1、乘用車 A2 驅動橋設計說明書汽汽車車 構構造造 課課程程設設計計說說明明書書題目：題目：乘乘用用車車 A A2 2 驅驅動動橋橋設設計計學學 院：機械與電子控制學院院：機械與電子控制學院 專專 業：熱能及動力工程（汽車方向）業：熱能及動力工程（汽車方向）學生姓名：蘇蒙學生姓名：蘇蒙學學 號：號：1122302011223020指導教師：張昕指導教師：張昕 陳宏偉陳宏偉20012001 年年 7 7 月月 8 8 日日乘用車 A2 驅動橋設計說明書1目目 錄錄1 1 前言前言2 2 總體方案的布置總體方案的布置3 3 主減速器設計主減速器設計4 4 差速器設計差速器設計5 5 驅動半軸的設計驅

2、動半軸的設計6 6 萬向節設計萬向節設計7 7 結論結論參考文獻參考文獻乘用車 A2 驅動橋設計說明書21 1 前言前言本設計課題是對乘用車 A2 驅動橋的設計。故本說明書將以“驅動橋設計”內容對驅動橋及其主要零部件的結構型式及設計計算進行介紹。汽車驅動橋位于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩，將轉矩合理的分配給左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能。驅動橋的設計，由驅動橋的結構組成、功用、工作特點及設計要求講起，詳細地分析了驅動橋總成的結構型式及布置方法；全面介紹了驅動橋車輪的傳動裝置和橋殼的各種結構型式和設計計算方法。汽車驅動橋是汽車的重大總成，承載著

3、汽車的滿載簧荷重及地面經車輪、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、通過性、機動性和操動穩定性等有直接影響。另外，汽車驅動橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅動橋包含主減速器、差速器、半軸、橋殼和各種齒輪。由上述可見，汽車驅動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設計到所有的現代機械制造工藝。因此，通過對汽

4、車驅動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。他有以下兩大難題，一是將發動機輸出扭矩通過變速箱將動力傳遞到差速器上，達到更好的車輪牽引力與轉向力的有效發揮，從而提高汽車的行駛能力。二是差速器向兩邊半軸傳遞動力的同時，允許兩邊半軸以不同的轉速旋轉，滿足兩邊車輪盡可能以純滾動的形式作不等距行駛，減少輪胎與地面的摩擦。本課題的設計思路可分為以下幾點：首先選擇初始方案，乘用車 A2 采用發動機橫置前輪驅動，所以設計的驅動橋結構需要符合乘用車的結構要求；接著選擇各部件的結構形式；最后選擇各部件的具體參數，設計出各主要尺寸。目前我國正在大力發展汽車產業,采用前輪驅動

5、汽車的平衡性和操作性都將會有很大的提高。對于乘用汽車來說，要改善其動力性與燃油經濟性，這便對傳動系統乘用車 A2 驅動橋設計說明書3有較高的要求，而驅動橋在傳動系統中起著舉足輕重的作用。隨著目前國際上石油價格的上漲，汽車的經濟性日益成為人們關心的話題，這不僅僅只對載貨汽車，對于乘用車，提高其燃油經濟性也是各商用車生產商來提高其產品市場競爭力的一個法寶。為了降低油耗，不僅要在發動機的環節上節油，而且也需要從傳動系中減少能量的損失。這就必須在發動機的動力輸出之后，在從發動機傳動軸驅動橋這一動力輸送環節中尋找減少能量在傳遞的過程中的損失。在這一環節中，發動機是動力的輸出者，也是整個機器的心臟，而驅動

6、橋則是將動力轉化為能量的最終執行者。因此，在發動機相同的情況下，采用性能優良且與發動機匹配性比較高的驅動橋便成了有效節油的措施之一。所以設計新型的驅動橋成為新的課題。所以前輪驅動必然會使得乘車更加安全、舒適，由于前驅傳動效率比后驅要高，所以還會帶來可觀的經濟效益。2 2 總體方案總體方案的布置的布置驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼四大部分組成。驅動橋設計應當滿足如下基本要求：a)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和

