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工學院本科生畢業(yè)設計說明書
目錄
1前言 1
2總體方法論證 2
2.1轉向驅動橋分析 2
2.2 結構方案的確定 2
2.2.1驅動橋的分析 2
2.2.2轉向器的分析 2
2.2.3轉向節(jié)的分析 2
2.3本車橋的結構 3
3主減速器的設計計算 4
3.1主減速器傳動比的計算 4
3.2主減速器的選擇 4
3.3主減速器齒輪的類型 5
3.4主減速齒輪計算載荷的確定 6
3.5主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇 7
3.5.1齒數(shù)的選擇 7
表3-1 汽車驅動橋主減速器主動錐齒輪齒數(shù)（用于半展成法*加工時） 7
3.5.2節(jié)圓直徑的選擇 8
3.5.3齒面寬的選擇 9
3.5.4雙曲面齒輪的偏移距E 9
3.5.5雙曲面齒輪的偏移方向 9
3.5.6齒輪法向壓力角的選擇 9
3.5.7齒輪幾何尺寸的計算 9
3.6.1單位齒長上的圓周力 12
3.6.2輪齒的彎曲強度計算 13
3.6.3輪齒的接觸強度計算 13
3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理 14
3.8 主減速器的潤滑 14
4差速器的設計 15
4.1 差速器的結構型式選擇 15
4.2差速器齒輪的基本參數(shù)選擇 15
4.2.1行星齒輪數(shù)目的選擇 15
4.2.2行星齒輪球面半徑RB(MM)的確定 15
4.2.3行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 16
4.2.4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 16
4.2.5差速器幾何尺寸的計算 16
4.3差速器齒輪與強度計算 18
5半軸的設計 19
5.1半軸的設計與計算 19
5.2半軸的結構設計及材料與熱處理 20
6橋殼的設計 21
6.1橋殼的結構型式大致分為可分式 21
7轉向器 22
7.1循環(huán)球式轉向器的角傳動比 22
7.2螺桿－鋼球－螺母傳動副 22
7.3齒條、齒扇傳動副 25
7.4循環(huán)球式轉向器零件的強度計算 29
8轉向節(jié)的設計 33
8.1萬向節(jié)的選擇 33
8.2萬向節(jié)的設計計算 33
9結論 35
考文獻參 36
1前言
轉向驅動橋在四驅越野車中是指具有轉向功能的驅動橋。其主要功能一是把分動器傳出的功率經(jīng)其減速后傳遞給車輪使車輪轉動；二是通過轉向器把方向盤所受的轉矩傳遞給轉向桿從而使車輪轉向。
改革開放以來, 隨著汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，人民生活水平的提高，高速公路、高等級公路的不斷建設，汽車正逐漸進入家庭，成為人們生活的一部分。
同時隨著我國加入世界貿易組織，通用、福特、日產(chǎn)、豐田……一批世界一流汽
車生產(chǎn)企業(yè)紛紛進入中國，市場競爭日趨激烈.入世后，技術競爭將是我國汽車工業(yè)面臨的最大挑戰(zhàn)。
本課題是結合科研進行工程設計。由于四驅越野車的普及，因而對于轉向驅動橋是非常需要的。為了讓越野車能更好的適應野外的行駛，對于轉向驅動橋提出了以下要求：
a.車輪轉向要達到45°
b.方向盤向各邊能轉動2.5圈
c.前輪采用麥弗遜懸架
在王琪老師和李書偉老師的指導下，首先進行了方案論證。經(jīng)過討論與研究，對于橋殼部分改變了以前的非斷開式，最終確定對于主減速器部分仍采用整體式而兩端分別裝一球面滾輪式萬向節(jié)。在轉向節(jié)部分采用球籠式萬向節(jié)，轉向器采用循環(huán)球式轉向器。由于轉向驅動橋最終要于其它部分組合在一起組成四驅車，所以整個設計過程要考慮最終的組裝。我們根據(jù)廠方提供的數(shù)據(jù)首先對驅動橋進行了詳細的分析。然后根據(jù)分析的結果，計算各部分的軸向力、扭矩、傳動比以及功率。進而對各部分進行設計。
轉向驅動橋改變了以往的非斷開式橋殼，使其更適和在一些非平坦路面上行駛。本課題新穎實用，在技術上有較大改進，具有較強的競爭力。本轉向驅動橋將具有很大的市場前景。
2總體方法論證
2.1轉向驅動橋分析
已知條件：
外行尺寸(長x寬x高)：3600x1550x1500（mm）
額定功率：76 kw(3800r/min) ; 最大扭距：225N·m(2000r/min)
前軸距：2230mm; 輪距：1300mm ;后輪距：1300mm ; 總質量：1.5t;
載重量：2.1t ;Vmin:5km/h ; Vmax: 140km/h; 最大爬坡度：60%；
2.2 結構方案的確定
2.2.1驅動橋的分析
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。
a.非斷開式驅動橋
普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。它的一個缺點是簧下質量大點。
b.斷開式驅動橋
斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。
2.2.2轉向器的分析
根據(jù)所采用的轉向傳動副的不同，轉向器的結構型式有多種。常見的有齒輪齒條式、循環(huán)球式、球面蝸桿滾輪式、蝸桿指銷式等。
對轉向其結構形式的選擇，主要是根據(jù)汽車的類型、前軸負荷、使用條件等來決定，并要考慮其效率特性、角傳動比變化特性等對使用條件的適應性以及轉向器的其他性能、壽命、制造工藝等。礦山、工地用汽車和越野汽車，經(jīng)常在壞路或在無路地帶行駛，推薦選用極限可逆式轉向器，但當系統(tǒng)中裝有液力式動力轉向或在轉向橫拉桿上裝有減振器時，則可采用正、逆效率均高的轉向器，因為路面的沖擊可由液體或減振器吸收，轉向盤不會產(chǎn)生“打手”現(xiàn)象。
2.2.3轉向節(jié)的分析
萬向節(jié)按其在扭轉方向上是否有明顯的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。在前者中，動力是靠零件的鉸鏈式聯(lián)接傳遞的，而在后者中則靠彈性零件傳遞，
且有緩沖減振作用。剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)、準等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)。
由于彈性件的彈性變形量有限，故撓性萬向節(jié)一般用于兩軸間夾角不大于（3°~5°）和只有微量軸向位移的萬向節(jié)傳動場合。
2.3本車橋的結構
由于該車懸架采用麥弗遜懸架因此驅動橋應采用斷開式驅動橋。
對于轉向器由于該車是四驅越野車，經(jīng)常在壞路或無路地帶行駛應選用極限可逆轉向器?？蛇x用循環(huán)球式轉向器。當正效率高時駕駛員可以輕便的轉動轉向盤；當逆效率高時使駕駛員更好的感覺路況，但為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至 轉向盤上要盡可能小，防止打手又要求效率盡可能低。因此應在車的轉向橫拉桿上裝一減振器使其吸收路面的沖擊消除打手現(xiàn)象。
而對于轉向節(jié)由于其轉向要一定的角度根據(jù)角度選擇球籠式Birfield型。對于主減速兩側的萬向節(jié)用球面滾輪式萬向節(jié)。
3主減速器的設計計算
3.1主減速器傳動比的計算
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(jīng)濟性都有直接影響。i0的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比iT一起由整車動力計算來確定。
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(fā)動機最大功率Pemax及其轉速np，的情況下，所選擇的i0值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速vamax。這時i0值應按下式來確定：
(3-1)
式中rr——車輪的滾動半徑，m；
igh——變速器量高檔傳動比。
對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，i0一般選擇比上式求得的大10％~25％，即按下式選擇：
i0=[1+（10％~25％）] i0 (3-2)
=2.16~2.96
3.2主減速器的選擇
主減速器的減速型式分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。
a.單級減速器
由于單級主減速器具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊及制造成本低廉的優(yōu)點，廣泛用在主減速比i0<7.6的各種中、小型汽車上。單級主減速器都是采用一對螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪，也有采用蝸輪傳動的。
b.雙級主減速器
由于雙級主減速器結構復雜、質量加大，制造成本也顯著增加，因此僅用于主減速比較大(7.6
5的中、重型汽車的貫通橋。它又有錐齒輪—圓柱齒輪式和圓柱齒輪—錐齒輪式兩種結構型式。
錐齒輪—圓柱齒輪雙級貫通式主減速器的特點是有較大的總主減速比(因兩級減速的減速比均大于1)，但結構的高度尺寸大，特別是主動錐齒輪的工藝性差，而從動錐齒輪又需要采用懸臂式安置，支承剛度差，拆裝也不方便。
圓柱齒輪—錐齒輪式雙級貫通式主減速器的結構緊湊，高度尺寸減小，但其第一級的斜齒圓柱齒輪副的減速比較小。
f.單級(或雙級)主減速器附輪邊減速器
一些重型汽車、大型公共汽車的驅動橋的主減速比往往要求很大。當其值大于12時，則需采用單級(或雙級)主減速器附加輪邊減速器的結構型式，將驅動橋的一部分減速比分配給安裝在輪轂中間或近旁的輪邊減速器。這樣以來，不僅使驅動橋中間部分主減速器的輪廓尺寸減小，加大了離地間隙，并可得到大的驅動橋減速比(其值往往在16~26左右)，而且半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件的尺寸也可減小。但輪邊減速器在一個橋上就需要兩套，使驅動橋的結構復雜、成本提高，因此只有當驅動橋的減速比大于12時，才推薦采用。
