1、摘 要本次畢業設計的題目是ca1091貨車驅動橋設計。驅動橋是汽車傳動系統的重要組成部件,其位于傳動系的末端，其功用是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩，將其傳給驅動輪并使其具有差速功能. 所以中型專用汽車驅動橋設計有著實際的意義。在本次設計中，根據當今驅動橋的發展情況確定了驅動橋各部件的設計方案。本次設計的車型為解放ca1091汽車主減速器的形式采用單級主減速器；而差速器則采用目前被廣泛應用的對稱式錐齒輪差速器；其半軸為全浮式支撐。在本次設計中完成了對主減速器、差速器、半軸、橋殼及軸承的設計計算及校核。并通過以上計算滿足了驅動橋的各項功能。此外本設計還應用了較為先進的設計手段，如用matlab進

2、行計算編程和用caxa軟件繪圖。本設計保持了驅動橋有足夠的強度、剛度和足夠的使用壽命，以及足夠的其他性能。并且在本次設計中力求做到零件通用化和標準化。關鍵詞：驅動橋、主減速器、差速器、半軸、橋殼abstractthe graduation project is the subject of a medium goods vehicle driver in the design of the bridge. bridge drive vehicle drive system is an important component parts, its function is increasing d

3、rive shaft or transmission came from the torque, and its transmission to a driving wheel differential function. so medium-sized private car driver has a practical bridge design significance. in the design of the bridge under the current drive the development of the driver identified the components o

4、f the bridge design. according to the design of this model for the medium-sized cars, so the main reducer in the form of a two-stage main reducer, and the current differential is being widely used symmetric bevel gear differential; its axle for the whole floating - support. in the completion of the

5、design of the main reducer, differential and axle, bearings and the bridge shell calculation and design verification. through the above calculation and the drive to meet the various functions of the bridge. in addition the design of a more advanced design tools, such as matlab calculated using caxa

6、software programming and graphics.this design has maintained a drive axle have sufficient strength, stiffness and sufficient life, and enough other properties. and in this design-to-common and standardized components.key words：drive bridge, the main reducer, differential and axle, shell bridge目 錄第一章

7、 緒 論11.1 驅動橋簡介11.2 驅動橋設計的基本要求1第二章 驅動橋主減速器設計32.1主減速器簡介32.2主減速器形式的選擇32.3主減速器錐齒輪的選擇42.4主減速器齒輪的支承52.5主減速器軸承的預緊62.6錐齒輪嚙合的調整62.7 潤 滑72.8 雙曲面錐齒輪的設計72.8.1主減速比的確定72.8.2主減速器齒輪計算載荷的確定82.8.3主減速器齒輪基本參數的選擇92.9主減速齒輪的材料及熱處理20第三章 驅動橋差速器設計223.1差速器簡介223.2差速器結構形式的選擇223.3差速器齒輪的基本參數選擇243.4差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度校核26第四章車輪傳動裝置的設計2

8、94.1車輪傳動裝置的功用294.2半軸支承型式294.3全浮式半軸計算載荷的確定294.4半軸的強度計算294.5全浮式半軸桿部直徑的初選304.6半軸的結構設計及材料與熱處理30第五章 驅動橋殼設計315.1驅動橋殼的功用和設計要求315.2驅動橋殼結構方案分析31結論32參考文獻33致謝34附 錄135第一章 緒 論1.1 驅動橋簡介驅動橋是汽車傳動系的重要組成部分，它位于傳動系的末端，一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和橋殼等組成。其功用是：將萬向傳動裝置傳來的發動機轉矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現降低轉速、增大轉矩；通過主減速器圓錐齒輪副改變轉矩的傳遞方向；通過差

9、速器實現兩側車輪差速的作用，保證內、外車輪以不同的轉速轉向；承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅動橋分斷開式和非斷開式兩類。斷開式驅動橋-為了提高汽車行駛平順性和通過性，有些轎車和越野車全部或部分驅動輪采用獨立懸架，即將兩側的驅動輪分別用彈性懸架與車架相聯系，兩輪可彼此獨立地相對于車架上下跳動，于此相應，主減速殼固定在車架上。驅動橋殼應制成分段并通過鉸鏈連接，這種驅動橋稱為斷開式驅動橋。非斷開式驅動橋-整個驅動橋通過彈性懸架與車架連接，由于半軸套管與主減速器殼是剛性連成一體的，因而兩側的半軸和驅動輪不可能在橫向平面內做相對運動。故稱這種驅動橋為

