五十鈴輕型貨車驅動橋的設計
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畢業(yè)設計（論文）任務書
學生姓名
陶冠宇
系部
汽車工程系
專業(yè)、班級
車輛BW07-5
指導教師姓名
趙國遷
職稱
高級實驗師
從事
專業(yè)
車輛工程
是否外聘
□是■否
題目名稱
五十鈴輕型貨車驅動橋的設計
一、設計（論文）目的、意義
五十鈴輕型汽車市場占有率較高。其驅動橋在整車結構中十分重要，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋，能大大降低整車生產的總成本，提高運輸效率。而且本設計可是學生全面復習所學知識，為走上工作崗位打下基礎，所以本題設計具有一定的實際意義。
二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法）
（一）設計內容
驅動橋結構方案確定；主減速器的結構設計、基本參數選擇及設計計算；差速器齒輪的基本參數的選擇、幾何及強度計算；驅動半軸的結構設計及強度計算；驅動橋殼的結構設計及受力分析與強度計算。
（二）研究方法
1、 參考相關資料，對比各種驅動橋優(yōu)缺點，初步確定設計方案。
2、 實地考察五十鈴車，為最終設計方案提供依據。
3、 利用Autocad畫出五十鈴貨車驅動橋二維圖紙。
三、設計（論文）完成后應提交的成果
（一）計算說明部分
完成設計說明書1.5萬字。其中包括主減速器的結構設計、基本參數選擇及設計計算；差速器齒輪的基本參數的選擇、幾何及強度計算；驅動半軸的結構設計及強度計算；驅動橋殼的結構設計及受力分析與強度計算。
（二）圖紙部分
驅動橋裝配圖零件圖若干張，共計折合4張A0圖紙。
四、設計（論文）進度安排
（1）調研、查閱相關資料、完成開題報告 第1～2周（3月3日～3月15日）
（2）確定總體方案 第3～4周（3月16日～3月29日）
（3）對驅動橋結構進行設計第5～6周（3月30日～4月12日）
（4）對驅動橋主要零部件尺寸進行設計7～8周（4月13日～4月26日）
（5）建立驅動橋的零件圖第8～9周（4月20日～5月3日） （6）建立驅動橋的裝配模型第9～10周（4月28日～ 5月10日）
（7）書寫設計說明書第11～13周（5月11日～5月31日）
（8）設計審核、修改 第14～16周（6月1日～6月21日）
（9）畢業(yè)設計答辯準備及答辯 第17周（6月22日～6月28日）
五、主要參考資料
[1] 貨車驅動橋結構設計 河北科技師范學院本科畢業(yè)設計
http://wenku.baidu.com/view/c360a1e9856a561252d36f42.html
[2] 成大先．機械設計手冊（1~4冊）[M].北京：化學工業(yè)出版社，1993
[3] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001.
[4] 成大先.機械設計手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社，2004，1.
[5] 周開勤.機械零件手冊[M].北京：高等教育出版社，2001.
[6] 溫芳,黃華梁.基于模糊可靠度約束的差速器行星齒輪傳動優(yōu)化設計[J].2004.6.
[7]王望予．汽車設計[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2005．
六、備注
指導教師簽字：
年 月 日
教研室主任簽字：
年 月 日
畢業(yè)設計（論文）開題報告
學生姓名
陶冠宇
系部
汽車工程系
專業(yè)、班級
車輛BW07-5
指導教師姓名
趙國遷
職稱
高級實驗師
從事
專業(yè)
車輛工程
是否外聘
□是否
題目名稱
五十鈴輕型貨車驅動橋設計
一、 課題研究現狀，選題的目的、依據和意義
一、國外研究現狀：
隨著高速公路網狀況的改善和國家環(huán)保法規(guī)的完善，環(huán)保、舒適、快捷成為客車和貨車市場的主旋律。對整車主要總成之一的驅動橋而言，小速比、大扭矩、傳動效率高、成本低逐漸成為客車和貨車主減速器技術的發(fā)展趨勢。
產品上，國外貨車市場用戶主要以承載能力強、齒輪疲勞壽命高、結構先進、易維護等特點的產品為首選。目前己開發(fā)的產品，如陜西漢德引進德國撇N公司技術的485單級減速驅動橋，一汽集團和東風公司的13噸級系列車橋為代表的主減速器技術，都是在有效吸收國外同類產品新技術的基礎上，針對國內市場需求開發(fā)出來的高性能、高可靠性、高品質的車橋產品。[1]這些產品基本代表了國內車用減速器發(fā)展的方向。通過整合和平臺化開發(fā)，目前國內市場形成了457、460、480、500等眾多成型穩(wěn)定產品，并被用戶廣泛認可和使用。設計開發(fā)上，CAD、CAE、C胡等計算機應用技術，以及AUT優(yōu)AD、UG16、CATIA、PR于E等設計軟件先后應用于主減速器的結構設計和齒輪加工中，有限元分析、數模建立、虛擬試驗分析等也被采用;齒輪設計也初步實現了計算機編程的電算化。新一代減速器設計開發(fā)的突出特點是:不僅在產品性能參數上進一步進設計上完全遵從模塊化設計原則，產品配套實現車型的平臺化，造型和結構更加合理，更宜于組織批量生產，更適應現代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應對頻繁的車型換代和產品系列化的特點，這些都對基礎件產品提出愈來愈高的配套要求，需要在產品設計上不斷地進行二次開發(fā)和持續(xù)改進，以滿足快速多變的市場需求。