根據(jù)求得的傳動比i0=2.16~2.96選擇用單級減速器。
3.3主減速器齒輪的類型
在現(xiàn)代汽車驅動橋上，主減速器采用得最廣泛的是螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪。
螺旋錐齒輪其主、從動齒輪軸線相交于一點。交角可以是任意的，但在絕大多數(shù)的汽車驅動橋上，主減速齒輪副都是采用90o交角的布置。由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時嚙合，因此，螺旋錐齒輪能承受大的負荷。加之其輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，面是逐漸地由齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)地轉向另—端，使得其工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時，噪聲和振動也是很小的。
雙曲面齒輪其主、從動齒輪軸線不相交而呈空間交叉。其空間交叉角也都是采用90o。主動齒輪軸相對于從動齒輪軸有向上或向下的偏移。當偏移距大到一定程度時，可使一個齒輪軸從另一個齒輪軸旁通過。這樣就能在每個齒輪的兩邊布置尺寸緊湊 的支承。這對于增強支承剛度、保證輪齒正確嚙合從而提高齒輪壽命大有好處。隨偏移距的不同，雙曲面齒輪與接觸應力相當?shù)穆菪F齒輪比較，負荷可提高至175％。雙曲面主動齒輪的螺旋角較大，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)，這有利于大傳動比傳動。當要求傳動比大而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪更為合理。因為如果保持兩種傳動的主動齒輪直徑一樣，則雙曲面從動齒輪的直徑比螺旋錐齒輪的要小，這對于主減速比i0≥4.5的傳動有其優(yōu)越性。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對于螺旋錐齒輪主動齒輪就顯得過大，這時選用螺旋錐齒輪更合理，因為后者具有較大的差速器可利用空間。
由于雙曲面主動齒輪螺旋角的增大，還導致其進入嚙合的平均齒數(shù)要比螺旋錐齒輪相應的齒數(shù)多，因而雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動工作得更加平穩(wěn)、無噪聲，強度也高。雙曲面齒輪的偏移距還給汽車的總布置帶來方便。
由于i0=2.16~2.96選擇用雙曲面主動齒輪。
3.4主減速齒輪計算載荷的確定
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(Tje、Tjh)的較小者，作為越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。即
(3-3)
N·m
(3-4)
N·m
式中Temax——發(fā)動機量大轉矩，N·m；
iTL——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；
——傳動部分的效率，取=0.9；
K0——超載系數(shù)，取K0=1；
n——驅動橋數(shù)目；
G2——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N；
——輪胎對路面的附著系數(shù)，越野汽車取=1.0；
rr—一車輪的滾動半徑，m；
，一一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減速比。
上面求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩Tjm (N·m)為
(3-5)
N·m
式中Ga——汽車滿載總重，N；
GT——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車；
fR——道路滾動阻力系數(shù)，越野汽車取0.020~0.035；
fH——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。越野汽車取0.09~0.30。
fP——汽車或汽車列車的性能系數(shù)：
<0 (3-6)
式中fP計算為負時，取0值。
當計算主減速器主動齒輪時，應將式（3-3）~（3-4）各式分別除以該齒輪的減速比及傳動效率。
3.5主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇
3.5.1齒數(shù)的選擇
表3-1 汽車驅動橋主減速器主動錐齒輪齒數(shù)（用于半展成法*加工時）
傳動比(z/ z)
推薦的主動齒輪最小齒數(shù)(z)
主動齒輪齒數(shù)允許范圍（z）
2.0
17
15~19
2.5
15
12~16
3.0
11
10~14
3.5
10
8~10
4.0
9
7~9
4.5