10、非斷開式驅動橋，亦稱為整體式驅動橋。本次設計為中型貨車驅動橋設計。由于非斷開式驅動橋與斷開式驅動橋相比，其結構簡單、成本低、工作可靠，維修和調整方面也很簡單，驅動車輪又采用非獨立式懸架，所以本次設計采用非斷開式驅動橋。1.2 驅動橋設計的基本要求驅動橋設計的是否合理直接關系到汽車使用性能的好壞。因此，設計驅動橋時應當滿足如下基本要求：1） 選擇適當的主減速比，以保證汽車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，具有較高的傳動效率。5） 保證足夠的強度和剛度條件下，盡可能降低

11、質量，尤其是簧下質量，以減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的行駛平順性。6） 結構應盡量簡單，維護方便機件工藝性好制造容易。 第二章 驅動橋主減速器設計2.1主減速器簡介主減速器的功用是將傳動軸輸入的轉矩增大并相應降低轉速，以及當發動機縱置時具有改變轉矩旋轉方向的作用。主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。主減速器一般根據所采用的齒輪型式、主動和從動齒輪的裝置方法以及減速型式的不同而互異。2.2主減速器形式的選擇為了滿足不同的使用要求，主減速器的形式也不同。按參加減速傳動的齒輪副數目可分為單級主減速器和雙級主減速器。單級主減速器多采用一對弧齒錐齒輪或雙曲面齒輪傳動

12、，廣泛應用于主傳動比7的汽車上。乘用車、質量較小的商用車都采用單級主減速器，它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、制造成本低等優點；雙級主減速器是由兩級齒輪減速組成的主減速器，第一級是錐齒輪、第二級是圓柱齒輪傳動，與單級主減速器相比，保證有足夠的離地間隙同時可得較大的傳動比，一般為712。 圖2-1 主減速器齒輪的支撐形式2.3主減速器錐齒輪的選擇如圖2-1所示，為雙曲面齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線相互垂直但不相交。主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一定距離，這個距離稱為偏移距。由于的存在，使主動齒輪螺旋角大于從動齒輪的螺旋角。根據嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比/=/式中的、

13、分別為主、從動齒輪的圓周力；、分別為主、從動齒輪的螺旋角。（螺旋角是指在錐齒輪節錐表面展開圖上的齒線任意一點的切線與該點和節錐頂點連線之間的夾角）。 圖2.2 主減速器齒輪傳動形式雙曲面齒輪的傳動比為=/=/（為雙曲面齒輪傳動比；、分別為主、從動輪平均分度圓半徑；、為主從動齒輪圓周力）。螺旋齒輪的傳動比= / ，令=/,則=。由于大于，所以系數大于1，一般為1.251.50。這說明：1）當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪有更大的傳動比。2）當傳動比一定時，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的齒輪強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度。 3）當傳動比一

14、定時，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪較小，因而有較大的離地間隙4）在工作工程中，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動。縱向滑動可以改變論齒的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩性。5）由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的螺旋角大于從動齒輪的螺旋角，這樣同時嚙合的齒數多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30%。6）雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑和螺旋角都很大，所以相嚙合齒輪的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪大，其結果使齒面的接觸強度提高。7）雙曲面齒輪主動齒輪的螺旋角變大，則不產生根切的最小齒數可減少，所以

15、選用較少的齒數，有利于增加傳動比。8）雙曲面齒輪的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大。因而切削刃壽命較長。9）雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪的中心上方，便于多軸驅動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。但是，雙曲面齒輪也存在以下的缺點；1）沿齒長方向縱向滑動也會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為96%，螺旋錐齒輪的傳動效率約為99%。2）齒面間的壓力和摩擦功可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死，即抗膠合能力降低。3）雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承的負荷較大。4）雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑油即可。雙曲面齒輪有一系

16、列的優點，所以本次設計采用雙曲面齒輪傳動。2.4主減速器齒輪的支承現代汽車中主減速器主動錐齒輪支承有兩種形式：懸臂式和跨置式支承。如圖2-3所示。跨置式支撐的結構特點是在錐齒輪兩端的軸上均有軸承，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。因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側軸頸上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可以減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式的支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜。跨置式支撐拆裝困難，導向軸承是個易損壞的一個軸承。懸臂式支承的結構特點

