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哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院
畢業(yè)設計（論文）
題 目 微型貨車驅動橋設計
專 業(yè) 車輛工程
學 號 1079311132
學 生 肖小軍
指 導 教 師 孫鳳英
答 辯 日 期 2010年12月28日
哈工大華德學院
哈工大華德學院畢業(yè)設計（論文）評語
姓名： 學號： 專業(yè)：
畢業(yè)設計（論文）題目：
工作起止日期：______ 年____ 月____ 日起 ______ 年____ 月____ 日止
指導教師對畢業(yè)設計（論文）進行情況，完成質量及評分意見：
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指導教師簽字： 指導教師職稱：
評閱人評閱意見：
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評閱教師簽字：_______________ 評閱教師職稱：_______________
答辯委員會評語：
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根據(jù)畢業(yè)設計（論文）的材料和學生的答辯情況，答辯委員會作出如下評定：
學生 畢業(yè)設計（論文）答辯成績評定為：
對畢業(yè)設計（論文）的特殊評語：
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答辯委員會主任（簽字）： 職稱：________________
答辯委員會副主任（簽字）：
答辯委員會委員（簽字）：___________ ___________ ___________ __________ __________ ___________ ___________ ___________ __________ __________ ___________ ___________ ___________ __________ __________
年 月 日
哈工大華德學院畢業(yè)設計（論文）任務書
姓 名：肖小軍 院 （系）：汽車工程系
專 業(yè)：車輛工程 班 號：0793111
任務起至日期： 2010年 10 月 10 日 至 2010 年 12 月 28 日
畢業(yè)設計（論文）題目：
微型貨車驅動橋設計
立題的目的和意義：
汽車驅動橋是汽車的重大總成，承載著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；驅動橋還傳遞著傳著傳動系中最大的轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。驅動橋結構形式和設計參數(shù)除對汽車的可靠性和耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能入動力性、經濟型、平順性、通過性、機動性和操作穩(wěn)定性等有直接的影響。另外，汽車驅動橋在汽車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、驅動車輪的傳動裝置、橋殼及各種齒輪。
由上述可見，汽車驅動橋設計涉及的機械了部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造業(yè)幾乎要涉及到所有現(xiàn)代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅動橋的學習和設計實踐，也可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。
技術要求與主要內容：
（1）整車總質量：1725kg；發(fā)動機最大轉矩： 變速器一檔傳動比：i1=3.429;主減速器傳動比：i0=4.11 ；
（2）設計方法與設計過程參照王望予主編《汽車設計》（第四版）第五章（驅動橋設計）設計理論過程進行；
（3）研究汽車理論、汽車設計、驅動橋設計、機械制圖、材料力學、機械設計等相關 知識，并將這些知識熟練運用；
（4）驅動橋設計要求可行性，工藝合理、科學、成本低、可靠高高 性高；
（5）完成2張以上0號圖紙，設計說明書在1萬字以上。
進度安排：
（1）10月10日至10月13日: 搜集整理資料，選題并完成開題報告
（2）10月17日至10月21日: 確定整體設計方案
（3）10月22日: 開題檢查
第３ （4）10月22日至11月19日: 完成設計草圖
（5）11月26日: 中期檢查
（6）11月27日至12月10日: 完成正式圖紙和論文草稿
（7）12月10日至12月15日: 撰寫論文
（8）12月16日: 上交論文
（9）12月17日至12月28日: 畢業(yè)設計答辯準備
同組設計者及分工：
指導教師簽字___________________
年 月 日
系（教研室）主任意見：
系（教研室）主任簽字___________________
年 月 日
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文）
摘 要
驅動橋位于傳動系末端，其基本功用是增矩、降速，承受作用于路面和車架或車身之家的作用力。它的性能的好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車顯得尤其重要。當采用大功率發(fā)動機輸出大的轉矩以滿足目前載重汽車的快速、重載的高效率、高效益的需要時，必須搭配一個高效、可靠的驅動橋，所以采用傳動效率高的單級減速驅動橋已經成為未來載重汽車的發(fā)展方向。驅動橋設計應主要保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。本設計根據(jù)給定的參數(shù)，按照傳統(tǒng)設計方法并參考同類型車確定汽車總體參數(shù)，再確定主減速器、差速器、半軸、和橋殼的結構類型，最后進行參數(shù)設計并對主減速器主從動齒輪、半軸齒輪和行星齒輪進行強度以及壽命的校核。驅動橋設計過程中基本保證結構合理，符合實際應用，總成紀律部件的設計能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產品的系列化及汽車變型的要求，維修保養(yǎng)方便，機件工藝性好，制造容易。
關鍵詞：微型貨車；驅動橋；主減速器；差速器
Abstract
Drive axle is at the end of the powertrain, and its basic function is increasing the torque and reducing the speed, bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance. Because using the big power engine with the big driving torque satisfied the need of high speed, heavy-loaded, high efficiency ,high benefit today heavy truck , must exploiting the high driven efficiency single reduction final drive axle is becoming the heavy truck developing tendency . drive axle should be designed to ensure the best dynamic and fuel economy on given condition . According to the design parameters given , firstly determine the overall vehicle parametres in accordance with the traditional design methods and reference the same vehicle parameters , then identify the main reducer , differential , axle and axle housing structure type , finally design the parameters of the main gear ,the driven gear of the final drive, axle gears and spiral bevel gear and check the strength and life of them. In design process of the drive axle ,we should ensure a resonable structure , practical applications, the standardization of parts , components and products univertiality and the seralization and change , convenience of repair and maintenance , good mechanical technology ,being easy to manufacture.
