增加。 如圖2.2（b）所示，與單級主減速器相比，由于雙級主減速器由兩級齒輪減速組成，使其結構復雜、質量加大；主減速器的齒輪及軸承數量的增多和材料消耗及加工的工時增加，制造成本也顯著增加，只有在主減速比io較大（7.6

34、既定的主減速比和離地間隙等要求是才采用。通常僅用在裝在質量10t以上的重型汽車上。 本次設計貨車主減速比io=6.17，所以采用單級主減速器。 2.2.4主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法 1、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2.3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

35、速器中。 圖2.3 錐齒輪懸臂式支承 （2）騎馬式 騎馬式支承結構如圖2.4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2.4 主動錐齒輪騎馬式支承 采用騎馬式（跨置式）支承結構時，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，而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。跟據實際情況，所設計的為輕型貨車所

36、以采用懸臂式支撐。 當主動錐齒輪安裝在圓錐滾子軸承上時，為了減小懸臂長度增加支撐間距離，應使兩軸承的小端朝內相向，大端朝外，這樣也便于結構的布置、軸承預緊度的調整及軸承的潤滑。 2、主減速器從動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇 從動錐齒輪只有跨置式一種支撐形式如圖2.5所示，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，從動齒輪節圓直徑較大時采用螺栓和差速器殼固定在一起[4]。 圖2

37、.5 從動齒輪支撐形式 本次設計主動錐齒輪采用懸臂式支撐（圓錐滾子軸承），從動錐齒輪采用騎馬式支撐（圓錐滾子軸承）。 2.3 差速器結構方案的確定 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。另外，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

38、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，以滿足該型汽車在給定的使用條

39、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、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[5]。 本次設計選用：普通錐齒輪式差速器，因為它結構簡單，工作平穩可靠，適用

40、于本次設計的汽車驅動橋。 2.4 半軸形式的確定 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。其結構型式與驅動橋的結構型式密切相關，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。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。如圖2.5所示，根據半軸外端支撐形式分為半浮式，3/4浮式，全浮式。 半浮式半軸以其靠近外端的軸頸直接支撐在置于橋殼外端內孔中的軸承上，而端部則以具有圓錐面的軸頸及

41、鍵與輪轂相固定。具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優點。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浮式半軸的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支撐著輪轂，而半軸則以其端部與輪轂想固定，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，所以未得到推廣。 全浮式半軸的外端和以兩個軸承支撐于橋殼的半軸套管上的輪轂相聯接，由于其工作可靠，廣泛應用于輕型及以上的各類汽車上。 根據相關車型及設計要求，本設計采用全浮半軸。 2.5 橋殼形式的確定 橋殼的結構型式大致分為可分式，組合式整體式三種。 1、可分式橋殼

42、 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、調整及維修都很不方便，橋殼的強度和剛度也比較低。過去這種所謂兩段可分式橋殼見于輕型汽車，由于上述缺點現已很少采用。 2、組合式 組合式橋殼又稱為支架式橋殼，對加工精度要求較高，剛度較差，通常用于微型汽車、轎車、輕型以下載貨汽車。 3、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

43、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，調整好以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、保養等都十分方便。 整體式橋殼按其制造工藝的不同又可分為鑄造整體式、鋼板沖壓焊接式和鋼管擴張成形式三種。 鋼板沖壓焊接整體式橋殼是由鋼板沖壓焊接成的橋殼主體、兩端再焊上帶凸緣的半軸套管及鋼板彈簧座組成。其制造工藝簡單、材料利用率高、廢品率低生產率高極、及制造成本低等優點外，還有足夠的強度和剛度，特別是其質量小，但是比有些鑄造橋殼可靠，由于鋼板沖壓焊接整體式橋殼有一系

44、列優點，近年來不但應用于轎車，輕型貨車、中型載貨車上得到了廣泛的應用。本次設計驅動橋殼就選用鋼板沖壓焊接式整體橋殼。 2.6 本章小結 本章首先確定了主減速比，用以確定其它參數。對主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類型、主減速器的減速形式、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，從而確定逐步給出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。基本確定了驅動橋四個組成部分主減速器、差速器、半軸、橋殼的結構。 第3章 主減速器設計 3.1概述 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒

45、數多的錐齒輪。對發動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。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、操縱省力。 3.2主減速器齒輪參數的選擇與強度計算 3.2.1主減速器齒輪計算載荷的確定 1、按發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 /n （3.1） 式中： EMBED Equ!tion.3 ——發動機最大轉矩200； —

46、—由發動機到所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比 ==6.17×5.83=35.9711 變速器傳動比=5.83； ——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。 =200 35.9711 1 0.9/1=6474.798Error! Reference source not found. 2、按驅動輪在良好路面上打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （3.2） 式中： ——汽車滿載時驅動橋

47、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腷增大量，可初取： =×9.8=1700×9.8=16660N； ——輪胎對地面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，取=0.85； 對于越野汽車，取=1.0； ——車輪滾動半徑，0.332m； ——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傳動比，分別取0.96和1。 ==4897.35 通常是將發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。 由式（

48、3.1），式（3.2）求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續轉矩，不能用它作為疲勞損壞依據。汽車的類型很多，行駛工況又非常復雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用車和越野車在高負荷低車速條件下工作，對于公路車輛來說，使用條件較非公路用車穩定，其正常持續轉矩是根據所謂平均牽引力的值來確定的，即主減速器的平均計算轉矩。 3、按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 = （3.3） 式中：——汽車滿載總重N, =2495×9.8=24451N； ——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

49、車通常取0.015～0.020,初取 =0.015； ——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，初取=0.05； ——汽車性能系數 （3.4） 當 =23.84>16時，取=0。 ===549.64Error! Reference source not found. 3.2.2 主減速器齒輪參數的選擇 1、 主、從動齒數的選擇 選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：為了磨合均勻，，之間應避免有公約數；為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于

50、40；為了嚙合平穩，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6；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。對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。 主減速器的傳動比為6.17，初定主動齒輪齒數z1=7，從動齒輪齒數z2=40。 2、從動錐齒輪節圓直徑及端面模數的選擇 根據從動錐齒輪的計算轉矩（見式3.1和式3.2并取兩式計算結果中較小的一個作為計算依據，按經驗公式選出： （3.5） 式中：——直徑系數，取=13～16； ——計算轉矩，，取，較小的。取=4897.35 Error! Re

51、ference source not found. 計算得，=220.77～271.71mm，初取=240mm。 選定后，可按式算出從動齒輪大端模數，并用下式校核 （3.6） 式中：——模數系數，取=0.3~0.4； ——計算轉矩，，取。 ==5.09~6.79 由GB/T12368-1990，取=6mm，滿足校核。 所以有：=42mm =240mm。 3、螺旋錐齒輪齒面寬的選擇 通常推薦圓錐齒輪從動齒輪的齒寬F為其節錐距的0.3倍。對于汽車工業，主減速器螺旋錐

52、齒輪面寬度推薦采用： F=0.155=37.2mm，可初取F=40mm。 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適，在此取=44。 4、螺旋錐齒輪螺旋方向 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。 5、 旋角的選擇 螺旋角是在節錐表面的展開圖上定

53、義的，齒面寬中點處為該齒輪的名義螺旋角。螺旋角應足夠大以使1.25。因越大傳動就越干穩，噪聲就越低。在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用35°。 6、法向壓力角a的選擇 壓力角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，并使齒輪的端面重疊系數下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，載貨汽車可選用20°壓力角[6]。 7、主從動錐齒輪幾何計算 計算結果如表3.1主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表。 表3.1 主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表 序號 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果

54、1 主動齒輪齒數 7 2 從動齒輪齒數 40 3 模數 6 4 齒面寬 =44mm =40mm 5 工作齒高 9.36mm 6 全齒高 Error! Reference source not found.=10.398mm 7 法向壓力角 =20° 8 軸交角 EMBED Aquation.3 =90° 9 節圓直徑 = 42mm =240mm 10 節錐角 arctan =90°- =14.125° =75.874° 11 節錐距 A== A=121.827mm 12 周節