與國外相比，我國的車用減速器開發(fā)設計不論在技術上、制造工藝上，還是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齒輪制造技術缺乏獨立開發(fā)與創(chuàng)新能力，技術手段落后(國外己實現計算機編程化、電算化)。目前比較突出的問題是，行業(yè)整體新產品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當比例的產品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產品品牌，行業(yè)整體散亂情況依然嚴重。這需要我們加快技術創(chuàng)新、技術進步的步伐，提高管理水平，加快與國際先進水平接軌，開發(fā)設計適應中國國情的高檔車用減速器總成，由仿制到創(chuàng)新，早日縮小并消除與世界先進水平的差距。[2]近幾年來，國內汽車生產廠家，如重汽集團、福田汽車、江淮汽車等通過與國外卡車巨頭，如沃爾沃、通用、五十鈴、現代、奔馳、雷諾等進行合資合作，在車橋減速器的開發(fā)上取得了顯著的進步。目前，上汽集團、東風、一汽、北汽等各大汽車集團也正在開展合作項目，希望早日實與世界先進技術的接軌，爭取設計開發(fā)的新突破。
二、國內研究現狀：
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，因為這兩個部件是做在一起的。所以后輪驅動必然會使得乘車更加安全、舒適，從而帶來可觀的經濟效益。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、制造效率高、成本低的方法；從齒輪減速形式上將傳統的中央單極減速器發(fā)展到現在的中央及輪邊雙級減速或雙級主減速器結構；從齒輪的加工形式上車橋內部的的主從動齒輪、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。
2、意義與目的：
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(wěn)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、驅動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器）、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。[3]
驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛型式密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸掛時，都是采用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸掛時，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；減小了其策劃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；若與之配合的獨立懸架導向機構設計合理，可增加汽車的不足轉向效應，提高汽車的操縱穩(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汽車上應用廣泛。非斷開式驅動橋結構簡單，成本低，工作可靠，但由于其簧下質量較大，對汽車的行駛平順性和降低動載荷有不利的影響。[4]
本論文的的研究目的在于通過對五十鈴汽車整體的匹配性設計完成后輪驅動橋的主減速器、差速器等部件型號的設計與計算，并完成校核的設計過程。
二、 設計（論文）的基本內容,擬解決的主要問題
一、基本內容：
1、驅動橋結構方案選擇
2、主減速器設計
3、差速器設計
4、驅動半軸的設計
5、驅動橋殼的設計
二、解決的問題：
一、主減速器的結構形式
1、 主減速器的齒輪類型主
2、 減速的減速形式
3、 主減速器主
4、 從動綴齒輪的支承形式主減速器的基本參數選擇與設計計算
二、
1、差速器的差速原理結構
2、齒輪的基本參數選擇幾何校核及強度計算
3、半軸計算載荷的確定
4、桿部直徑的選擇、強度計算 半軸花鍵的強度計算
5、整體式驅動橋殼的結構、
6、驅動橋殼的受力分析與強度計算
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力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。
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(wěn)，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。
三、技術路線（研究方法）
查詢五十鈴貨車驅動橋資料
驅動橋結構方案選擇
主減速器設計
車輪傳動裝置設計
差速器設計
驅動橋殼設計
CAD出圖
完成說明書
四、進度安排
（1）調研、查閱相關資料、完成開題報告 第1～2周（3月3日～3月15日）
（2）確定總體方案 第3～4周（3月16日～3月29日）
（3）對驅動橋結構進行設計第5～6周（3月30日～4月12日）
（4）對驅動橋主要零部件尺寸進行設計7～8周（4月13日～4月26日）
（5）建立驅動橋的零件圖第8～9周（4月20日～5月3日） （6）建立驅動橋的裝配模型第9～10周（4月28日～ 5月10日）
（7）書寫設計說明書第11～13周（5月11日～5月31日）
（8）設計審核、修改 第14～16周（6月1日～6月21日）
（9）畢業(yè)設計答辯準備及答辯 第17周（6月22日～6月28日）
五、主要參考資料
[1] 莫思劍.淺析我國商用汽車車橋的發(fā)展現狀及趨勢[J].制造技術,2008
[2] 王聰興，馮茂林.現代設計方法在驅動橋設計中的應用[J]．公路與汽運, 2004
[3] 李夢群，武文革,孫厚芳.21世紀機械制造業(yè)[J].機械設計與制造，2003
[4] 陳家瑞. 汽車構造[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2003.