7、燃料經濟性。b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。c)齒輪及其它傳動件工作平穩，噪聲小。d)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。e)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 f)與懸架導向機構運動協調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協調。g)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動乘用車 A2 驅動橋設計說明書4橋，后者稱為

8、獨立懸架驅動橋。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，獨立懸架驅動橋結構雖然叫復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 由于斷開式驅動橋工作可靠，平穩性好，查閱資料，參照國內相關轎車的設計,最后本課題選用斷開式驅動橋。其結構如圖所示：(發動機縱置)3 3 驅動橋各零部件的設計驅動橋各零部件的設計 3.13.1 主減速器設計主減速器設計主

9、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或斜齒圓柱齒輪帶動齒數多的錐齒輪或斜齒圓柱齒輪。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。對發動機橫置的汽車，其主減速器就采用直齒輪傳動而不必改變動力方向。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。本方案主要采用發動機縱置，所以，主減速器采用弧齒錐齒輪。驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求：a）所選擇的主減

10、速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經濟性。b）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，噪音小。c）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。d）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。e）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。3.1.13.1.1 主減速器結構方案分析主減速器結構方案分析主減速器的結構形式主要是根據齒輪類型、減速形式的不同而不同。（1）弧齒錐齒輪傳動 乘用車 A2 驅動橋設計說明書5圖 3-1 弧齒錐齒輪傳動按齒輪副結構型式分，主減速器的齒輪傳動主要有弧齒錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（

11、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。為了盡可能抵消主動軸上軸承的軸向力，主減速器中基本不用直齒圓柱齒輪而采用斜齒圓柱齒輪。此外，斜齒圓柱齒輪還具有運轉平穩、噪聲小等優點，汽車上獲得廣泛應用。查閱文獻1、2，經方案論證，主減速器的齒輪選用斜齒圓柱齒輪形式（如圖 3-1 示） 。斜齒圓柱齒輪傳動的主、從動齒輪軸線相互平行，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。它工作平穩、能承受較大

12、的負荷。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。（2） 結構形式為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。按參加減速傳動的齒輪副數目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器、雙速乘用車 A2 驅動橋設計說明書6主減速器、雙級減速配以輪邊減速器等。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。單級主減速器由一對圓柱齒輪（或者一對圓錐齒輪）組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優點。查閱文獻1、2，經方案論證，本設計主

13、減速器采用單級主減速器。其傳動比 i0一般小于等于 7。3.1.23.1.2 主減速器主、從動斜齒圓柱齒輪的支承方案主減速器主、從動斜齒圓柱齒輪的支承方案主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量裝配調整及軸承主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。（1）主動錐齒輪的支承:分懸臂式支承分懸臂式支承和跨置式支承跨置式支承兩種懸臂式：懸臂式：支承距離 b 應大于 2.5 倍的懸臂長度 a，且應比齒輪節圓直徑的 70%還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸 a。 支承剛度除了與軸承開式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關

14、以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。結構簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。跨置式：跨置式：增加支承剛度，減小軸承負荷，改善齒輪嚙合條件，增加承載能力，布置緊湊，但是主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用跨置式支承。本方案選用懸臂式。乘用車 A2 驅動橋設計說明書7圖 3-2 主動錐齒輪支撐形式（2）從動錐齒輪的支承圖 3-3 從動錐齒輪支撐形式支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關。 為了增加支承剛度，減小尺寸 cd；為了增強支承穩定性，cd 應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑

15、的 70%； 為了使載荷均勻分配，應盡量使尺寸 c 等于或大于尺寸 d。裝于輪齒大端一側軸頸上的軸承，多采用兩個可以預緊以增加支承剛度的圓錐滾子軸承，其中位于驅動橋前部的通常稱為主動錐齒輪前軸承，其后部緊靠齒輪背面的那個齒輪稱為主動錐齒輪后軸承；當采用騎馬式支承時，裝于齒輪小端一側軸頸上的軸承一般稱為導向軸承。導向軸承都采用圓柱滾子式，并且內外圈可以分離（有時不帶內圈） ，以利于拆裝。乘用車 A2 驅動橋設計說明書83.1.33.1.3 主減速器斜齒圓柱齒輪設計主減速器斜齒圓柱齒輪設計 主減速比 i 、驅動橋的離地間隙和計算載荷，是主減速器設計的原始數據，0應在汽車總體設計時就確定。（1） 主