8
6~9
5.0
7
5~8
表3-2 汽車主減速器主、從動錐齒數(shù)的選擇
8
9
10
11
12
13
14
15
16
2.880
2.919
41
44
47
2.920
2.959
35
38
2.960
2.999
42
45
48
續(xù)表
8
9
10
11
12
13
14
15
16
3.000
3.039
36
39
49
3.040
3.079
33
43
46
3.080
3.119
40
照表3-1由于i0=2.16~2.96所以取主動齒輪齒數(shù)為11。再根據(jù)表3-2查得與齒數(shù)11相配和的齒數(shù)為35。
3.5.2節(jié)圓直徑的選擇
由于彎曲應力和作用在齒輪上的圓周力P與齒面寬F的比值P/F成正比關系，而且當變速器處于Ⅰ擋位置時，圓周力P與齒面寬F的比值P/F。
(3-7)
(3-8)
式中：d2及F的單位均cm。
當Ⅰ擋的傳動比ig1<3時，還必須具備另一條件，亦即在直接擋傳遞發(fā)動機的最大轉矩Temax時比值P/F應不超過3920，即
(3-9)
對于雙曲面齒輪來說，選取F＝0.155d2,將此關系及代入以上有關公式并整理后得到：
當Ⅰ擋傳遞Temax時，節(jié)圓直徑d2應大于或等于以下兩式算得數(shù)值中的較小值，即
(3-10)
cm
(3-11)
cm
取兩者中的較大值。
式中Temax——發(fā)動機量大轉矩，N·m；
ig1——變速器Ⅰ擋傳動比；
i０——變速器比；
n——該車的驅動橋數(shù)目；
G2——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N；
——輪胎對路面的附著系數(shù)，對越野汽車取=1.0；
rr—一車輪的滾動半徑，m；
圓整后取d2=175mm
d2選定后，可按式m=d2/z2＝175/35=5算出從動錐齒輪大端端面模數(shù)，并用下式校核：
(3-12)
=(0.3~0.4)4.539~5.719
式中Tj——計算轉矩，N·m；
Km——模數(shù)系數(shù)，取Km=0.3~0.4。
經(jīng)校核成立。
3.5.3齒面寬的選擇
汽車主減速器雙曲面齒輪的從動齒輪齒面寬F(mm)推薦為：
F=0.155d 2 (3-13)
＝27mm
式中d2——從動齒輪節(jié)圓直徑，mm。
3.5.4雙曲面齒輪的偏移距E
越野汽車E不應超過從動齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為d：的10%~12%，且一般不超過12%）。傳動比愈大則E也應愈大，大傳動比的雙曲面齒輪傳動，偏移距E可達從動齒輪節(jié)圓直徑的20％～30％。但當E大干d2的20％時，應檢查是否存在根切。
E=0.2d2 (3-14)
=0.2175=35mm
3.5.5雙曲面齒輪的偏移方向
采用下偏移。又由于雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關系：下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋。
3.5.6齒輪法向壓力角的選擇
對于雙曲面齒輪，由于其主動齒輪輪齒兩側的法向壓力角不等，因此應按平均壓力角考慮，載貨汽車選用22°30′的平均壓力角，轎車選用19°的平均壓力角。當zl≥8時，其平均壓力角均選用21°15′。本車選用平均壓力角為21°15′。
3.5.7齒輪幾何尺寸的計算
按表3-3對幾何尺寸進行計算得
表3-3圓弧齒雙曲面齒輪的幾何尺寸計算用表
序號
計算公式
結果
注釋
1
z1
11
小齒輪齒速應不少于6
2
z2
35
大齒輪齒速由z1及速比定，但z1與z2間應避免有公約數(shù)
3
F
27
大齒輪齒面寬F=0.155d2
4
E
20
小齒輪軸線偏移距E=（0.1～ 0.12）d2
5
d2=175
175
大齒輪風度圓直徑d2
6
rd=63.5
63.5
刀盤名義直徑rd
7
=arctan()
20.13°
小齒輪節(jié)錐角
9
=
69.34°
大齒輪節(jié)錐角
10
β2=
30.50°
大齒輪終點螺旋角β2
11
z=
-0.2809
大齒輪節(jié)錐頂點到小齒輪軸線的距離，+表示該節(jié)錐頂點越過了小齒輪軸線，-表示該節(jié)錐頂點在大齒輪體與小齒輪軸線之間
12
A0=
93.583
大齒輪節(jié)錐距
13
=
0.817°
大齒輪頂角
14
=
3.99°
大齒輪的齒根角
15
h=
1.446
大齒輪齒頂高
16
h=
8.203
大齒輪齒根高
17
C=
1.148
徑向間隙C為大齒輪在齒面寬中點處的工作齒高的15%再加上0.05
18
h=
9.649
大齒輪齒全高
19
hg=
8.501
大齒輪齒工作高
20
=
70.16°
大齒輪的面錐角
21
=
65.35°
大齒輪的根錐角
續(xù)表
序號
計算公式
結果
注釋
23
=
31.924
大齒輪外緣至小齒輪軸線的距離
24
z0=
-0.595
大齒輪面錐頂點到小齒輪軸線的距離，+表示該面錐頂點越過了小齒輪軸線，-表示該面錐頂點在大齒輪體與小齒輪軸線之間
25
zR=
2.1499