[5] 余志生. 汽車理論[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, 2008.
[6] 尹國臣.淺析汽車驅動橋主減速器的裝配與調整[J].科學教育家，2007
[7] 陳珂,殷國富,汪永超.汽車后橋差速器齒輪結構設計優(yōu)化研究[J]. 機械傳動,2008
[8] 劉惟信.汽車車橋設計[M].北京：清華大學出版社，2004.
[9] 安曉娟，郝春光.主減速器齒輪的失效分析[J].拖拉機與農用運輸車，2007.
[10] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊[M]：設計篇.北京：人民交通出版社，2001.
[11] 機械設計手冊編委會.齒輪傳動（單行本）[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2007.
[12] 成大先．機械設計手冊（1-3卷）[M].北京：化學工業(yè)出版社，2002.
[13] 肖文穎，王書翰.差速器行星齒輪的力學分析[J].科技資訊，2007，
[14] 彭彥宏，呂曉霞，陸有. 差速器圓錐齒輪的失效分析[J]. 金屬熱處理，2006，.
[15] 付建紅.載重汽車后橋半軸的技術改進[J]. 新余高專學報，2006，
[16] 周小平.避免驅動橋半軸扭斷的工藝改進[J]. 新余高專學報,2005，
[17] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001.
[18] 楊朝會，王豐元，馬浩.基于有限元法驅動橋殼分析[J]. 農業(yè)裝備與車輛工程，2006，
[19] li-Ping,Jeong Kim,Beom-Soo Kang. Analysis and design of hydroforming proess for automobile rear axle housing by FEM[J]. Internation Journal of Machine Tools & Manufacture,2000，
[20] WANG Liang-mo，WANG He-fu，CHEN Jin-rong，LING Zhi-liang，CAO Yu-hua.Development of a Test Machine for IVECO Drive Axle[J]. International Journal of Plant Engineering and Management,2007，
六、備注
指導教師意見
簽字： 年 月 日
本科學生畢業(yè)設計
五十鈴輕型貨車驅動橋設計
系部名稱： 汽車與交通工程學院
專業(yè)班級： 車輛工程 B07-5班
學生姓名： 陶冠宇
指導教師： 趙國遷
職 稱： 高級實驗師
黑 龍 江 工 程 學 院
二○一一年六月
The Graduation Design for Bachelor's Degree
The Design for Driving Axle of Isuzu Pickup Trucks
Candidate：Tao Guanyu
Specialty： Vehicle Engineering
Class： B07-5
Supervisor：Senior Technician. Zhao Guoqian
Heilongjiang Institute of Technology
2011-06·Harbin
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間的作用力。它的性能好壞直接影響整車性能，而對于載重汽車顯得尤為重要。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。本設計根據給定的參數，按照傳統設計方法并參考同類型車確定汽車總體參數，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，總成及零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，修理、保養(yǎng)方便，機件工藝性好，制造容易。
關鍵字：輕型貨車；驅動橋；單級主減速器；差速器；半軸；橋殼
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
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 reasonable structure, practical applications, the design of assembly and parts as much as possible meeting requirements of the standardization of parts, components and products’ univertiality and the serialization and change , convenience of repair and maintenance, good mechanical technology, being easy to manufacture.