16、減速比 i 的確定0主減速比對主減速器的結構型式、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。i 的選擇應在汽車總體設計時和0傳動系的總傳動比 i 一起由整車動力計算來確定。可利用在不同 i 下的功率平衡來0研究 i 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0方法來選擇 i 值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。0對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是賽車來說，在給定發動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的 i 值應能保證這些汽車有盡可能高的amaxPpn0最高車速。這時 i 值應按下式來確定：amaxv0 （3-1）

17、rp0amax ghr ni =0.377vi式中：車輪的滾動半徑，給定輪胎型號為 185/60R14，所以可知 =0.2888mrrrrigh變速器最高檔傳動比。igh =0.680根據所選定的主減速比 i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是否需要輪邊減速器） ，并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。把=5600r/n , =170km/h , r =0.2888m , igh=0.68 代入（3-1）pnamaxvr計算出 i =5.110從動斜齒圓柱齒輪計算轉矩 TceTce= （3-demax1 f 0k Tki i i n2）式中：Tce計算轉矩，Nm；Te

18、max發動機最大轉矩；Temax =156.8 Nmn計算驅動橋數，1；乘用車 A2 驅動橋設計說明書9if分動器傳動比，if=1；i0主減速器傳動比，i0=5.11；變速器傳動效率，=0.97；k液力變矩器變矩系數，K=1；Kd由于猛接離合器而產生的動載系數，Kd=1；i1變速器最低擋傳動比，i1=3.54；代入式（3-2） ，有： Tce=2751.33 Nm按驅動輪打滑轉矩確定從動斜齒圓柱齒輪的計算轉矩 （3-mmr22csirmGT3）式中：-計算轉矩，Nm；csT-滿載情況下 1 個驅動橋上的靜載荷，為 1570*9.8N；2G-汽車最大加速度時的后軸負載荷轉移系數，乘用車為 1.2

19、-1.4；2m-輪胎與路面間的附著系數，在安裝一般輪胎的汽車在良好的混凝土或瀝青路上，取 0.85；-主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，取 1；mi-主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率，為 0.98；m代入式（3-3） ，有 =4857.58 NmcsT主動斜齒圓柱齒輪的計算轉矩為 （3-GocziTT4）式中：；T,TminTcscce乘用車 A2 驅動橋設計說明書10為主動斜齒圓柱齒輪的計算轉矩，Nm；zT為主傳動比，取 5.11；oi為主、從動斜齒圓柱齒輪間的傳動效率。 （計算時，對于弧齒斜齒圓柱齒輪G副，取 95%；對于雙曲面齒輪副，當6 時，取 85%，當=6 時，取GoiGoi

20、G90%。 ） ；代入式（3-4） ，有T=598.2 Nm（2）主減速器斜齒圓柱齒輪的主要參數選擇a)主、從動斜齒圓柱齒輪齒數 z1和 z2選擇主、從動斜齒圓柱齒輪齒數時應考慮如下因素；為了嚙合平穩、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數和不少于 40。在轎車主減速器中，小齒輪齒數不小于 9。查閱資料，經方案論證，主減速器的傳動比為 5.11，初定主動齒輪齒數 z1=9，從動齒輪齒數 z2=45。b）主、從動斜齒圓柱齒輪齒形參數計算按照文獻3中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表 3-1。從動斜齒圓柱齒輪分度圓直徑 （3-3c2D2mTKD6）式中：一般取 1316；2DK；T,Tmin

21、Tcscce根據公式（3-6） ，得 mm 取 dm2=189mm7.11893.32751*5 .13D32m齒輪法面模數，查表可取 m=4.5.2445/189/dm22z表 3-1 主、從動錐齒輪參數參 數符 號主動斜齒圓柱齒輪從動斜齒圓柱齒輪乘用車 A2 驅動橋設計說明書11螺旋角16法面模數nm4.5端面模數cosntmm 4.68法面壓力角 n20端面壓力角costansrctannt20.74節錐角1=arctanZ1/Z22=90-11=11.312=78.69分度圓直徑cosntzmzmd37.8189基圓直徑tbdcosd 35.35176.75齒頂高ha=h2=（1+0.