Key words: light truck ; drive axle ; single reduction ;final drive
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒 論 1
1.1 課題研究的意義和目的 1
1.2 國內外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 2
1.3 本論文研究的主要內容 2
第2章 驅動橋方案擬定 3
第3章 主減速器設計 4
3.1 主減速器結構形式及選擇 4
3.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 6
3.3 主減速齒輪類型 6
3.4 主減速器從動錐齒輪基本參數(shù)的選擇與計算 8
3.4.1 主減速器比的確定 8
3.4.2 主減速器齒輪計算載荷的確定 8
3.4.3 錐齒輪主要參數(shù)的選擇 10
3.4.4 主減速器錐齒輪的材料 13
3.4.5 主減速器弧齒錐齒輪的幾何尺寸計算 13
3.4.6 主減速器弧齒錐齒輪的強度計算 17
3.5 軸承疲勞壽命計算 22
第4章 差速器設計與計算 24
4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的工作原理 25
4.2 差速器齒輪的主要參數(shù)選擇 26
4.3 差速器齒輪的材料 28
4.4 差速器齒輪幾何尺寸計算 28
4.5 差速器齒輪強度計算 32
4.5.1 差速器齒輪彎曲疲勞強度計算 32
4.5.2 差速器齒輪齒面疲勞強度計算 33
第5章 半軸設計與計算 36
5.1 半軸結構形式的選擇 36
5.2 半軸基本參數(shù)計算與校核 37
5.3 半軸的材料選擇與熱處理 39
第6章 驅動橋橋殼的設計 40
6.1 橋殼的結構型式選擇 40
6.2 橋殼的結構設計與計算 42
6.2.1 橋殼的靜彎曲應力分析與計算 42
6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下的橋殼強度計算 44
6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時橋殼的強度計算 44
6.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 46
結論 49
參考文獻 50
致謝 51
附錄 52
附錄1外文文獻中文翻譯 52
附錄2外文文獻原文 54
IV
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院本科生畢業(yè)設計（論文）
哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文）
第1章 緒論
1.1 論文研究的意義和目的
汽車驅動橋是汽車的重大總成，承載著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；驅動橋還傳遞著傳著傳動系中最大的轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。驅動橋結構形式和設計參數(shù)除對汽車的可靠性和耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能入動力性、經濟型、平順性、通過性、機動性和操作穩(wěn)定性等有直接的影響。另外，汽車驅動橋在汽車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、驅動車輪的傳動裝置、橋殼及各種齒輪。
由上述可見，汽車驅動橋設計涉及的機械了部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造業(yè)幾乎要涉及到所有現(xiàn)代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅動橋的學習和設計實踐，也可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。
驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛形式密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸架時，都是采用非斷開式（整體式）驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則配以斷開式驅動橋。與非斷開式驅動橋相比較，斷開式驅動橋能顯著減少汽車簧下質量，從而改善汽車行駛平順性，提高了平均行駛速度；減少了其側滑行駛時作用于車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命；增加了汽車的離地間隙；由于驅動車輪與路面的接觸情況及對各種地形的適應性較好，增強了車輪的抗側滑能力；若與之匹配的獨立懸架導向機構設計合理，可增加汽車不足轉向效應，提高了汽車的操作穩(wěn)定性。但其結構復雜，成本較高。斷開式驅動橋在乘用車和部分越野車上應用廣泛。非斷開式驅動橋結構簡單，成本低，工作可靠，但由于其晃下質量較大，對汽車的行駛平順性和降低動載荷有不利的影響。
本設計中的微型貨車驅動橋由主減速器、差速器、車輪傳動裝置（半軸）和橋殼組成。
設計應滿足的基本要求：
1）適當?shù)闹鳒p速比，以保證微型貨車在給定條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。
2）外廓尺寸要小，保證微型貨車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性要求。
3）齒輪及其他傳動性工作平穩(wěn)，噪聲要小。
4）在各種載荷和轉速工況下有高的傳動效率。