Keywords: Pickup truck; Drive axle; Single reduction final drive; Differential; Axle; Drive Axle housing
44
目 錄
摘要 I
ABSTRACTstract II
第1章 緒論 1
1.1 選題的背景目的及意義 1
1.2 國內外驅動橋研究狀況 1
1.3 設計主要內容和預期結果 3
第2章 驅動橋的總體方案確定 4
2.1驅動橋的種類結構和設計要求 4
2.1.1汽車車橋的種類 4
2.1.2驅動橋的種類 4
2.1.3驅動橋結構組成 4
2.1.4 驅動橋設計要求 5
2.2 設計車型主要參數 5
2.3主減速器結構方案的確定 6
2.3.1 主減速比的計算 6
2.3.2 主減速器的齒輪類型 6
2.3.3 主減速器的減速形式 8
2.3.4 主減速器主從動錐齒輪的支承形式及安裝方法 9
2.4 差速器結構方案的確定 10
2.5半軸的形式確定 11
2.6 橋殼形式的確定 12
2.7本章小結 13
第3章 主減速器設計 14
3.1概述 14
3.2主減速器齒輪參數的選擇與強度計算 14
3.2.1 主減速器計算載荷的確定 14
3.2.2 主減速器齒輪參數的選擇 15
3.2.3 主減速器齒輪強度計算 18
3.2.4 主減速器軸承計算 24
3.3主減速器齒輪材料及熱處理 30
3.4主減速器的潤滑 30
3.5 本章小結 31
第4章 差速器設計 32
4.1概述 32
4.2對稱式圓錐行星齒輪差速器原理 32
4.3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 33
4.4對稱圓錐行星錐齒輪差速器的設計 34
4.4.1 差速器齒輪的基本參數選擇 34
4.4.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 36
4.4.3 差速器齒輪的強度計算 37
4.4.4 差速器齒輪的材料 39
4.5 本章小結 39
第5章 半軸設計 40
5.1概述 40
5.2半軸的設計與計算 40
5.2.1全浮式半軸的計算載荷的確定 40
5.2.2半軸桿部直徑的初選 42
5.2.3 全浮式半軸強度計算 42
5.2.4 全浮式半軸花鍵強度計算 42
5.2.5 半軸材料與熱處理 44
5.3 本章小結 44
第6章 驅動橋橋殼的設計 45
6.1概述 45
6.2橋殼的受力分析及強度計算 45
6.2.1 橋殼的靜彎曲應力計算 45
6.2.2 在不平路面沖擊載荷作用下橋殼的強度 47
6.2.3 汽車以最大牽引力行駛時的橋殼的強度計算 47
6.2.4 汽車緊急制動時的橋殼強度計算 49
6.2.5 汽車受最大側向力時橋殼強度計算 50
6.3 本章小結 54
結論 55
參考文獻 56
致謝 57
第1章 緒 論
1.1 選題背景目的及意義
在我國輕型貨車占有較大市場，據中國汽車工業(yè)協會統計，截至2007年底，國內輕型貨車（1.8噸<總質量≤6噸）共銷售100.53萬輛，同比增長了17.64%。2008年，國家對“三農”的投入不斷加大，同時隨著鐵路不斷提速也為“門到門”的短途運輸提供了機會，受此影響，輕型貨車在以后幾年也會呈現明顯增長。我國2008年上半年貨車累計銷售約93萬輛，其中輕型貨車61萬輛，同比增長20.2%，可見輕型汽車在商用汽車生產中占有很大的比重[1]。
作為汽車關鍵零部件之一的汽車驅動橋也得到相應的發(fā)展，各生產廠家在研發(fā)和生產過程中基本上形成了專業(yè)化、系列化、批量化的局面，汽車驅動橋是汽車的重要總成，承載著汽車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(wěn)定性等有直接影響。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，設計出結構簡單、工作可靠、造價低廉的驅動橋，能大大降低整車生產的總成本，推動汽車經濟的發(fā)展，并且通過對汽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，所以本題設計一款結構優(yōu)良的輕型貨車驅動橋具有一定的實際意義。
1.2 國內外驅動橋研究狀況
1、國外研究現狀
國外輕型貨車驅動橋開發(fā)技術已經非常的成熟，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
并行工程開發(fā)模式是對在一定范圍內的不同功能或相同功能不同性能、不同規(guī)格的機械產品進行功能分析的基礎上,劃分并設計出一系列功能模塊,然后通過模塊的選擇和組合構成不同產品的一種設計方法，能夠縮短新產品的設計時間、降低成本、提升質量、提高市場競爭力,以DANA為代表的意大利企業(yè)多已采用了該類設計方法, 優(yōu)點是: 減少設計及工裝制造的投入, 減少了零件種類, 提高規(guī)模生產程度, 降低制造費用, 提高市場響應速度等。
(2) 模態(tài)分析
模態(tài)分析是對工程結構進行振動分析研究的最先進的現代方法與手段之一。它可以定義為對結構動態(tài)特性的解析分析(有限元分析)和實驗分析(實驗模態(tài)分析)，其結構動態(tài)特性用模態(tài)參數來表征。模態(tài)分析技術的特點與優(yōu)點是在對系統做動力學分析時，用模態(tài)坐標代替物理學坐標，從而可大大壓縮系統分析的自由度數目，分析精度較高。驅動橋的振動特性不但直接影響其本身的強度，而且對整車的舒適性和平順性有著至關重要的影響。因此，對驅動橋進行模態(tài)分析，掌握和改善其振動特性，是設計中的重要方面。
(3) 驅動橋殼的有限元分析方法
有限元法不需要對所分析的結構進行嚴格的簡化，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值解法的問題。只要確定了單元的力學特性，就可以按照結構分析的方法求解，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雜工程問題[2]。目前，有限元法己經成為求解數學、物理、力學以及工程問題的一種有效的數值方法，也為驅動橋殼設計提供了強有力的工具。
(4) 高性能制動器技術
在發(fā)達國家驅動橋產品中, 已出現了自循環(huán)冷卻功能的濕式制動器橋、帶散熱風送的盤式制動器橋、適于ABS的蹄、鼓式和盤式制動器橋、帶自動補償間隙的盤式制動器等配置高性能制動器橋, 同時制動器的布置位置也出現了從橋臂處分別向橋包總成和輪邊端部轉移的趨勢。前種處理方式易于散熱, 后種處理方式為了降低成本, 甚至有廠商把制動器的殼體與橋殼鑄為一體, 既易于散熱，又利于降低材料成本, 但這對鑄造技術、鑄造精度和加工精度都提出了極高的要求。
(5) 電子智能控制技術進入驅動橋產品
電子智能控制技術已經在汽車業(yè)得到了快速發(fā)展，如，現代汽車上使用的ABS(制動防抱死控制)、ASR（驅動力控制系統）等系統[2]。
2、國內研究現狀
