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第六節(jié) 驅動橋殼設計
驅動橋課的主要功用是支撐汽車質量，并承受由車輪傳來的路面的反力和反力矩，并經(jīng)懸架傳給車架（或車身）；它又是主減速器、差速器、半軸的裝配基體
驅動橋殼應滿足如下設計要求：
1）應具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常并不使半軸產生附加彎曲應力．
2）在保證強度和剛度的前提下，盡量減小質量以提高汽車行駛平順性．
3）保證足夠的離地間隙．
4）結構工藝性好，成本低．
5）保護裝于其上的傳動部件和防止泥水浸入．
6）拆裝，調整，維修方便．
一．驅動橋殼結構方案分析
驅動橋殼大致可分為可分式、整體式和組合式三種形式。
1．可分式橋殼
可分式橋殼(圖5—29)由一個垂直接合面分為左右兩部分，兩部分通過螺栓聯(lián)接成一體。每一部分均由一鑄造殼體和一個壓入其外端的半軸套管組成，軸管與殼體用鉚釘連接。
這種橋殼結構簡單，制造工藝性好，主減速器支承剛度好。但拆裝、調整、維修很不方便，橋殼的強度和剛度受結構的限制，曾用于輕型汽車上，現(xiàn)已較少使用。
2．整體式橋殼
整體式橋殼(圖5—30)的特點是整個橋殼是一根空心梁，橋殼和主減速器殼為兩體。它具有強度和剛度較大，主減速器拆裝、調整方便等優(yōu)點。
按制造工藝不同，整體式橋殼可分為鑄造式(圖5—30a)、鋼板沖壓焊接式(圖5—30b)和擴張成形式三種。鑄造式橋殼的強度和剛度較大，但質量大，加：上面多，制造工藝復雜，主要用于中、·重型貨車上。鋼板沖壓焊接式和擴張成形式橋殼質量小，材料利用率高，制造成本低，適于大量生產，廣泛應用于轎車和中、小型貨車及部分重型貨車上。
3)組合式橋殼
組合式橋殼(圖5—31)是將主減速器殼與部分橋殼鑄為一體，而后用無縫鋼管分別壓入殼體兩端，兩者間用塞焊或銷釘固定。它的優(yōu)點是從動齒輪軸承的支承剛度較好，主減速器的裝配、調整比可分式橋殼方便，然而要求有較高的加工精度，常用于轎車、輕型貨車中。
二．驅動橋殼強度計算
對于具有全浮式半軸的驅動橋，強度計算的載荷工況與半軸強度計算的：三種載荷工況相同。圖5—32為驅動橋殼受力圖，橋殼危險斷面通常在鋼板彈簧座內側附近，橋兒端郎的輪轂軸承座根部也應列為危險斷面進行強度驗算。
1）牽引力或制動力最大時，橋殼鋼板彈簧座處危險斷面的彎曲應力δ和扭轉切應力τ分別為
式中，Mv為地面對車輪垂直反力在危險斷面引起的垂直平面內的彎矩，Mv=m’2G2b/2b為輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離，如圖5—32所示；為一側車輪上的牽引力或制動力蘆Fx2在水平面內引起的彎矩，=Fx2b；TT為牽引或制動時，上述危險斷面所受轉矩，TT=Fx2rr；Wv、Wh、、分別為危險斷面垂直平面和水平面彎曲的抗彎截面系數(shù)及抗扭截面系數(shù)。
2)當側向力最大時，橋殼內、外板簧座處斷面的彎曲應力δi,δo分別為
(5 - 61)
3)當汽車通過不平路面時，動載系數(shù)為是，危險斷面的彎曲應力口為 (5 - 62)
橋殼的許用彎曲應力為300～500MPa，許用扭轉切應力為150～400MPa。可鍛鑄鐵橋殼取較小值，鋼板沖壓焊接橋殼取較大值。
摘 要：隨著生活水平的提高和科技的迅猛發(fā)展，人們的生活節(jié)奏變得越來越快，因此人們對交通工具的快捷性要求越來越高。為了應對高車速對人們安全構成的威脅，許多法規(guī)對汽車的安全性提出了更高的要求，制動系的設計成為其中很重的一個方面。本設計根據(jù)制動器的工作原理，對多種制動器進行分析比較，選擇了制動效能較高的鼓式制動器作為設計的對象。依據(jù)給定的參數(shù)，進行重要數(shù)值的計算。隨后，又根據(jù)工藝學的知識，進行制動器零件的設計和工藝分析。
總之，本設計的目的是為了設計出高效、穩(wěn)定的制動器，以提高汽車的安全性。
關鍵詞： 制動系; 制動效能; 制動器
Abstract
