2453 帶輪邊減速器的驅動橋設計

2453 帶輪邊減速器的驅動橋設計,帶輪邊,減速器,驅動,設計 帶輪邊減速器的驅動橋設計緒論汽車的驅動后橋位于傳動系統(tǒng)的末端，其基本功用是增大由傳送軸或直接由變速器傳來的轉矩，再將轉矩分配給左右驅動車輪，并使左右驅動輪有汽車行駛運動所要求的差速功能；同時，驅動后架或承載車身之間的鉛垂力，縱向力橫向力及其力矩。一般的驅動后前由主減速器總成，差速器總成，橋殼總成及半軸總成等零部件組成。威力提高汽車平順性和通過性，現在汽車的驅動橋也在不斷地改進。與獨立懸架相配合的斷開式驅動橋相對與非獨立懸架配合的整體式驅動橋在平順性和通過性方面都得到改進。隨著時代的發(fā)展和科技進步，驅動橋將會得到進一步的發(fā)展。展望將來需要開發(fā)汽車驅動橋智能化設計軟件，設計新驅動橋只需輸入相關參數，系統(tǒng)將自動生成三維圖和二維圖，以達到效率高，強度低，匹配佳的最優(yōu)方案。驅動橋是汽車傳動系統(tǒng)中主要總成之一。驅動橋的設計是否合理將直接關系到汽車使用性能的好壞。因此設計中要保證：所選擇的主減速器比應保證汽車在給定使用條件下有最佳的動力性和燃油經濟性。（1） 檔左右輛車輪的附著系數不同時，驅動橋必須能合理的解決左右車輪的轉矩分配問題，以充分利用汽車的牽引力；（2） 據有必要的離地間隙以滿足通過性想需要；（3） 驅動橋的各零部件在滿足足夠的強度和剛度的條件下，應力求做到質量輕，特別是應盡可能做到非簧載質量，以改善汽車的平順性;（4） 能承受和傳遞作用于車輪上的各種力和轉矩；（5） 齒輪及其它傳動部件應工作平穩(wěn)，噪聲小；（6） 對顫動見應良好的潤滑，傳動效率要高；（7） 結構簡單，拆裝調整方便；（8） 設計中應盡量滿足“三化” 。即產品系列化，零部件通用化，零件設計標準化的要求。1 驅動橋的結構方案分析驅動橋的功用是：將傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現降速增大轉矩；通過主減速器圓錐齒輪副或雙曲面齒輪副改變轉矩的傳遞方向；通過差速器實現兩側車輪差速作用，保證內、外側車輪以不同轉速轉向；通過橋殼承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力，以及制動力矩和反作用力矩等。驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架結構密切相關，可分為斷開時和非斷開式兩類。驅動車輪采用獨立懸架時，應選用斷開式驅動橋；驅動車輪采用非獨立懸架時，則應選用非斷開式驅動橋。斷開式驅動橋的結構特點是沒有連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁，主減速器、差速器及其殼體安裝在車架或車身上，通過萬向傳動裝置驅動車輪。此時主減速器、差速器和部分車輪裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪經獨立懸架與車架或車身作彈性連接，因此可以彼此獨立地相對于車架或車身上下擺動。為了防止車輪跳動時因輪距變化而使萬向傳動裝置與獨立懸架導向裝置產生運動干涉，在設計車輪傳動裝置時，應采用滑動花鍵軸或允許軸向適量移動的萬向傳動機構。1-主減速器；2-半軸；3-彈性元件；4-減振器；5-車輪；6-擺臂；7-擺臂軸非斷開式驅動橋的橋殼是一根支承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傳動件都裝在其中。此時，驅動橋、驅動車輪均屬于簧下質量。整體式橋殼具有較大的強度和剛度且便于主減速器的裝配、調整和維修,因此普遍應用于各類汽車上。當車輪采用非獨立懸架時，采用的為非斷開式驅動橋。整個驅動橋通過彈性懸架和車架連接，由于半軸套管與主減速器殼是剛性連成一體的，兩側半軸和驅動車輪不可能在橫向平面內作相對運動，故為整體式驅動橋。1-后橋殼；2-差速器殼；3-差速器行星齒輪；4-差速器半軸齒輪；5-半軸；6-主減速器從動齒輪齒圈；7-主減速器主動小齒輪與非斷開式驅動橋比較，斷開式驅動橋能顯著減少汽車的簧下質量，從而改善汽車的行駛平順性，提高了平均行駛速度；減小了汽車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。但是其結構復雜，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，廣泛應用于各種商用車和部分乘用車上。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。2 驅動橋結構方案的選擇2.1 有關驅動橋設計的基本參數設計車型為某重型卡車，滿載橋荷 19.5 噸，輪胎規(guī)格 12.0-20，車輪直徑為 1125mm，車輪中心距為 1840mm。該車最高時速為 72km/h，發(fā)動機型號WD61567 增壓中冷，功率為 206KW，扭矩 1070N.m。變速箱速比分別為：12.42、8.226 設計車型為某重型卡車，滿載橋荷 19.5 噸，輪胎規(guī)格 12.0-20，車輪直徑為 1125mm，車輪中心距為 1840mm。該車最高時速為 72km/h，發(fā)動機型號 WD61567 增壓中冷，功率為 206KW，扭矩 1070N.m。變速箱速比分別為：12.42、8.226、6.08、4.53、3.36、2.47、1.81、1.35、1.00、12.99（倒檔） 。6.08、4.53、3.36、2.47、1.81、1.35、1.00、12.99（倒檔） 。2.2 驅動橋結構方案的確定在選擇驅動橋打總成結構形式時，需要從所設計的汽車類型以及應用和生產條件上出發(fā),并結合所設計汽車的其它元部件，特別是要與汽車道懸架結構形式與特性相適應，以共同保證整個汽車與其使用性能的實現。對于一般汽車驅動橋的各項基本要求，雖然通用于各種汽車的驅動橋，但是對于不同類型和用途的汽車來說，其重要程度是不一樣的。因此，在設計過程中當選擇其一具體汽車驅動橋的結構形式時，必須要從前面所說的各項需求中，找到對所設計的既定用途的汽車的獨特使用性能有直接影響的主要之處，從而保證所設計的汽車的最重要的使用性能的實現。另外，一些主恩們用途的汽車，也需要結合其使用特點提出一些特定的要求。比如，在設計多橋驅動的汽車時，應要求各驅動橋盡量做到通用化，以減少零件特別是主要零件的品種，提高互換性能；對于在設計大型公共汽車和無軌電車的驅動橋時應當盡量降低驅動橋的高度，以降低車廂底板，試車可上下車方便。 驅動橋總成的結構形式，按照其總體布置來說共有三種，即普通的非斷開式驅動橋、帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。