17、是在錐齒輪大端一側有較長的軸，并在其上安裝一對圓錐滾子軸承。兩軸承的圓錐滾子的大端應朝外，這樣可以減小懸臂長度和增加兩支承間的距離，以改善支撐剛度。為了盡可能的地增加支承剛度，支承距離應大于2.5倍的懸臂長度。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。懸臂式支承結構簡單，支承剛度差，用于傳動轉矩較小的減速器上。本次設計采用的是跨置式。從動錐齒輪的支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及載荷在軸承之間的分布比例有關。從動錐齒輪多采用圓錐滾子軸承，為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子軸承大端應向內，以減小尺寸+；且距離+應不小于從動齒輪大端分度圓直徑的65%。為了使載荷均勻分配在兩軸

18、承上，應盡量使尺寸。 （1） （2）圖2-3 主減速器錐齒輪的支承形式 （1）懸臂式 （2）跨置式2.5主減速器軸承的預緊為了減小在錐齒輪傳動過程中產生的軸向力所引的齒輪軸的軸向位移，以提高軸的支承剛度，保證錐齒輪的正常嚙合，裝配主減速器時，圓錐滾子軸承應有一定的裝配預緊度。但是過緊，則傳動效率低，且加速磨損。工程上用預緊力矩表示預緊度的大小。預緊力矩的合理值應該依據試驗確定。對于主動錐齒輪軸承的預緊力矩一般為13nm。主動錐齒輪圓錐滾子軸承的預緊度的調整，可利用調整墊片厚度的方法，調整時轉動叉形凸緣，如發現預緊度過緊則增加墊片的總厚度；反之減小墊片的總厚度。支承差速器殼的圓錐滾子軸承的預緊度

19、的調整，可利用軸承外側的調整螺母或主減速器殼與軸承蓋之間的調整墊片來調整。2.6錐齒輪嚙合的調整錐齒輪嚙合的調整是在圓錐滾子軸承預緊度調整之后進行的。它包括齒面嚙合印跡和齒側間隙的調整。（1）齒面嚙合印跡的調整，首先在主動錐齒輪輪齒上涂以紅色顏料，然后用手使主動齒輪往復轉動，于是從動錐齒輪輪齒的兩工作面上便出現紅色印跡。若從動錐齒輪輪齒正轉和逆轉工作面上的印跡位于齒高的中間偏于小端，并占齒面寬度并占齒面寬度的60%以上，則為正確嚙合。正確嚙合的印跡位置可通過主減速殼與主動錐齒輪軸承座之間的調整墊片的總厚度而獲得。（2）嚙合間隙的調整方法是擰動支承差速器殼的圓錐滾子軸承外側的調整螺母，以改變從動

20、錐齒輪的位置。輪齒嚙合間隙應在0.150.40mm范圍內。為保持已調好的差速器圓錐滾子軸承預緊度不變，一端調整螺母擰入的圈數應等于另一端調整螺母擰出的圈數。若間隙大于規定值，應使從動錐齒輪靠近主動錐齒輪，反之離開。2.7 潤 滑雙曲面齒輪工作時，齒面間有較大的相對滑動；且齒面間壓力很大，齒面油膜易被破壞，為減少摩擦，提高效率，必須使用含防刮傷添加劑的雙曲面齒輪油。主減速器殼中所儲齒輪油，靠從動錐齒輪轉動時甩濺到各齒輪、軸和軸承上進行潤滑。為保證主動齒輪軸前端的兩個圓準滾子軸承得到可靠潤滑，需在主減速器殼體中鑄出進油道和回油道。當齒輪轉動時，飛濺起的潤滑油從進油道通過軸承座的孔進入兩圓錐滾子軸承

21、大端的潤滑油經回油道流回主減速器內。加油孔應設在加油方便之處，放油孔應設在橋殼最低處。 差速器殼應開孔使潤滑油進入，保證差速器齒輪和滑動表面的潤滑。在主減速殼體上必須裝有通氣塞，以防止殼體內溫度過高使氣壓過大導致潤滑油滲漏。2.8 雙曲面錐齒輪的設計 2.8.1主減速比的確定 =0.377=6.28 式中車輪的滾動半徑，r=0.472m；變速器最高擋傳動比，igh=1；再把對應的np=3000r/n , =85km/h , ,代入（3-1）計算出 i=6.28根據計算結果和與參考現有同類車型，并考慮將確定的主、從動主減速器齒輪齒數，確定=6.2。故本設計采用單級主減速器。2.8.2主減速器齒輪

