KD1060型貨車驅(qū)動橋設計
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KD1060型貨車驅(qū)動橋設計
摘 要
驅(qū)動橋主要包括驅(qū)動橋殼、主減速器、差速器和兩個后橋半軸，本次設計后橋為驅(qū)動橋。驅(qū)動橋是汽車傳動系主要總成之一，具有承載車身和驅(qū)動汽車的功用。
根據(jù)本次設計的車型和技術參數(shù)要求及現(xiàn)有的生產(chǎn)技術水平，為降低生產(chǎn)成本，使該車具有良好的燃油經(jīng)濟性，操縱性和結(jié)構(gòu)簡單的特點，決定本次設計采用以下形式:差速器為普通對稱式圓錐齒輪差速器；半軸的形式為全浮式半軸；驅(qū)動橋殼為焊接整體式橋殼。作為非斷開式驅(qū)動橋。
因此驅(qū)動橋設計應當滿足如下基本要求：
1. 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(jīng)濟性；
2. 外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙；
3. 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲?。?
4. 結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調(diào)整方便。
在說明書的計算部分，說明了主要參數(shù)選擇的依據(jù)，對主減速器，差速器，半軸和驅(qū)動橋殼進行了尺寸和強度計算。此外，還計算了主減速器支撐軸承的壽命。本文提供了關于以上計算的詳細計算依據(jù)、步驟和計算數(shù)據(jù)。
關鍵詞：驅(qū)動橋，主減速器，差速器，半軸
DRIVING AXLE DESIGN OF KD1060 TRUCK
ABSTRACT
The driving axle includes a shell of drive axle,a main decelerator, a differentional, and two axle shafts. The rear axle acts as the driving axle in this project. The rear axle is an important component of the truck, which is used to bear the frame and drive the truck.
According the design of the car and the ability of the manufacture technology at the present,in order to deciline the cost of the production and make sure the car had a better quality and proper price，The type of the design as follow:the common symmetric conic gear differentional;the floating axle shaft;the welding banjo axle housing driving axle case.
So it needs some basic requirement to design.
1. We should choose suitable gear ratio ,so that we can get best dynamic property and fuel economy in giving special conditions;
2 .The small overall dimensions of vehicle can be sure enough ground clearance ;
3 .The gear and other driving parts work no vibration and noise ;
4 .The structure should be simple and the technological efficiency should be good .It also should be easy to repair and adjust .
The calculation section of this paper is mainly concerning about the physical dimension of the gear of the main drive, the diff, the driving axle, the driving axle housing and the strength of them. In addition, the life of the bearing of the main drive is also calculated in this section. Majority of computations basis, the step and the estimated data for these project are advanced in paper.
KEY WORDS: driving axle, final drive, differential, rear suspension
前 言
本課題是對KD1060貨車驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)設計。故本說明書將以“驅(qū)動橋設計”內(nèi)容對驅(qū)動橋及其主要零部件的結(jié)構(gòu)型式與設計計算作一一介紹。驅(qū)動橋和其他總成一樣，除了廣泛采用新技術外，在結(jié)構(gòu)設計中日益朝著“零件標準化、部件通用化、產(chǎn)品系列化”的方向發(fā)展及生產(chǎn)組織的專業(yè)化目標前進。應采用能以集中典型的零部件、以不同方案組合的設計方法和生產(chǎn)方式達到驅(qū)動橋產(chǎn)品的系列化或變型的目的，或力求做到將某一基型的驅(qū)動橋以更換或增減不多的零件，用到不同性能、不同噸位、不同用途并由單橋驅(qū)動到多橋驅(qū)動的許多變型汽車上。
