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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計
第1章 緒 論
1.1概述
驅(qū)動橋是汽車總成中的重要承載件之一，其性能直接影響整車的性能和有效使用壽命。本文是對昌河貨車驅(qū)動橋總成的結(jié)構(gòu)設(shè)計。汽車驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)型式和設(shè)計參數(shù)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(jīng)濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。所以本文對驅(qū)動橋及其主要零部件的結(jié)構(gòu)型式與設(shè)計計算作一一介紹。
驅(qū)動橋的設(shè)計，由驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)組成、功用、工作特點及設(shè)計要求，詳細地分析了驅(qū)動橋總成的結(jié)構(gòu)型式及布置方法；全面介紹了驅(qū)動橋車輪的傳動裝置和橋殼的各種結(jié)構(gòu)型式與設(shè)計計算方法。
汽車驅(qū)動橋由橋殼、主減速器、差速器、半軸和殼體等元件組成，轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋還包括各種等速聯(lián)軸節(jié)，結(jié)構(gòu)更復(fù)雜，它承載著汽車的滿載簧荷重及地面經(jīng)車輪、車架及承載式車身經(jīng)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(qū)動橋還傳遞著傳動系中的最大轉(zhuǎn)矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅(qū)動橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、總成等品種最多的大總成。例如，驅(qū)動橋包含主減速器、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器）、橋殼和各種齒輪。可見，汽車驅(qū)動橋設(shè)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涉及到所有的現(xiàn)代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅(qū)動橋的學(xué)習(xí)和設(shè)計實踐，可以更好的學(xué)習(xí)并掌握現(xiàn)代汽車設(shè)計與機械設(shè)計的全面知識和技能。傳統(tǒng)設(shè)計是以生產(chǎn)經(jīng)驗為基礎(chǔ)，以運用力學(xué)、數(shù)學(xué)和回歸方法形成的公式、圖表、手冊等為依據(jù)進行的?，F(xiàn)代設(shè)計是傳統(tǒng)設(shè)計的深入、豐富和發(fā)展，而非獨立于傳統(tǒng)設(shè)計的全新設(shè)計。以計算機技術(shù)為核心，以設(shè)計理論為指導(dǎo)，是現(xiàn)代設(shè)計的主要特征。利用這種方法指導(dǎo)設(shè)計可以減小經(jīng)驗設(shè)計的盲目性和隨意性，提高設(shè)計的主動性、科學(xué)性和準確性。電子計算機的出現(xiàn)和在工程設(shè)計中的推廣應(yīng)用，使汽車設(shè)計技術(shù)飛躍發(fā)展，設(shè)計過程完全改觀。
它有以下兩大難題，一是將發(fā)動機輸出扭矩通過萬向傳動軸將動力傳遞到驅(qū)動輪上，達到更好的車輪牽引力與轉(zhuǎn)向力的有效發(fā)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(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，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。
1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
1.2.1國內(nèi)現(xiàn)狀
我國驅(qū)動橋制造企業(yè)的開發(fā)模式主要由測繪、引進、自主開發(fā)三種組成。主要存在技術(shù)含量低，開發(fā)模式落后，技術(shù)創(chuàng)新力不夠，計算機輔助設(shè)計應(yīng)用少等問題。國內(nèi)的大多數(shù)中小企業(yè)中，測繪市場銷路較好的產(chǎn)品是它們的主要開發(fā)模式。特別是一些小型企業(yè)或民營企業(yè)由于自身的技術(shù)含量低，開發(fā)資金的不足，專門測繪、仿制市場上銷售較旺的汽車的車橋售往我國不健全的配件市場。這種開發(fā)模式是無法從根本上提高我國驅(qū)動橋產(chǎn)品開發(fā)水平的。中國驅(qū)動橋產(chǎn)業(yè)發(fā)展過程中存在許多問題，許多情況不容樂觀，如產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)不合理、產(chǎn)業(yè)集中于勞動力密集型產(chǎn)品；技術(shù)密集型產(chǎn)品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家；生產(chǎn)要素決定性作用正在削弱；產(chǎn)業(yè)能源消耗大、產(chǎn)出率低、環(huán)境污染嚴重、對自然資源破壞力大；企業(yè)總體規(guī)模偏小、技術(shù)創(chuàng)新能力薄弱、管理水平落后等。我國汽車驅(qū)動橋的研究設(shè)計與世界先進驅(qū)動橋設(shè)計技術(shù)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(shù)、仿制、再加上自己改進的基礎(chǔ)上了取得的。個別比較有實力的企業(yè)，雖有自己獨立的研發(fā)機構(gòu)但都處于發(fā)展的初期。我國驅(qū)動橋產(chǎn)業(yè)正處在發(fā)展階段，在科技迅速發(fā)展的推動下，高新技術(shù)在汽車領(lǐng)域的應(yīng)用和推廣，各種國外汽車新技術(shù)的引進，研究團隊自身研發(fā)能力的提高，我國的驅(qū)動橋設(shè)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(shè)計制造技術(shù)水平。
1.2.2國外現(xiàn)狀
國外驅(qū)動橋主要采用模塊化技術(shù)和模態(tài)分析進行驅(qū)動橋的設(shè)計分析，模塊化設(shè)計是在一定范圍內(nèi)的不同功能或相同功能不同性能、不同規(guī)格的機械產(chǎn)品進行功能分析的基礎(chǔ)上,劃分并設(shè)計出一系列功能模塊,然后通過模塊的選擇和組合構(gòu)成不同產(chǎn)品的一種設(shè)計方法. 以DANA為代表的意大利企業(yè)多已采用了該類設(shè)計方法, 模態(tài)分析是對工程結(jié)構(gòu)進行振動分析研究的最先進的現(xiàn)代方法與手段之一。它可以定義為對結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的解析分析(有限元分析)和實驗分析(實驗?zāi)B(tài)分析)，其結(jié)構(gòu)動態(tài)特性用模態(tài)參數(shù)來表征。模態(tài)分析技術(shù)的特點是在對系統(tǒng)做動力學(xué)分析時，用模態(tài)坐標代替物理學(xué)坐標，從而可大大壓縮系統(tǒng)分析的自由度數(shù)目，分析精度較高。