按照其工作特性，他們可分為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。驅動橋的質量及其懸掛質量與非懸掛質量的分配，驅動橋總成結構的復雜程度以及其工作特性等，以上訴形式的不同能夠有較大差異。非斷開式與斷開式著兩大類驅動橋結構形式的選擇，又與汽車懸架總成結構形式的選擇有密切的關系。當驅動車輪采用非獨立懸架時，驅動橋應該選擇非斷開式，即驅動橋殼是一根支撐在左、右驅動輪上的剛性空心梁，而主減速器、差速器及半軸等傳動機件都裝在其中。當驅動橋采用獨立懸架時，則應選用斷開式驅動橋。這種驅動橋沒有剛性的整體外殼，主減速器及差速器總成是選址在車架橫梁或車廂底板上的并與傳動軸及一部分驅動橋傳動裝置的質量同屬于汽車的懸掛質量，而兩側驅動輪可以彼此獨立的相對于車架或車廂做彈性聯系。因此，兩側驅動車輪可以彼此獨立地相對車廂或車架做上下擺動，相應就要求驅動車輪的的傳動裝置及其外面的殼或者套管做相應地擺動。普通的非斷開式驅動橋，由于其結構簡單、造價低廉、工作可靠，最廣泛的應用在各種載貨汽車上，在多數越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。整個驅動橋和驅動車輪的質量以及傳動軸的部分質量都是屬于汽車的非懸掛質量，使得汽車的非懸掛質量較大，這是普通非斷開式驅動橋的一個弱點。采用單級主減速器可以大大減少驅動橋的質量。此外，用高強度的球墨鑄鐵來鑄造主減速器殼，也可以減少質量并達到改進鑄造工藝的目的。普通的非斷開式驅動橋的質量在很大程度上還取決于橋殼的結構形式，采用鋼板沖壓-焊接的整體式橋殼機鋼管擴制式橋殼，均可顯著的減少驅動橋的質量。斷開式驅動橋，由于其屬于非懸掛部分的質量較小，并且它又與獨立懸架相匹配，致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減少汽車在不平路面上行駛時的振動和車身的傾斜；減少車輪和車橋上的動載荷，提高汽車的行駛的平順性和平均行駛速度；減少零件的損壞，提高汽可靠性并延長使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋及與之相配的獨立懸架的結構復雜，故而這種結構主要用于對刑事平順性要求較高的一部分轎車以及一越野車上，并且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。圖 2-1 驅動橋的總體布置型式簡圖(a)普通非斷開式驅動橋；(b)帶有擺動半軸的非斷開式驅動橋；(c)斷開式驅動橋驅動橋的輪廓尺寸組要取決于其主減速器的結構形式。在汽車的輪胎尺寸和驅動橋的在校離地間隙已經確定的情況下，也就限制了主減速器從動齒輪直徑的大小。對于常見的主減速器齒輪普通的螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪傳動來說，在模數已定的情況下，從動齒輪的齒數越少，則它的直徑就越小，并且由此使主減速器的垂向輪廓尺寸也越小，但齒輪齒數的選擇有一定的范圍。在給定主減速比的條件下，若果單級主減速器不能滿足驅動橋下面的離地間隙要求，則可以采用雙級減速結構。而雙級主減速器的質量和制造成本等指標都要比單級主減速器差，因此僅推薦用于主減速比大于 7.6 且裝載質量在 6 噸以上的大型汽車上。因此根據重型汽車的特點和經濟性，本次可設選用非獨立懸架驅動橋、雙級主減速器。2.3 驅動橋傳動方案的確定主減速器的減速形式可以分為單及減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、雙級貫通式、單級或雙級減速配以輪邊減速等。減速行駛的選擇與汽車類型及使用條件有關，有時也與制造廠已有的產品系列及制造條件有關，但它主要取決于動力性、燃油經濟性等整車性能所需求的主減速比的大小以及驅動橋下的離地間隙；驅動橋的數目及布置形式等。若僅就主減速器比的大小對于選擇主減速形式的影響而言，通常主減速比 對于貫通式驅動 )時，07.6i05.i應采用單級減速；當 時，可采用雙級減速；當 且要求有較大07.612i012i的離地間隙時，需要配以輪邊減速器。（1） 單級主減速器由于單級主減速器具有機構簡單體積及質量小且制造成本 低等優(yōu)點，因此慣犯用于主減速器比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，也可采用渦輪傳動減速。（2）雙級主減速器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；又由于雙級主減速器的齒輪及軸承數量的增多和材料消耗及加工工時的增加，制造成本也顯著增加，因此只有在主減速器速比 較大時0i且采用單及減速不能滿足既定的主減速比和離地間隙等要求時才07.612i采用。通常僅用在裝載質量 10 噸以上的重型汽車上。當主減速比在上述范圍內時，采用雙級主減速器不僅可以使錐齒輪副的傳動比減小，是主減速從動齒輪的半徑減小從而使驅動橋的徑向尺寸減小，使離地間隙增大，使軸承的軸向負荷減小，還可以使大型汽車在不設置副變速器的情況下，增加傳動系的傳動比，從而提高其牽引性，以適應汽車在壞路面上和坡路上滿載行駛的需要。由于汽車的總布置參數，如汽車的軸距傳動系尤其是傳動軸的尺寸參數和布置型式以及驅動橋本身的設計特點等對雙級主減速器的結構布置有直接的影響，因此雙級主減速器應有不同的布置形式與這些不同的汽車總布置參數相適應。根據雙級主減速器第二級減速形式的不同，它可以分為錐齒輪圓柱齒輪式、錐齒輪行星齒輪式和圓柱齒輪錐齒輪式等三種結構形式，前兩種結構應用于非貫通式驅動橋；后一種應用于貫通式。整體式雙級主減速器有多種結構方案：第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪；第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪。（3）雙級主減速器對于載荷及道路狀況變化較大、使用條件非常復雜的載貨汽車來說，選擇一種主減速比來使汽車在滿載甚至牽引并爬坡或通過極壞路面時具有足夠的動力性，而在平直而良好的路面上單車空載行駛時又有較高的車速和滿意的燃油經濟性，是非常困難的。為了解決這一矛盾，提高汽車對各種使用條件的適應性，在某些汽車上，主要是一些重型汽車上有時采用具有兩種主減速比并可根據行駛條件來選擇其黨委的雙級主減速器。兩種主減速比與變速器各檔相配合，就可得到兩倍于變速器的檔位，顯然這種雙級主減速器比僅在變速器中設置超速檔，即今改變傳動比而不增加檔位數，對于提高汽車在各種實用條件下的動力性、燃油經濟性更為有利。