本課題所設計的是3噸輕型載貨汽車后橋總成，要求傳動平穩(wěn)高效，要求最大車速70 km/h ，最小離地間隙240mm。設計思路可分為以下幾點：首先選擇初始方案，KD1060屬于輕型貨車，采用后橋驅(qū)動，所以設計的驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)需要符合輕型貨車的結(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)，設計出各主要尺寸。單級主減速器采用準雙曲面齒輪，差速器采用對稱式行星齒輪差速器，整體式橋殼。
汽車驅(qū)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(xiàn)代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅(qū)動橋的學習和設計實踐，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。所以這次設計將對將來學習工作有深遠影響。
目 錄
前 言 ................................................1
第一章 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)方案分析............................2
第二章 主減速器的設計................................4
2.1 主減速器的結(jié)構(gòu)形式..................................4
2.2主減速器錐齒輪的支撐形式及安置方法................5
2.3主減速比的確定......................................6
2.4主減速器齒輪計算載荷的確定..........................6
2.5主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇........................8
第三章 差速器的設計 ...................................26
3.1差速器齒輪的基本參數(shù)選擇..........................26
3.2差速器齒輪的幾何尺寸的計算和強度計算...............28
第四章 驅(qū)動車輪的傳動裝置 .............................31
4.1半軸結(jié)構(gòu)型式分析...................................31
4.2半軸的設計計算..................................31
第五章 驅(qū)動橋橋殼......................................34
5.1驅(qū)動橋殼結(jié)構(gòu)方案分析...............................34
第六章 結(jié)論............................................36
參考文獻...............................................37
致謝...................................................38
翻譯...................................................39
第一章 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)方案分析
驅(qū)橋處于動力傳動系動的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩,并將動力合理地分配給左、右驅(qū)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(qū)動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅(qū)動橋殼等組成。
驅(qū)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(jīng)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(zhuǎn)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(zhì)量小，尤其是簧下質(zhì)量應盡量小，以改善汽車平順性。
f)與懸架導向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)，對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，還應與轉(zhuǎn)向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)。
g)結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調(diào)整方便。
驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋。當驅(qū)動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅(qū)動橋；當驅(qū)動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅(qū)動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅(qū)動橋；后者稱為獨立懸架驅(qū)動橋。獨立懸架驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)叫復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。