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，以減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的行駛平順性。
6）與懸架導向機構運動協(xié)調。
7）結構簡單，加工工藝好，制造容易，維修、調整方便。
1.2 國內外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢
目前我國正在大力發(fā)展汽車產業(yè)，采用后輪驅動汽車的平衡性和操作性都將會有很大的提高。后輪驅動的汽車加速時，牽引力將不會由前輪發(fā)出，所以在加速轉彎時，司機就會感到有更大的橫向握持力，操作性能變好。維修費用低也是后輪驅動的一個優(yōu)點，盡管由于構造和車型的不同，這種費用將會有很大的差別。如果變速器出了故障對于后輪驅動的汽車就不需要對差速器進行維修，但是對于前輪驅動的汽車來說也許就有這個必要了，因為這兩個部件是坐在一起的。所以后輪驅動必然會使得乘車更加安全、舒適、，從而帶來客觀的經濟效益。目前國內研究的重點在于：從橋殼的制造技術上尋求制造工藝先進、制造效率更高、成本低的方法；從減速器形式上將傳統(tǒng)的中央單級減速器發(fā)展到現(xiàn)在的中央及輪邊雙級減速器或雙級主減速器結構；從齒輪加工形式上車橋內部的主從動齒輪、行星齒輪及圓柱齒輪逐漸采用精磨加工，以滿足汽車高速行駛要求及法規(guī)對于噪聲的控制要求。
1.3 本論文研究的主要內容
（1）完成微型貨車基本參數(shù)的選擇；
（2）汽車驅動橋方案擬定；
（3）主減速器、差速器、半軸及橋殼等部件的設計計算及校核。
第2章 驅動橋結構方案擬定
由于要求的是載貨汽車的后驅動橋，要涉及這樣的一個級別的驅動橋，一般選用非斷開式驅動橋與非獨立懸架相適應。該種形式的驅動橋是一根支撐在左右驅動車輪的剛性空心梁，一般是鑄造或鋼板沖壓而成，主減速器、差速器和半軸等所有傳動件都安裝在其中，此時驅動橋，驅動車輪都屬于簧下質量。
圖2-1 斷開式驅動橋
圖2-2非斷開式驅動橋
第3章 汽車主減速器設計
3.1 主減速器的結構形式及選擇
主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等。
1)單級主減速器可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點，但是其主傳動比不能太大，一般≤7，一般位于3.5-6.7，太大的傳動比將會使從動錐齒輪的尺寸過大，影響驅動橋殼下的離地間隙，使從動齒輪熱處理困難,離地間隙越小，汽車的通過性就越差，這也限制了從動錐齒輪的最大尺寸。
2)雙級主減速器是由第一級圓錐齒輪副和第二級圓錐齒輪副或第一級圓錐齒輪副和第二級圓錐齒輪副所組成。采用雙級主減速器可達到兩種目的：一是可以獲得較大的傳動比6至10，其二是采用雙級主減速器后，第二級的傳動比可以小一些，由此，第二級的從動齒輪尺寸在差速器安裝尺寸允許的情況下可相應減小，由此減少了橋殼的外形尺寸增加了離地間隙，而雙級主減速器的重量及制造成本都比單級主減速器要高得多。
3）雙速主減速器內有齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。汽車在良好路面上行駛時，使用較小的傳動比。它與五檔變速器配合使用，可使汽車有十個檔位，使汽車獲得良好的使用性能。同時，改減速器的成本也相當高的。
4）單級主減速器加論辯減速器：越野車、重型礦用自卸車和重型貨車需要減速比更大的驅動橋，同時也要很大的離地間隙，因此發(fā)展了輪邊減速器。于是驅動橋分成兩次減速具有兩個減速比（主減速器傳動比和輪邊減速比）。相對這時的主減速器傳動比要比沒有輪邊減速器的傳動比要小得多。其結果是驅動橋中央部分的外形尺寸減小很多，相對地面增加了離地間隙。同時，在主減速器后河輪邊減速器前的零件如差速器、半軸等載荷大大減少，其零件尺寸也相應的減小。它能縮短橋中心到連接傳動軸凸緣間的距離，能減少傳動軸的夾角。當然這種減速器復雜，制造裝配精度要求高，成本自然也是普通主減速器的幾倍。
綜上所述，中央單級主減速器還有以下特點：
（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，其在重型汽車上占有重要地位。
（2）貨車發(fā)動機向低速大轉矩發(fā)展趨勢，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。
根據(jù)以上信息，針對微型貨車在主減速比小于6的情況下，應盡量選用單級減速器驅動橋所以此設計采用中央單級減速器驅動橋，再配以鑄造整體式驅動橋。其結構見圖3-1。
圖3-1 單級主減速器
3.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案
主減速器中必須保證主從、動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除去齒輪的加工質量、裝配調整及軸承、主減速器的殼體的剛度以外，還與軸承的支承剛度密切相關。
1） 主動錐齒輪的支承
主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種，見圖3-2 、圖3-3所示。
圖3-2 懸臂式 圖3-3 跨置式
懸臂式支承結構的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩支承間的距離凸b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應大于2.5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些?？拷X輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。
3.3 主減速器的齒輪類型
汽車主減速器廣泛采用的是弧齒錐齒輪、雙曲面齒輪和蝸輪蝸桿等多種形式。