雙級主減速器的大、小兩種主減速比，是根據汽車的使用條件、發(fā)動機功率變速器各檔傳動比的大小選定的。其大的主減速器比用于汽車滿載形式與壞路面上，以克服大的地面阻力并減少變速器中間檔位的變換次數；而小的主減速器比用于汽車空載或低載荷在平直且良好的路面上高速行駛，以改善汽車的燃油經濟性、降低傳動系載荷。雙級主減速器由兩級齒輪減速構成，第一級減速都采用一對論選錐齒輪或雙曲面齒輪，而根據第二級減速形式的不同，雙擊主減速器分為錐齒輪行星齒輪式和錐齒輪圓柱齒輪式兩種。（4）貫通式主減速器貫通式主減速器根據其減速形式可分為單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器一般多用于輕噸位多橋驅動的汽車上，他主要優(yōu)點是使傳動系結構簡單，主減速器的體積及質量小，并可使中后橋的大部分零件尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性。對于中、重型多橋驅動的汽車來說，由于主減速比較大，采用雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器難以達到主減速比 5 的要求，而采用渦輪傳動又要消耗大量的有色金屬，使材料費用提高；同時，為簡化傳動系結構并使多橋驅動汽車各驅動橋零件特別是橋殼等主要零件盡可能通用，多采用雙級貫通式主減速器。根據減速齒輪形式的不同，單級貫通式主減速器又有雙曲面齒輪式和渦輪式兩種結構形式；雙級貫通式主減速器主要由一對圓柱齒輪和一對螺旋齒輪火雙曲面齒輪組成。根據這兩對齒輪組合時前后次序的不同，他又可以分為錐齒輪圓柱齒輪式和圓柱齒輪錐齒輪式兩種結構形式。（5）單級（或雙級）主減速器附輪邊減速器再設計重型汽車、大型公共汽車的驅動橋時，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成不致因承受過大轉矩而使它們的尺寸及質量過大，應將傳動系的傳動比以盡可能大的比率分配給驅動橋。這就導致一些重型汽車，大型公共汽車驅動橋的主減速比往往要求很大。當其值大于 時，一般結構的主減速器難于12達到要求，因此許多重型汽車、大型公共汽車往往采用單級（或雙級）主減速器附加輪邊減速器的結構形式，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。這不僅僅使驅動橋的中間部分主減速器的尺寸減小，保證了足夠的離地間隙，而且可以得到比較大的驅動橋總減速比（其值往往在左右） ；猶豫半軸位于輪邊減速器前，其所承受的轉矩也大為減少，因162而半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件的尺寸也可以減小。但是輪邊減速器在驅動橋上就需要兩套，使其結構復雜，成本高，因此只有當驅動橋的總減速比大于 時才推薦采用。12根據計劃書，本次設計的某重型貨車給定的參數，因此采用主減速器附輪邊減速器。車型 離地間隙微型小型 1209中級 3轎車高級 106微型 輕型 92中型 1075載貨汽車重型 超重型 234微型 輕型 8越野汽車重型 中型 03 主減速器的基本參數選擇及設計計算3.1 主減速比的確定主減速比 的大小，對于減速器的結構形式，輪廓尺寸及質量大小影響很0i大.主減速比的 選擇，由汽車的整車動力計算來確定。要求主減速器有較大的傳動比是，由一對錐齒輪構成的單級主減速器已經不能保證足夠的離地間隙，這時需要用兩對齒輪的降速雙級主減速器。雙級主減速器魚單級相比，在保證離地間隙相同時可以得到大的傳動比， 一般為0i。712整體式雙級主減速器由多種結構方案：第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒小型 1802客車中型 大型 9輪；第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪。根據設計要求，選取第二種結構，即第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪。在給定發(fā)動機的最大功率 級其轉速 時，所選擇的 應盡可能的滿maxePpn0i足最高車速 。這時的 值由下式確定maxv0i(3.1)0max.37rpgHivi式中： 車輪的滾動半徑， ；r變速器最高檔的傳動比，通常為 ；gHi 1最大功率時的發(fā)動機轉速， ；pn/inr汽車的最高車速， 。maxvkmh為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降， 一般選的比要求的大0i。采用輪胎地規(guī)格為 ，直徑 。采用發(fā)動機型號為10%251201.25DWD615-67 增壓中冷，其最大功率 ，轉速 。變速器max6Pkw4/minpnr最高檔的傳動比為 。理論值gHi，為了獲得更大的轉矩，設計值取 。因此 max72/vkh max60/vkh(3.2)0max15%0.37rpgHnivi01.25402. 1.636i 根據雙級錐齒輪星星齒輪減速器的常用速比選擇初設值。初選第一級，雙曲面元錐齒輪的傳動比取 ；第二級，輪邊減速器的傳動比取 。14.i 23i3.2 汽車驅動橋的最小離地間隙汽車驅動橋的最小離地間隙見表 3.2.1表 3.2.1 汽車驅動橋最小離地間隙(mm)3.3 主減速器主從動錐齒輪的支承方案主減速器中必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀態(tài)，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，出于齒輪的加工質量，裝配調整及軸承，主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。3.3.1 主動錐齒輪的支承在殼體結構及軸承形式已定的情況下，主減速器主動齒輪的支承形式及安裝方法對其支承剛度影響很大，這是齒輪能否正確嚙合并具有較高使用壽命的重要因素之一。主動錐齒輪的支承形式可以分為懸臂式支承和騎馬式支承兩種。懸臂式支承的主要特點是在錐齒輪大端采用較長短軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度 和增加兩支承間的距離 ，以改善支承剛度，應ab使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開追定的軸向力有靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能的增加支承剛度，支承距離 應大于 2.5 倍懸臂長度 ，且應比齒輪節(jié)圓直徑的 大，另外靠ba70%近齒輪點軸徑應不小于尺寸 。