優(yōu)點是減少設(shè)計及工裝制造的投入, 減少了零件種類, 提高規(guī)模生產(chǎn)程度, 降低制造費用, 提高市場響應(yīng)速度等。國外企業(yè)為減少驅(qū)動橋的振動特性，對驅(qū)動橋進行模態(tài)分析，調(diào)整驅(qū)動橋的強度，改善整車的舒適性和平順性。
20世紀60年代以來，由于電子計算機的迅速發(fā)展，有限元法在工程上獲得了廣泛應(yīng)用。有限元法不需要對所分析的結(jié)構(gòu)進行嚴格的簡化，既可以考慮各種計算要求和條件，也可以計算各種工況，而且計算精度高。有限元法將具有無限個自由度的連續(xù)體離散為有限個自由度的單元集合體，使問題簡化為適合于數(shù)值解法的問題。只要確定了單元的力學(xué)特性，就可以按照結(jié)構(gòu)分析的方法求解，使分析過程大為簡化，配以計算機就可以解決許多解析法無法解決的復(fù)雜工程問題。目前，有限元法己經(jīng)成為求解數(shù)學(xué)、物理、力學(xué)以及工程問題的一種有效的數(shù)值方法，也為驅(qū)動橋殼設(shè)計提供了強有力的工具。驅(qū)動橋的參數(shù)化設(shè)計是指設(shè)計對象模型的尺寸用變量及其關(guān)系表示，而不需要確定具體數(shù)值，是CAD技術(shù)在實際應(yīng)用中提出的課題，它不僅可使CAD系統(tǒng)具有交互式繪圖功能，還具有自動繪圖的功能。目前它是CAD技術(shù)應(yīng)用領(lǐng)域內(nèi)的一個重要的、且待進一步研究的課題。利用參數(shù)化設(shè)計手段開發(fā)的專用產(chǎn)品設(shè)計系統(tǒng)，可使設(shè)計人員從大量繁重而瑣碎的繪圖工作中解脫出來，可以大大提高設(shè)計速度，并減少信息的存儲量。
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
1.半軸 2.圓錐滾子軸承 3.支承螺栓 4.主減速器從動錐齒輪 5.油封
6.主減速器主動錐齒輪 7.彈簧座 8.墊圈 9.輪轂 10.調(diào)整螺母
圖1.1 驅(qū)動橋
1.3驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)和種類
1.3.1驅(qū)動橋的種類
驅(qū)動橋作為汽車的重要的組成部分處于傳動系的末端，其基本功用是增大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，將轉(zhuǎn)矩分配給左、右驅(qū)動車輪，并使左、右驅(qū)動車輪具有汽車行駛運動學(xué)所要求的差速功能；同時，驅(qū)動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的鉛垂力、縱向力和橫向力[1]。
在一般的汽車結(jié)構(gòu)中驅(qū)動橋包括主減速器（又稱主傳動器）、差速器、驅(qū)動車輪的傳動裝置及橋殼等部件如圖1.1所示[2]。
對于各種不同類型和用途的汽車，正確地確定上述機件的結(jié)構(gòu)型式并成功地將它們組合成一個整體——驅(qū)動橋，乃是設(shè)計者必須先解決的問題。
驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式與驅(qū)動車輪的懸掛型式密切相關(guān)。當(dāng)驅(qū)動車輪采用非獨立懸掛時，例如在絕大多數(shù)的載貨汽車和部分小轎車上，都是采用非斷開式驅(qū)動橋；當(dāng)驅(qū)動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅(qū)動橋。
本設(shè)計車型主減速比小于7.6，采用單級減速器，它具有結(jié)構(gòu)簡單、體積及質(zhì)量小且制造成本低等優(yōu)點。
1.3.2驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)組成
1、主減速器
主減速器的結(jié)構(gòu)形式，主要是根據(jù)其齒輪類型、主動齒輪和從動齒輪的安裝。
（1）主減速器齒輪的類型 在現(xiàn)代汽車驅(qū)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1.2（a）所示主、從動齒輪軸線交于一點，交角都采用90度。螺旋錐齒輪的重合度大，嚙合過程是由點到線，因此，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時其噪聲和振動也是很小的。
圖1.2 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪
雙曲面齒輪如圖1.2（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：
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、從動齒輪尺寸相同，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(dāng)傳動比一定，主、從動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪的直徑較小，有較大的離地間隙。
④工作過程中，雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側(cè)向滑動，又有沿齒長方向的縱向滑動，這可以改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性。
雙曲面齒輪傳動有如下缺點[3]：
①長方向的縱向滑動使摩擦損失增加，降低了傳動效率。
②齒面間有大的壓力和摩擦功，使齒輪抗嚙合能力降低。
③雙曲面主動齒輪具有較大的軸向力，使其軸承負荷增大。
④雙曲面齒輪必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油。
（2）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(jié)構(gòu)如圖1.3所示，其特點是在錐齒輪大端一側(cè)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(yīng)使兩軸承圓錐滾子向外。懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，多用于傳遞轉(zhuǎn)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。
圖1.3 錐齒輪懸臂式支承 圖1.4 主動錐齒輪騎馬式支承
②騎馬式 騎馬式支承結(jié)構(gòu)如圖1.4所示，其特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，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，在需要傳遞較大轉(zhuǎn)矩情況下，最好采用騎馬式支承。
（3）從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇 從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應(yīng)使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應(yīng)用兩端的調(diào)整螺母調(diào)整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結(jié)構(gòu)并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上。