弧齒錐齒輪傳動：制造簡單，廣泛應用在汽車主減速器上。一對弧齒錐齒輪嚙合時，輪齒并不在全場上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)的轉向另一端，并至少有兩隊以上的輪齒同時嚙合，所以它比直齒輪能承受更大的載荷，而且平穩(wěn)無聲。但其對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便是工作條件急劇變壞，伴隨磨損、噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將軸承頂緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。
雙曲面齒輪傳動與弧齒錐齒輪傳動不同之處在于主從動軸線不相交而有一偏移距E。由于存在偏移距，從而主動齒輪螺旋角與從動論螺旋角不等，且>。此時兩齒輪切向力 與 之比，可根據(jù)嚙合面上法向力彼此相等的條件求出。
（3-1）
設與分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑，雙曲面的傳動比為
（3-2）
對于圓弧錐齒輪傳動，其傳動比，令K=cos/,則
（3-3）
系數(shù)一般為1.25~~1.5。這說明當雙曲面齒輪尺寸與弧齒錐齒輪尺寸相當時，雙曲面?zhèn)鲃佑懈蟮膫鲃颖?；當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪比弧齒錐齒輪有較大直徑，較高的齒輪強度及較大的主動齒輪軸和軸承剛度；當傳動比和主動齒輪尺寸一定時，雙曲面從動錐齒輪直徑比相應螺旋齒輪小，也讓離地間隙較大。
雙曲面齒輪副在工作過程中，除了有沿齒高方向側向滑動之外，還有沿齒長方向的縱向滑動?？v向滑動可改善齒輪的磨合過程，并使其工作安靜平滑。然而縱向滑動可使摩擦損失增加，降低傳動效率，因而偏移距E不應過大。雙曲面齒輪傳動齒面間大的壓力和大的摩擦功，可能導致油膜破壞和吃面燒結咬死。因此，雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和避免齒面燒結的特殊雙曲面潤滑油。
考慮到生產條件、材料問題以及經濟性問題，我們選擇采用弧齒錐齒輪。
3.4 主減速器從動齒輪基本參數(shù)的選擇與計算
3.4.1 主減速比的確定
主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及檔變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃油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的總傳動比i一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌鹿β势胶鈦硌芯繉ζ噭恿π缘挠绊?。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)做最佳匹配的方法來選擇值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃油經濟性。
本設計中主減速比=4.11
3.4.2 主減速器齒輪計算載荷的確定
汽車主減速器錐齒輪有格里森和奧利康兩種切齒方法，本設計中按照格里森齒制錐齒輪計算載荷。
按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩
（3-4）
（3-5）
= （3-6）
式中:
——發(fā)動機最大轉矩 =78 N.m；
——發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時作用在主減速器從動齒輪上的計算轉矩；
——驅動車輪滑轉時作用在主減速器從動齒輪上的計算轉矩；
——主減速器從動齒輪上的平均計算轉矩；
——汽車傳動系效率 =0.95；
——動載系數(shù) =1
n——該汽車的驅動橋數(shù)
——變速器最低檔傳動比 =3.429
K——液力變矩器變矩系數(shù) K=1
——汽車后軸對地面的荷重
——汽車滿載質量 = 15500N 。 =/=/2 （3-7）
代入數(shù)據(jù)得到 =7045.45N
——地面對車輪的作用力； =7750N
——汽車加速行駛的質量轉移系數(shù) =1.1；
——輪胎對地面的附著系數(shù) =0.85；
——車輪滾動半徑 cm；
——主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動效率 =1
——主減速器主動齒輪到車輪之間按的傳動效率 =0.9
——地面作用在車輪上的轉矩 =7750N
把以上數(shù)據(jù)分別代入（3-4）（3-5）（3-6）得 ：
=1099.27 N =1613.83N = =2109.72 N
由式（3-4）和(3-5)求的計算轉矩，是作用到從動錐齒輪上的最大轉矩，是作用在從動錐齒輪上的最大轉矩，不同于日常行駛平均轉矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉矩應取前面兩種的較小值，即=min[]，故主減速器齒輪的計算載荷：=1099.27N.m。
主動錐齒輪的計算轉矩為：
（3-8）
式中：——主動錐齒輪計算轉矩，
——主減速比
——主從動錐齒輪之間的傳動效率，對于弧齒錐齒輪，取95%；
計算得=281.54N.m
3.4.3 錐齒輪主要參數(shù)的選擇
主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)和、從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)、主從動錐齒輪齒面寬和、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角、法向壓力角等。
1、主從動錐齒輪齒數(shù)和
選擇主從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮以下因素：