22、1）nm4.954.95齒根高hf1= hf2=（1+0.25-0.1）nm5.1755.175齒頂圓直徑aah2dd47.7198.9齒根圓直徑ffh2dd27,45178.65當量齒數3vcoszz 10.13350.663C）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。對于貨車弧齒錐齒輪， 一般選用 20。d) 螺旋方向從斜齒圓柱齒輪齒頂上看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動斜齒圓柱齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與斜齒圓柱齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力

23、離開齒頂方向，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。3.43.4 主減速器斜齒圓柱齒輪的材料主減速器斜齒圓柱齒輪的材料乘用車 A2 驅動橋設計說明書12 驅動橋斜齒圓柱齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環節。主減速器斜齒圓柱齒輪的材料應滿足如下的要求：a）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。b）齒輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。c）鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規律易控制。d）選擇合金

24、材料是，盡量少用含鎳、鉻的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。汽車主減速器斜齒圓柱齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo 和 16SiMn2WMoV。滲碳合金鋼的優點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質量分數為 0.8%1.2%） ，具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產生塑性變形，如果滲碳

25、層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，斜齒圓柱齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為 0.0050.020mm 的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高 25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。3.53.5 主減速器斜齒圓柱齒輪的強度計算主減速器斜齒圓柱齒輪的強度計算3.5.13.5.1 單位齒長圓周力單位齒長圓周力主動齒輪按發動機最大轉矩計算時P= demaxg f3122k Tki i 10nD b（3-7） 式中： ig變速器傳動比，常取一擋傳動比，ig=3.54

26、 ；乘用車 A2 驅動橋設計說明書13D1主動斜齒圓柱齒輪分度圓直徑 mm，D =37.8mm；1if分動器器傳動比，if=1；Temax發動機最大轉矩；Temax =156.8 Nm；k液力變矩器變矩系數，K=1；n計算驅動橋數，1；變速器傳動效率，=0.97；b2所計算的齒輪齒面寬；b2=45mm；Kd由于猛接離合器而產生的動載系數，Kd=1；將各參數代入式（3-7） ，有：P=633.064 N/mm按照文獻1,PP=893 N/mm，斜齒圓柱齒輪的表面耐磨性滿足要求。3.5.23.5.2 齒輪彎曲強度齒輪彎曲強度斜齒圓柱齒輪輪齒的齒根彎曲應力為： = （3-8）wbmdYKYTSaFa

27、11Y2式中：斜齒圓柱齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa；wT1主動齒輪傳遞的轉矩，Nm；K載荷系數，；KKKKVAK使用系數，按照文獻2表 10-2 取 1.0；AK動載系數，按照文獻2表 10-8 取 1.16；VK齒面載荷分配系數，按照文獻2表 10-3 取 1.0；K齒向載荷分布系數，按照文獻2表 10-4 取 1.148；KYFa斜齒輪的齒形系數，按照文獻2可近似地按當量齒數由表3vcoszZ 10-5 查取，為 2.32；Ysa斜齒輪的應力校正系數，按照文獻2可近似地按當量齒數由3vcoszZ 表 10-5 查取，為 1.70；Y -螺旋角影響系數，按照文獻2數值查圖 10-28 可得

28、 0.885；b所計算的齒輪齒面寬；b=45mmd1所討論齒輪分度圓直徑；主動齒輪為 37.8mm，從動齒輪為 189mm；斜齒輪的縱合重合度，=0.9；nmsinb對于主動斜齒圓柱齒輪， T=598.2 Nm；從動斜齒圓柱齒輪，T=2751.33 Nm；乘用車 A2 驅動橋設計說明書14將各參數代入式（3-8） ，有： 主動斜齒圓柱齒輪，=775.54MPa；w從動斜齒圓柱齒輪，=742.11MPa；w按照文獻2, 主從動斜齒圓柱齒輪的=900MPa，輪齒彎曲強度滿足ww要求。3.5.33.5.3 輪齒接觸強度輪齒接觸強度 斜齒圓柱齒輪輪齒的齒面接觸應力為： H= （3-9）EH21ZZu1