22、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ce （2-1）式中 由于猛接合離合器而產生的動載荷系數，=1；發動機的輸出的最大轉矩，此數據參考ca1091車型在此取430；k為液力變矩器變矩系數，k=1；是變速器最低檔傳動比，=7.64；分動器傳動比，在此取1；主減速器傳動比，此前已算出=6.2；變速器傳動效率，在此取0.9；該汽車的驅動橋數目在此取1；代入以上各參數可求=16106.62).按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 （2-2）式中 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大靜載荷，= （n）;為汽車最大加速時的后軸轉移負荷系數，商用車=1.1-1.2，

23、在此取=1.1；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，此處=0.85； 車輪的滾動半徑，在此選用輪胎型號為8.25-20，滾動半徑為 0.472m； ，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，取0.9，由于沒有輪邊減速器取1.0； 代入數據算得561541.10.850.472/(10.9)=27535.4。3).主動錐齒輪的計算轉矩=2849.7 式中，為主動齒輪的前面從動齒輪計算轉矩中的較小值，=16106.6；為主、從動錐齒輪間的傳動效率，對于雙曲面錐齒輪主

24、減速器傳動比7時，=0.9；主減速器傳動比，此前已算出=6.2；代入數據計算得到=2849.7。2.8.3主減速器齒輪基本參數的選擇主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數和，從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。（1）齒數的選擇1）為了磨合均勻，、之間應避免有公約數。2）為了得到理想的齒面重合度和高的齒輪彎曲強度，主、從齒輪齒數和不應少于40。3）為了嚙合平穩、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于乘用車，一般不少于9；對于商用車，一般不少于6。4）當主傳動比較大時，盡量使取得少些，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。根

25、據上述原則選取=7，=44，則=6.2符合要求。（2）節圓直徑的選擇可根據從動錐齒輪的計算轉矩（式3-2、式3-3中較小的一個為計算依據）按經驗計算公式選出： （2-3）=14.7=371.2 取式中從動錐齒輪的節圓直徑；直徑系數，一般為=1316，取=14.7；計算轉矩，；已由（3-2）、式（3-3）求得，并取其中較小者=min, =16106.6。（3）齒輪端面模數的選擇選定后，按式=/=375/44=9.3 參考機械設計手冊3表23.4-3中選取標準值10校核式為： =/ =10/=0.396 式中計算轉矩，見式（3-5）下的說明；模數系數，=0.30.4。=10滿足模數系數 =0.30

26、.4故符合要求。（4）齒面寬的選擇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。汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒面寬（）推薦為：=0.155=0.155375=58.125 取59 （2-4）式中 從動齒輪節圓直徑。一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其

27、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=62（5）雙曲面齒輪的偏移距 ee值過大將使齒面縱向滑動過大，從而引起齒面早期磨損和擦傷；e值過小，則不能發揮雙曲面齒輪的特點。一般對于乘用車，e0.1=0.1375=37.5。根據這一原則取e=37。（6）中點螺旋角 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，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，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.52.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。汽車主減速

28、器弧齒錐齒輪的螺旋角或雙曲面齒輪的平均螺旋角為4045，而商用車選用較大的值以使運轉平穩噪聲低，故取為45。（7）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。（8）法向壓力角法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發生根切的最少齒數，也可以使齒輪運轉平穩，噪音低。對于乘用車雙曲面齒輪，由于其從動齒輪輪齒兩側的法向壓力角相等，而主

29、動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不相等，故平均壓力角一般選用20。（9）銑刀盤名義半徑的選擇刀盤的名義半徑是指通過被切齒輪齒間中點的假象同心圓的直徑，為了減少刀盤規格，刀盤名義半徑已標準化，并規定每一種名義半徑的刀盤可加工一定尺寸范圍的雙曲面齒輪。按從動齒輪節圓直徑在汽車車橋設計的表3-14中選取刀盤名義半徑=144。主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數和，從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。2.8.4有關雙曲面錐齒輪設計計算方法及公式主減速器的雙曲面齒輪的幾何尺寸計算步驟按表2-1來計算。表2-1雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表 單位序號計 算