（4）主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整 支承主減速器的圓錐滾子軸承需預(yù)緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當(dāng)軸向力于彈簧變形呈線性關(guān)系時，預(yù)緊使軸向位移減小至原來的1/2。預(yù)緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當(dāng)預(yù)緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預(yù)緊值可取為以發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩時換算所得軸向力的30％。
主動錐齒輪軸承預(yù)緊度的調(diào)整采用套筒與墊片，從動錐齒輪軸承預(yù)緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母。
（5） 主減速器的減速形式 主減速器的減速形式分為單級減速（如圖1.5）、雙級減速、單級貫通、雙級貫通、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關(guān)，有時也與制造廠的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它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(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置形式等。通常單級減速器用于主減速比io≤7.6的各種中小型汽車上。
（a） 單級主減速器 （b） 雙級主減速器
圖1.5 主減速器
2、差速器
根據(jù)汽車行駛運動學(xué)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(nèi)所滾過的行程往往是有差別的[4]。例如，拐彎時外側(cè)車輪行駛總要比內(nèi)側(cè)長。另外，即使汽車作直線行駛，也會由于左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路面垂向波形的不同，或由于左右車輪輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素引起左右車輪外徑不同或滾動半徑不相等而要求車輪行程不等。在左右車輪行程不等的情況下，如果采用一根整體的驅(qū)動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右車輪的轉(zhuǎn)速雖然相等而行程卻又不同的這一運動學(xué)上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)或滑移。這不僅會是輪胎過早磨、無益地消耗功率和燃料及使驅(qū)動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉(zhuǎn)向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉(zhuǎn)彎時有大的滑轉(zhuǎn)或滑移，易使汽車在轉(zhuǎn)向時失去抗側(cè)滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學(xué)上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都有差速器，后者保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足了汽車行駛運動學(xué)的要求。
差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇，應(yīng)從所設(shè)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。
差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種，大多數(shù)汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅(qū)動車輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此幾乎都采用了結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅(qū)動車輪間的所謂輪間差速器使用；對于經(jīng)常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側(cè)驅(qū)動車輪滑轉(zhuǎn)而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結(jié)構(gòu)式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。
3、半軸
驅(qū)動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪。在斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，驅(qū)動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向節(jié)傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅(qū)動橋上，驅(qū)動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器和半軸齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅(qū)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]。
半軸可分為：全浮式半軸、半浮式半軸、3/4浮式半軸三種。
半浮式半軸具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。主要用于質(zhì)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，因其側(cè)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，故未得到推廣。
全浮式半軸工作可靠，廣泛應(yīng)用于輕型以上的各類汽車、越野車汽車和客車上，本設(shè)計采用此種半軸。
4、橋殼
驅(qū)動橋橋殼是汽車上的主要零件之一，非斷開式驅(qū)動橋的橋殼起著支承汽車荷重的作用，并將載荷傳給車輪。作用在驅(qū)動車輪上的牽引力、制動力、側(cè)向力和垂向力也是經(jīng)過橋殼傳到懸掛及車架或車廂上。因此橋殼既是承載件又是傳力件，同時它又是主減速器、差速器及驅(qū)動車輪傳動裝置（如半軸）的外殼。
在汽車行駛過程中，橋殼承受繁重的載荷，設(shè)計時必須考慮在動載荷下橋殼有足夠的強度和剛度。為了減小汽車的簧下質(zhì)量以利于降低動載荷、提高汽車的行駛平順性，在保證強度和剛度的前提下應(yīng)力求減小橋殼的質(zhì)量。橋殼還應(yīng)結(jié)構(gòu)簡單、制造方便以利于降低成本。其結(jié)構(gòu)還應(yīng)保證主減速器的拆裝、調(diào)整、維修和保養(yǎng)方便。在選擇橋殼的結(jié)構(gòu)型式時，還應(yīng)考慮汽車的類型、使用要求、制造條件、材料供應(yīng)等[6]。
結(jié)構(gòu)形式分類：可分式、整體式、組合式。
按制造工藝不同分類：
鑄造式——強度、剛度較大，但質(zhì)量大，加工面多，制造工藝復(fù)雜，本設(shè)計采用鑄造橋殼。