為了方便拆裝，應使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大?？拷X輪的支承軸成有時也采用圓柱滾子軸承，而另一個軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除與軸承形式，軸徑大小，支承間距離和懸臂長度有關以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關。懸臂式支承結構簡單，支承剛度差，用于傳遞轉矩小的轎車，輕型貨車的單級主減速器。騎馬式支承結構的特點是在錐齒輪的兩端均有軸承支撐，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，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外由于齒輪大端一側軸徑上的兩個相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可以減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是，由于騎馬式支承增設了導向軸承支座，使主減速器殼的結構復雜，加工成本高，有時因為空間有限布置不下或使齒輪拆裝困難。在需要傳遞較大轉矩的情況下，最好采用跨置式支承。通過對上述兩種主動錐齒輪支承形式的比較，某重型貨車采用第二種支承結構騎馬式。3.3.2 從動錐齒輪的支承主減速器從動錐齒輪的支承剛度依軸承的形式，支承間的距離和載荷在軸承之間的分布即載荷離兩端軸承支承中心間的距離 和 之比例而定。為了增cd強支承剛度，支承間的距離 應盡量減小。然而，為了使從動錐齒輪背面cd的支承凸緣有足夠的位置加強筋及增強支承的穩(wěn)定性，距離 應該不小于c從動錐齒輪節(jié)圓直徑的 70%。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朝內相向，小端朝外相背，為了使載荷能精良均勻的分布在兩個軸承上，并且讓出位置來加強從動錐齒輪連接凸圓的剛度，應盡量使尺寸不小于尺寸 。從動錐齒輪的支承，其支承剛度與軸承的形式，支承間的距cd離及軸承之間的分布比列有關。從動錐齒輪多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，以減小 。為了使從動錐齒輪cd北面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強筋以增強穩(wěn)定性， 應不小于c從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70%。為了使載荷盡量均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸 等于或大于尺寸 。cd在具有大的主傳動比和徑向尺寸較大的從動錐齒輪的主減速器中，為了限制從動錐齒輪因受軸向力作用而產生偏移，在從動錐齒輪的外緣背面加設輔助支承。輔助支承與從動錐齒輪背面之間的間隙，應保證偏移量達到允許極限時能制止從動錐齒輪繼續(xù)變形。主從動齒輪受載荷變形或移動的許用偏移量如。3.4 主減速器齒輪計算載荷的確定由于汽車行駛時傳動系統(tǒng)的載荷不穩(wěn)定，因此要準確的算出主減速器齒輪的計算載荷是比較困難的。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輪在良好路面上開始滑行時這兩種情況下作用在主減速器從動錐齒輪上的轉矩 、 的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以鹽酸jeTj主減速器從動錐齒輪最大應力的計算載荷，即(3.3)max0/jeTLiKn(3.4)2rjLBGi式中： - 發(fā)動機最大轉矩， ；maxeTNm - 產生沖擊載荷時的超載系數，對于一般載貨汽車，礦用汽車0K和越野汽車以及液力傳動及自動變速的各類汽車均都取 ；01K-傳動系有關傳動部分的傳動效率， ；T .9T- 該汽車的驅動橋數目， ；n 2n- 汽車載滿時一個驅動橋給水平地面的最大負荷（對后驅動橋2G來說應考慮到汽車最大加速時的復合增大量） ，N；- 輪胎對路面的附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，?。粚τ谠揭捌?，取 ；對于安裝防滑寬輪胎的高級轎車，計算0.851.0時可取 ；1.2-車輪的滾動半徑， ；r m分別為由說計算的主減速器從動齒輪到驅動輪之間的傳動效率LBi和傳動比。根據所采用的 WD615-67 增壓中冷發(fā)動機型號，確定發(fā)動機的最大轉矩為，以及最低檔傳速比 ；取max107eTN12.4TLi0.95LB將已知數據代入上式23LBi 107.0.9/58jeTNm195.8276.3j、由上兩式求得的計算載荷為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。3.5 主減速器齒輪基本參數的選擇主減速器錐齒輪的主要參數有主、從動錐齒輪齒數 、 ，從動錐齒輪大1z2端分度圓直徑 和端面模數 ，主、從動錐齒輪面寬 和 ，雙曲面齒輪副的2dmF偏移距 ，中點螺旋角 ，法向壓力角 等。E3.5.1 主從動錐齒輪齒數 和 1z2選擇主從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素（1）為了磨合均勻，之間應該避免有公約數；（2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主從動齒輪數和應不小于 40；（3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小何具有高的疲勞強度，對于貨車， 一般不少于1z6；（4）當主傳動比 較大時，盡量使 取得小一些，以便得到滿意的離地間隙；0i1z（5）對于不同的主傳動比， 和 應有適宜的搭配。2對于單級主減速器，當 較大時應盡量使主動齒輪的齒數 取小些，以得到滿0i 1z意的驅動橋離地間隙。當 時， 最小值可以取 5。當 較?。?）時，61z0i3.5可取 。為了得到理想的齒面重疊系數，對于其齒數和，貨車應不少于 ，712 40轎車應不少于 。雙級主減速器第一級主動錐齒輪 可選在 范圍內，第二50 1z9級圓柱齒輪副的齒數和可選在（ ）的范圍內。