a) 為了磨合均勻，和之間應避免有公約數(shù)；
b) 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主動錐齒輪齒數(shù)和應不少于40；
c) 威樂嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于乘用車，一般不少于9；對于一般商用車，一般不少于6；
d) 主傳動比較大時，盡量取得少些，以便得到滿意的離地間隙；
e) 對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配；
根據(jù)上述條件：取=9和=37
故可以重新確定汽車的主減速比：=/=37/9=4.11
根據(jù)新的主減速比重新確定汽車的主減速器計算載荷：
=989.34N.m
2、從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)
對于單級主減速器，增加尺寸會影響驅動橋殼高度尺寸和離地間隙，減小會影響跨置式主動錐齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。
根據(jù)經驗公式初選，即
= （3-9）
式中：——從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；
——直徑系數(shù)，一般為13.0~15.3，取值為15
——從動錐齒輪的計算轉矩（N.m）, =min[]，=1099.27N.m。
故可算得，=154.8mm
由下式計算：=/
可得=4.18；同時還應滿足=，式中為模數(shù)系列，取0.3~0.4。經計算得，=（0.3~0.4）=3.096~4.128，根據(jù)國家標準模數(shù)（GB1357-87）選擇模數(shù)=4，故=437=148mm
3、主、從動錐齒輪齒面寬和
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齒下端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過下。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應力集中，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齒輪小段，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。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。
對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于其節(jié)錐距的0.3倍，即0.3，并且一般推薦=0.155。對于弧齒錐齒輪，一般比大10%。
故齒面寬選擇為=0.155148=22.94mm =22.941.1=25.23mm
4、中點螺旋角
螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小?；↓X錐齒輪齒輪副的中點螺旋角是相等的。選擇時，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，則重合度越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲就越低，而且輪齒的強度越高。一般不小于1.25，在1.25~2.0時效果最好。但是過大，會導致軸向力增大。
汽車主減速器弧齒錐齒輪齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為~.乘用車選用較大的值以保證較大的齒面重合度，使運轉平穩(wěn)，噪聲低；商用車選用較小的值以防止軸向力過大嗎，通常取
5、螺旋方向
從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的螺旋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離開錐頂方向，這樣可使主從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒因卡死而損傷。
本設計中選取主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋方向。
6、法向壓力角
法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減小齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)，但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于小負荷工作的輪齒，一般采用小的壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。對與弧齒錐齒輪，商用車的為或，乘用車的一般選用或。
本設計中選取法向壓力角。
3.4.4 主減速器錐齒輪的材料
驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳東西中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪材料應滿足如下要求：
a) 具有高的彎曲疲勞強度和表面解除疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。
b) 齒輪芯部應有適當?shù)捻g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、切削加工性能以及特處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。