30、公 式注釋（1）小齒輪齒數（2）大齒輪齒數（3）（4）=59大齒輪齒面寬（5）e=37偏心距（6）大齒輪分度圓直徑（7）144刀盤名義半徑（8）小齒輪螺旋角的預選值（9）1.1918（10） 0.2332（11）0.9746（12）158.7493大齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑（13）0.2271（14）0.9732（15）1.2438（16）25.2411（17）31.3948小齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑（18）1.2齒輪收縮系數（19）715.659（20）0.0517（21）1.0046（22）0.0515（23）2.9889（24）0.2228（25）0.2285（26）0.22

31、49（27）0.9756（28）0.2284（29）0.9735（30）1.1834（31）0.0019（32）0.000302（33）0.2227（34）0.2285（35）0.2253（36）小齒輪節錐角（37）0.9755（38）0.2283（39）12.85（40）0.9749（41）1.1865（42）49.87小齒輪中點螺旋角（43）0.6446（44）37.02大齒輪中點螺旋角（45） =0.7984（46）0.7541（47）0.2313（48）76.63大齒輪節錐角（49）0.9728（50）0.2312（51）32.2324（52）686.6319（53）718.8643（

32、54）130.2893（55）92.2192（56）0.0155（57）0.89（58）0.9998（59）0.0006（60）0.0000171（61）12015（62）0.0031（63）0.0037（64）116.8648（65）116.8881（66）1.231（67）左0.0367；右0.841（68）左154.8523；右0.2197（69）1.0112（70）31.3556（71）-5.3531大齒輪節錐頂點到小齒輪軸線的距離。正號（+）表示該節錐頂點超過了小齒輪軸線，負號（-）表示該節錐頂點在小齒輪軸線與大齒輪輪體之間。（72）163.188在節平面內大齒輪齒面寬中點錐距（73

33、）192.7425大齒輪節錐距（74）29.5545（75）11.5223大齒輪在齒面寬中點處的齒工作高。齒深系數，k=4.0（76）（12）*（46）/（7）=0.8313（77）（49）/（45）-（76）=0.3871（78）45*pi/180 =0.785 輪齒兩側壓力角總和（79）sin(78)=0.6157（80）（78）/2.0=0.3925（81）0.9455（82）0.3443（83）1.21243（84）269.8344雙重收縮齒齒根角的總和（85）0.1700大齒輪齒頂高系數（86）0.9800（87）1.9587大齒輪在齒面寬中點處齒頂高（88）5.6709大齒輪在齒面

34、寬中點處齒根高（89）0.0171大齒輪齒頂角（90）0.0171（91）0.1007大齒輪齒根角（92）（93）2.4640大齒輪的齒頂高（94）8.6411大齒輪的齒根高（95）1.7783徑向間隙為大齒輪在齒面寬中點處的工作齒高的15%再加上0.05（96）11.1051大齒輪的齒全高（97）9.3268大齒輪的齒工作高（98）1.3098大齒輪的面錐角（99）0.9785（100）0.2062（101）1.2453大齒輪的根錐角（102）0.9475（103）0.3197（104）0.3375（105）376.1393大齒輪外圓直徑（106）38.1886（107）35.7916大齒輪

35、外緣到小齒輪軸線的距離（108）0.8524（109）11.324（110）-4.5007大齒輪面錐頂點到小齒輪軸線的距離。正號（+）表示該節錐頂點超過了小齒輪軸線，負號（-）表示該節錐頂點在小齒輪軸線與大齒輪輪體之間。（111）5.9709大齒輪根錐頂點到小齒輪軸線的距離。正號（+）表示該節錐頂點超過了小齒輪軸線，負號（-）表示該節錐頂點在小齒輪軸線與大齒輪輪體之間。（112）169.3318（113）0.2185（114）0.9758（115）0.2239（116）0.3119（117）18.1775小齒輪面錐角（118）0.9501（119）0.3283（120）23.2584（121）

36、-15.5502小齒輪面錐頂點到大齒輪軸線的距離。正號（+）表示該節錐頂點超過了大齒輪軸線，負號（-）表示該節錐頂點在小齒輪軸線與大齒輪輪體之間。（122）0.0083（123）0.4747；0.9999（124）0.9767（125）0.9954（126）-0.0359；-0.4034（127）1.0237（128）155.2826（129）0.9545（130）30.2549（131）183.7472小齒輪外緣到大齒輪軸線的距離（132）30.1434（133）121.8626大齒輪外緣到小齒輪軸線的距離（134）168.197（135）110.4381小齒輪外圓直徑（136）165.35