587本次設計為雙級主減速器第一機雙曲面圓錐齒輪傳動比 按照以上齒輪1i=4.2齒數的選擇原則，取， 則 。1=4z2160iz3.5.2 節(jié)圓直徑 的選擇2d可根據從動錐齒輪的計算轉矩 （為 、 之中的較小者）按經驗公式選出jTjej從動錐齒輪節(jié)圓直徑： (3.5)32djK式中： -從動錐齒輪的節(jié)圓直徑， ；2dm- 計算轉矩；按式（3.2） （3.3）求得并取得其中的較小值。jT-直徑系數 ， 。在確定主減速器齒輪計算載荷中，2dK2136dK求得 ， ，因此取 ，取5980je76.5j 1726.5980jj jeTT。215dK則 321576.180dm3.5.3 齒輪端面模數 選擇m從動錐齒輪節(jié)圓直徑 選定后，可按 算出大端模數，并用下式校核22/z3mjKT式中： - 齒輪的大端模數， ；-從動齒輪的計算轉矩 ，按式（3.2） （3.3）求得，并取其jTN中較校者；- 模數系數，取mK0.34mK經計算 ，取 。180/63校核 ， 符合要求。從而可以得到34.72.5mjT.0.主動錐齒輪節(jié)圓直徑 ， 。1d1456mz3.5.4 主從動錐齒輪齒面寬 和F通常推薦錐齒輪與雙曲面齒輪傳動從動齒輪的齒寬 為其節(jié)距 的 倍，即F0A.3，但 不應該超過端面模數的 倍，即 ，對于汽車工業(yè)，主0.3FAF101m減速器圓弧齒錐齒輪推薦采用（3.7）20.15d式中： - 從動齒輪節(jié)圓直徑， ；2d經計算， 。.87.9Fm吃面寬過大或過小，都會降低齒輪的強度和壽命。齒面寬大于上述規(guī)定，不但不能提高齒輪的強度和耐久性，還會給制造帶來困難。因為齒面寬的加大只能從延長小端著手，輪齒延長的結果使小端齒溝變窄，結果是切削刀頭的頂面寬或刀盤刀頂距過窄及刀尖的圓角過小，這樣不但減小了齒根圓角半徑從而加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。如果在安裝時有位置偏差或由于制造，熱處理變形等原因，使齒輪工作時使負荷集中于齒輪小端，則易引起小端的過早損壞和疲勞。另外，齒面寬過大也會引起裝配空間的減小。一般習慣是使小齒輪齒面比大齒輪齒面寬稍大，使其在大齒輪輪齒兩端都超出一些。通常小齒輪的齒面寬加大 10%較為合適。小齒輪輪齒的這種加長，改善了小齒輪輪齒強度，因而允許小齒輪輪齒略減薄，大齒輪輪齒略加厚這樣會給加工帶來好處，因為小齒輪輪齒減薄，允許采用刀頂距寬的小齒輪刀盤，同時保證了大小齒輪間的強度均衡。另外，由于雙曲面齒面的幾何特性，雙曲面小齒輪齒面寬比大齒輪齒面寬要大。而汽車差速器行星齒輪的齒面寬一般比半軸齒輪的齒面要小。通過計算 。10%27.930.6Fm3.5.5 雙曲面齒輪的偏移距 E主動齒輪軸線相對于從動齒輪軸線的偏移距離稱為雙曲面齒輪的偏移距 。E選擇 值應考慮到： 值過大，將導致齒面縱向滑動的增大，從而引起齒面的EE早期磨損或擦傷； 值過小則不能充分發(fā)揮雙曲面齒輪的特點。對于轎車，輕型載貨汽車的主減速器來說， 值不應該超過從動齒輪節(jié)錐距 的 ；而對0A4%于中型及以上的載貨汽車，越野汽車和公共汽車等重負荷傳動， 值則不應超E過從動齒輪節(jié)錐距 的 。傳動比越大則偏移距越大，大傳動比的雙曲面齒0A2%輪傳動，偏移距 可以達到從動齒輪節(jié)圓直徑 的 ，根據某重型系E2d03列汽車，選 218%1.6dm3.5.6 螺旋角 的選擇主動齒輪與從動齒輪的螺旋角 是在節(jié)錐表面的展開圖上定義的。如圖所示，齒線上任意一點 處的螺旋角，是改點處的切線 與該點和節(jié)錐定點的連cT線 之間的夾角。OL主動齒輪與從動齒輪的螺旋角式沿著節(jié)錐齒線變化的，大端的螺旋角 較大，小端的螺旋角 較小，齒面寬中點出的螺旋角 稱為齒輪的中點螺旋角，也是該齒輪的名義螺旋角。螺旋錐齒輪傳動住從動齒輪的中點螺旋角或名義螺旋角是相等的。選擇齒輪的螺旋角時，應考慮它對齒面重疊系數 ，齒輪強度Fm和軸向力的大小的影響。螺旋角應該足夠大以使 不小于 1.25。因 越大，F傳動就越平穩(wěn)，噪聲就越低。當 時可得到可很好的結果。螺旋角過大2.0Fm會引起軸向力過大，因此應有一個適當的范圍，以使齒輪的軸向力不太大而又得到盡可能大的重疊效果。汽車主減速器錐齒輪的螺旋角多在 范圍內。轎車應選用較大3540o值，以保證有較大的 ，以使運轉平穩(wěn)噪聲低。載貨汽車選用較小值以防止軸Fm向力過大。通常，螺旋角齒輪用 的居多。在一般機械制造用的標準中，中點o螺旋角為 。35o3.5.7 螺旋方向的選擇主動錐齒輪與從動錐齒輪在傳動時所產生的軸向力，其方向取決于齒輪的螺旋方向和旋轉方向。判斷齒輪的旋轉方向是順時針還是逆時針，要向齒輪的背面看去。而判斷軸向力的方向是，則可以用左右手法則來判斷，左旋齒輪的軸向力方向用左手法則判斷；右旋齒輪的軸向力的方向由右手法則判斷。判斷時伸直拇指的指向為軸向力的方向，其它手指握起來后的指向就是齒輪旋轉方向。從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部分向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動齒輪的螺旋方向是相反的。檔變速器掛前進檔時，應該使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可以使主、從動齒輪右分離趨勢，防止卡死而損壞。本次齒輪選擇為左旋。3.5.8 法向壓力角 的選加大法向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。所以對輕負荷齒輪一般采用小壓力角，使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。對于弧齒錐齒輪，轎車: 一般選用 或 ；貨車： 為 ；重型1430o6o20o貨車： 為 。203o對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相等的，但是小齒輪輪齒兩側的壓力角是不等的，選取平均壓力角時，轎車為 或 ，貨車為 或19o2020o。203o某重型貨車的主減速器齒輪的法向壓力角 。o3.6 主減速器錐齒輪強度計算根據格里森制圓錐齒輪與雙曲面齒輪的強度計算，通常有以下幾種：3.6.1 單位齒長上的圓周力在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用在其齒輪上的假定單位壓力即單位齒長上的圓周力來估算，即（3.8）PpF式中： - 作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機的最大轉矩 和最p maxeT大附著力矩 兩種公況下計算 , ；2rGN-從動齒輪點齒面寬， 。