d) 選擇合金材料是，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。
汽車主減速器錐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.滲碳合金鋼的主要優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般含碳量的質量分數(shù)為0.8%~1.2%）,具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部腳軟，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有較高，表面硬化層以下的基底腳軟，在承受很大的壓力時可能產生塑性變形，如果滲碳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，防止其在運行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪再熱處理以及精加工后，做厚度為0.005~0.020mm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。
3.4.5 主減速器弧齒錐齒輪的幾何尺寸計算
根據(jù)圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算步驟，并根據(jù)主減速器齒輪的基本參數(shù)選擇，已經確定的項目如下：
主動錐齒輪齒數(shù)：=9
從動錐齒輪齒數(shù)：=37
端面模數(shù) =4
齒面寬 =22.94mm = 25.23mm
法向壓力角 =
軸交角 =
節(jié)圓直徑 == 4 9=36mm；==437=148mm。
需要確定的那個的項目如下：
（1） 齒全高與齒工作高
齒全高h=gm 齒工作高
表3-1 圓弧齒螺旋齒輪的 、 、
主動錐齒輪齒數(shù)
（5）
6
7
8
9
10
11
從錐齒輪最小齒數(shù)
34
33
32
31
30
29
26
法向壓力角
螺旋角
~
齒工作高系數(shù)
（1.430）
1.500
1.560
1.610
1.650
1.680
1.695
1.700
齒全高系數(shù)
（1.588）
1.666
1.733
1.788
1.832
1.865
1.882
1.888
大齒輪齒高系數(shù)
（0.160）
0.215
0.270
0.325
0.308
0.435
0.490
0.46+
根據(jù)表3-1選齒工作高系數(shù)=1.650，齒全高系數(shù)=1.832。
故計算得 :齒工作高 =1.65 4 =6.6
齒全高 h==1.8324=7.33
(2)節(jié)錐角
（3-10）
=-=-= （3-11）
（3）節(jié)錐距
==76.17mm （3-12）
（4）周節(jié)
t=3.1416=3.14164=12.57 （3-13）
(5) 齒頂高
=0.3084=1.23mm
=6.6-1.232=5.37mm （3-14）
(6)齒根高
=h-;=h- （3-15）
=7.33-5.37=1.96mm; =7.33-1.23=6.10mm
(7)徑向間隙
=- （3-16）
=7.33-6.6=0.73mm
(8)齒根角
=； = （3-17）
===
===
(9)面錐角
= +； =+ (3-18)
=+=； =+=
（10）外圓直徑
=+； =+ (3-19)
=36+25.37cos=46.44mm
=148+21.23cos=148.58mm
(11)節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離
； (3-20)
=72.73mm
=16.80mm
(12)理論弧齒厚
； (3-21)
根據(jù)表3-2選擇=0.860
故有；
表3-2弧齒錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚
6
7
8
9
10
11
30
0.911
0.957
0.975
0.997
1.023
1.053
40
0.803
0.818
0.837
0.860
0.888
0.948
50
（0.748）
0.757
0.777
0.828
0.884
0.946
60
（0.715）
（0.729）
0.777
0.828
0.883
0.945
（13）齒側間隙
根據(jù)表3-3選取齒側間隙B（mm）為：
B=0.150mm
表3-3“格里森制”弧齒錐齒輪推薦采用的齒側間隙B
3.4.6 主減速器弧齒錐齒輪的強度計算
在選好主減速器錐齒輪的主要參數(shù)后，就可以根據(jù)所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據(jù)所確定的計算載荷進行強度校核，以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。
輪齒損壞的形式主要有彎曲疲勞折斷，過載折斷，齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。在實際設計中往往還要依據(jù)臺架和道路試驗及實際使用情況等來檢驗。
（1） 單位齒長圓周力
主減速器錐齒輪的表面耐磨性，常用輪齒上的單位齒長圓周力來估算，
(3-22)
式中： p——輪齒上單位齒長的圓周力（N/mm）；
F——作用在輪齒上的圓周力（N）；
——從動齒輪齒面寬（mm）。
按發(fā)動機最大轉矩計算時
(3-23)
式中： ——變速器傳動比，常取一檔及直接檔進行計算；
——主動錐齒輪中點分度圓直徑（mm）;
其他符號同前。
取一檔時： =3.429
=559.49N/mm
取直接檔時：=1
=163.17N/mm
按驅動輪打滑的轉矩計算時：
(3-24)
式中：——驅動橋對水平地面的負荷，N