55、 t=3.1416 t=18.8496mm 13 齒頂高 =7.74mm =1.62mm 14 齒根高 = =2.658mm =8.778mm 15 徑向間隙 c= c=1.399mm 16 齒根角 =1.249° =4.121° 17 面錐角 ； =14.047° =80.322° 18 根錐角 = = =8.677° =77.952° 19 外圓直徑 = =57.248mm =240.559mm 20 節錐頂點止齒輪外緣距離 =118.67mm =19.40mm 21 理論弧齒厚

56、 =17.09mm =4.90mm 22 齒側間隙 B=0.178~0.228 0.2mm 23 螺旋角 =35° 3.2.3螺旋錐齒輪的強度計算 1、損壞形式及壽命 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。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 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。折斷多數從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。

57、 ①疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷循環次數的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。 ②過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。 為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎

58、曲強度，并選擇適當的模數、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。 ①點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區產生很大的表面接觸應力，常常在節點附近，特別在小齒輪節圓以下的齒根區域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載

59、荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當加大齒面寬也是一種辦法。 ②齒面剝落：發生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使滲碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。 （3）齒面膠合 在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破

60、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象和擦傷現象稱為膠合。它多出現在齒頂附近，在與節錐齒線的垂直方向產生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現象的方法是改善潤滑條件等。 （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象。規定范圍內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。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規定里程更換規定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。 汽

61、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，其循環次數均以超過材料的耐久疲勞次數。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9N／mm.表3.2給出了汽車驅動橋齒輪的許用應力數值。 表3.2汽車驅動橋齒輪的許用應力 ( N／mm) 計算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應力 主減速器齒輪的許用接觸應力 差速器齒輪的許用彎曲應力 ，中的較小者 700 2800 980 210.9 1750 210.9

62、 實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續載荷（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和最大附著轉矩并不是使用中的持續載荷，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[7]。 2、主減速器螺旋錐齒輪的強度計算 （1）單位齒長上的圓周力 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 （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，按發動機最大轉矩和

63、最大附著力矩兩種載荷工況進行計算。 按發動機最大轉矩計算時： （3.8） 式中：——發動機輸出的最大轉矩，在此取200； ——變速器的傳動比； ——主動齒輪節圓直徑，在此取42mm.； 按上式計算一檔時： N／mm 按最大附著力矩計算時： （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16660N； ——輪胎與地面的附著系數，在此取0.85； ——輪胎

64、的滾動半徑，在此取0.332m； 按上式=979.469 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%。經驗算以上兩數據都在許用范圍內，校核成功。 （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 （3.10） 式中：——齒輪計算轉矩，對從動齒輪，取，較小的者即=4897.35Error! Reference source not found.和=549.64Error! Reference sou

65、rce not found.來計算；對主動齒輪應分別除以傳動效率和傳動比得=892.86Error! Reference source not found.，=100.195Error! Reference source not found.； ——超載系數，1.0； ——尺寸系數==0.6970； ——載荷分配系數取=1； ——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節及徑向跳動精度高時，取1； J——計算彎曲應力用的綜合系數，見圖3.1，=0.238，=0.178。 相嚙合齒輪的齒數 求 綜 合 系 數 J 的

66、 齒 輪 齒 數 圖3.1 彎曲計算用綜合系數J 按計算： 主動錐齒輪彎曲應力<700 N／mm 從動錐齒輪彎曲應力<700 N／mm 按計算：主動錐齒輪彎曲應力<210.9 N／mm 從動錐齒輪彎曲應力<210.9N／mm 綜上所述由表3.2，計算的齒輪滿足彎曲強度的要求。 （3）輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應力（N／mm）為： （3.11） 式中：——主動齒輪計算轉矩分別為=892.86，=100.195； ——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6； ——主動齒輪節圓直徑，42mm； ，，同3.10； ——尺寸系數，=1； ——表面質量系數，對于制造精確的齒輪可取1； F——齒面寬，取齒輪副中較小值即從動齒輪齒寬40mm； J—— 計算應力的綜合系數，J =0.13，見圖3.2所示。 小齒輪齒數 接觸強度計算用J 大齒輪齒數 圖3.2 接觸強度計算綜合系數J 按計算，<2800