大齒輪根錐頂點到小齒輪軸線的距離，+表示該根錐頂點越過了小齒輪軸線，-表示該根錐頂點在大齒輪體與小齒輪軸線之間
26
=
22.99°
小齒輪面錐角
27
G0=
-2.94°
小齒輪面錐頂點到大齒輪軸線的距離，+表示該面錐頂點越過了大齒輪軸線，-表示該面錐頂點在小齒輪體與大齒輪軸線之間
28
B0=
84.673
小齒輪外緣至大齒輪軸線的距離
29
Bi=
55.8904
小齒輪前緣至大齒輪軸線的距離
30
d01=
69.3095
小齒輪的外圓直徑
續(xù)表
序號
計算公式
結果
注釋
31
GR=
2.5155
小齒輪根錐頂點到大齒輪軸線的距離，+表示該根錐頂點越過了大齒輪軸線，-表示該根錐頂點在小齒輪體與大齒輪軸線之間
32
=
19.23°
小齒輪根錐角
33
Bmin
0.1197
最小側間隙允許值
34
Bmax
0.1598
最大側間隙允許值
3.6主減速器雙曲面齒輪的強度計算
3.6.1單位齒長上的圓周力
(3-15)
式中p——單位齒長上的圓角力，N／mm；
P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動機最大轉矩Teamx和最大附著力矩兩種載荷工況進行計算；
F——從動齒輪的齒面寬，mm。
按發(fā)動機最大轉矩計算時：
(3-16)
=N
式中Temax——發(fā)動機最大轉矩，N·m；
ig——變速器傳動比，常取1檔及直接檔進行計算；
d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，mm。
對于多橋驅動汽車應考慮驅動橋數(shù)及分動器傳動比。
按最大附著力矩計算時：
(3-17)
=N
式中G2——驅動橋對水平地面的負荷，N；
——輪胎與地面的附著系數(shù)；
rr——輪胎的滾動半徑，m；
d2——主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑，mm。
許用單位齒長上的圓周力如表3-4。
表3-4 許用單位齒長上的圓周力
按發(fā)動機最大轉矩計算
按最大附著力矩計算
附著系數(shù)
1檔
2檔
直接檔
轎車
893
536
321
893
0.85
貨車
1429
250
1429
0.85
公共汽車
982
214
0.85
牽引汽車
536
250
0.65
3.6.2輪齒的彎曲強度計算
汽車主減速器雙曲面齒輪輪齒的計算彎曲應力 (N／mm2)為
(3-18)
= N·mm2
式中Tj——齒輪的計算轉矩，N·m，對于主動齒輪還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上；
K0——超載系數(shù)；
Ks——尺寸系數(shù)，反映材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等有關。當端面模數(shù)m≧1.6mm時Ks== (3-19)
Km——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，Km＝1.00~1.10；當一個齒輪用騎馬式支承時，Km＝1.10~1.25。支承剛度大時取小值；
Kv——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv＝1；
F——計算齒輪的齒面寬，mm；
Z——計算齒輪的齒數(shù)；
m——端面模數(shù)，mm；
J——計算彎曲應力用的綜合系數(shù),為0.27。
汽車主減速器齒輪的損壞形式主要是疲勞損壞，而疲勞壽命主要與日常行駛轉矩即平均計算轉矩有關，Tj或升Tjh只能用來檢驗最大應力，不能作為疲勞壽命的計算依據(jù)。
3.6.3輪齒的接觸強度計算
雙曲面齒輪齒面的計算接觸應力 (MPa)為
(3-20)
=30.67 Mpa
式中T1、T1max——分別為主動齒輪的工作轉矩和最大轉矩，N·m；
Cp——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6N1/2／mm；
d1——主動齒輪節(jié)圓直徑，mm；
Kf——表面質量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取Kf=1；
F——齒面寬，mm，取齒輪副中的較小值(一般為從動齒輪齒面寬)；
J一一計算接觸應力的綜合系數(shù)，為0.27。
3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理
汽車主減速器雙曲面齒輪目前均用滲碳合金鋼制造。常用的鋼號有20CrMnTi，22CrMnMo，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。
用滲碳合金鋼制造齒輪，經(jīng)滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度可高達HRC58～64，而芯部硬度較低為HRC32~45。
滲碳層深度為0.9~1.3mm。
3.8 主減速器的潤滑