29、ubd2TK式中：H斜齒圓柱齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa；d1主動斜齒圓柱齒輪分度圓直徑，mm；d1=37.8mmb主、從動斜齒圓柱齒輪齒面寬較小值；b=45mmK載荷系數，取值同上為 1.33；斜齒輪的縱合重合度，=0.9；nmsinbu齒數比，取 5；ZH區域系數，按照文獻2中圖 10-30 取值為 2.42；T主動斜齒圓柱齒輪計算轉矩，Tz=598.2N.m；ZE彈性影響系數，MPa ，按照文獻2表 10-6 取值為 188；21將各參數代入式 （3-9） ，有： H=826.43MPa按照文獻2，HH=950MPa，輪齒接觸強度滿足要求。3.63.6 主減速器斜齒圓柱齒輪軸承的設計計

30、算主減速器斜齒圓柱齒輪軸承的設計計算3.6.13.6.1 斜齒圓柱齒輪齒面上的作用力斜齒圓柱齒輪齒面上的作用力斜齒圓柱齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力 Fn可分解為沿齒輪切線方向的圓周力 Ft、沿齒輪軸線方向的軸向力 Fa 以及垂直于齒輪軸線的徑向力 Fr。由主動斜齒圓柱齒輪齒面受力簡圖（圖 3-5 所示） ，得出齒輪上所受各力。 乘用車 A2 驅動橋設計說明書15圖 3-5 主動斜齒圓柱齒輪齒面受力簡圖a）齒面中點處的圓周力 Ft Ft= (3-10)11dT2式中：T1作用在從動齒輪上的轉矩，T1=2751.33 Nm；d1從動斜齒圓柱齒輪的分度圓直徑，d1=18

31、9mm；將各參數代入式(3-10)，有： Ft=29114.6 N對于弧齒斜齒圓柱齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的。b）斜齒圓柱齒輪的軸向力 Fa和徑向力 Fr作用在主動斜齒圓柱齒輪齒面上的軸向力 Fa和徑向力 Fr分別為Fr= (3-11)costanFntFa= (3-12)tanFt將各參數分別代入式(3-11) 與式(3-12)中，有：Fr= 11023.9N，Fa=8348.5Nc）作用于齒面上的法向載荷 Fn （3-coscosFFntn13）將各參數代入式（3-13）中，有： Fn=32231.7N3.6.23.6.2 斜齒圓柱齒輪軸承的載荷斜齒圓柱齒輪軸承的載荷乘用

32、車 A2 驅動橋設計說明書16當斜齒圓柱齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。圖 3-4 為單級主減速器的跨置式支承的尺寸布置圖:圖 3-4 單級主減速器軸承布置尺寸圖 34 中各參數尺寸：a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm。a)主動齒輪軸向力=11023.9*sin11.31+8348.5* sin11.31=3799.26NsinsinaraZFFF主動齒輪徑向力=11023.9*cos11.31-8348.5* sin11.31=9172.54NsincosraRZFFF軸承 A：徑向力RA=

33、 （3-22azm1rzF DF (a+b)F(a)+-aa2a14） 軸向力Fa=Faz （3-15）乘用車 A2 驅動橋設計說明書17將各參數代入式（3-14）與（3-15） ，有： RA =31490N，Fa=3799.26N軸承 B：徑向力RB= （3-22azm1rzF DF (a+b)F(a+b)+-aa2a16） 軸向力Fa= 0 （3-17）將各參數代入式（3-16）與（3-17） ，有： RB =44680N，Fa=0Nb)從動齒輪軸向力=18996.2NsinsinaraZFFF從動齒輪徑向力=-6024.4NsincosraRZFFF軸承 C：徑向力Fr= （3-22az