鋼板焊接沖壓式——質(zhì)量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產(chǎn)，轎車和中小型貨車，部分重型貨車。
1.4設(shè)計的主要內(nèi)容
本設(shè)計的思路可分為以下幾點：首先選擇初始方案，昌河貨車屬于微型貨車，采用后橋驅(qū)動，所以設(shè)計的驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)需要符合微型貨車的結(jié)構(gòu)要求；接著選擇各部件的結(jié)構(gòu)形式；最后選擇各部件的具體參數(shù)，設(shè)計出各主要尺寸。
所設(shè)計的昌河貨車驅(qū)動橋制造工藝性好、外形美觀，工作更穩(wěn)定、可靠。該驅(qū)動橋設(shè)計大大降低了制造成本，同時驅(qū)動橋使用維護成本也降低了。驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)符合昌河貨車的整體結(jié)構(gòu)要求。設(shè)計的產(chǎn)品達到了結(jié)構(gòu)簡單，修理、保養(yǎng)方便；機件工藝性好，制造容易的要求。
第2章 總體方案的確定
2.1主要技術(shù)參數(shù)
本次設(shè)計的任務(wù)是昌河貨車驅(qū)動橋的設(shè)計。
技術(shù)參數(shù)：
表2.1 參考數(shù)據(jù)
序號
項 目
數(shù) 據(jù)
單 位
1
驅(qū)動形式
42
—
1
車身長度
3540
mm
2
車身寬度
1395
mm
3
車身高度
1765
mm
4
總質(zhì)量
1.4
t
5
裝載質(zhì)量
0.510
t
6
軸 距
2405
mm
7
前輪距
1500
mm
8
后輪距
1500
mm
9
前胎規(guī)格
4.50-12-8PR
—
10
排 量
1.0
L
11
最大功率/轉(zhuǎn)速
25.75/5500
kw/ rpm
12
最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速
51.48/3500
N.m/ rpm
13
最高車速
95
km/h
14
最高檔傳動比
1
—
15
最低檔傳動比
3.428
—
16
主減速器傳動比
5.1428
—
17
最小離地間隙
155
mm
2.2主減速器結(jié)構(gòu)方案的確定
（1）主減速器齒輪的類型
螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉(zhuǎn)時其噪聲和振動也是很小的。所以本設(shè)計采用螺旋錐齒輪。
（2）主減速器主動錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇
本次設(shè)計選用： 主動錐齒輪：懸臂式支撐（圓錐滾子軸承）
從動錐齒輪：跨置式支撐（圓錐滾子軸承）
（3）從動錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇
從動錐齒輪的兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應(yīng)使它們的圓錐滾子大端相向朝內(nèi)，而小端相向朝外。為了防止從動錐齒輪在軸向載荷作用下的偏移，圓錐滾子軸承應(yīng)用兩端的調(diào)整螺母調(diào)整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結(jié)構(gòu)并用細牙螺釘以精度較高的緊配固定在差速器殼的凸緣上。
（4）主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整
支承主減速器的圓錐滾子軸承需預(yù)緊以消除安裝的原始間隙、磨合期間該間隙的增大及增強支承剛度。分析可知，當(dāng)軸向力與彈簧變形呈線性關(guān)系時，預(yù)緊使軸向位移減小至原來的1/2。預(yù)緊力雖然可以增大支承剛度，改善齒輪的嚙合和軸承工作條件，但當(dāng)預(yù)緊力超過某一理想值時，軸承壽命會急劇下降。主減速器軸承的預(yù)緊值可取為以發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩時換算所得軸向力的30％。
主動錐齒輪軸承預(yù)緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母（利用軸承座實現(xiàn)），從動錐齒輪軸承預(yù)緊度的調(diào)整采用調(diào)整螺母。
（5）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、主減速及輪邊減速等。減速形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關(guān)，有時也與制造廠的產(chǎn)品系列及制造條件有關(guān)，但它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的大小及驅(qū)動橋下的離地間隙、驅(qū)動橋的數(shù)目及布置形式等。
由于單級主減速器具有機構(gòu)簡單、體積及質(zhì)量小且制造成本低等優(yōu)點，因此廣泛用于主減速比小于7.6的各種中、小型汽車上，本設(shè)計車型的主減速比小于7.6，所以采用單級主減速器。
2.3差速器結(jié)構(gòu)方案的確定
差速器的結(jié)構(gòu)型式選擇，應(yīng)從所設(shè)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。
差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種，大多數(shù)汽車都屬于公路運輸車輛，對于在公路上和市區(qū)行駛的汽車來說，由于路面較好，各驅(qū)動車輪與路面的附著系數(shù)變化很小，因此幾乎都采用了結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車也很可靠的普通對稱式圓錐行星齒輪差速器，作為安裝在左、右驅(qū)動車輪間的所謂輪間差速器使用；對于經(jīng)常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側(cè)驅(qū)動車輪滑轉(zhuǎn)而陷車，則可采用防滑差速器。后者又分為強制鎖止式和自然鎖止式兩類。自鎖式差速器又有多種結(jié)構(gòu)式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的。但對于本設(shè)計的車型來說只選用普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器即可。
本次設(shè)計選用：圓錐行星齒輪差速器。
2.4半軸型式的確定
3/4浮式半軸，因其側(cè)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，故未得到推廣。全浮式半軸廣泛應(yīng)用于輕型以上的各類汽車上。本次設(shè)計選擇全浮式半軸。
2.5橋殼型式的確定
整體式橋殼的特點是將整個橋殼制成一個整體，橋殼猶如一個整體的空心梁，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(gòu)成單獨的總成，調(diào)整好后再由橋殼中部前面裝入橋殼內(nèi)，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(diào)整、維修、保養(yǎng)等都十分方便。其主要缺點是橋殼不能做成復(fù)雜而理想的斷面，壁厚一定，故難于調(diào)整應(yīng)力分布。
鑄造式橋殼強度、剛度較大多用于越野車和重型貨車。
本次設(shè)計驅(qū)動橋殼就選用鑄造式整體式橋殼。
2.6本章小結(jié)
