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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)
摘 要
關鍵詞：
Abstract
Keywords：
- 65-
第1章 緒 論
1.1 選題背景目的與意義
汽車是改變世界的機器。汽車工業(yè)發(fā)展的百年歷史中，已使世界發(fā)生了翻天覆地的變化。目前，全世界的汽車保有量已經(jīng)超過8.5億輛，我國民用汽車2009年就已達到8500萬輛。中國的汽車工業(yè)起步的比較晚，迄今為止僅有50多年的歷史，但其已取得很大的成就【1】。無論從產(chǎn)銷量上還是從技術水準上來看，中國的汽車都在不斷的前進和發(fā)展中，尤其是在近幾年，其發(fā)展速度更是出乎人們的意料，很多人形容為“井噴 ”。2004年銷售2241523輛， 2005年銷售2854822輛，2006年銷售3833929輛， 2007年 銷售4731944輛，2008年 銷售5006120 ，2009年銷售7453132輛。（以上為2004—2009年轎車的銷量）。隨著汽車產(chǎn)品科技含量的迅速提高和汽車擁有量的不斷增加，汽車工業(yè)已經(jīng)成為國民的經(jīng)濟支柱產(chǎn)業(yè)，帶動了許多相關企業(yè)、事業(yè)，包括鋼鐵、石油、橡膠、塑料、機床、道路、汽車銷售、售后服務、運輸、交通管理等的發(fā)展[2]。
伴隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，使用范圍的不斷擴大，對于各部件的研發(fā)與制造都提出了更高的要求，汽車車橋是汽車的重要大總成，其結構型式和設計參數(shù)對汽車的可靠性和操縱性穩(wěn)定性等有直接的影響。驅動橋是現(xiàn)代汽車重要的總成之一，它位于傳動系末端，其功用為增扭、降速、改變轉矩的傳動方向，并將轉矩合理分配給左右驅動車輪。此外，還要承擔路面與車架或車身間的各種力與力矩。在畢業(yè)設計中，完成對驅動橋的設計，是在完成大學學習后進行的一次綜合性訓練，是對所學的基本知識、基本理論和基本技能掌握與提高程度的一次總測試。作一篇好的畢業(yè)設計，既要系統(tǒng)地掌握和運用專業(yè)知識，還要有較寬的知識面并有一定的邏輯思維能力和寫作功底。撰寫畢業(yè)論文的過程是訓練學生獨立進行科學研究的過程。通過撰寫畢業(yè)論文，可以使學生了解科學研究的過程，掌握如何收集、整理和利用材料；如何觀察、如何調查、作樣本分析；如何利用圖書館，檢索文獻數(shù)據(jù)；如何操作儀器等方法。撰寫畢業(yè)論文是學習如何進行科學研究的一個極好的機會，因為它不僅有教師的指導與傳授，可以減少摸索中的一些失誤，少走彎路，而且直接參與和親身體驗了科學研究工作的全過程及其各環(huán)節(jié)，是一次系統(tǒng)的、全面的實踐機會。依照指導教師的的要求和相應規(guī)范，完成對所要求題目的材料收集、篩選，并與其他同學進行合作，共同探討最終完成設計，以此鍛煉學生的文獻查閱能力和與他人這件的團隊協(xié)作能力，同時也有助于為日后的工作打下基礎。
1.2 國內外驅動橋研究狀況
1、21國外研究現(xiàn)狀
國外輕型貨車驅動橋開發(fā)技術已經(jīng)非常的成熟，建立新的驅動橋開發(fā)模式成為國內外驅動橋開發(fā)團體的新目標。驅動橋設計新方法的應用使得其開發(fā)周期縮短，成本降低，可靠性增加。國外的最新開發(fā)模式和驅動橋新技術包括：
(1) 并行工程開發(fā)模式
(2) 模態(tài)分析
(3) 驅動橋殼的有限元分析方法。
(4) 高性能制動器技術
(5) 電子智能控制技術進入驅動橋產(chǎn)品[2]。
2、國內研究現(xiàn)狀
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(yè)雖然有一些成果，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。在科技迅速發(fā)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(fā)能力的提高，我國的驅動橋設計和制造會逐漸發(fā)展起來，并跟上世界先進的汽車零部件設計制造技術水準[3]。
第2章 驅動橋的總體方案確定
2.1 驅動橋的結構和種類和設計要求
2.1.1 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。驅動橋分為斷開式和非斷開式兩種【3】。
2.1.2 驅動橋結構組成
在多數(shù)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
1－輪轂 2－半軸 3－鋼板彈簧座 4－主減速器從動錐齒輪 5－主減速器主動錐齒輪 6－差速器總成
圖1—1 驅動橋的組成
2.1.3 驅動橋設計要求
(1)選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)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(wěn)，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(xié)調。
(7)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便【4】。
2.2設計車型主要參數(shù)
本次設計的主要參數(shù)如表2—1所示
表2—1 設計車型參數(shù)
輪胎
7.5-16
發(fā)動機最大轉矩
245
N·m
汽車滿載總質量
4450
kg
滿載時軸荷分布
前軸1630 后軸2820
kg
主減速比
5.833
一檔傳動比
5.568
2.3 主減速器結構方案的確定
2.3.1主減速比的確
根據(jù)設計要求主減速比為5.833。
2.3.2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(fā)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發(fā)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(xiàn)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。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(yōu)點有：