34、m2rzF DF dFd+c+dc+d2(c+d)18） 軸向力Fa= Faz （3-19）將各參數代入式（3-18）與（3-19） ，有： Fr=15028N，Fa=18996N軸承 D：徑向力乘用車 A2 驅動橋設計說明書18Fr= （3-22azm1rzF DF cFc+-c+dc+d 2(c+d)20） 軸向力Fa= 0 （3-21）將各參數代入式（3-20）與（3-21） ，有： Fr=15607N，Fa=0N3.6.33.6.3 斜齒圓柱齒輪軸承型號的確定斜齒圓柱齒輪軸承型號的確定軸承 A計算當量動載荷 P=0.12314903799.26rFFa查閱文獻2，斜齒圓柱齒輪圓錐滾子軸

35、承 e 值為 0.36，故 Cr的圓錐滾子軸承 7616E。乘用車 A2 驅動橋設計說明書19驗算 7616E 圓錐滾子軸承的壽命Lh = （3-26）trrf C16667nP將各參數代入式（3-24）中，有： Lh =12859h5000h7616E 圓錐滾子軸承的壽命高于預期壽命，故可用。軸承 B只取決于徑向力，所以 Cr=497068N,同如上方法選用 Cr=543KN 的 7621E 圓錐滾子軸承。軸承 C=1.261502818996rFFa查閱文獻2，斜齒圓柱齒輪圓錐滾子軸承 e 值為 0.32，故 e，由此得arFFX=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數 fp=1.2。P=f

36、p（XFr+YFa） （3-24）將各參數代入式（3-24）中，有： P=45965N則可得 Cr=426600N選用 Cr=427KN 的 7619E 圓錐滾子軸承。軸承 DCr=173717N，選用 Cr=228KN 的 7612E 圓錐滾子軸承。4 4 差速器設計差速器設計汽車在行使過程中，左右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的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，一方面會加劇輪胎磨損、功率

37、和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通乘用車 A2 驅動橋設計說明書20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。4.14.1 差速器結構形式選擇差速器結構形式選擇 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質量較小等優點，應用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。普通齒輪式差速器的傳動機構為齒輪式。齒

38、輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種。強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設置差速鎖。當一側驅動輪滑轉時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。差速鎖在軍用汽車上應用較廣。查閱文獻5經方案論證，差速器結構形式選擇對稱式圓錐行星齒輪差速器。普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2 個半軸齒輪，4 個行星齒輪(少數汽車采用 3 個行星齒輪，小型、微型汽車多采用 2 個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝 4 個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上有些越野汽

39、車也采用了這種結構，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內摩擦，提高其鎖緊系數；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置差速鎖等。4.24.2 普通錐齒輪式差速器齒輪設計普通錐齒輪式差速器齒輪設計a) 行星齒輪數 n該車為小型轎車，行星輪數應該為 2.b) 行星齒輪球面半徑 RS行星齒輪球面半徑 RS反映了差速器錐齒輪節錐矩的大小和承載能力。RS=Kb 3dT（4-1）式中：KS行星齒輪球面半徑系數，KS=2.53.0，對于有兩個行星齒輪的轎車取最大值；Td差速器計算轉矩，Nm；取式 3-2 和 3-3 中較小值 2751.83Nm將各參數代入式（4-1） ，有：RS=42

40、 mmc）行星齒輪和半軸齒輪齒數 z1和 z2為了使輪齒有較高的強度，z1一般不少于 10。半軸齒輪齒數 z2在 1425 選用。大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒乘用車 A2 驅動橋設計說明書21數比在 1.52.0 的范圍內，且半軸齒輪齒數和必須能被行星齒輪齒數整除。21zz查閱資料，經方案論證，初定半軸齒輪與行星齒輪的齒數比=2，半軸齒輪齒21zz數 z2=24，行星齒輪的齒數 z1=12。d） 行星齒輪和半軸齒輪節錐角 1、2直齒錐齒輪節錐距半徑 A0 及模數 m行星齒輪和半軸齒輪節錐角 1、2分別為 1= （4-2）12zarctanz2= （4-3）21zarctanz將各參數分別