我國驅動橋制造企業(yè)的開發(fā)模式主要由測繪、引進、自主開發(fā)三種組成。主要存在技術含量低，開發(fā)模式落后，技術創(chuàng)新力不夠，計算機輔助設計應用少等問題。一些企業(yè)技術力量相對要好些的企業(yè)，測繪的是從國外引進的原裝橋，并且這些企業(yè)一般具有較為完善的開發(fā)體系和流程，也具有較完善的試驗手段，但是開發(fā)過程屬于對國外的仿制，對其逆向研究后結合自我情況生產。
總之，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。個別比較有實力的企業(yè)，雖有自己獨立的研發(fā)機構但都處于發(fā)展的初期。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平[3]。
1.3 設計主要內容和預期成果
1、驅動橋結構形式及布置方案的確定。
2、驅動橋零部件尺寸參數確定及校核：
（1）完成主減速器的基本參數選擇與設計計算；
（2）完成差速器的設計與計算；
（3）完成半軸的設計與計算；
（4）完成驅動橋橋殼的受力分析及強度計算。
3、完成驅動橋驅動橋裝配圖和主要部分零件。
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 汽車車橋的種類
汽車的驅動橋與從動橋統稱為車橋，車橋通過懸架與車架（或承載式車身）相連，它的兩端安裝車輪，其功用是傳遞車架（或承載式車身）于車輪之間各方向的作用力及其力矩。
根據懸架結構的不同，車橋分為整體式和斷開式兩種。當采用非獨立懸架時，車橋中部是剛性的實心或空心梁，這種車橋即為整體式車橋；斷開式車橋為活動關節(jié)式結構，與獨立懸架配用。在絕大多數的載貨汽車和少數轎車上，采用的是整體式非斷開式。斷開式驅動橋兩側車輪可獨立相對于車廂上下擺動。
根據車橋上車輪的作用，車橋又可分為轉向橋、驅動橋、轉向驅動橋和支持橋四種類型。其中，轉向橋和支持橋都屬于從動橋，一般貨車多以前橋為轉向橋，而后橋或中后兩橋為驅動橋。
2.1.2 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，其次，驅動橋還要承受作用于路面和車架或車廂之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩。
驅動橋分為斷開式和非斷開式兩種。驅動橋的結構型式與驅動車輪的懸掛型式密切相關。當驅動車輪采用非獨立懸掛時，例如在絕大多數的載貨汽車和部分小轎車上，都是采用非斷開式驅動橋，其橋殼是一根支撐在左右驅動車輪上的剛性空心梁，主減速器、差速器和半軸等所有的傳動件都裝在其中；當驅動車輪采用獨立懸掛時，則配以斷開式驅動橋[4]。
2.1.3 驅動橋結構組成
在多數汽車中，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
2.1.4 驅動橋設計要求
1、選擇適當的主減速比，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調。
7、結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。
2.2設計車型主要參數
表2.1 設計車型參數
輪胎
7.5-16
發(fā)動機最大功率
71/3200
Pemax kW/np （r/min）
發(fā)動機最大轉矩
201/2200
Temax N·m/nr （r/min）
裝載質量
3000
kg
汽車滿載總質量
6000
kg
滿載時軸荷分布
前軸1900 后軸4100
kg
最大車速
90
km/h
輪距（雙胎中心線）
1458
mm
鋼板彈簧座中心距離
865
mm
2.3 主減速器結構方案的確定
2.3.1主減速比的計算
主減速比對主減速器的結構形式、輪廓尺寸、質量大小影響很大。當變速器處于最高檔位時對汽車的動力性和燃料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統的總傳動比一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌南碌墓β势胶鈭D來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數作最佳匹配的方法來選擇值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經濟性。
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)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時值應按下式來確定[5]：
=0.377 （2.1）式中：——車輪的滾動半徑，=0.405m
——變速器最高檔傳動比1.0（為直接檔）。
——最大功率轉速3200 r/min
——最大車速90km/h
對于與其他汽車來說，為了得到足夠的功率而使最高車速稍有下降，一般選得比最小值大10%～25%，即按下式選擇：
=（0.377~0.472） （2.2）
經計算初步確定=6.14
按上式求得的應與同類汽車的主減速比相比較，并考慮到主、從動主減速齒輪可能的齒數對予以校正并最后確定。
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；在發(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。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)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。
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：
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。
(b)
(a)
圖2.1 螺旋錐齒輪與雙曲面齒輪
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。
4、工作過程中，雙曲面齒輪副既存在沿齒高方向的側向滑動，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平穩(wěn)性。
雙曲面齒輪傳動有如下缺點：
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。
螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時捏合，螺旋錐齒輪能承受大的載荷，而且工作平穩(wěn)，即使在高速運轉時其噪聲和振動也是很小的。本次設計采用螺旋錐齒輪。