圖2—1 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪
（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。
（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。
由于雙曲面齒輪傳動的主動齒輪的直徑及螺旋角都較大，所以相嚙合輪齒的相當曲率半徑比相應的螺旋錐齒輪當量曲率半徑大，其結果是齒面建的接觸應力降低。隨偏移矩的不同，曲面齒輪與接觸應力相當?shù)穆菪F齒輪比較，負荷可提高達175％。如果雙曲面主動齒輪的螺旋角變大，則不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)可減少，所以可選用較少的齒數(shù)，這有利于大傳動比的傳動，這對于驅動橋的主減速比大于4.5的傳動有其優(yōu)越性[5]。
2.3.3主減速器的減速形式
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、減
速及輪邊減速等。減速形式主要取決于由動力性、經(jīng)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(shù)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。
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，是驅動橋的基本型，在貨車車上占有重要地位。
?。╝） 單級主減速器 （b） 雙級主減速器
圖2—2主減速器
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(shù)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，只有在主減速比較大（7.6<）且采用單級主減速器不能滿足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=5.833，所以采用單級主減速器。
2.3.4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(xiàn)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，多用于傳遞轉巨較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。
圖2—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。
圖2.4 主動錐齒輪騎馬式支承
本次設計貨車為輕型貨車，所以采用懸臂式。
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[6]。
圖2—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）。
2.4 差速器結構方案的確定
根據(jù)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(lián)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。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。
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(wěn)可靠，適用于本次設計的汽車驅動橋。
2.5 半軸形式的確定
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。其結夠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(jié)。如圖2—6所示，根據(jù)半軸外端支撐形式分為半浮式，3/4浮式，全浮式。
（a）半浮式 （b）3/4浮式 （c）全浮式
圖2—6 半軸支撐形式
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(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(lián)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(jù)相關車型及設計要求，本設計采用全浮半軸。
2.6 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，按照設計要求選用整體式。
2.7 本章小結
本章首先確定了主減速比，用以確定其它參數(shù)。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?；敬_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(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。
3.2主減速器齒輪參數(shù)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(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
/n （3-1）
式中：——發(fā)動機最大轉矩245；
——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檔傳動比
=
變速器傳動比=5.568；
主減速器傳動比＝5.833
——上述傳動部分的效率，取=0.9；
——超載系數(shù)，取=1.0；
n——驅動橋數(shù)目1。
=201 5.568 5.8331 0.9/1=7161.4
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?。?