斷開式驅(qū)動橋區(qū)別于非斷開式驅(qū)動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅(qū)動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅(qū)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(qū)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)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅(qū)動車輪傳動裝置的質(zhì)量均為簧上質(zhì)量。兩側(cè)的驅(qū)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(qū)動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。
由于斷開式驅(qū)動橋及與其相配的獨立懸掛的結(jié)構(gòu)復雜，故這種結(jié)構(gòu)主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅(qū)動的重型越野汽車。其結(jié)構(gòu)如圖1-1所示：圖 1-1 斷開式驅(qū)動橋
普通非斷開式驅(qū)動橋，由于結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數(shù)的越野汽車和部分轎車上也采用這種結(jié)構(gòu)。他們的具體結(jié)構(gòu)、特別是橋殼結(jié)構(gòu)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(qū)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。這時整個驅(qū)動橋、驅(qū)動車輪及部分傳動軸均屬于簧下質(zhì)量，汽車簧下質(zhì)量大是它的一個缺點。
本設計根據(jù)所定車型及其動力布置形式（前置后驅(qū)）采用了非斷開式驅(qū)動橋。其結(jié)構(gòu)如圖1-2所示：
圖1-2 非斷開式驅(qū)動橋
第二章 主減速器齒輪的設計
一 、 主減速器的結(jié)構(gòu)形式
主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪形式，減速形式的不同而不同。其主要的應用齒輪形式有螺旋錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。
圖2—1 主減速器齒輪傳動形式
a )螺旋錐齒輪傳動 b)雙曲面齒輪傳動 c)圓柱齒輪傳動 d)螺桿傳動
1)當雙曲面齒輪與螺旋錐齒輪尺寸相同時，雙曲面齒輪傳動有更大的傳動比。
2)當傳動比一定，從動齒輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比相應的螺旋錐齒輪有較大的直徑，較高的輪齒強度以及較大的主動齒輪軸和軸承剛度；雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪較小，因而有較大的離地間隙。
另外，雙曲面齒輪傳動比螺旋錐齒輪傳動還具有如下優(yōu)點：
1)在工作過程中，雙曲面齒輪副縱向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性。
2)由于存在偏移距，雙曲面齒輪副同時嚙合的齒數(shù)較多，重合度較大，不僅提高了傳動平穩(wěn)性，而且使齒輪的彎曲強度提高約30％。
3)雙曲面齒輪相嚙合輪齒的當量曲率半徑較相應的螺旋錐齒輪為大，其結(jié)果使齒面的接觸強度提高。
4)雙曲綿主動齒輪的變大，則不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可減少，故可選用較少的齒數(shù)，有利于增加傳動比。
5)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪較大，加工時所需刀盤刀頂距較大，因而切削刃壽命較長。
但是，雙曲面齒輪傳動也存在如下缺點：
1)沿齒長的縱向滑動會使摩擦損失增加，降低傳動效率。雙曲面齒輪副傳動效率約為96％，螺旋錐齒輪副的傳動效率約為99％。
2)齒面間大的壓力和摩擦功，可能導致油膜破壞和齒面燒結(jié)咬死，即抗膠合能力較低。
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)雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和防刮傷添加劑的特種潤滑油，螺旋錐齒輪傳動用普通潤滑油即可。
由于雙曲面齒輪具有一系列的優(yōu)點，因而它比螺旋錐齒輪應用更廣泛。
一般情況下，當要求傳動比大于4．5而輪廓尺寸又有限時，采用雙曲面齒輪傳動更合理。這是因為如果保持主動齒輪軸徑不變，則雙曲面從動齒輪直徑比螺旋錐齒輪小。當傳動比小于2時，雙曲面主動齒輪相對螺旋錐齒輪主動齒輪顯得過大，占據(jù)了過多空間，這時可選用螺旋錐齒輪傳動，因為后者具有較大的差速器可利用空間。對于中等傳動比，兩種齒輪傳動均可采用。
本設計的主減速器傳動比達到6.67，所以選用雙曲面齒輪傳動，有利于減小體積，增大離地間隙。
二、主減速器錐齒輪的支撐形式及安置方法
現(xiàn)代汽車主減速器主動錐齒輪的支撐形式主要有兩種：懸臂式和跨置式。懸臂式支撐結(jié)構(gòu)簡單，支撐剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器主動齒輪的支撐。
從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是c等于或大于d。
三、主減速比的確定
主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃油經(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一起由整車動力計算來確定。
i0=0.377×rr×np/vamax×igH
式中 rr: 車輪的滾動半徑 rr＝0.410m；
np: 最大功率時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速 np＝2000r/min；
vamax: 最高車速 vamax＝70 Km/h；
igH: 變速器最高檔傳動比 igH＝1；