37、68（137）0.2237（138）12.9298（139）0.9746（140）-12.7334（141）21.5578（142）0.2009（143）11.59小齒輪根錐角（144）0.9795（145）0.2051（146）0.1524最小齒側間隙允許值（147）0.2032最大齒側間隙允許值（148）1.9991（149）5.4417（150）133.7425在節平面內大齒輪內錐距主減速器雙曲面齒輪的強度計算1）單位齒長的圓周力p= （2-9）式中p單位齒長上的圓周力，；f作用在齒輪上的圓周力，n，按發動機最大轉矩和最大附著系數兩種工況進行計算；b從動齒輪的齒面寬，b=59；按發動機最

38、大轉矩計算時： （2-10）=1380p=1429式中發動機最大轉矩，；變速器傳動比，常取擋及直接擋進行計算；主動齒輪分度圓直徑，=70。許用單位齒長上的圓周力p由汽車車橋設計表3-32查的p=1429，則pp，符合設計要求。2）輪齒的彎曲強度計算汽車主減速器的雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力（）為 （2-11）= =529.9 式中齒輪的計算轉矩，=min, ；超載系數，一般取為1；尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理有關。當端面模數=101.6 時，=載荷分配系數，=1.001.10；質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好、周節及徑向跳動精度高時，可取=1；計算齒輪的齒面

39、寬，為59d計算齒輪的大端分度圓直徑，d=51m；j計算彎曲應力的綜合系數，見汽車車橋設計圖3-111圖3-116，查取j=0.16按、中較小者計算時，汽車主減速器齒輪的許用彎曲應力為700；代入數據算得=529.9700，符合強度要求。3）輪齒的接觸強度計算雙曲面齒輪的計算接觸應力（）為= （2-12）=2297.9式中主動齒輪計算轉矩，；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，；、前邊已說明；尺寸系數，它考慮了齒輪對其淬火性的影響，取=1；表面質量系數；對于制造精確的齒輪可取=1；齒面寬，59j計算接觸應力的綜合系數，可由汽車車橋設計圖3-119圖3-131查取j =

40、0.16。 代入數據算得=2297.92800，符合強度要求。2.9主減速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，與傳動系其它齒輪相比它具有載荷作用時間長、載荷變化多、帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。據此對驅動橋主減速器齒輪的材料及熱處理有以下要求：（1）有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故而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律性易控制，以提高產品質量、減少制造成本并降低廢品率。（

41、4） 選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況，齒輪的材料目前多采用滲碳合金鋼常用的鋼號有20crmnti、22crmnmo、20crnimo和20mnvb等。本方案采用鋼號為20crmnti的滲碳合金鋼，使其經過滲碳，淬火，回火處理。滲碳深度為：1.0-1.4mm。用滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到5864hrc，而心部硬度較低。由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經加工（如磨齒或配對研磨）后均予以厚度0.0050.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應用

42、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，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可以顯著降低，故即使潤滑條件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現象產生。第三章 驅動橋差速器設計3.1差速器簡介汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上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

43、劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩定性變壞。為此，在驅動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。3.2差速器結構形式的選擇本設計中采用的是普通錐齒輪式差速器中的對稱式錐齒輪差速器，由于其結構簡單、工作平穩可靠，所以被廣泛采用。如圖3-1。1對稱式錐齒輪差速器差速原理圖3-1中，差速器殼3與行星齒輪5連成一體，形成行星架，因為它又與主減速器的從動齒輪

44、6固定在一起，故為主動件，設其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度分別為和。、兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點。行星齒輪的中心點為，、三點到差速器旋轉軸線的距離均為r。 圖3-1差速器差速原理圖當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑上的、三點的圓周速度都相等，其值為。于是=，此時，差速器不起作用,而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時，嚙合點的圓周速度為=+，嚙合點的圓周速度為=-。于是，+=2 ，或表示為。這表明：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；當差速器殼體

45、轉速為零時，左右半軸將等速反向轉動。2對稱式錐齒輪差速器中的轉矩分配如圖3-2 。圖3-2差速器轉矩分配由主減速器傳來的轉矩，經差速器殼，行星齒輪軸和行星齒輪傳給半軸齒輪。行星齒輪相當于一個等臂杠桿，而兩個半軸齒輪半徑也是相等的。因此，當行星齒輪沒有自轉時，總是將轉矩平均分配給左右兩半軸齒輪，即=/2。當兩半軸齒輪以不同轉速朝相同方向轉動時，設左半軸轉速大于右半軸轉速，則行星齒輪將按圖實線箭頭的方向繞行星齒輪軸軸頸5自轉，此時行星齒輪孔與行星齒輪軸軸頸間以及齒輪背部與差速器殼之間都產生摩擦。行星齒輪所受的摩擦力矩方向與其轉速方向相反，如圖上虛線頭所示。此摩擦力矩使行星齒輪分別對左右半軸齒輪附加