41、代入式（42）與式（43） ，有：1=27，2=63直齒錐齒輪節錐距半徑 A0 為 A0=(0.98-0.99) RS錐齒輪大端模數 m 為 m= （4-4）0112A sinz將各參數代入式（4-4） ，有：m=3.114查閱文獻3，取模數 m=3e）半軸齒輪與行星齒輪齒形參數按照文獻3中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表 4-1。f）壓力角 汽車差速齒輪大都采用壓力角 =2230，齒高系數為 0.8 的齒形。表 4-1 半軸齒輪與行星齒輪參數參 數符 號半軸齒輪行星齒輪分度圓直徑d7236齒頂高ha*1.573.23齒根高hf3.792.13乘用車 A2 驅動橋設計說明書22齒根角f5

42、2254節錐角6327根錐角f5758246外圓直徑d073.441.8節錐頂點至齒輪外緣距離X016.634.5齒面寬F12.6g)行星齒輪軸用直徑 d行星齒輪軸用直徑 d（mm）為 d= （4-5） dCnr.1110T30式中：T0差速器傳遞的轉矩，Nm；2751.83Nmn行星齒輪數；2rd行星齒輪支承面中點到錐頂的距離，mm；28.8mmc支承面許用擠壓應力，取 69 MPa；將各參數代入式（4-5）中，有：d=25mm。4.34.3 差速器齒輪的材料差速器齒輪的材料差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為 20CrMnTi、20Cr

43、MoTi、22CrMnMo 和 20CrMo 等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。4.44.4 普通錐齒輪式差速器齒輪強度計算普通錐齒輪式差速器齒輪強度計算差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合傳動狀態，只有當汽車轉彎或左、右輪行使不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度計算。輪齒彎曲應力 w（MPa）為w= （4-6）3smv222Tk k10k mb d Jn式中：n行星齒輪數；2J綜合系數，取 0.01；b2半軸齒輪齒寬，mm；12.6

44、mm乘用車 A2 驅動橋設計說明書23d2半軸齒輪大端分度圓直徑，mm；72mmT半軸齒輪計算轉矩（Nm） ，T=0.6 T0；1651Nmks、km、kv按照主減速器齒輪強度計算的有關轉矩選取；分別為：0.586,1.1,1將各參數代入式（4-6）中，有：w=39.1MPa按照文獻1, 差速器齒輪的 ww=210.9 MPa，所以齒輪彎曲強度滿足要求。5 5 驅動半軸的設計驅動半軸的設計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。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節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

45、的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半軸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。5.15.1 半軸的型式半軸的型式普通非斷開式驅動橋的半軸，根據其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4 浮式和全浮式三種。半浮式半軸以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定，或以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯接)。因此，半浮式半軸除傳遞轉矩外，還要承受車輪傳來的彎矩。由此可見，半浮式半軸承受的載荷復雜，但它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優點。用于質量較小、使用條件較好、承載負荷也

46、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，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部與輪轂相固定。由于一個軸承的支承剛度較差，因此這種半軸除承受全部轉矩外，彎矩得由半軸及半軸套管共同承受，即 3/4 浮式半軸還得承受部分彎矩，后者的比例大小依軸承的結構型式及其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。側向力引起的彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命。可用于轎車和輕型載貨汽車，但未得到推廣。全浮式半軸的外端與輪轂相聯，而輪轂又由一對軸承支承于橋殼的半軸套管上。多采用一對圓錐滾子軸承支承輪轂，且兩軸承的圓錐滾子小端應相向安裝并有一定的預緊，調

47、好后由鎖緊螺母予以鎖緊，很少采用球軸承的結構方案。由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側向力以及由它們引起的彎矩都經過輪轂、輪轂軸承傳給橋殼，故全浮式半軸在理論上只承受轉矩而不承受彎矩。但在實際工作中由于加工和裝配精度的影響及橋殼與軸承支承剛度的不足等原因，仍可能使全浮式半軸在實際使用條件下承受一定的彎矩，彎曲應力約為 570MPa。具有全浮式半軸的驅動橋的外端結構較復雜，需采用形狀復雜且質量及尺寸都較大的輪轂，制造成本較高，故轎車及其他小型汽車不采用這種結構。但由于其工作可靠，故廣泛用于輕型以上的各類汽車上。乘用車 A2 驅動橋設計說明書245.25.2 半軸的設計與計算半軸的設計與計算半軸的主