Keywords: Braking system ; Braking quality ; Brake
1 緒論
1.1 汽車制動系概述
盡可能提高車速是提高運輸生產率的主要技術措施之一。但這一切必須以保證行駛安全為前提。因此，在寬闊人少的路面上汽車可以高速行駛。但在不平路面上，遇到障礙物或其它緊急情況時，應降低車速甚至停車。如果汽車不具備這一性能，提高汽車行駛速度便不可能實現(xiàn)。所以，需要在汽車上安裝一套可以實現(xiàn)減速行駛或者停車的制動裝置——制動系統(tǒng)。
制動系是汽車的一個重要組成部分，它直接影響汽車的行駛安全性。隨著高速公路的迅速發(fā)展和汽車密度的日益增大，交通事故時有發(fā)生。因此，為保證汽車行駛安全，應提高汽車的制動性能，優(yōu)化汽車制動系的結構。
制動裝置可分為行車制動、駐車制動、應急制動和輔助制動四種裝置。其中行駛中的汽車減速至停止的制動系叫行車制動系。使已停止的汽車停駐不動的制動系稱為駐車制動系。每種車都必須具備這兩種制動系。應急制動系成為第二制動系，它是為了保證在行車制動系失效時仍能有效的制動。輔助制動系的作用是使汽車下坡時車速穩(wěn)定的制動系。
汽車制動系統(tǒng)是一套用來使四個車輪減速或停止的零件。當駕駛員踩下制動踏板時，制動動作開始。踏板裝在頂端帶銷軸的桿件上。踏板的運動促使推桿移動，移向主缸或離開主缸。
主缸安裝在發(fā)動機室的隔板上，主缸是一個由駕駛員通過踏板操作的液壓泵。當踏板被踩下，主缸迫使有壓力的制動液通過液壓管路到四個車輪的每個制動器。液壓管路由鋼管和軟管組成。它們將壓力液從主缸傳遞到車輪制動器。
盤式制動器多用于汽車的前輪，有不少車輛四個車輪都用盤式制動器。制動盤裝在輪輞上、與車輪及輪胎一起轉動。當駕駛員進行制動時，主缸的液體壓力傳遞到盤式制動器。該壓力推動摩擦襯片靠到制動盤上，阻止制動盤轉動。
圖1-1汽車制動系統(tǒng)的基本部件
1.液壓助力制動器 2.主缸和防抱死裝置 3.前盤式制動器 4.制動踏板 5.駐車制動桿 6.防抱死計算機 7.后盤式制動器
很多汽車都采用助力制動系統(tǒng)減少駕駛員在制動停車時必須加到踏板上的力。助力制動器一般有兩種型式。最常見的型式是利用進氣歧管的真空，作用在膜片上提供助力。另一種型式是采用泵產生液壓力提供助力。
駐車制動器總成用來進行機械制動，防止停放的車輛溜車，在液壓制動完全失效時實現(xiàn)停車。絕大部分駐車制動器用來制動兩個后車輪。有些前輪驅動的車輛裝有前輪駐車制功器，因為在緊急停車中絕大部分的制動功需要用在車輛的前部。駐車制動器一般用手柄或腳踏板操作。當運用駐車制動器時，駐車制動鋼索機械地拉緊施加制動的稈件。駐車制動器由機械控制，不是由液壓控制。
每當以很強的壓力進行制動時，車輪可能完全停止轉動。這叫做“車輪抱死”。這并不能幫助車輛停下來，而是使輪胎損失—些與路面的摩擦接觸，在路面上滑移。輪胎滑移時，車輛不再是處于控制下的停車，駕駛員處在危險之中。有經(jīng)驗的駕駛員知道，防止車輪抱死的對策是迅速上、下踩動制動踏板。這樣間歇地對制動器提供液壓力，使駕駛員在緊急制動時能控制住車輛。
現(xiàn)今許多新型車輛裝備了防抱死制動系統(tǒng)(ABS)。防抱死制動系統(tǒng)做的工作與有經(jīng)驗駕駛員做的相同，只是更快、更精確些。它感受到某車輪快要抱死或滑移時，迅速中斷該車輪制動器的制動壓力。在車輪處的速度傳感器監(jiān)測車輪速度，并將信息傳遞給車上計算機。于是，計算機控制防抱死制動裝置，輸送給即將抱死的車輪的液壓力發(fā)生脈動。
1.2 汽車制動器的工作原理
一般制動系的工作原理可用下圖所示的一種簡單的液壓制動系示意圖來說明?！獋€以內圓面為工作表面的金屬的制動鼓8固定在車輪輪毅上，隨車輪一同旋轉。在固定不動的制動底板11上，有兩個支承銷12，支承著兩個弧形制動卸10的下端。制動蹄的外圓面上又裝有一般是非金屬的摩擦片9。制動底板上還裝有液壓制動輪缸6，用油管5與裝在車架上的液壓制動主缸4相連通。主缸中的活塞3可由駕駛員通過制動踏板機構來操縱。
制動系不工作時，制動鼓的內圓面與制動蹄摩擦片的外圓面之間保持有一定的間隙，使車輪和制動鼓可以自由旋轉。