Fm發(fā)動機最大轉矩計算時為：（3.9）3ax210gTipdF式中： -辦俗氣的傳動比，常取一檔及直接檔的； gi- 發(fā)動機的最大轉矩，maxeT-從動齒輪的節(jié)圓直徑， 。2dm3107.426.1/892pN對于多驅動汽車還應該考慮驅動橋數及分動器傳動比。按最大附著力矩計算時（3.10）3210rGpdF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2G橋驅動還應考慮最大加速時的負荷增加量；-輪胎與地面之間的附著系數， ； 85-輪胎的滾動半徑， ；r m主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑， 。2d31950.815071.4/79pN3.6.2 輪齒的彎曲強的計算汽車主減速器主動齒輪與從動齒輪輪齒的計算曲應力為（3.10）3021jsmwVTKFzJ式中： 齒輪的計算轉矩， ；對于從動齒輪，按 、 兩者之間的較小者計jT jejT算，對于主動齒輪需要將上述轉矩換到主動齒輪上；超載系數，見式（3.3）下的說明；0K尺寸系數，反映材料性質的不均勻性，與齒輪齒數與熱處理等有關。s當端面模數 ，1.6m440.6325.smK載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承形式時， ；當一個齒輪用騎K馬式支承時。支承剛度大時取小值；質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好、周節(jié)及徑向跳動v精度高時，可取 ； 1vK 計算齒輪的齒面寬度；F計算齒輪的齒數； z端面模數；m計算彎曲應力用的綜合系數， （查表語汽車工程手冊 4-9-32 得J） ；0.1683 2227.5610.348.7/94w Nm按 、 中的較小值計算時，汽車主減速器齒輪的許用彎曲應力為jeTj（按不超過材料強度極限的 75%） 。270/Nm計算彎曲應力 ，因此齒輪的彎曲強度合22483.7/70/wwNmNm格。3.6.3 主動錐齒輪輪齒的齒面強度的計算主動齒輪與從動齒輪輪齒齒面的計算接觸應力為 012pjzsmfj vCTKdFJ式中： -主動齒輪計算轉矩，見式（3.11）下對的說明；jzT-材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取， ；pC 123.6/Nm-主動齒輪節(jié)圓直徑， ；1dm、 、 -見式（3.11）下的說明；0Kvm-尺寸系數，見式（3.11）下的說明；s表面質量系數，一般情況下，對于制造精確的齒輪可取，f；1fK-齒面寬，去齒輪副中的較小值（一般為從動齒輪齒面寬） ；F-計算接觸應力的綜合系數， （查表于汽車工程手冊 4-9-35 得J）0.214按 、 中較小者計算時，汽車主減速器齒輪的許用接觸應力為 。jeTj 280/Nm計算接觸應力 ，因此齒輪的接觸應力222507./80/j jNmNm合格。3.7 主減速器齒輪的材料及熱處理汽車驅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。其算壞形式主要有輪齒根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落） 、磨損和擦傷等。根據這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：1.具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒輪表面應有高的硬度；2.輪齒芯部應有適當地韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；3.鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理過后變形小或變形規(guī)律易控制，以提高產品質量、縮短制造時間、減少生產成本并降低廢品率；4.選擇齒輪材料的合金元素要適應我國的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等元素，我國發(fā)展了以錳、釩、硼、鈦、鉬、硅為主的合金機構鋼系統(tǒng)。汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。其鋼號主要有 20CrMnTi、22MnMo、20CrNiMo、20MnVB 和 20MnTiB 等。由于新齒輪潤滑不良，為了防止齒輪在運動初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期磨損，圓錐齒輪與雙曲面齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及精加工后均予以厚度 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面鍍層不應0.5.2m用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。齒面進行噴丸處理可以提高壽命達 25%。對于滑動速度高的齒輪，為提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理時的溫度低，故而不會引起齒輪變形。滲硫之后摩擦系數可以顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止之輪膠合、咬死和擦傷等現象的產生。4 差速器的設計汽車在行駛過程中左右輪在同一時間內滾動過的行程常常是不同的。在轉彎時為滿足運動學的要求，汽車的外側車輪的形成總比內側長。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，或左右車輪輪胎氣壓、負荷、胎面磨損程度的不同以及制造誤差等因素，一起左右車輪滾動半徑不相等，而導致車輪形成不等。在左右車輪形成不等的情況下，如果采用整體的驅動車輪軸將動力傳給左右車輪，則會由于左右驅動車輪的轉速雖相等而行程卻又不同的這一矛盾，引起某一驅動車輪產生滑轉或滑移。其結果不僅使輪胎過早磨損，無益的消耗功率和燃料以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是使操縱性變壞。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的能力而使穩(wěn)定性也變壞。