主減速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應注意主減速器主動錐齒輪的前軸承的潤滑，因為其潤滑不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)。為此，在從動齒輪的前端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)過進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錐滾子的小端通向大端，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)。這樣不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護前端的油封不被損壞。為了保證有足夠的潤滑油能流進差速器，有的采用專門的導油匙。
4差速器的設計
4.1 差速器的結構型式選擇
差速器的結構型式有多種。有普通對稱式圓錐行星齒輪差速器和防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自鎖式兩類。自鎖式差速器又有多種結構型式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。
a．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(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(wěn)、制造方便、用在公路汽車上也很可靠等優(yōu)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。
b．強制鎖止式防滑差速器
充分利用牽引力的最簡單的一種方法是在普通的圓錐齒輪差速器上加裝差速鎖，必要時將差速器鎖住。此時左、右驅動車輪可以傳遞由附著力決定的全部轉矩。
當汽車駛入較好的路面時，差速器的鎖止機構應即時松開，否則將產(chǎn)生與無差速器時一樣的問題。
c．自鎖式差速器
一般越野汽車的低壓輪胎與地面的附著系數(shù)的最大值為0.7~0.8(在于燥的柏油或混凝工路面上)，而最小值為0.1~0.2(在開始溶化的冰上)?？梢娤嗖顟沂獾母街禂?shù)的最大比值為8。因此，為了充分利用汽車牽引力，差速器的鎖緊系數(shù)K實際上選定為8就已足夠。而汽車在不好的道路和無路地區(qū)行駛的實踐表明，各驅動車輪與地面附著系數(shù)不同數(shù)值之比，一般不超過3~4。因此選取K＝3~4是合適的，在這種情況下汽車的通過性可以得到顯著的提高，而其轉向操縱等使用性能實際上并不變壞。
根據(jù)所設計車的要求選用對稱式圓錐行星齒輪差速器同時加進摩擦元件以增大其內摩擦，提高其鎖緊系數(shù)。
4.2差速器齒輪的基本參數(shù)選擇
4.2.1行星齒輪數(shù)目的選擇
轎車常用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用4個行星齒輪，少數(shù)汽車采用3個行星齒輪。
參照長春一汽的四驅越野車采用2個行星齒輪。
4.2.2行星齒輪球面半徑RB(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RB，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上代替了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距。
球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定：
(4-1)
==32.747mm
式中KB——行星齒輪球面半徑系數(shù)，KB=2.52~2.99，對于有2個行星齒輪的越野汽車取最大值；
Tj——計算轉矩，N·m。
RB確定后，即可根據(jù)下式預選其節(jié)錐距：
A0=(0.98～0.99)RB (4-2)
=(0.98～0.99)=31.77～32.42
4.2.3行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇
為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應少于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)z2L、z2R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。
取z1 =10 z2=18
4.2.4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
先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角、：
=32.28 (4-3)
=67.72 (4-4)
式中z1、z2——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)：
=3.15 (4-5)
圓整后取m=4
算出模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：
(4-6)
d1=4×10=40mm