代入數(shù)據(jù)得 ：i0 = 0.377×rr×np/vamax×igH
＝0.377×0.4122×2000/70×1＝6.67
四、主減速器齒輪計算載荷的確定
根據(jù)書明書及計算結(jié)果，發(fā)動機最大扭矩為202Nm，主減速比6.67．由于汽車行駛時，傳動系的載荷是不斷的變化的，很難測到，也不穩(wěn)定．我們可以令經(jīng)濟機好發(fā)動機復合以后所輸出的最大扭矩，配以最低擋傳動比和驅(qū)動輪在良好的路面上行駛開始滑轉(zhuǎn)這兩種情況下作用在主減速器上的轉(zhuǎn)矩（）的較小者，作為經(jīng)濟轎車在強度計算中用以演算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷，即：
2-1
式中：－－發(fā)動機的最大扭矩，Nm；
－－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擋傳動比；本車為6.4．
η－－傳動系上的部分傳動效率；取η＝0.9；
－－由于猛結(jié)合離合器而產(chǎn)生的沖擊載荷的超載系數(shù)，對于一般貨車，礦用車和越野車等?。剑?；當性能系數(shù)＞０時，可?。剑玻蛴袑嶒灈Q定；－－汽車滿載時，經(jīng)濟轎車一個驅(qū)動橋給水平地面的最大負荷（對于后驅(qū)動橋來說，應考慮汽車最大加速時的負荷增大量）；
n－－ 經(jīng)濟轎車的驅(qū)動橋數(shù)，此時為1；
φ－－ 輪胎對地面的附著系數(shù)，對于一般車輪的公路用汽車，可取φ＝0.85，越野車可取φ＝1.0；－－車論的滾動半徑；本車輪胎 7.00-20 (SDC)
η，分別有計算所得從動齒輪到兩車輪之間穿傳動效率；
=2026.46.6710.9/1= 7760.6784 Nm
= Nm
計算的載荷轉(zhuǎn)矩為最大轉(zhuǎn)矩，而不是正常的持續(xù)轉(zhuǎn)矩，不能用于疲勞損壞的依據(jù)．應按所謂的平均牽引力的公式計算，即主減速器從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩：
式中： －－汽車滿載時總重，Ｎ；本車為60450 N .
－－所牽引的掛車的滿載總重，Ｎ，僅用于牽引車的計算；
－－道路的滾動阻力系數(shù)，計算時，對于轎車可取f＝0.010～0.015；對于載貨車，可取0.015～0.09，對于越野汽車可取0.020～0.035；
－－汽車正常使用時平均爬坡系數(shù),載貨汽車0.05~1.09 ; 取 0.07 。
－－車論的滾動半徑，m； 本車 0.410m 。
－－起初的性能系數(shù)：
2-2
當 >16時，可?。?0 ，
帶入得 0.19560450/202>16取 ＝0 ，
η， 等見2-1式．
從動齒輪： =2580Nm
主動齒輪： Nm
五、主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇
1.主、從動齒輪齒數(shù)的選擇
對于本輕型載貨汽車采用的單級主減速器，首先應根據(jù)的大小選擇主減速器的主、從動齒輪的齒數(shù)，。為了使磨合均勻，，之間應避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重合系數(shù)，其齒數(shù)之和對于載貨汽車應不小于40 。當較大時，盡量的取小，以得到滿意的離地間隙。
本車主減速器傳動比達到6.67 ，初步取=8 ，=53 。
2.從動齒輪節(jié)圓直徑及端面模數(shù)的選擇
主減速器準雙曲面齒輪從動齒輪的節(jié)圓直徑，可以根據(jù)公式2-1較小的結(jié)果，按經(jīng)驗公式選出：
公式： －－從動錐齒輪節(jié)圓直徑，mm；
－－直徑系數(shù)，可?。?3～16；
－－按2-1計算結(jié)果的最小者；
計算結(jié)果 ＝ mm
取 =287 mm ；
對于載貨汽車來說，可以按主減速器主動錐齒輪的計算載荷 預選該齒輪的大端端面模數(shù)：
m = ，
式中： －－ 主動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 ，Nm ；
計算得 m = 6.93 . 由《機械設計手冊》表16.4-3 取m =6.5 。
3.雙曲面齒輪齒寬F的選擇
通常推薦雙曲面齒輪傳動從動齒輪的齒寬F 為其節(jié)錐距的0.30倍，但F不應超過端面模數(shù)的m 的10倍。對于汽車工業(yè)，主減速器圓弧齒錐齒輪推薦采用：
F=0.155=0.155×287 =44.5 mm 圓整 44 mm。
式中： 從動齒輪節(jié)圓直徑，mm。
4.準雙曲面小齒輪偏移距以及方向的選擇
E過大則導致齒面縱向滑動的增大，引起齒面的過早損傷。E過小則不能發(fā)揮準雙曲面的優(yōu)點。傳動比越大則對應的E就越大。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% ，當偏移距E大于從動齒輪節(jié)圓直徑的20%時，應檢查是否存在根切。
關于雙曲面齒輪偏移方向的規(guī)定：小齒輪為左旋，從動齒輪右旋為下偏移；，主動齒輪右旋，從動輪為左旋 為上偏移。
本設計采用下偏移 。初選E = ×0.2 = 57.42, 取 E = 57 。
5.螺旋角β的選擇
雙曲面齒輪傳動，由于主動齒輪相對于從動齒輪有了偏移距，使主、從動齒輪的名義螺旋角不相等，且主動齒輪的大，從動齒輪的小。選擇齒輪的螺旋角時，應考慮它對齒面重疊系數(shù)、輪齒強度，軸向力大小的影響。螺旋角應足夠大以使齒面重疊系數(shù)不小于1.25 ，因為齒面重疊系數(shù)越大，傳動就越平穩(wěn)，噪音就越低。
雙曲面齒輪大、小齒輪中點螺旋角平均值多在35°～40°范圍內(nèi) 。
“格里森”制推薦用下式預選主動齒輪螺旋角名義值：
=55.9°
雙曲面齒輪傳動，當確定了主動齒輪的螺旋角之后，用下式近似確定從動齒輪的名義螺旋角：
式中：ε－－準雙曲面齒輪傳動偏移角的近似值
計算得：= 36 °； ε = 18 ° 。
雙曲面齒輪傳動的平均螺旋角 ：
°
6.法面壓力角α的選擇
加大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的齒數(shù)。但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降。