=×9.8=2250×9.8=27636N；
——輪胎對地面的附著系數(shù)，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，0.405m；
——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。
=11255.2
通常是將發(fā)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【5】。
3.2.2 主減速器齒輪參數(shù)的選擇
1、主、從動齒數(shù)的選擇
選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：為了磨合均勻，，之間應避免有公約數(shù)；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(shù)和應不小于40；為了嚙合平穩(wěn)，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【6】。
主減速器的傳動比為5.833，初定主動齒輪齒數(shù)=7，從動齒輪齒數(shù)=41。
2、從動錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的選擇
根據(jù)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(jù)，按經(jīng)驗公式選出：
（3-3） 式中：——直徑系數(shù)，取=13～16；
——計算轉矩，，取，較小的。取=6675.46。
計算得，=250.78～308.42mm，初取=260mm。
選定后，可按式算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核
（3-4）
式中：——模數(shù)系數(shù)，取=0.3～0.4；
——計算轉矩，，取。
==5.78～7.71
由GB/T12368-1990，取=6.5，滿足校核。
所以有：=45.5mm =266.5mm。
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(jié)錐距的0.3倍。對于汽車工業(yè)，主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用：F=0.155=41.31mm
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。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(jié)錐表面的展開圖上定義的，齒面寬中點處為該齒輪的名
義螺旋角。=47.23
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(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，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，并使齒輪的端面重迭系數(shù)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。
7、主從動錐齒輪幾何計算
計算結果如表3—1所示。
計算方法為，例：第(15)項中，(14)+(9)(13)的意思為，用第(14)項的計算數(shù)據(jù)加上第(9)項的計算數(shù)據(jù)乘以第(13)項的計算數(shù)據(jù)。第(65)項求得地齒線半徑與第(7)項選定的刀盤半徑之差不應超過值的1％。否則需重新試計算第(20)項至第(65)項。如果<，則需要將第(20)項的tan的數(shù)值減小，重新計算各項，并將結果寫在欄內第二列。若>，則應增大tan值。修正量是根據(jù)曲率半徑的差值來選取的【9】。若無特殊考慮，則第二次試算時可將tan改大10％。如果第二次試算得出的新值仍不接近，就要進行的三次試算，通常也是最后一次試算，可用下式求tan：
（3-5）
式中下標1，2，3分別表示第二、第二和第三次計算得結果。
表3—1 主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表
序號
計算公式
計算數(shù)據(jù)
注釋
（1）
7
小齒輪，應不小于6
（2）
41
＋40，載貨汽車
（4）
F=0.155
41.31
大齒輪齒面寬
（5）
E
30
E0.2
（6）
266.5
大齒輪分度圓直徑
（7）
95.25
刀盤名義半徑
（8）
47.23
小齒輪螺旋角預選值
(12)
113.0153
大齒輪在齒面中點處的分度圓半徑
（13）
sin
0.200491
(14)
cos
0.965595
(15)
(14)+(9)(13)
1.246718
（16）
（3）（12）
19.295107
（17）
=(15)(16)
24.055557
小齒輪在齒面寬中點處的分度圓半徑
（18）
=0.02（1）＋1.06
1.2
齒輪收縮系數(shù)
（19）
＋（17）
575.683512
（20）
tan=
0.052112
0.057323
0.058006
(21)
1.001357
1.001642
1.001681
(22)
sin
0.052041
0.057229
0.057908
(23)
2.983099°
3.280776°
3.319778°
(24)
sin=
0.254374
0.25269
0.253125
(25)
tan＝
0.263026
0.261805
0.261646
(26)
tan＝
0.197855
0.261805
0.261646
（27）
cos
0.980983
0.976932
0.976373
(28)
sin=
0.259305
0.259249
0.259250
(29)
cos
0.965795
0.965810
0.965810
(30)
tan=
1.083367
1.083544
1.083540
(31)
(28)
-0.000604
-0.000670
-0.000649
(32)
(3)(31)
-0.000103
-0.000111
-0.000110
(33)
sin=(24)-(22)(32)
0.254780
0.253275
0.253189
(34)
tan
0.263033