為了消除由于左右驅動車輪在運動學上的不協(xié)調而產生的這些弊病，汽車左右驅動輪之間都裝有差速器，以保證汽車驅動橋兩側車輪在形成不等時能以不同轉速旋轉。差速器用來在兩輸出軸之間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能 以不同角速度轉動。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式、和牙嵌自由輪式等多種形式。4.1 差速器結構形式選擇4.1.1 齒輪式差速器 汽車差速器的結構形式很多，但用得最廣泛的是對稱式圓錐形性差速器。對稱式圓錐行星齒輪差速器具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點。它又可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強制鎖制式差速器等。普通錐輪輪式差速器結構簡單、工作平穩(wěn)可靠，所以廣泛應用于一般使用條件的汽車啟動橋中。圖 4.1 為期示意圖，圖中 為主減速器從動錐齒輪的轉0速即差速器殼的轉速； 、 分別為左、右驅動車輪的轉速及差速器的左、右12半周齒輪的角加速度。當汽車在平坦路面上直線行駛時，左、右驅動車輪之間不產生相對運動。在圖 4.1 中以 表示行星齒輪軸對行星齒輪的作用力，由于行星志倫在公轉的F過程中其輪齒推動左右半軸齒輪的輪齒并使得它們一起繞半軸中心線旋轉，則左右半軸齒輪給行星齒輪以 的反作用。對于對稱式圓錐行星齒輪差速器來/2說，半軸齒輪點節(jié)圓半徑 r 相同，故傳給左右半軸的轉矩亦相等，并均等于，因此汽車在平坦路面上直線行駛時，傳給左右驅動車輪點轉矩是相等的。/2Fr4.1.2 差速器的鎖緊系數與轉矩分配系數通常采用系數 21TK式中： -快轉一側的半軸齒輪上的轉矩；1T-慢轉一側的半軸齒輪上的轉矩。2表示兩側驅動車輪的轉矩可能相差的最大倍數，因為它也說明了迫使差速器工作所需的轉矩大小，即差速器“鎖緊”的程度，故被稱為差速器的鎖緊系數。因 ，故鎖緊系數 。21T1K差速器的轉矩分配特性可用轉矩分配系數 來表示20T式中： -差速器殼上的轉矩。0T由于慢轉一側的半軸車輪上的轉矩 小于差速器殼上的轉矩 ，故 。2T0T1 系數 及 對汽車性能有直接影響。在汽車設計中是根據汽車的類型、性能K要求、延長有關傳動零件使用壽命和減少輪胎磨損等方面考慮，鎖緊系數 的K值有不宜過大。主要取決于差速器的結構形式。普通的圓錐行星齒輪式差速器的鎖緊系數 ，轉矩分配系數K=1.5，故可近似的看成它是將轉矩平均分配給左右驅動車輪。這樣的0.5.6分配比列對于在良好路面上行駛的汽車來說是適當的。但當汽車越野行駛或在泥濘、冰雪路面上行駛時，且一側驅動車輪與地面的附著系數很小時，即使另一側驅動車輪與路面有良好的附著系數其驅動轉矩也不得不隨著附著系數小的一側同地減少，使汽車無法發(fā)揮出良好驅動車輪點潛在牽引力，甚至有使車不能前進的危險。當驅動橋裝有搞摩擦差速器時，由于搞摩擦差速器具有大的 值和 值，K能使地面附著良好的驅動車橋比附著不良好的驅動車橋有更大的驅動轉矩，故通過性就好些。有時鎖緊系數過大，例如當采用差速緊鎖裝置將左、右半軸連成一體時，會使鎖緊系數 增至 ，這時，似乎全部轉矩會穿到一個半軸上而K使其過載，但在一般的情況下，其載荷不應超過該側驅動車輪與地面的最大附著力。對搞摩擦式自鎖差速器來說更是如此，既它不會使半軸有明顯過載。4.2 差速器齒輪設計4.2.1 茶樹其齒輪主要參數選擇1.行星齒輪數目的選擇轎車通常用 2 個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車多用 4 個行星齒輪，少數汽車采用 3 個行星齒輪。本差速器選擇 4 個行星齒輪。2.行星齒輪球面半徑 的確定BR圓錐行星齒輪茶樹其的結構尺寸，通常取決于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪點安裝尺寸，實際上也代表了茶樹其圓錐齒輪的節(jié)錐距，BR因此在一定程度上也表示了茶樹其的強度。球面半徑 可按如下的經驗公式確BR定： 3BjRKT式中： -行星齒輪球面半徑系數， ,對于有 4 個BK2.5.9BK行星齒輪的轎車各公路載貨汽車取小值；-計算轉矩，取式 3.3、式 3.4 計算值較小者, jT Nm32.5176.2.9BRm差數器行星齒輪球面半徑 確定以后，可以根據下式預選其節(jié)錐距B0.98.BAR23.753.行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇為了獲得較大的模數從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪齒數盡量少，但一般不應少于 10。半軸齒輪的齒數采用 。大多數汽車的半軸齒輪于行1425星齒輪的齒數比在 之間。在任何圓錐行星齒輪差速器中，左、右兩半軸1.52齒輪齒數之和，必須能被行星齒輪的數目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則差速器將無法安裝。即應滿足安裝條件為 2LRzIn式中： -左、右半軸齒輪帶齒數，對于對稱式圓錐行星齒輪2LRz差速器來說；、-行星齒輪數目；n任意整數。12zI取 , 。44.差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角 、12(4.6)112arctnz1t6.574o (4.7)221arctnz24t63.o式中： -分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數。在按下式初步求出圓1z2錐齒輪的大端斷面模數 m00122sinsiAzz3.75i.9式中： - 已在前面初步確定。0A1z2去近似值， ，節(jié)預圓直徑 即可根據齒數 及模數 由下式求得3.5mdzmmz根據前面初步確定的模數和齒數求得 ， 。142284d5.壓力角 汽車差速器齒輪過去都選用壓力角 ，這是齒高系數為 1，而最少齒數0o為 13。目前大都選用 的壓力角，齒高系數為 。 ，最少齒數可減少到2.5o .810，并且在小齒輪齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半周齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最少齒數比壓力角為的少，故可用較大的模數以提高齒輪的強度。某些重型汽車和礦用汽車的差速器也采用壓力角。6.