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、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，有時也與制造廠的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于由動力性、經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
（a） 單級主減速器 （b） 雙級主減速器
圖2.2主減速器
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。目前貨車車發(fā)動機向低速大扭矩發(fā)展的趨勢使得驅動橋的傳動比向小速比發(fā)展；隨著公路狀況的改善，特別是高速公路的迅猛發(fā)展，許多貨車使用條件對汽車通過性的要求降低，因此，產品不必像過去一樣，采用復雜的結構提高其的通過性；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，可靠性增加。
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=6.14，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，多用于傳遞轉鉅較小的轎車、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，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，在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用騎馬式支承。
圖2.4 主動錐齒輪騎馬式支承
采用騎馬式（跨置式）支承結構時，齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。跟據實際情況，所設計的為輕型貨車所以采用懸臂式支撐。
當主動錐齒輪安裝在圓錐滾子軸承上時，為了減小懸臂長度增加支撐間距離，應使兩軸承的小端朝內相向，大端朝外，這樣也便于結構的布置、軸承預緊度的調整及軸承的潤滑。
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，兩端支承多采用圓錐滾子軸承，安裝時應使它們的圓錐滾子大端相向朝內，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，圓錐滾子軸承應用兩端的調整螺母調整。主減速器從動錐齒輪采用無輻式結構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，從動齒輪節(jié)圓直徑較大時采用螺栓和差速器殼固定在一起[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。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動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右車輪的轉速雖然相等而行程卻又不同的這一運動學上的矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。這不僅會是輪胎過早磨、無益地消耗功率和燃料及使驅動車輪軸超載等，還會因為不能按所要求的瞬時中心轉向而使操縱性變壞。此外，由于車輪與路面間尤其在轉彎時有大的滑轉或滑移，易使汽車在轉向時失去抗側滑能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪間都有差速器，后者保證了汽車驅動橋兩側車輪在行程不等時具有以下不同速度旋轉的特性，從而滿足了汽車行駛運動學的要求。
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。
差速器的結構型式有多種，大多數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，各驅動車輪與路面的附著系數變化很小，因此幾乎都采用了結構簡單、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、右驅動車輪間的所謂輪間差速器使用；對于經常行駛在泥濘、松軟土路或無路地區(qū)的越野汽車來說，為了防止因某一側驅動車輪滑轉而陷車，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構式的高摩擦式和自由輪式的以及變傳動比式的[7]。
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)。在一般非斷開式驅動橋上，驅動車輪的傳動裝置就是半軸，這時半軸將差速器半鈾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。如圖2.5所示，根據半軸外端支撐形式分為半浮式，3/4浮式，全浮式。
圖2.5 全浮式半軸支撐形式
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。
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。過去這種所謂兩段可分式橋殼見于輕型汽車，由于上述缺點現已很少采用。
2、組合式
組合式橋殼又稱為支架式橋殼，對加工精度要求較高，剛度較差，通常用于微型汽車、轎車、輕型以下載貨汽車。
3、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。
鋼板沖壓焊接整體式橋殼是由鋼板沖壓焊接成的橋殼主體、兩端再焊上帶凸緣的半軸套管及鋼板彈簧座組成。其制造工藝簡單、材料利用率高、廢品率低生產率高極、及制造成本低等優(yōu)點外，還有足夠的強度和剛度，特別是其質量小，但是比有些鑄造橋殼可靠，由于鋼板沖壓焊接整體式橋殼有一系列優(yōu)點，近年來不但應用于轎車，輕型貨車、中型載貨車上得到了廣泛的應用。本次設計驅動橋殼就選用鋼板沖壓焊接式整體橋殼。
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。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。基本確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，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發(fā)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。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。
3.2主減速器齒輪參數的選擇與強度計算
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： EMBED Equ!tion.3 ——發(fā)動機最大轉矩201；
——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