0.261812
0.261717
(35)
tan＝
0.217573
0.218589
0.221262
(36)
12.2747°
12.3302°
12.4763°
小齒輪節(jié)錐角
(37)
cos
0.977139
0.976933
0.976385
(38)
sin=
0.260741
0.259255
0.259313
(39)
15.1140°
15.0258°
15.0292°
(40)
cos
0.965409
0.965809
0.965793
(41)
tan=
1.076566
1.080940
1.080839
(42)
47.1116°
47.2274°
47.2247°
小齒輪中點螺旋角
(43)
cos
0.680572
0.679090
0.679124
(44)
=(42)-(39)
31.9976°
32.2015°
32.1954°
(45)
0.848070
0.846175
0.846235
(46)
tan
0.624812
0.629772
0.629624
(47)
cot=
0.224621
0.225956
0.228714
(48)
77.3402°
77.2674°
77.1172°
大齒輪節(jié)錐角
(49)
sin
0.975688
0.975410
0.974482
(50)
cos
0.219160
0.220399
0.222957
(51)
24.60644
34.61071
24.62454
(52)
515.67485
512.77592
506.89281
(53)
(51)+(52)
540.28129
512.77592
531.51735
(54)
98.23312
98.04191
98.10705
(55)
76.96937
76.45803
75.58062
(56)
-tan=
0.039767
0.038897
0.037477
(57)
-
2.2772°
2.2274°
2.1462°
(58)
cos
0.999210
0.999244
0.999298
(59)
0.001740
0.0017084
0.001645
(60)
0.000048
0.0000477
0.0000465
(61)
(54)(55)
7560.9421
7496.0917
7414.9914
(62)
0.002812
0.002879
0.003038
(63)
(59)+(60)+(62)
0.004600
0.002879
0.004729
(64)
98.20739
97.413019
95.481492
（65）
＝
98.285036
97.413019
95.481492
（66）
0.969120
0.977795
0.997575
（67）
（3）（50）；1.0－（3）
0.03808
0.829270
（68）
；
（35）（37）
109.305051
0.216037
（續(xù)表）
（69）
（37）＋（40）（67）左
1.013147
（70）
＝（49）（51）
24.004694
（71）
z=(12)(47)-(70)
1.282165
大齒輪節(jié)錐頂點到小齒輪軸線的距離，正號表示該節(jié)錐點越過小齒輪軸線負號表示該節(jié)錐點在大齒輪輪體與小齒輪軸線之間
（72）
＝
115.933580
在節(jié)平面內大齒輪齒面寬中點錐距
（73）
＝
136.690780
大齒輪節(jié)錐距
（74）
（73）－（72）
20.757200
（75）
＝
8.397439
（76）
0.747056
（77）
－(76)
0.404903
（78）
45°
次論兩側壓力較的總和
（79）
sin
0.707107
（80）
=
22.5°
（81）
cos
0.923880
（83）
0.977521
(84)
=
251.771317
雙重收縮齒齒根角的總和（單位：分）
(85)
0.130
大齒輪齒頂高系數(shù)
(86)
＝1.150－（85）
1.02
(87)
＝（75）（85）
1.091667
大齒輪齒面寬中點處的齒頂高
(88)
＝（75）（85）＋0.05
8.615387
大齒輪齒面寬中點處的齒根高
(89)
＝（84）（85）
32.730271
大齒輪齒頂角（單位：分）
(90)
sin
0.009521
(91)
＝（84）－（89）
266.48488
大齒輪齒根位：分）
(92)
sin
0.063673
(93)
=(87)+(74)(90)
1.289296
大齒輪齒頂高
（94）
＝（88）＋（74）（90）
9.937060
大齒輪齒根高
（95）
c=0.150(75)+0.05
1.309616
徑向間隙
（96）
h=(93)+(94)
11.226356
大齒輪齒全高
（97）
＝（96）－（95）
9.916740
大齒輪工作高
（98）
＝（48）＋（89）
77.662712°
大齒輪的面錐角
（102）
sin
0.958653
（103）
cos
0.284575
(104)
cot
0.011208
(105)
=＋(6)
267.074915
大齒輪外圓直徑
(106)
（70）＋（74）（50）
28.632657
(107)
＝（106）－（93）（49）
27.375815
大齒輪外緣至小齒輪軸線距離
(108)
0.012423
(109)
－1.286751
(110)
＝（71）－（108）
1.831064
大齒輪面錐角頂點至小齒輪軸線距離
(111)
＝（71）＋（109）
0.556736
大齒輪根錐角頂點至小齒輪軸線距離
(112)
（12）＋（70）（104）
113.284345
(113)
sin＝
0.264820
(114)
cos=
0.964298
(115)
tan=
0.274625
(116)
sin=(103)(114)
0.274415
(117)
15.927161°
小齒輪面錐角
(118)
cos
0.961611
(119)
tan
0.285370
(120)
6.477493
(121)
＝
1.521425
小齒輪面錐角頂點至大齒輪軸線的距離
（122）
tan=
0.009742
（123）
;cos
0.558195°
0.999952
（124）
=(39)-(123)左；
cos
14.471084°
0.968274°
（125）
=(117)- (36); cos
3.440786°
0.998186°
（126）
(113)(67)右-(68)右