——輪胎與地面的附著系數(shù)，=0.85
——輪胎滾動半徑，0.245m
——主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑，mm；
——汽車最大加速度時后軸負荷轉移系數(shù)，商用車：1.1~1.2，取為1.1；
——主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；
——主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率；
其他符號同前。
=7045.45N
=956.44N/mm
許用的單位齒長圓周力【p】見表3-4。在現(xiàn)代汽車設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，【p】有時高出表中數(shù)值的20%~50%。對于不滿足需用單位齒長圓周力的情況可以通過改變材料的方法來滿足其要求。
表4-4許用單位齒長上的圓周力
（2） 輪齒彎曲強度
錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為
(3-25)
式中：——錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力（Mpa）
——所計算齒輪的計算轉矩（Nm），對于從動齒輪：=min[] 對于主動齒輪，還要按式（3-5）換算；
——過載系數(shù)，一般取1；
——尺寸系數(shù)，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，
當，=；當時，=0.5，本設計中=0.5
——齒面載荷分配系數(shù)，跨置式：=1.0~1.1，懸臂式：=1.00~1.25，
——質量系數(shù)，當齒輪接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時=1.0,；
B——所計算齒輪的齒面寬（mm）
D——所討論齒輪的大端分度圓直徑（mm）
——所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，從圖3-1中可查詢得=0.234
圖3-1 用于壓力角、螺旋角、軸交角的汽車用弧齒錐齒輪輪齒彎曲應力綜合系數(shù)。
對于從動錐齒輪：
==380.5N/mm
對于主動錐齒輪：
==281.54N/mm
上述=min[]計算的最大彎曲應力不超過700Mpa，因此本設計中的錐齒輪是可以達到彎曲強度要求的。
（3） 輪齒接觸強度
錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為
= (3-26)
式中：——錐齒輪的齒面接觸應力（Mpa）;
D1——為主動錐齒輪打斷分度圓直徑（mm）;
B——取齒寬的較小值；
——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪對淬透性的影響，通常取1.0；
——齒面品質系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質，對于制造精確的齒輪，取1.0；
——綜合彈性系數(shù)，這里取為231.6/mm;
——齒面接觸強度綜合系數(shù)，根據(jù)圖4-2取之為0.123；
圖3-2 接觸強度計算用綜合系數(shù)（壓力角、螺旋角）
故計算得
==67.38Mpa
上述按min[]計算最大接觸應力不應超過2800Mpa，主從動錐齒輪的齒面接觸應力是相同的。
3.5 軸承疲勞壽命計算
（1）軸承的選擇
選擇型號 7000C型（）角接觸球軸承
（2）疲勞壽命計算
由=1500r/min
V=wr=21.56=0.069m/s
=281.54 N
Fr==4080N
當量動載荷計算由型號已知 =15000N
Fa= Frtan15=1093.2N
=0.0729
查機械設計手冊：
e=0.46 X=0.44 Y=1.23
P=X Fr +Y Fa=0.444080+1.231093.2=3039.8N
===1111.5h
——最大轉矩對應的發(fā)動機轉速；
V——軸承轉速；
Fr——軸承受徑向力；
Fa——軸承受軸向力；
——軸承壽命。
第4章 差速器的設計與計算
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(yōu)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差速器。
汽車在行駛過程中，左、右車輪在同一時間內所滾過 的路程往往不等。轉彎時內外兩側車輪行程顯然不同，外側車輪滾過的距離大于內側的車輪；汽車在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉，這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。威樂防止這些現(xiàn)象的發(fā)生，汽車左、右驅動輪間都裝有差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。
差速器用來在兩軸間分配轉矩，并保證兩軸輸出軸有可能以不同的角速度轉動，差速器有多種形式，在此設計中匹配普通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，兩個半軸齒輪，4個行星齒輪（少數(shù)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（不少裝有4個行星齒輪的差速器采用十字軸結構），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(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，最廣泛的運用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上。