本次設(shè)計主減速比已知，所以只要確定其他參數(shù)和其結(jié)構(gòu)形式即可。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、主減速器的軸承預(yù)緊及齒輪嚙合調(diào)整及主減速器的減速形式上得以確定從而逐步給出驅(qū)動橋各個總成的基本結(jié)構(gòu)，分析了驅(qū)動橋各總成結(jié)構(gòu)組成。
第3章 主減速器設(shè)計
3.1主減速器錐齒輪設(shè)計
3.1.1主減速器齒輪計算載荷的確定
通常是將發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)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(zhuǎn)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(yīng)力的計算載荷[7]。即
（3.1）
=3305.97 （3.2）
式中：——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；
——驅(qū)動車輪在良好路面上開始滑轉(zhuǎn)時的轉(zhuǎn)矩；
——發(fā)動機最大扭矩，N.m，本車??；
——上述傳動部分的效率，取ηT＝0.96；
K0——超載系數(shù)，對于越野汽車及液力傳動的各類汽車取K0＝1；
n——該車的驅(qū)動橋數(shù)目，本車取n＝1；
G2——汽車滿載時一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷，取G2＝14000；
——輪胎對路面的附著系數(shù)，對于一般輪胎的公路用汽車＝0.85；
rr——車輪的滾動半徑，Rr＝0.2667；
——由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低檔傳動比；
ηLB ，iLB——分別為由所計算的主減速器從動齒輪到驅(qū)動輪之間的傳動效率和減速比；ηLB＝0.96,iLB＝1。
由式（3.1），式（3.2）求得的計算載荷為
3.1.2主減速器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算
（1）齒數(shù)的選擇 根據(jù)主減速比確定：對于單級主減速器，當(dāng)較大時，則應(yīng)盡量使主動齒輪的齒數(shù)z1取小些，以得到滿意的驅(qū)動橋離地間隙。
①.當(dāng)≥6時，z1的最小取值可取5，但為了嚙合平穩(wěn)及提高疲勞強度，z1最好大于5；
②.當(dāng)較?。ǎ?.5～5）時，z1可取為5～12，但這時常會因為主、從齒輪齒數(shù)太多，尺寸太大而不能保證所要求的離地間隙；
③.為了磨合均勻，z1、z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)；
④.為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，z1與z2之和應(yīng)不小于40；
查閱資料，經(jīng)方案論證，主減速器的傳動比為5.1428，初定主動齒輪齒數(shù)z1=7，從動齒輪齒數(shù)z2=36。
（2）節(jié)圓直徑的選擇 根據(jù)從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩（見式3.1，式3.2并取兩者中較小的一個為計算依據(jù)）按經(jīng)驗公式選出：
mm 取=134mm （3.3）
式中：d2—從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm；
Kd2—直徑系數(shù)，取K d2＝=13～16；
—計算轉(zhuǎn)矩；取Tje與TjΦ中較小者：
（3）齒輪端面模數(shù)的選擇 選定后，可按式算出從動齒輪大端模數(shù)，并用下式校核
查表取3.75
（4）齒面寬的選擇 汽車主減速器螺旋錐齒輪齒面寬度推薦為：
F=0.155=21mm。
（5）螺旋錐齒輪螺旋方向 一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有互相斥離的趨勢。
（6）螺旋角的選擇[8] 格里森制推薦公式：。
式中：z1 ，z2 —主、從動齒輪齒數(shù)；
E—雙曲面齒輪的偏移距，mm；對螺旋錐齒輪取E=0。
在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用35°。
主減速器錐齒輪的幾何尺寸計算見表
表3.1 齒輪的幾何尺寸計算用表
項 目
計 算 公 式
主動錐齒輪
從動錐齒輪
齒輪齒數(shù)
7
36
模數(shù)
4.5
齒面寬
F
F=20mm
工作齒高
5.85
全齒高
=6.499
法向壓力角
=20°
軸交角
=90°
節(jié)圓直徑
=
26.25㎜
=135㎜
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=12°23′
=72°
中心距
A==
A=69mm
周節(jié)
t=3.1416
t=11.781mm
齒頂高
4.8375mm
1.0125mm
齒根高
=
1.66125mm
5.48625
徑向間隙
c=
c=0.649㎜
齒根角
=1°23′
=0°51′
面錐角
；
13°
76°51′
根錐角
=
=
=11°37′
=69°
齒頂圓直徑
=
=35.75㎜
=135.39㎜
節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離
=62.75㎜
=12.932㎜
理論弧齒厚
=8.19225mm
=3.58875mm
齒側(cè)間隙
B=0.102～0.152
0.2mm
螺旋角
=35°
螺旋方向
在一般的情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋，以使二齒輪的軸向力有相互斥離的趨勢
主動齒輪為左旋
從動齒輪為右旋
驅(qū)動齒輪
小齒輪
小齒輪
驅(qū)動方向
向齒輪背面看去，通常主動齒輪為順時針，從動齒輪為反時針
順時針
逆時針
3.2主減速器錐齒輪的強度計算
在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應(yīng)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。在進行強度計算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。
螺旋錐齒輪的強度計算：
（1）主減速器螺旋錐齒輪的強度計算
①單位齒長上的圓周力
按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時
P= （3.4）
式中：—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=51.48；
ig——變速器傳動比，常取一擋傳動比，=3.428 ；
——主動錐齒輪中點分度圓直徑mm，d=26.25mm；
B—從動齒輪的齒面寬；B=21。
將各參數(shù)代入式（3.4），有：
P=640 N/mm
P≤[P]=1429 N/mm，錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。
按最大附著力矩計算時：
（3.5）
雖然附著力矩產(chǎn)生的p很大，但由于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩的限制。
可知，校核成功。
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(yīng)力為
（3.6）
式中：——錐齒輪輪齒的齒根彎曲應(yīng)力，MPa；
T——齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，；
——超載系數(shù)，一般取1；