0.003570
－0.435644
（127）
1.032716
（128）
（68）左＋（87）（68）右
（129）
0.963358
（130）
（74）（127）
21.436292
（131）
＝（128）＋（130）（129）＋（75）（126）左
130.221694
小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離
（132）
（4）（127）－（130）
21.225206
（133）
＝（128）－（132）（129）＋（75）（126）右
85.435125
小齒輪的前緣之大齒輪軸線的距離
（134）
（121）＋（131）
131.743119
（135）
＝
75.191067
小齒輪外圓直徑
（136）
118.265536
（137）
sin=
0.253666
（138）
3.942185
（139）
cos
0.997634
（140）
14.501106
（141）
=
-9.907469
小齒輪根錐頂點至大齒輪軸線的距離
（142）
sin=(100)(139)
0.213160
（143）
12.307628°
小齒輪根錐角
（144）
cos
0.977017
（145）
tan
0.218175
（146）
0.156
最小齒側間隙允許值
（147）
0.207
最大齒側間隙允許值
（148）
（90）＋（92）
0.073194
（149）
（96）－（4）（148）
8.202712
（150）
＝（73）－（4）
95.38078
在節(jié)平面內大齒輪內錐距
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。
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【12】。
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
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
（3-8）
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(fā)動機最大轉矩和最大附著
力矩兩種載荷工況進行計算。
按發(fā)動機最大轉矩計算： （3-9）
式中：——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此為245；
——變速器的傳動比，在此為5.568；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取45.5mm.；
按上式計算：=1451.539 N／mm
表3—3 許用單位齒長上的圓周力 (N／mm)
類別
檔位
一檔
二檔
直接檔
轎車
893
536
321
載貨汽車
1429
250
公共汽車
982
214
牽引汽車
536
250
按最大附著： （3-10）
式中：——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，在此取27636N；
——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取0.85；
——輪胎的滾動半徑，在此取0.405m；
——主減速器沖動齒輪節(jié)圓直徑，在此取266.5；
按上式計算：=1309.647 N／mm
校核后，齒輪設計符合相應圓周力要求。
（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
（3-11）
式中：——齒輪計算轉矩，對從動齒輪，取，較小的者，即=7161.43
——超載系數(shù)，1.0；
——尺寸系數(shù)==0.711246；
——載荷分配系數(shù)取=1；
——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，文件齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動精度高時，取1；
J——計算彎曲應力用的綜合系數(shù)，見圖3—1， =0.242（主動），=0.178（從動）。
相嚙合齒輪的齒數(shù)
求
綜
合
系
數(shù)
J
的
齒
輪
齒
數(shù)
圖3—1 彎曲計算用綜合系數(shù)J
按計算： 主動錐齒輪彎曲應力= 682.26N／mm<700 N／mm
從動錐齒輪彎曲應力=258.66 N／mm<700 N／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：
（3-12）
式中：——主動齒輪計算轉矩為=1364.16；
——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，45.5mm；
，，同3.10；
——尺寸系數(shù)，=1；
——表面質量系數(shù)，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41.35mm；
J—— 計算應力的綜合系數(shù)，J =0.131，見圖3—2所示。
大齒輪齒數(shù)
圖3—2 接觸強度計算綜合系數(shù)J
按計算，=2753.47<2800 N／mm
由圖3.2輪齒齒面接觸強度滿足校核。
3.2.4主減速器的軸承計算
1、作用在主減速器主動齒輪上的力
如圖3.3所示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
直于齒輪的軸線徑向力【13】。
。
圖3.3 主動錐齒輪工作時受力情況
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(jīng)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進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩可按下式計算[10]：
(3.13)
式中：——發(fā)動機最大轉矩，在此取245N·m；
，…——變速器在各擋的使用率，可參考表3.4選取0.5％，2％，5％，15％，77.5％；
，…——變速器各擋的傳動比5.56，3.82，2.44，1.55，1；
，…——變速器在各擋時的發(fā)動機的利用率，可參考表3.4選取50％，60％，70％，70％，60％。