==6.14×6.01=36.9014
變速器傳動比=6.01；
——上述傳動部分的效率，取=0.9；
——超載系數，取=1.0；
n——驅動橋數目1。
=201 36.9014 1 0.9/1=6675.46
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=4100×9.8=40180N；
——輪胎對地面的附著系數，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。
==14408.29
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。
由式（3.1），式（3.2）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依據。汽車的類型很多，行駛工況又非常復雜，轎車一般在高速輕載條件下工作，而礦用車和越野車在高負荷低車速條件下工作，對于公路車輛來說，使用條件較非公路用車穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據所謂平均牽引力的值來確定的，即主減速器的平均計算轉矩。
3、按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩
= （3.3）
式中：——汽車滿載總重N, =6000×9.8=58800N；
——所牽引的掛車滿載總重，N，僅用于牽引車取=0；
——道路滾動阻力系數，初取 =0.015；
——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數。初取=0.05；
——汽車性能系數
（3.4）
當 =57.04>16時，取=0。
===1612.4
3.2.2 主減速器齒輪參數的選擇
1、 主、從動齒數的選擇
選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：為了磨合均勻，，之間應避免有公約數；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。
主減速器的傳動比為6.14，初定主動齒輪齒數z1=7，從動齒輪齒數z2=43。
2、從動錐齒輪節(jié)圓直徑及端面模數的選擇
根據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，按經驗公式選出：
（3.5） 式中：——直徑系數，取=13～16；
——計算轉矩，，取，較小的。取=6675.46。
計算得，=244.78～301.26mm，初取=300mm。
選定后，可按式算出從動齒輪大端模數，并用下式校核
（3.6）
式中：——模數系數，取=0.3~0.4；
——計算轉矩，，取。
==5.67~7.5
由GB/T12368-1990，取=7mm，滿足校核。
所以有：=49mm =301mm。
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=46.66mm，可初取F=50mm。
一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大10%較為合適，在此取=55。
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。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。
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。螺旋角應足夠大以使1.25。因越大傳動就越干穩(wěn)，噪聲就越低。在一般機械制造用的標準制中，螺旋角推薦用35°。
6、法向壓力角a的選擇
壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，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，并使齒輪的端面重疊系數下降，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[8]。
7、主從動錐齒輪幾何計算
計算結果如表3.1
表3.1 主減速器齒輪的幾何尺寸計算用表
序號
項 目
計 算 公 式
計 算 結 果
1
主動齒輪齒數
7
2
從動齒輪齒數
43
3
模數
7
4
齒面寬
=55mm
=50mm
5
工作齒高
10.92mm
6
全齒高
=12.131mm
7
法向壓力角
=20°
8
軸交角
EMBED Aquation.3 =90°
9
節(jié)圓直徑
=
49mm
=301mm
10
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=9.246°
=80.753°
11
節(jié)錐距
A==
A=152.486mm
12
周節(jié)
t=3.1416
t=21.99mm
13
齒頂高
=9.03mm
=1.89mm
14
齒根高
=
=3.101mm
=10.241mm
15
徑向間隙
c=
c=1.211mm
16
齒根角
=1.165°
=3.842°
17
面錐角
；
=13.088°
=81.918°
18
根錐角
=
=
=8.081°
=76.911°
19
外圓直徑
=
=68.825mm
=301.607mm
20
節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離
=149.049mm
=22.634mm
21
理論弧齒厚
=16.27mm
=5.72mm
22
齒側間隙
B=0.178~0.228
0.2mm
23
螺旋角
=35°
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。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。
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。它們的主要特點及影響因素分述如下：
（1）輪齒折斷
主要分為疲勞折斷及由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。
①疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán)次數的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。
②過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。
為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當的模數、壓力角、齒高及切向修正量、良好的齒輪材料及保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。