——尺寸系數(shù)，0.620；
——載荷分配系數(shù)，懸臂式結(jié)構(gòu)，=1.25；
——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當(dāng)齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精
度高時，可取Kv =1；
——所計算的齒輪齒面寬；B=21mm；
z——計算齒輪的齒數(shù)；
——齒輪端面模數(shù)；=3.75；
——齒輪的輪齒彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，取0.03。
對于主動錐齒輪， T=176.47 ；從動錐齒輪，T=871.26；
將各參數(shù)代入式（3.6），有：
主動錐齒輪， =441MPa；
從動錐齒輪，=423MPa；
主從動錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。
（2）輪齒的接觸強度計算 螺旋錐齒輪齒面的計算接觸應(yīng)力（MPa）為：
（3.7）
式中：——主動齒輪最大轉(zhuǎn)矩，；
——主動齒輪工作轉(zhuǎn)矩，；
——主動錐齒輪大端分度圓直徑，mm；d1=26.25mm
——齒面質(zhì)量系數(shù)，一般情況下，對于制造精確的齒輪可取=1.0；
——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.61/2/mm；
——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗的情
況下，可取=1；
、、選擇同式（3.6）
——計算齒輪的齒面寬，B=21mm；
——齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取0.15，見圖3.1所示；
齒輪的平均齒面接觸強度：=666.7MPa<=1750MPa
齒輪的最大齒面接觸強度：=2373.45MPa<=2800MPa，
故符合要求、校核合理。
圖3.1應(yīng)力的綜合系數(shù)
3.3主減速器錐齒輪的材料
驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)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(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應(yīng)滿足如下的要求：
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。
齒輪芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。
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(guī)律易控制。
選擇合金材料，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。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質(zhì)量分數(shù)為0.8%～1.2%），具有相當(dāng)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(chǎn)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，防止其在初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應(yīng)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主減速器錐齒輪軸承的設(shè)計計算
設(shè)計時，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步確定軸承的型號，然后驗算軸承壽命。影響軸承壽命的主要原因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應(yīng)先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷[9]。
(1) 作用在主減速器主動齒輪上的力
齒面寬中點的圓周力P為
（3.8）
式中：T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩；
——該齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。
注：汽車在行駛過程中，由于變速器檔位的改變，且發(fā)動機也不盡處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，因此主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實踐表明，軸承的主要損壞形式是疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進行計算。作用在主減速器主動錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式求得：
（3.9）
式中：——變速器Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔使用率為1％，3％，5％，16％，75％；
——變速器的傳動比為7.64，4.27，2.61，1.59，1.00；
——變速器處于Ⅰ，Ⅱ，，Ⅴ檔時的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩利用率50％，60％，70％，70％，60％。
對于螺旋錐齒輪
=115.37（mm） （3.10）
=24.47（mm） （3.11）
式中：——主、從動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑；
——從動齒輪齒面寬；
——從動齒輪的節(jié)錐角79。
計算得：=16063.3N
螺旋錐齒輪的軸向力與徑向力
主動齒輪的螺旋方向為左；旋轉(zhuǎn)方向為順時針：
=21729（N） （3.12）
=5367.54（N） （3.13）
從動齒輪的螺旋方向為右：
=6613.27（N） （3.14）
=17088.3（N） （3.15）
式中：A——總的軸向力；
R——總的徑向力；
——齒廓表面的法向壓力角22.5；
——主、從動齒輪的節(jié)錐角12.39，72。
主動錐齒輪選圓錐滾子軸承(GB/T297-1994)：滾動軸承30207 GB/T297-1994
滾動軸承30208 GB/T297-1994
從動齒輪選圓錐滾子軸承(GB/T297-1994)： 滾動軸承 30209 GB/T297-1994
（2） 主減速器軸承載荷的計算
軸承的軸向載荷，就是上述的齒輪軸向力。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪徑向力、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。當(dāng)主減速器的齒輪尺寸、支承型試和軸承位置已確定，并算出齒輪的徑向力、軸向力及圓周力以后，則可計算出軸承的徑向載荷。
懸臂式支承主動錐齒輪的軸承徑向載荷，軸承A、B的徑向載荷為
=10957（N） （3.16）
=13368.21（N） （3.17）
懸臂式支撐的主動齒輪a=101.5，b=51，c=152.5;
式中：，——軸承A、B的徑向載荷
——齒面寬中點處的圓周力；
——主動齒輪的軸向力；
——主動齒輪的徑向力；
——主動齒輪齒面寬中點的分度圓直徑。
3.5主減速器的潤滑