表3.4 及的參考值
變速器
檔位
車型
轎車
公共汽車
載貨汽車
III擋
IV擋
IV擋
IV擋帶
超速檔
IV擋
IV擋帶
超速檔
V擋
<80
>80
I
II
III
IV
V
1
9
90
1
4
20
75
0.8
2.5
16
80..7
2
6
27
65
1
4
15
50
—
1
3
11
85
0.5
3.5
7
59
—
0.5
2
5
15
77.5
I
II
III
IV
V
60
60
50
70
65
60
60
65
60
50
50
70
70
60
60
70
70
60
60
—
50
60
70
60
50
60
70
70
—
50
60
70
70
60
注：表中，其中——發(fā)動機最大轉矩，；——汽車總重，
，此處＝0.55。
經(jīng)計算=217.962 N·m
齒面寬中點的圓周力： （3-14）
式中：T——作用在該齒輪上的轉矩。主動齒輪的當量轉矩；
——該齒輪齒面寬中點的分度圓半徑。
＝24.05mm，
=113.01mm
計算螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力根據(jù)條件選用表3—5中公式。
表3—5 圓錐齒輪軸向力與徑向力
主動齒輪
軸向力
徑向力
螺旋方向
旋轉
方向
右
左
順時針
逆時針
右
左
逆時針
順時針
主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉方向為順時針：
=2527.63 N （3-15）
= 6858.64 N （3-16）
從動齒輪的螺旋方向為右：旋轉方向為逆時針：
=5072.09 N （3-17）
=2626.26 N （3-18）
式中：——齒廓表面的法向壓力角20；
——主動齒輪的節(jié)錐角12.47；
——從動齒輪的節(jié)錐角77.12；。
——主動錐齒輪螺旋角47.22；
——從動錐齒輪螺旋角32.19。
2、主減速器軸承載荷的計算
軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時，還應考慮徑向力所應起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。對于采用懸臂式的主動錐齒輪和跨置式的從動錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖3—4所示。
圖3—4主減速器軸承的布置尺寸
軸承A，B的徑向載荷分別為
= （3-19）
（3-20）
式中：已知P=9062.86N，=6858.64N，=2527.63N , ＝48.11mm,
a=40mm，b=100mm，c=140mm。
所以，軸承A的徑向力=17053.58 N，軸承B的徑向力=18868.42 N
軸承的壽命為
s （3-21）
式中： ——為溫度系數(shù)，在此取1.0；
——為載荷系數(shù)，在此取1.2；
Cr——額定動載荷，N：其值根據(jù)軸承型號確定。
此外對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為
r/min （3-22）
式中：——輪胎的滾動半徑，0.405m；
——汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取33 km/h。
所以有上式可得=216.74 r/min
主動錐齒輪的計算轉速=216.74×5.833=1264.25 r/min。
所以軸承能工作的額定軸承壽命：
h （3-23）
式中: 軸承的計算轉速，1264.25r/min。
若大修里程S定為100000公里，可計算出預期壽命即
= h （3-24）
所以=3030.3 h
對于軸承A和B，根據(jù)尺寸，在此A選用32206型軸承，在此B選用32207型軸承。
對于軸承B：d=40mm,D=80mm，Cr=105KN，e=0.37，在此徑向力=18868.42N，軸向力=2527.63N，所以=0.13
3030.3 h=
所以軸承B符合使用要求。[11]
對于軸承A：d=35mm,D=72mm，Cr=63.8KN，e=0.37，徑向力=17053.58N，軸向力=2527.63N ，所以=0.143030.3 h=
所以軸承A符合使用要求。
對于從動齒輪的軸承C，D的徑向力
R= （3-27） （3-28）
已知：P=9062.86N，=5072.09N，=2626.26 N，a=254mm，b=140mm，c=114mm所以，軸承C的徑向力：=5060.35N；軸承D的徑向力：=5324.08N根據(jù)尺寸，軸承C，D均采用30213，其額定動載荷Cr為160KN,D=120mm，d=65mm
T=32.75mm，e=0.35
對于軸承C，軸向力=5072.09N，徑向力=5060.35N，并且=1.0023>e， X=0.4，Y=1.7
所以Q==1.2(0.4×5072.09＋1.7×5060.35)=12757.72N
==22836.91>
所以軸承C滿足使用要求。
對于軸承D，軸向力=5072.09N，徑向力=5324.08N, 并且=0.95>e，X=0.4,Y=1.7。
所以Q==1.2(0.4×5072.09＋1.7×5324.08)= 13295.73N
==19899.41h >
所以軸承D滿足使用要求。
3.3 主減速器齒輪材料及熱處理
驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，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 [11]。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi用滲碳合金鋼制造的齒輪。
3.4 主減速器的潤滑
主加速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，為此，通常是在從動齒輪的前端靠近主動齒輪處的主減速殼的內壁上設一專門的集油槽，將飛濺到殼體內壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)過近油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處，由于圓錐滾子在旋轉時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的下端通向大端，并經(jīng)前軸承前端的回油孔流回驅動橋殼中間的油盆中，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)[12]。