對于雙曲面齒輪來說，雖然打的齒輪輪齒兩側(cè)齒形的壓力角是相等的，但小齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角不相等。因此，其壓力角按平均壓力角考慮。在車輛驅(qū)動橋主減速器的“格里森”制雙曲面齒輪傳動中，轎車選用19°的平均壓力角；載貨車選用22°30′的平均壓力角。
本輕型載貨汽車選用 22°30′。
7.圓弧齒錐齒輪銑刀盤名義直徑的選擇
“格里森”制圓弧齒雙曲面齒輪銑刀盤的名義直徑是指通過被切齒輪齒間中點的假想同心圓的直徑。選擇時通常是兼顧兩個方面，即設計及使用提出的最合適的齒向曲率以及加工時用最經(jīng)濟的刀盤直徑。
可用下式初步估算刀盤的名義直徑：
mm
式中： K －－系數(shù)，選取0.9~1.1范圍內(nèi)的某值，以使為標準值；
，－－分別為從動齒輪的節(jié)錐距和中點錐距 mm ；
－－從動齒輪的螺旋角 。
按上式 初步估算值在下表中選出其最接近的刀盤名義半徑的標準值，或按從動齒輪節(jié)圓直徑直接在該表鐘選取刀盤名義半徑。
本車從動齒輪節(jié)圓直徑為287m，從上表中選取刀盤名義半徑為 114.300 mm 。
8.準雙曲面齒輪的計算
下表給了“格里森”制（圓弧齒）雙曲面齒輪的幾何尺寸的計算步驟，該表參考“格里森”制雙曲面齒輪1971年新的標準而制定的。表中的(65)項求得的齒線曲率半徑 與第七項的選定的刀盤半徑的差值
不得超過值的。否則要重新計算(20)到(65)項的數(shù)據(jù)。當＜時，則需要第(20)項tanη的數(shù)據(jù)增大。
否則，tanη減小。若無特殊的考慮，第二次計算時，將tanη的數(shù)據(jù)增大10%即可。如果計算的結(jié)果還不能和接近，要進行第三次計算，這次tanη的數(shù)據(jù)應根據(jù)公式：
序號
計算公式
結(jié)果
注釋
（1）
8
小齒輪齒數(shù)
（2）
53
大齒輪齒數(shù)
（3）
0.150943396
齒數(shù)比的倒數(shù)
（4）
F
44
大齒輪齒面寬
（5）
E
57
小齒輪軸線偏移距
（6）
287
大齒輪分度圓直徑
（7）
114.300
刀盤名義半徑
（8）
55.9°
小輪螺旋角的預選值
（9）
1.476993775
（10）
0.181132075
（11）
0.983988514
（12）
121.8522527
大輪中點節(jié)圓半徑
（13）
0.46028977
齒輪偏置角初值
（14）
0.887768736
（15）
（14）+（9）（13）
1.56761386
小輪直徑放大系數(shù)k
（16）
(3)(12)
18.39279286
小輪中點節(jié)圓半徑
（17）
28.83279701
（18）
0
1.22
輪齒收縮率
（19）
701.5587754
截距Ｑ
（20）
0.089728747
0.0807558723
0.08357679
小輪偏置角η
（21）
1.004017554
1.003255456
1.00348646
（22）
sinη
0.0893697
0.080493828
0.08328642
（23）
η
5.127°
4.617°
4.777°
（24）
0.446632872
0.404299995
0.403670397
大輪偏置角
（25）
0.499188809
0.442038388
0.441215893
（26）
0.179029854
0.182096917
0.188765673
小輪節(jié)錐角初值
（27）
0.984349388
0.983821611
0.982646177
（28）
0.453734088
0.41094848
0.410799336
（29）
0.891137126
0.911658569
0.911725784
（30）
1.490910098
1.386769273
1.387109129
（31）
-0.00631431
-0.00426869
-0.00440675
（32）
(3)(31)
-0.000953103
-0.00067095
（33）
0.446718051
0.404352282
0.403726249
（34）
0.499307343
0.44210673
0.441288825
（35）
tan=
0.17898721
0.182068769
0.188734467
小齒輪節(jié)錐角
（36）
10.1477563°
10.31874398°
10.68796805°
（37）
0.984356669
0.983826491
0.982651764
（38）
0.453817264
0.410999588
0.410853838
齒輪偏值角校正值
（39）
26.9888607°
25.088148°
25.07381°
（40）
0.891094774
0.905657
0.905763
（41）
1.476816393
1.37626677
1.376259059
（42）
55.8968052°
53.99772137°
53.99756871°
（43）
0.560685179
0.587817439
0.587819595
（44）
28.9079445°
29.73007854°
29.73908586°
（45）
0.875397512
0.868371298
0.868293326
（46）
0.552210573
0.571085892
0.57129439
（47）
0.200058403
0.199068563
0.206294278
大輪節(jié)錐角
（48）
78.6869°
78.7414°
78.3437°
（49）
0.980569661
0.980755958
0.979377285
（50）
0.1961712
0.195237679
0.20203993
（51）
29.17302246
27.04468131
27.07448175
（52）
621.1526091
606.2245763
585.8142958
（53）
（51）+（52）
650.3256316
633.22692576
612.8887775
（54）
108.7828464
105.79527
104.9333677
（55）
91.38575518
87.31500427
84.32434419
（56）
0.115156069
0.09525433
0.09154075