行星齒輪的安裝孔徑 及其深度L(4.10)301.cTnl372652.171.94.m式中： - 差速器傳遞的轉矩， ， 為計算轉矩，取式0T0.6jTj（3.3） （3.4）計算值較小者，01726.51035.94TNm-行星齒輪數目， ； nn-行星齒輪支承面中點這錐頂的距離， ； ，l 20.5ld為半軸齒輪面寬中點處的直徑，而 ；2d 220.8d-支承面的需用擠壓應力，取為 。c69MPa行星齒輪安裝孔的直徑 與行星齒輪軸的名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度。故通常?。?.11）1.Lm273.94.2.2 差速器直齒錐齒輪強度計算差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像朱加速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左、右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才有嚙合的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度計算，對疲勞強度不予考慮。汽車差速器齒輪的彎曲應力為（4.12）3021smWvLTKFzJ式中： - 差速器行星齒輪數目， ；n4n- 差速器一個行星齒輪給與一個半軸齒輪的轉矩，T，其計算式為 ， ；Nm0n135.928.4TNm- 半軸齒輪齒數， ；2Lz Lz- 計算汽車小哈俗氣齒輪彎曲應力用的綜合系數，取J。0.4J3221058.910.6348.174W MPa按 、 兩種計算轉矩中較小者計算時，彎曲應力 不應大于 ，jeTj W980MPa，故齒輪強度合格。348.1980WWMPaPa差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，基本上都是以能夠滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器齒輪的材料為 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用。5 驅動車輪傳動裝置的設計驅動車輪傳動裝置的結構形式與驅動橋的結構形式密切相關,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節(jié)傳動裝置,且多采用等速萬向節(jié);在一般德非斷開式驅動橋上,驅動車輪的傳動裝置就是半軸,半軸將差速器的半軸齒輪和車輪的輪轂連接起來.在裝有輪邊減速器的驅動橋上,驅動車輪的傳動裝置還包括輪邊減速器,這時半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來.5.1 半軸形式的選擇半軸形式主要取決于半軸的支承形式.普通非斷開式驅動橋的半軸，根據其外端支承形式或受力狀況的不同而分為全浮式、3/4 浮式和全浮式三種。5.1.1 半浮式半軸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接)。因此，半浮式半軸除傳遞轉矩外，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雜，但它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。用于質量較小、使用條件較好、承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。5.1.2 3/4 浮式半軸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矩外，彎矩得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構型式及其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。側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。5.1.3 全浮式半軸全浮式半軸的外端與輪轂相聯，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相向安裝并有一定的預緊，調好后由鎖緊螺母予以鎖緊，很少采用球軸承的結構方案。由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側向力以及由它們引起的彎矩都經過輪轂、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，彎曲應力約為570MPa。具有全浮式半軸的驅動橋的外端結構較復雜，需采用形狀復雜且質量及尺寸都較大的輪轂，制造成本較高，故轎車及其他小型汽車不采用這種結構。但由于其工作可靠，故廣泛用于輕型以上的各類汽車上。5.2 半軸的結構設計及材料熱處理在半軸的機構設計中，為了使花鍵的內徑不至于過多地小于半軸的桿部直徑，常常將半軸加工花鍵的端部設計得粗一些，并且適當地減少花鍵槽的深度，因此花鍵齒數必須相應增多，一般為 10 齒到 18 齒。半軸的強度，尤其是其花鍵強度與疲勞極限的關系比與它的強度極限的關系更為密切，交變負荷能使半軸的疲勞強度大為降低，因此提高半軸疲勞強度的方法之一，是使半軸不受彎曲力矩的作用。半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑，這對減小應力集中很有效。對于重型汽車來說，半軸的桿部直徑較粗，外端凸緣也較大，這時當無較大鍛造設備時，可以不要凸緣而采用兩端都是花鍵式的。這時為了簡化工藝，可將兩端花鍵的尺寸參數選為相同的。在現代汽車的半軸，廣泛采用漸開線花鍵，但也有采用矩形或梯形花鍵的。半軸多采用含鉻的中碳合金如40Cr、40CrMnMo、40CrMnSi、40CrMoA、35CrMnSi、35CrMnTi 等制造。40MnB 是我國的新鋼種，作為半軸材料效果很好，過去半軸都采用調質處理，調質后要求桿部硬度 HB388444（突緣部分可降至 HB248） 。近些年來多采用高頻、中頻感應淬火，使半軸表面淬硬達 HRC5263，硬化層約為半徑的 1/3，心部硬度為HRC3035;不淬火區(qū)（突緣等）的硬度可在 HB248 降至 HB277 的范圍。由于硬化層的強度較高，加之在半軸表面形成大的殘余應力，以及采用噴丸處理、滾壓半軸突緣根部過渡圓角等工藝，使半軸的靜強度尤其是疲勞強度大為提高。由于采用這些先進工藝，采用 40 或 45 號中碳鋼的半軸