主減速器及差速器的齒輪、軸承以及其他摩擦表面均需潤滑，其中尤其應(yīng)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，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(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，將飛濺到殼體內(nèi)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(zhuǎn)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(qū)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流進差速器，有的采用專門的倒油匙[10]。
為了防止因溫度升高而使主減速器殼和橋殼內(nèi)部壓力增高所引起的漏油，應(yīng)在主減速器殼上或橋殼上裝置通氣塞，后者應(yīng)避開油濺所及之處。
加油孔應(yīng)設(shè)置在加油方便之處，油孔位置也決定了油面位置。放油孔應(yīng)設(shè)在橋殼最低處，但也應(yīng)考慮到汽車在通過障礙時放油塞不易被撞掉。
3.6本章小結(jié)
本章根據(jù)所給參數(shù)確定了主減速器的參數(shù)，對主減速器齒輪計算載荷的計算、齒輪參數(shù)的選擇，螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算與強度計算并對主減速器齒輪的材料及熱處理，主減速器的潤滑等做了必要的交待。選擇了機械設(shè)計、機械制造的標準參數(shù)。
第4章 差速器的設(shè)計
4.1差速器的結(jié)構(gòu)形式
汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點，應(yīng)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(gòu)為齒輪式。齒輪差速器要圓錐齒輪式和圓柱齒輪式兩種[11]。
強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設(shè)置差速鎖。當(dāng)一側(cè)驅(qū)動輪滑轉(zhuǎn)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(yīng)用較廣。
經(jīng)方案論證，差速器結(jié)構(gòu)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(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(jié)構(gòu))，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)，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(nèi)摩擦，提高其鎖緊系數(shù)；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置——差速鎖等。
4.2圓錐齒輪差速器齒輪設(shè)計
行星齒輪數(shù)目的選擇 該車型多用4個行星齒輪。
行星齒輪球面半徑（mm）的確定：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，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(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強度。
球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定[12]：
=23.878～28.653mm （4.1）
圓整取=29m
式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，2.5～3.0于有2個行星輪的轎車以及所有的越野汽車和礦用汽車取大值，取3.0。
確定后，即根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距：
=（0.98～0.99）=28.42～28.71mm （4.2）
取28.71mm
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(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應(yīng)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(nèi)。取=10，=20。
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(yīng)滿足：
= =10 （4.3）
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：
(4.4)
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)：
=5.497 （4.5）
取標準模數(shù)5.5；
式中：在前面已初步確定。
算出模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：
； （4.6）
壓力角 目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減至10，并且再小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。
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。
=35.97（mm）
=32.70 mm （4.7）
式中：差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩871.26；
n——行星齒輪數(shù)4；
——行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，，是半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，；
[]——支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為98MPa。
表4.1為汽車差速器用錐齒輪的幾何尺寸計算步驟，表中計算用的弧齒厚系數(shù)τ見圖4.1。
表4.1 汽車差速器錐齒輪的幾何尺寸計算表
序號
項 目
計 算 公 式 及 結(jié) 果
1
行星齒輪齒數(shù)
2
半軸齒輪齒數(shù)
3
模數(shù)
4
齒面寬
=8.61mm，取F=9mm
5
齒工作高
=1.6m=8.8mm
6
齒全高
h=1.788m+0.051=9.885mm
7
壓力角
8
軸交角
9
節(jié)圓直徑
10
節(jié)錐角
11
節(jié)錐距
A===61mm
12
周節(jié)
t=3.1416m=17.2788mm
13
齒頂高
5.92625mm
2.87375mm
14
齒根高
mm
mm
15
徑向間隙
16
齒根角
17
面錐角
18
根錐角
19
外圓直徑
mm
mm
20
節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離
mm
mm
21
理論弧齒厚
mm
mm
22
齒側(cè)間隙
注:實際齒根高比上表計算值大0.051mm。
圖4.1 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數(shù)（弧齒系數(shù)）[13]
4.3差速器的齒輪材料
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(yīng)用。
4.4圓錐齒輪差速器齒輪強度計算