46、作用了大小相等而方向相反的兩個圓周力。使傳到轉得快的左半軸上的轉矩減小而卻使傳到轉得慢的右半軸上的轉矩增加。因此，當左右驅動車輪存在轉速差時，=（-）/2，=（+）/2。左右車輪上的轉矩之差等于差速器的內摩擦力矩。為了衡量差速器內摩擦力矩的大小及轉矩分配特性，常以鎖緊系數k表征，即 =（-）/=/ （3-1）差速器內摩擦力矩和其輸入轉矩之比，定義為差速器鎖緊系數。而快慢半軸的轉矩之比/，定義為轉矩比，以表示， =/= 1+/1- （3-2）目前廣泛使用的對稱錐齒輪差速器的鎖緊系數一般為0.050.15，轉矩比為11.4。可以認為無論左右驅動轉速是否相等，而轉矩基本上總是平均分配的。3.3差速器

47、齒輪的基本參數選擇由于差速器是安裝在主減速器從動齒輪上，故在確定主減速器尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到從動齒輪及主動齒輪刀向軸承支座的限制。（1）行星齒輪數目的選擇大多數汽車多采用四個行星輪，本次設計采用四個行星齒輪。（2）行星齒輪球面半徑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，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： （3-3）=2.5=63.14式中 行星齒輪球面半徑系數，=2.522.99，對于有4個行星齒輪的轎車和公路載貨汽車取小值；對于有2個行星齒輪的轎車以及越

48、野汽車、礦用汽車取大值，故取2.5計算轉矩，。確定后，根據下式預選其節錐距：- （3-4）=62mm（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小，但一般不少于10。半軸齒輪的齒數采用1415。半軸齒輪與行星齒輪比多在1.52范圍內。根據這一原則，選擇行星齒輪齒數為，半軸齒輪齒數為。在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右半軸齒輪的齒數、之和，必須能被行星齒輪數目n所整除，否則不能安裝，即應滿足：整數 （3-5） 滿足要求。（4）差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節圓直徑的初步確定先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節錐角、： （3-6） 式中、為行星齒輪和

49、半軸齒輪的齒數。再根據下式初步求出圓錐齒輪的端面模數： （3-7）= 則取5mm節圓直徑d由下式求得： （3-8）則 （5）壓力角目前汽車差速器齒輪壓力較大都選用的壓力角。（6）行星齒輪軸直徑及支承長度l的確定行星齒輪安裝孔直徑與行星齒輪軸名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支撐長度l。通常取 （3-9） （3-10）式中差速器殼傳遞的轉矩，；n行星齒輪數；l行星齒輪支撐面中心點到錐頂的距離，支撐面的許用擠壓應力，取為98。3.4差速器齒輪的幾何尺寸計算與強度校核（1）差速器齒輪的幾何尺寸計算表3-1為汽車差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸計算步驟。表3-1汽車差速器直齒錐齒輪

50、的幾何尺寸計算用表 單位：序號計算公式注釋1行星齒輪齒數2半軸齒輪齒數3模數4齒面寬5齒工作高6=8.2758齒全高7壓力角8軸交角9;節圓直徑10；節錐角11節錐距12周節13；齒頂高14；齒根高15徑向間隙16；齒根角17；面錐角18；根錐角19；外圓直徑20；節錐頂點至齒輪外緣距離21；理論弧齒厚220.1620齒側間隙23弦齒厚24；弦齒高（2）差速器錐齒輪強度計算差速器齒輪的工作情況與主減速器齒輪不同，一是差速器的齒輪尺寸較小而承受的載荷有較大；二是差速器齒輪并非經常處于嚙合狀態，只有在左右兩車輪轉速不同時，行星齒輪才有自轉運動，行星齒輪和半軸齒輪才有嚙合運動，否則行星齒輪只起等臂推力桿的作用。因此，對差速器齒輪主要進行彎曲強度計算。彎曲應力按下式計算： （3-11） = =949.8式中差速器一個行星齒輪給予一