1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片；
7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼
圖4-1普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器
4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的工作原理
圖4-1 差速器差速原理
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，處在同意半徑r上的A、B、C三點的圓周速度都相等（圖4-1），其值為 于是，即差速器不起差速作用，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（圖），嚙合點A的圓周速度為，嚙合點B的圓周速度為；于是
即 （4-1）
若角速度以每分鐘轉數(shù)n表示，則
（4-2）
式（4-2）為兩半軸齒輪直徑相等對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關，因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無滑動。
由式（4-2）還可以得知：①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；②當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。
4.2 差速器齒輪的主要參數(shù)選擇
（1）行星齒輪數(shù)n
行星齒輪數(shù)n需要根據(jù)承載情況來選擇，在承載不大的情況下n可取兩個，反之應取n=4。在本設計中選擇4個行星齒輪。
（2） 行星齒輪球面半徑
行星齒輪球面半徑反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經驗公式來確定。
= (4-3)
式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，=2.5~3.0，對于四個行星齒輪的乘用車和商用車取小值，對于有兩個行星齒輪的乘用車及四個行星齒輪的越野車何況用車取最大值；所以=2.5
——差速器計算轉矩（Nm），=min[]；
——球面半徑（mm）.
故可計算得：
===25.8（mm） （4-4）
行星齒輪節(jié)錐距為
=（0.98~0.99）=25.29~25.54（mm）
取之為 25.32mm
（3） 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)和
為了使輪齒有較高的強度，希望取得較大的模數(shù)，但尺寸會增大，于是又要求齒數(shù)應取少些，但一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)在14~25之間選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比/在1.5~2.0之間范圍內，且半軸齒輪齒數(shù)和必須能被行星齒輪齒數(shù)整除。
查閱資料，經方案論證，初定半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比/=2，半軸齒輪齒數(shù)=24，行星齒輪的齒數(shù)=12。
（4） 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、及模數(shù)m
行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角分別為
==arctan0.5= （4-5）
== （4-6）
錐齒輪大端的端面模數(shù)m為
m== （4-7）
故計算得
m==2.43
根據(jù)模數(shù)取m=2.5
由d=mz可計算得節(jié)圓直徑
=122.5=30mm =242.5=60mm
（5） 壓力角
汽車差速器齒輪大都采用壓力角為、齒高系數(shù)為0.8的齒形，某些總質量較大的商用車采用的壓力角，以提高齒輪強度。
本設計中采用的壓力角。
（6） 行星齒輪軸直徑d及支承長度L
行星齒輪軸直徑d（mm）為
d= （4-8）
式中： ——差速器殼傳遞的轉矩（Nm）；
n——行星齒輪數(shù)；n=4
——行星齒輪支承面重點到錐頂?shù)木嚯x（mm），約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半；
——支承面許用擠壓應力，取98Mpa.
==4.113.42978=1099.27N.m
=0.4 =0.460=24(mm)
d==10.31mm
行星齒輪在軸上的支承長度L為：
L=1.1d=1.110.31=11.34mm
4.3 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、20CrMoTi、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。
4.4 差速器齒輪幾何尺寸計算
根據(jù)汽車差速器支持錐齒輪計算步驟，差速器齒輪基本參數(shù)的選擇已經王城的計算如下：
行星齒輪齒數(shù)：=12
半軸齒輪齒數(shù)：=24
差速器直齒錐齒輪模數(shù)：m=2.5
直齒錐齒輪壓力角：=
差速器直齒錐齒輪軸交角：
差速器直齒錐齒輪節(jié)圓直徑：=122.5=30mm =242.5=60mm
差速器直齒錐齒輪節(jié)錐角： = =
需要完成的計算步驟如下：
（1）直齒錐齒輪的齒寬面
b=(0.25~0.30) （4-9）
取齒面寬系數(shù)為0.27，得b=0.27*25.32=6.84mm
（2）齒工作高
=1.6m （4-10）
=1.6*2.5=4mm