極限壓力角
（57）
6.57°
6.44°
6.23°
（58）
0.993434764
0.995493947
0.995836295
（59）
0.005829508
0.004847362
0.00465323
極限曲率半徑
（60）
1.02375E-06
8.97331E-05
8.92718E-05
（61）
9941.202566
9451.3826
9349.8893
（62）
0.01749999
0.00191037
0.002329114
（63）
0.007681882
0.006847465
0.007071616
（64）
120.3618942
117.5881647
113.8303684
（65）
rln=
121.1573206
118.1204215
114.3063061
極限法
（66）
V=
0.943401507
0.930104241
1.00029
（67）
(50)(3); 1.0－(3)
0.029610747
0.849057
（68）
;
108.9973516
0.176187
（69）
1.010742651
（70）
(49)(50)
28.60618074
（71）
(12)(47) －（70）
-4.22861373
大輪節(jié)錐頂點到交叉點的距離
（72）
124.2667987
大輪節(jié)點錐距
（73）
146.3435039
大輪外錐距
（74）
(73)－（72）
22.07670518
（75）
8.05050255
大輪平均工作
（76）
0.588697308
（77）
0.531444854
（78）
45°
兩側(cè)輪齒壓力角之和
（79）
sin
0.707106772
（80）
22.5°
平均壓力角α
（81）
cos
0.923879535
（82）
tan
0.414214
（83）
1.283021399
雙重收縮齒的大輪齒頂角和齒根角之和
(84)
∑
255.6359617
(85)
0.15
大輪齒頂高系數(shù)
(86)
1
大輪齒根高系數(shù)
(87)
1.207575383
大輪中點齒頂高
(88)
8.10050255
大輪中點齒根高
(89)
33.40911819
大輪齒頂角
(90)
0.011153992
(91)
3.621509458°
大輪齒根角
(92)
sin
0.063165184
(93)
1.453818766
大輪齒頂高
(94)
9.494951696
大輪齒根高
(95)
C=0.150(75)+0.05
1.257575383
頂隙
(96)
10.94880046
大輪全齒高
(97)
9.69122508
大輪工作齒高
(98)
79.3259°
大輪頂錐角
(99)
sin
0.982696754
(100)
cos
0.185221737
(101)
=（48）－（91）
75.0653°
大輪根錐角
(102)
sin
0.966220358
(103)
cos
0.257717326
(104)
cot
0.266727278
(105)
287.5303947
大論大端齒頂圓直徑
(106)
(70)+(74)(50)
32.93699449
大輪輪冠到軸交叉點的距離
(107)
31.51142397
(108)
0.181638375
(109)
-0.259948295
(110)
-4.410252105
大輪頂錐錐頂?shù)捷S交叉點的距離
(111)
-4.488562025
大輪根錐錐頂?shù)捷S交叉點的距離
(112)
(12)+(70)(104)
129.4823014
工藝節(jié)錐的大輪節(jié)錐角
(113)
sin
0.440214604
(114)
cos
0.89789259
(115)
tan=(113)/(114)
0.49027535
(116)
=(103)(114)
0.231402477
小輪頂錐角
(117)
13.379655°
(118)
cos
0.972858106
(119)
tan
0.237854543
(120)
-11.94861312
小輪面錐頂點到軸交叉點的距離
(121)
41.25309191
(122)
tan
0.013293316
嚙合線和小輪節(jié)錐母線的夾角
(123)
0.76170306
0.99991
(124)
26.22710985
0.917242
齒輪偏置角和λ的差
(125)
3.231899421
0.997683
小輪齒頂角
(126)
0.197579803;
-0.53474
(127)
1.114667775
(128)
109.210111
(129)
0.974407871
(130)
(74)(127)
24.60819183
(131)
(128)+(130)(129)
+(75)(126)
134.779144
小輪輪冠到軸交叉點的距離
(132)
(4)(127)－(130)
24.43719025
小輪前輪冠到軸交叉點的距離
(133)
80.97091143
(134)
(121)+(131)
176.0322359
小輪大端齒頂圓直徑
(135)
83.74149375
(136)
127.2440343
確定小輪根錐的大輪偏置角
(137)
0.44790355
(138)
26.61272904°
(139)
cos
0.894055945
(140)
-16.6090935
小輪根錐頂點到軸交叉點的距離
(141)
47.13661797
(142)
sin
0.165518375
小輪根錐角
(143)
9.53199693
(144)
cos
0.986193853
(145)
tan
0.16791613
(146)
0.13
最小法向側(cè)隙
(147)
0.181
最大法向側(cè)隙
(148)
(90)+(42)
0.07431918
(149)
(96)－(4)(148)
7.675185182
9.準雙曲面齒輪的強度計算
(1) 單位齒上的圓周力
在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常用在其齒輪的假定單位壓力即單位齒長的圓周力來估算，即：
N/mm
式中 ：
P－－作用在齒輪上的圓周力，按照發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最大附著力矩兩種工作載荷來計算，N ；
F－－從動齒輪的齒面寬，mm 。