d2=4×18=72mm
4.2.5差速器幾何尺寸的計算
按表4-1得
表4-1汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表
序號
項目
計算公式
1
行星齒輪齒數(shù)
z1=10
2
半軸齒輪齒數(shù)
z2=18
3
模數(shù)
m=4
4
齒面寬
F=(0.25～0.30)A0=10.285～12.34
5
齒工作高
hg=1.6m=6.4
6
齒全高
h=1.788m＋0.051=7.203
7
壓力角
=22.5°
8
軸交角
∑=90°
9
節(jié)圓直徑
d1=mz1=40 d2=mz2=72
10
節(jié)錐角
=arctan(z1/z2)=29.05 =arctan(z2/z1)=60.95
11
節(jié)錐距
A0=d1/(2sin)=d2/(2sin)=41.14
12
周節(jié)
t=3.1416m=12.5664
13
齒頂高
=hg－h(huán)=4.224 h=[0.430+]m=2.176
14
齒根高
h =1.788m－h(huán) =2.928 h=1.788－h(huán)=4.976
15
徑向間隙
c=h－h(huán)g=0.1788m－h(huán)=0.803
16
齒根角
=arctan=4.07° =arctan=3.03°
17
面錐角
=＋=32.08° =＋=65°
18
根錐角
=－=24.98 =－=57.92
19
外圓直徑
D01=d1＋2 hcos=47.39 D02=d2＋2 hcos=74.11
20
節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離
=d2/2－h(huán)sin=33.945 =d1/2－ h sin =18.09
4.2.6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軸名義直徑相同，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。通常取
(4-7)
=1.1×8=8.8
(4-8)
=1.1×64=70.4
=8 (4-9)
式中T0——差速器傳遞的轉矩，N·m；
n——行星齒輪數(shù)；
l——為行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木喔?，mm；；
[]——支承面的許用擠壓應力，取為69MPa。
4.3差速器齒輪與強度計算
汽車差速器齒輪的彎曲應力為
(4-10)
==282.42 Mpa
式中T——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩，N·m；；
Tj——計算轉矩，N·m；
n——差速器行星齒輪數(shù)目；
z2——半軸齒輪齒數(shù)；
J——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，為0.225。
按日常行駛平均轉矩計算所得的汽車差速器齒輪的彎曲應力，應不大于210.9MPa；按計算轉矩進行計算時，彎曲應力應不大于980MPa。
由于282.42 Mpa<980Mpa成立。
5半軸的設計
5.1半軸的設計與計算
半軸的主要尺寸是它的直徑，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：
（1）縱向力X2最大時(X2＝Z2)，附著系數(shù)尹取0.8，沒有側向力作用；
（2）側向力Y2最大時，其最大值發(fā)生于側滑時，為Z2中，，側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù)，在計算中取1.0，沒有縱向力作用；
（3）垂向力Z2最大時，這發(fā)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(shù)，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
故縱向力X2最大時不會有側向力作用，而側向力Y2最大時也不會有縱向力作用。
由于半軸兩端各于萬向節(jié)因此采用3/4浮式半軸。
3/4浮式半軸的設計計算
按前述第一、二兩種載荷工況計算。其危險斷面位于半軸與輪轂相配表面的內端。
(1)3／4浮式半軸在前述第一種載荷工況下
危險斷面處，半袖承受合成彎矩：
(5-1)
=
轉矩按下式計算：
(5-2)
=6300×0.35=2205
（2）3/4浮式半軸在前述第二種載荷工況下
如果輪轂軸承的夾持力矩不大，則3/4浮式半軸受彎矩。求彎矩時應考慮到輪轂軸承和半軸內端與差速器殼的夾持作用。這時左、右半軸上的彎矩分別 (5-3)
(5-4)
如果輪轂軸承有足夠的支承剛度，能保證輪轂的充分夾緊，則在車輪側滑時半軸上的
彎矩可以不計。
5.2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?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)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)。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(lián)接的結構，且取相同花鍵參數(shù)以簡化工藝。