（2）齒面的點蝕及剝落
齒面的疲勞點蝕及剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的70%以上。它主要由于表面接觸強度不足而引起的。
①點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區(qū)產生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸及數目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的范圍內適當加大齒面寬也是一種辦法。
②齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。
（3）齒面膠合
在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬齒表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現象和擦傷現象稱為膠合。它多出現在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產生撕裂或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現象的方法是改善潤滑條件等。
（4）齒面磨損
這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現象。規(guī)定范圍內的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減速器及差速器齒輪在新車跑合期及長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。
汽車驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數均以超過材料的耐久疲勞次數。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9N／mm.表3.2給出了汽車驅動橋齒輪的許用應力數值。
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
實踐表明，主減速器齒輪的疲勞壽命主要與最大持續(xù)載荷（即平均計算轉矩）有關，而與汽車預期壽命期間出現的峰值載荷關系不大。汽車驅動橋的最大輸出轉矩和最大附著轉矩并不是使用中的持續(xù)載荷，強度計算時只能用它來驗算最大應力，不能作為疲勞損壞的依據[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
（3.7）
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)動機最大轉矩計算時：
（3.8）
式中：——發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取201；
——變速器的傳動比；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取49mm.；
按上式計算一檔時： N／mm
直接檔時： N／m。
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
按最大附著力矩計算時：
（3.9）
式中：——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量，在此取40180N；
——輪胎與地面的附著系數，在此取0.85；
——輪胎的滾動半徑，在此取0.405m；
按上式=1838.13 N／mm。
雖然附著力矩產生的p很大，但由于發(fā)動機最大轉矩的限制p最大只有986.13 N/mm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力為
（3.10）
式中：——齒輪計算轉矩，對從動齒輪，取，較小的者即=6675.46和=1612.4來計算；對主動齒輪應分別除以傳動效率和傳動比得=1132.51，=273.54；
——超載系數，1.0；
——尺寸系數==0.7245；
——載荷分配系數取=1；
——質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，檔齒輪接觸良好、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，見圖3.1，=0.242，=0.181。
相嚙合齒輪的齒數
求
綜
合
系
數
J
的
齒
輪
齒
數
圖3.1 彎曲計算用綜合系數J
按計算： 主動錐齒輪彎曲應力=359.45 N／mm<700 N／mm
從動錐齒輪彎曲應力=507.27 N／mm<700 N／mm
按計算：主動錐齒輪彎曲應力=116.08 N／mm<210.9 N／mm
從動錐齒輪彎曲應力=122.53 N／mm<210.9N／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：
（3.11）
式中：——主動齒輪計算轉矩分別為=1132.51，=273.54；
——材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取232.6；
——主動齒輪節(jié)圓直徑，49mm；
，，同3.10；
——尺寸系數，=1；
——表面質量系數，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50mm；
J—— 計算應力的綜合系數，J =0.135，見圖3.2所示。
小齒輪齒數
接觸強度計算用J
大齒輪齒數
圖3.2 接觸強度計算綜合系數J
按計算，=2749.78<2800 N／mm
按計算，=1351.41<1750 N／mm
由表3.2輪齒齒面接觸強度滿足校核。
（4）主動齒輪軸的彎矩
如圖3.3所示為主動齒輪受力及彎矩圖。
圖3.3 主動齒輪軸彎矩圖
危險截面上的合成彎曲應力為 ：
（3.12）
式中： ——彎曲截面系數,，D=35mm；
——主動齒輪計算轉矩為273.54
——危險截面彎矩，主動齒輪徑向力為3091.05N。
經計算，=66.7MPa<=230MPa
所以主動齒輪軸滿足要求。
3.2.4主減速器的軸承計算
軸承的計算主要是計算軸承的壽命。設計時，通常是先根據主減速器的結構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外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗算軸承壽命之前，應先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，
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