按照發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩來計算：
N/mm
其中 主動齒輪節(jié)圓直徑，mm；
變速器的傳動比。
按最大轉(zhuǎn)矩 =
按最大附著力 1648
許用單位齒長上的圓周力表
參數(shù)汽車類別
輪胎與地面附著系數(shù)
Ⅰ擋
Ⅱ擋
直接擋
轎車
893
536
321
893
0.85
載貨汽車
1429
250
1429
0.85
公共汽車
982
214
0.86
牽引汽車
536
250
0.86
在現(xiàn)代汽車的制造業(yè)中，由于材料以及加工工藝等質(zhì)量的提高，單位齒長的圓周力有時會高出上表中的數(shù)據(jù)。
（2）齒輪的彎曲強度計算
汽車主減速器雙曲面齒輪的計算彎曲強度應力為：
N/
式中：
該齒輪的計算轉(zhuǎn)矩，Nm ；對于從動齒輪，按中的較小者和計算；對于主動齒輪，還需將上述計算轉(zhuǎn)矩換算到主動齒輪上 ；
超載系數(shù) ，取 1 ；
尺寸系數(shù)，當端面模數(shù) 時 ， ；
載荷分配系數(shù) ，取 =1.00 ；
質(zhì)量系數(shù)，=1 ；
F 計算齒輪的齒面寬 ，44 mm ；
J 計算彎曲應力用的綜合系數(shù)，它綜合考慮了齒形系數(shù)。查得
J=0.365 ；
用計算：
大齒輪：=458.837
小齒：=460.375彎曲強度驗算合格。
（3） 齒輪的齒面接觸強度計算
圓錐齒輪與雙曲面齒輪的齒面的計算接觸應力為：
用計算：
=
=2343.6
齒面接觸強度驗算合格。
10.主減速器齒輪的材料及熱處理
汽車驅(qū)動橋主減速器的工作相當繁重，與傳動系其他齒輪比較，它具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷，齒面疲勞點蝕，磨損和擦傷等。
雙曲面齒輪用滲碳合金制造，主要用20GrMnTi ，22GrMnMo , 20GrNiMo , 20MnVB和20Mn2TiB 。
由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運行初期產(chǎn)生膠合，咬死或擦傷，防止早期磨合，圓錐齒輪與雙曲面齒輪的傳動副在熱處理及精加工時均處于以厚度 0.005~0.010~0.025的磷化處理或鍍銅，鍍錫，這叫表層鍍層，不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。
對齒輪進行噴完處理有可能提高壽命達25% 。
11.主減速器軸承的計算
軸承的計算主要是計算軸承的壽命，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步選定軸承的型號，然后驗算軸承的壽命。
下圖為齒輪受力情況及軸承支撐形式：
圖2-2 主動錐齒輪齒面受力圖 圖2-3單級主減速器軸承布置尺寸
用圖解法求雙曲面齒輪上的軸向力和徑向力。
軸承A：
徑向力：
軸向力：
軸承B：徑向力：
軸向力：
軸承C：徑向力：
軸向力：
軸承D：
徑向力：
軸向力：
（1）初選軸承選兩軸承C.D為30208型軸承, 查表得=86.2, =73.8,e=0.35,Y=1.7.
（2）計算兩軸承的內(nèi)部軸向力,及軸向載荷,
==726.3N
==750N
因為+=750+889.8=1639.8﹥
所以==750N
=+=1639.8N
（3）計算兩軸承當量載荷,
軸承C:
==0.75﹥e，
故查表得=0.4,=1.9.軸承C在工作中受到的沖擊大故取=1.5
=1.5×(0.4×2178.9+1.9×1639.5)=3986.61N
軸承D:
==0.29﹤e,
故查表得=1, =0;取=1.5
==1.5×2550=3825N
（4）計算軸承壽命
===917951h
=== 1170108h
經(jīng)檢驗軸承符合要求。其他軸承強度都可按此方法得出，其強度均能夠滿足要求。
第三章 差速器的設計
根據(jù)汽車行駛運動學的要求和實際的車輪、道路以及他們之間的相互關系表明：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。例如，轉(zhuǎn)彎時外側(cè)車輪的行程總要比內(nèi)側(cè)的長。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)動車輪軸將動力傳遞給左右車輪，則會由于左右驅(qū)動車輪的轉(zhuǎn)速雖相等而行程卻又不相等的這一運動學上的矛盾，引起某一驅(qū)動車輪產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)或滑移。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)滑的能力而使穩(wěn)定性變壞。為了消除由于左右車輪在運動學上的不協(xié)調(diào)而產(chǎn)生的這些弊病，汽車左右驅(qū)動輪間都裝有差速器。差速器保證了汽車驅(qū)動橋兩側(cè)車輪在行程不等時具有以不同速度旋轉(zhuǎn)的特性，從而滿足汽車行駛運動學的要求。
差速器的結(jié)構(gòu)型式有多種，其主要的結(jié)構(gòu)型式有：對稱式圓錐行星齒輪差數(shù)器、防滑差速器，防滑差速器又可分為自鎖式和強制鎖止式。對于輕型載貨車來說，由于路面狀況一般，各驅(qū)動車輪與路面的附著系數(shù)變化小，因此采用結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、造價又低的對稱式圓錐行星齒輪差數(shù)器。
本車采用對稱圓錐行星齒輪差速器。
一 、差速器齒輪的基本參數(shù)選擇
（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。本車采用4個行星齒輪 。
（2）、行星齒輪球面半徑的選擇
這是行星齒輪的安裝尺寸,他決定了圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)尺寸.實際上代表了圓錐行星齒輪的節(jié)錐距,因此在一定程度上也代表了圓錐行星齒輪差速器的強度.可以可以根據(jù)經(jīng)驗公式確定:
=49.8923 mm
其中 -----行星齒輪球面半徑系數(shù), =2.52~2.99,對于有四個行星齒輪的轎車,可取小值.