半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi，40CrMoA，35CrMnSi，35CrMnTi等。半軸的熱處理過去都采用調質處理的方法，調質后要求桿部硬度為HB388—444(突緣部分可降至HB248)。近年來采用高頻、中頻感應淬火的口益增多。這種處理方法使半軸表面淬硬達HRC52～63，硬化層深約為其半徑的1／3，心部硬度可定為HRC30—35；不淬火區(qū)(突緣等)的硬度可定在HB248～277范圍內。由于硬化層本身的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余壓應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，使半軸的靜強度和疲勞強度大為提高，尤其是疲勞強度提高得十分顯著。
6橋殼的設計
6.1橋殼的結構型式大致分為可分式
（1）可分式橋殼
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(lián)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(lián)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。
（2）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(yǎng)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。
根據(jù)兩種形式的對比采用整體式橋殼。
7轉向器
7.1循環(huán)球式轉向器的角傳動比
初選螺距t=11mm，導程角=7o，鋼球直徑=8mm，嚙合半徑=32.5mm
由循環(huán)球式轉向器的結構關系可知：當轉向盤轉動角時，轉向螺母及其齒條的移動量應為
（7-1）
=(900/360)×11=27.5mm
式中t——螺桿或螺母的螺距。
這時，齒扇轉過角。設齒扇的嚙合半徑，則角所對應的嚙合圓弧長應等于s，即
（7-2）
由以上兩式可求得循環(huán)球式轉向器的角傳動比為
（7-3）
=
7.2螺桿－鋼球－螺母傳動副
螺桿－鋼球－螺母傳動副與通常的螺桿一螺母一傳動副的區(qū)別在于前者是經(jīng)過滾動的鋼球將力由螺桿傳至螺母，變滑動摩擦為滾動摩擦。螺桿和螺母上的相互對應的螺旋槽構成鋼球的螺旋滾道。轉向時轉向盤經(jīng)轉向軸轉動螺桿，使鋼球沿螺母上的滾道循環(huán)地滾動。為了形成螺母上的循環(huán)軌道，在螺母上與其齒條相反的一側表面(通常為上表面)需鉆孔與螺母的螺旋滾道打通以形成一個環(huán)路滾道的兩個導孔，并分別插入鋼球導管的兩端導管。鋼球導管是由鋼板沖壓成具有半圓截面的滾道，然后對接成導管，并經(jīng)氰化處理使之耐磨。插入螺母螺旋滾道兩個導孔的鋼球的兩個導管的中心線應與螺母螺旋滾道的中心線相切。螺桿與螺母的螺旋滾道為單頭(單螺旋線)的，且具有不變的螺距，通常螺距t約在8～ 13mm范圍內可按式(7—3)初選，螺旋線導程角約為6o～ 11o。轉向盤與轉向器左置時轉向螺桿為左旋，右置時為右旋。鋼球直徑約為6～9mm。一般應參考同類型汽車的轉向器選取鋼球直徑，并應使之符合國家標準。鋼球直徑尺寸差應不超過。顯然，大直徑的鋼球其承載能力亦大，但也使轉向器的尺寸增大。鋼球的數(shù)量n也影響承載能力，增多鋼球使承載能力增大，但也使鋼球的流動性變差，從而要降低傳動效率。經(jīng)驗表明在每個環(huán)路中n以不大于60為好。
鋼球數(shù)目(不包括鋼球導管中的)可由下式確定：
（7-4）
=3.14×28.5×2.5/8= 28
式中——鋼球中心距，（見圖7—1）；
——一個環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)，為了使載荷在各鋼球間分布均勻，一般W＝1.5～ 2.5，當轉向器的鋼球工作圈數(shù)需大于2.5時，則應采用兩個獨立的環(huán)路；
——鋼球直徑；
——螺線導程角。
鋼球中心距是指鋼球滾動時其中心所在的圓柱表面的橫截面的圓的直徑。它是一個基本尺寸參數(shù)，將影響循環(huán)球轉向器的結構尺寸及強度。設計時可參考同類車進行初選，經(jīng)強度驗算后再進行修正。顯然，在保證強度的前提下應盡量取小些。在已知螺線導程角和螺距t的情況下，亦可由下式求得：
（7-5）
=28.5mm
式中t——螺桿與螺母滾道的螺距；
——螺線導程角。
螺桿螺旋滾道的內徑，外徑，以及螺母的尺寸 ，(見圖7—1)，在確定鋼球中心距后即可由下式確定：
圖7—1 螺桿與螺母的螺旋滾道截面
(a) 四點接觸的滾道截面；(b)兩點接觸的滾道截面
(b) B、D——鋼球與滾道的接觸點；——鋼球中心距；——滾道截面的圓弧半徑。
（7-6）
式中——鋼球中心距；
——螺桿與螺母的滾道截面的圓弧半徑，=(0.51~0