48、要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算載荷。半軸的計算應考慮到以下三種可能的載荷工況：a）縱向力 X2最大時(X2Z2)附著系數尹取 0.8，沒有側向力作用；b）側向力 Y2最大時，其最大值發生于側滑時，為 Z2中， ，側滑時輪胎與地面1側向附著系數，在計算中取 1.0，沒有縱向力作用；1c）垂向力 Z2最大時，這發生在汽車以可能的高速通過不平路面時，其值為(Z2-gw)kd，kd是動載荷系數，這時沒有縱向力和側向力的作用。由于車輪承受的縱向力、側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即:22222Z= X +Y故縱向力 X2最大時不會有側向力作用，而側向力 Y2最大時也不會

49、有縱向力作用。5.2.15.2.1 全浮式半軸的設計計算全浮式半軸的設計計算本題采用帶有凸緣的全浮式半軸，其詳細的計算校核如下： 全浮式半軸計算載荷的確定 全浮式半軸只承受轉矩，其計算轉矩按下式進行：T=Temaxig1i0 （5-1）式中：差速器的轉矩分配系數，對圓錐行星齒輪差速器可取0.6； ig1變速器 1 擋傳動比； i0主減速比。已知：Temax156.8Nm；ig13.54； i05.11 ； =0.6計算結果： T=0.6156.83.545.11 =1701.85N.m 在設計時，全浮式半軸桿部直徑的初步選取可按下式進行： （5-33310(2.05 2.18)0.196 Td

50、T2）式中 d半軸桿部直徑，mm； T半軸的計算轉矩，Nrn；半軸扭轉許用應力，MPa。根據上式帶入 T1701.85 Nm，得：24.48mmd26.03mm取：d=25mm給定一個安全系數 k=1.6d=kd =1.625 =40mm乘用車 A2 驅動橋設計說明書25全浮式半軸支承轉矩，其計算轉矩為： （5-22LrRrTXrXr3） 三種半軸的扭轉應力由下式計算： （5-331610Td4）式中半軸的扭轉應力，MPa；T一半軸的計算轉矩，T=1701.85Nm；d半軸桿部直徑，d=40mm。 將數據帶入式（5-3） 、 （5-4）得：=231MPa半軸花鍵的剪切應力為 （5-310()/

51、4bpBATzLbjDd 5）半軸花鍵的擠壓應力為 （5-2/ )(4/ )(103ABABpcdDdDLzT6）式中 T半軸承受的最大轉矩，T=1701.85Nm；DB半軸花鍵(軸)外徑，DB=43mm；dA相配的花鍵孔內徑，dA=40mm；z花鍵齒數；19Lp花鍵工作長度，Lp=70mm；B花鍵齒寬，B=9mm；載荷分布的不均勻系數，取 0.75。 將數據帶入式（5-5） 、 （5-6）得：=9.14 Mpab=54.8MPac半軸計算時的許用應力與所選用的材料、加工方法、熱處理工藝及汽車的使用條件有關。當采用 40Cr，40MnB，40MnVB，40CrMnMo，40 號及 45 號鋼等

52、作為全浮式半軸的材料時，其扭轉屈服極限達到 784MPa 左右。在保證安全系數在 1.31.6 范圍時，半軸扭轉許用應力可取為490588MPa。當傳遞最大轉矩時，半軸花鍵的剪切應力不應超過 71.05MPa；擠壓應力不應該乘用車 A2 驅動橋設計說明書26超過 196MPa。 5.35.3 半軸的結構設計及材料與熱處理半軸的結構設計及材料與熱處理為了使半軸的花鍵內徑不小于其桿部直徑，常常將加工花鍵的端部做得粗些，并適當地減小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應地增加，通常取 10 齒(轎車半軸)至 18 齒(載貨汽車半軸)。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑以減小應力集中。重型車半軸的桿部較粗，外端突緣也很大，當無較大鍛造設備時可采用兩端均為花鍵聯接的結構，且取相同花鍵參數以簡化工藝。在現代汽車半軸上，漸開線花鍵用得較廣，但也有采用矩形或梯形花鍵的。半軸多采用含