------計算轉(zhuǎn)矩,可取1--3的較小值
節(jié)錐距的確定：
=49.1439 mm
（3）、行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)的選擇
為了提高齒輪強度，應盡量的減小齒數(shù)，但一般不小于10，半軸齒輪的齒數(shù)一般采用14~25。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的范圍內(nèi)。
在任何的圓錐行星齒輪差速器中,左右半軸齒輪的齒數(shù)的和必須能被行星齒輪齒數(shù)所整除。否則將無法安裝.即：
；取Z1=11， Z2=22。
其中 ： 左右半軸齒輪齒數(shù)；
n 行星齒輪數(shù)；
I 任意的整數(shù)。
（4）、圓錐行星齒輪差速器錐齒輪模數(shù)以及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定
首先確定行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角：
=26.56505 =63.43495
其中 分別為行星齒輪和半軸齒輪的齒數(shù)
再按照下面的公式求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m：
=5
由模數(shù)m,節(jié)圓直徑d可以求出: d=mz 。d2=110，d1=55。
（5）、壓力角
目前汽車差速器錐齒輪的壓力角大多的選用=,齒高系數(shù)為0.8最小的齒數(shù)可以減小到10。
（6）、行星齒輪安裝孔的直徑以及深度L
L=1.1
L
=24 mm
其中： 差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩, Nm；
n 行星齒輪數(shù)；
l 為行星齒輪支撐面的中點到錐頂?shù)木嚯x,mm; l≈0.5,為半軸齒輪齒面中點處的直徑,而≈0.8；
支撐面的許用擠壓應力,可取69MP。
二、差速器齒輪的幾何尺寸的計算和強度計算
下表為設計的汽車差速器的直齒錐齒輪幾何尺寸計算表：
序 號
項 目
計算公式
結(jié) 果
（1）
行星齒輪齒數(shù)
應盡量取小
11
（2）
半軸齒輪齒數(shù)
切滿足
安裝要求
22
（3）
模數(shù)
m
5
（4）
齒面寬
14
（5）
齒工作高
8
（6）
齒全高
8.991
（7）
壓力角
一般汽車：°
22.5°
（8）
軸交角
°
90°
（9）
節(jié)圓直徑
=55
=110
（10）
節(jié)錐角
=26.56505°
=63.43495°
（11）
節(jié)錐距
61.385
（12）
周節(jié)
t=3.1416m
15.708
（13）
齒頂高
5.39
=2.61
（14）
齒根高
（15）
徑向間隙
1.179
（16）
齒根角
°
°
（17）
面錐角
°
°
（18）
根錐角
°
°
（19）
外圓直徑
（20）
節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離
51.87
27.15
（21）
理論弧齒厚
9.5244
7.7544
差速器齒輪主要是進行彎曲強度計算,不考慮疲勞壽命,因為行星齒輪在差速器的工作中主要起著等比推力杠桿的作用,只是在左右驅(qū)動輪有轉(zhuǎn)速差時才有相對的滾動。
汽車差速器的彎曲應力為：
MP
式中 ： T 差速器一個行星齒輪給予一個半軸的轉(zhuǎn)矩 N·m；
Tj 計算轉(zhuǎn)矩；
n 差速器行星齒輪數(shù)目；
Z2 半軸齒輪齒數(shù)；
K0 超載系數(shù)，取 K0＝1；
Ks 尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理
有關。
當端面模數(shù)m≥1.6mm時，
Ks＝；
Km 載荷分配系數(shù)，取Km＝1；
Kv 質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動橋齒輪，當齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取Kv＝1；
F 齒面寬 mm
m 端面模數(shù)
J 計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)。
由 計算 ：
=878.35
由計算可知 ： 錐齒輪的彎曲應力能夠符合要求 。
第四章 驅(qū)動車輪的傳動裝置
一、半軸結(jié)構(gòu)型式分析
半軸根據(jù)其車輪端的支承方式不同，可分為半浮式、3／4浮式和全浮式三種形式。
半浮式半軸（下圖a）的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結(jié)構(gòu)簡單，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車及輕型客車上。
3／4浮式半軸（下圖b）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，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯(lián)接。該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用在轎車和輕型貨車上。
全浮式半軸（下圖c）的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯(lián)，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動橋殼的半軸套管上。理論上來說，半軸只承受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來承受。由于其工作可靠，故廣泛用于輕型及以上的各種載貨車，越野汽車和客車上。
圖4-1
二、半軸的設計計算
半軸的計算主要是它的直徑。在設計時，首先可以根據(jù)使用條件和載荷相同或不同的同類車型進行比較分析，從整體布局選擇合適的半軸直徑，然后對其校核。計算時，首先應合理的確定作用在軸上的載荷，考慮以下三種情況：
① 、 縱向力最大時，其最大值為，附著系數(shù)在計算時取0.8，沒有側(cè)向力；
② 、 側(cè)向力最大時，其最大值可以為，側(cè)滑時，輪胎與地面的側(cè)向附著系數(shù)計算時，1.0，沒有縱向力；
③ 、 垂向力最大時，其值為，這是不考慮縱向力和側(cè)向力。
由于車輪承受的縱向力側(cè)向力的值 的大小受到齒輪與地面最大附著力的限制，即：
所以，縱向力最大時，不會有側(cè)向力，側(cè)向力最大
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