差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，而對于疲勞壽命則不予考慮，這是由于行星齒輪在差速器的工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左/右驅(qū)動車輪有轉(zhuǎn)速差時行星齒輪和半軸齒輪之間有相對滾動的緣故。
汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為[14]
（4.8）
式中：T——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，；
（4.9）
n——差速器行星齒輪數(shù)目4；
——半軸齒輪齒數(shù)20；
——超載系數(shù)1.0；
——質(zhì)量系數(shù)1.0；
——尺寸系數(shù)
——載荷分配系數(shù)1.25；
F——齒面寬9mm;
m——模數(shù)5.5；
J——計算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力的總和系數(shù)0.01。
（1）當(dāng)T=815.725時，σw=564.342 <980，合格。
（2）當(dāng)T=185.937時，σw=148.645 <210，合格。
綜上所述，差速器齒輪強度滿足要求。
4.5本章小結(jié)
本章首先說明了差速器作用及工作原理，對對稱式圓錐行星齒輪差速器的基本參數(shù)進行了必要的設(shè)計計算，對差速器齒輪的幾何尺寸及強度進行了計算，最終確定了所設(shè)計差速器的各個參數(shù)，取得機械設(shè)計、機械制造的標準值并滿足了強度計算和校核。
第5章 驅(qū)動車輪的傳動設(shè)計
5.1半軸的形式[15]
普通非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)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(nèi)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(lián)接)。因此，半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)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(fù)雜，但它具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。用于質(zhì)量較小、使用條件較好、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(jié)構(gòu)特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)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(zhuǎn)矩外，彎矩要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(jié)構(gòu)型式及其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。側(cè)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(lián)，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(yīng)相向安裝并有一定的預(yù)緊，調(diào)好后由鎖緊螺母予以鎖緊，很少采用球軸承的結(jié)構(gòu)方案。
由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側(cè)向力以及由它們引起的彎矩都經(jīng)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(zhuǎn)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(yīng)力約為5～70MPa。具有全浮式半軸的驅(qū)動橋的外端結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，需采用形狀復(fù)雜且質(zhì)量及尺寸都較大的輪轂，制造成本較高，故轎車及其它小型汽車不采用這種結(jié)構(gòu)。但由于其工作可靠，故廣泛用于輕型以上的各類汽車上。本車選用全浮式半軸傳動。
5.2半軸的設(shè)計與計算
驅(qū)動車輪的傳動裝置位于汽車傳動系的末端，其功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸傳給驅(qū)動車輪。在斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中．驅(qū)動車輪的傳動裝置包括半軸和萬向節(jié)傳動裝置且多采用等速萬向節(jié)。在一般非斷開式驅(qū)動橋上，驅(qū)動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器齒輪和輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅(qū)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[16]。
半軸的主要尺寸是它的直徑，設(shè)計計算時首先應(yīng)合理地確定其計算載荷。
半軸計算應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況[17]：
（1）縱向力（驅(qū)動力或制動力）最大時（=），附著系數(shù)φ取0.8，沒有側(cè)向力作用；
（2）側(cè)向力Y2最大時，其最大值發(fā)生于側(cè)滑時，為Z2φ1，側(cè)滑時輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)φ1在計算中取1.0，沒有縱向力作用；
（3）垂向力最大時，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時，kd，kd是動載荷系數(shù)，這時沒有縱向力和側(cè)向力的作用。
全浮式半軸在上述第一種工況下
縱向力應(yīng)按最大附著力計算，即
=7134.4N （5.1）
式中：——滿載靜止汽車的驅(qū)動橋?qū)λ降孛娴妮d荷，取13720N；
——汽車加速和減速時的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對于后驅(qū)動橋可取1.3；
——輪胎與的地面的附著系數(shù)0.8；
對于驅(qū)動車輪來說，當(dāng)按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及傳動系最低檔傳動比計算所得的縱向力小于按最大附著力所決定的縱向力時，則按下式計算，即
或=1881.66N （5.2）
式中：——差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)0.6；
——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩51.48；
——傳動系最低檔傳動比17.63；
——汽車傳動效率0.96；
——輪胎滾動半徑266.7mm。
取兩者的較小值，所以1881.66N
轉(zhuǎn)矩為： 501.84 （5.3）
注：第二種和第三種工況未計算，圖5.1為全浮式半軸支承示意圖。
圖5.1 全浮式半軸支承示意圖
半軸的設(shè)計
桿部直徑的選擇
設(shè)計時，半浮式半軸桿部直徑的初步選擇可按下式進行：
=16.29~17.32mm取d=17mm （5.4）
式中：d——半軸桿部直徑mm；