3.5 本章小結
本章根據(jù)所給參數(shù)確定了主減速器計算載荷、并根據(jù)有關的機械設計、機械制造的標準對齒輪參數(shù)進行合理的選擇，最后對螺旋錐齒輪的相關幾何尺寸參數(shù)進行列表整理，并且對主動、從動齒輪進行強度校核。對主減速器齒輪的材料及熱處理，主減速器的潤滑給以說明。
第4章 差速器設計
4.1 概述
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。為此在驅動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器【7】。
4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器原理
如圖4—1所示，差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪6固連在一起，固為主動件，設其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為和。A、B兩點分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點。
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，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都相等（圖4.1），其值為。于是==，即差速器不起作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。
+=（+）+(-)
即 + =2 （4-1）
若角速度以每分鐘轉數(shù) （4-2）
式（4-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式。
4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構
普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類公路車輛上。
4.4 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計
4.4.1 差速器齒輪的基本參數(shù)選擇
1、行星齒輪數(shù)目的選擇
載貨汽車多用4個行星齒輪。
2、行星齒輪球面半徑（mm）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半徑
球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定：
（mm） （4-3）
式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，2.52～2.99，?。?.6；
——，取，較小的者即=7161.43。
經(jīng)計算=48.57~57.63mm，取=50.12mm
差速器行星齒輪球面半徑確定后，即根據(jù)下式預選其節(jié)錐距：
=（0.98～0.99） （4-4）
＝49.11～49.62mm ，取49.5mm
3、行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇
行星齒輪的齒數(shù)一般不應少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.5～2范圍內。 在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝，即應滿足：
= I （4-5）
式中： ，——左，右半軸齒數(shù)，=；
n——行星齒輪數(shù)，n=4；
I——任意整數(shù)。
取行星齒輪齒數(shù)=10，半軸齒輪齒數(shù)=20，滿足條件。
4、差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定
首先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角：
（4-6）
式中：——行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。
再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)：
=4.427 （4-7）
由機械設計手冊：GB/T12368-1990，取標準模數(shù)=4.5mm；
確定模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：
（4-8）
5、壓力角
目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角
6、行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定
行星齒輪安裝孔與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度，如圖4—3所示。
圖4—3安裝孔直徑及其深度L
=19（mm） =18 mm （4-9）
式中：——差速器傳遞的轉矩6675.46；
n——行星齒輪數(shù)4；
——行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm. ，是半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，l=36mm；
[]——支承面的許用擠壓應力，取為98MPa.。
4.4.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算
如表4—1計算步驟
表4—1 汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算表（長度單位mm）
序號
計算公式
數(shù)據(jù)
項目
（1）
=10
行星齒輪齒數(shù)
（2）
=20
半軸齒輪齒數(shù)
（3）
=4.5
模數(shù)
（4）