要使行駛中的汽車減速，駕駛員應跺下制動踏板l，通過推桿2和主缸活塞3，使主缸內的油液在一定壓力下流人輪缸6，并通過兩個輪缸活塞7推使兩制動蹄10繞支承銷12轉動，上端向兩邊分開而以其摩擦片9壓緊在制動鼓的內圓面上。這樣，不旋轉的制動卸就對旋轉著的制動鼓作用一個摩擦力矩M，其方向與車輪旋轉方向相反。制動鼓將該力矩傳到車輪后，由于車輪與路面間有附著作用，車輪對路面作用一個向前的周繞力F，同時路面也對車輪作用一個向后的反作用力，即制動力F。制動力F由車輪經(jīng)車橋和懸架傳給車架及車身，迫使整個汽車減速。制動力愈大，汽車減速度也愈大。當撤開制動踏板時．回位彈簧13即將制動蹄拉回原位，摩擦力矩M和制動力F消失，制動作用即行終止。
圖1-2 鼓式制動器結構圖
1.制動踏板 2.推桿 3.主缸活塞 4.制動主缸 5.油管 6.制動輪缸 7.輪缸活塞 8.制動鼓 9.摩擦片 10.制動蹄 11.制動底板 12.支承銷 13.制動體回位彈簧
圖中所示的制動器中，由制動鼓8、摩擦片9和制動蹄10所構成的系統(tǒng)產生了一個制動力矩(摩擦力矩M)以阻礙車輪轉動該系統(tǒng)稱為制動器。
顯然，阻礙汽車運動的制動力F不僅取決于制動力矩M，還取決于輪胎與路面間的附著條件。如果完全喪失附著，則這種制動系事實上不可能產生制動汽車的效果。不過，在討論制動系的結構問題時，一般都假定具備良好的附著條件。
1.3 設計的目的和意義
畢業(yè)設計和畢業(yè)論文是本科生培養(yǎng)方案中的重要環(huán)節(jié)。學生通過畢業(yè)設計，綜合性地運用幾年內所學知識去分析、解決一個問題，在作畢業(yè)設計的過程中，所學知識得到疏理和運用，它既是一次檢閱，又是一次鍛煉。不少學生在作完畢業(yè)設計后，感到自己的實踐動手、動筆能力得到鍛煉，增強了即將跨入社會去競爭，去創(chuàng)造的自信心。
通過大學四年的學習，從理論與實踐上均有了一定程度的積累。畢業(yè)設計就是對我們以往所學的知識的綜合運用與進一步的鞏固加深，并對解決實際問題的能力的訓練與檢驗，目的在于：
1、 培養(yǎng)正確的設計思想與工作作風。
2、 進一步培養(yǎng)制圖、繪圖的能力。
3、 學會分析與評價汽車及其各總成的結構與性能，合理選擇結構方案及其有關參數(shù)。
4、 學會汽車一些主要零部件的設計與計算方法以及總體設計的一般方法，以畢業(yè)后從事汽車技術工作打下良好的基礎。
5、 培養(yǎng)獨立分析、解決問題的能力。
2 制動器結構簡介
汽車的制動器設計究竟采用哪一種結構方案較為合理，能夠最大限度的發(fā)揮制動器的功用，首先應該從制動器設計的一般原則上談起。
2.1 鼓式制動器
l-調整楔2-推桿3-制動蹄4-連接彈簧5-上回位彈簧6-彈簧座7-手制動拉桿8-下回位彈簧9-車輪制動缸l0-制動底板ll—旋塞12-制動摩擦片l3-彈簧
鼓式制動器總成的主要零部件有：制動鼓和輪毅總成、制動蹄總成、制動底板、液壓輪缸、制動蹄回位彈簧／壓緊裝置、調節(jié)機構和駐車制動機構。為制動車輪、制動鼓和制動蹄提供摩擦表面，制動鼓的內圓周是一加工過的制動表面。車輪通過螺母和雙頭螺栓安裝到制動鼓輪毅上。該輪轂安放在允許車輪總成轉動的車輪軸承上。
各種鼓式制動器的示意圖如下：
1、領從蹄式 2、雙領蹄式 3、雙向領從蹄式
4、雙從蹄式 5、單向增力式 6、雙向增力式
2.2 盤式制動器
盤式制動系統(tǒng)的基本零件是制動盤，輪轂和制動卡鉗組件。制動盤為停止車輪的轉動提供摩擦表面。車輪通過雙頭螺栓和帶突緣的螺母裝到制動盤轂上。轂內有允許車輪轉動的軸承。制動盤的每一面有加工過的制動表面。
液壓元件和摩擦元件裝在制動卡鉗組件內。制動卡鉗裝到車輛上時，它跨騎在制動盤和輪轂的外徑處。
進行制動時，靠主缸的液壓力，制動卡鉗內的活塞被迫外移。活塞壓力通過摩擦塊或制動蹄夾住制動盤。由于施加在制動盤兩側的液壓力是方向相反、大小相等的，制動盤不會變形，除非制動過猛或持續(xù)加壓。
制動盤表面的摩擦能生成熱。由于制動盤在轉動。表面沒有遮蓋，熱很容易消散到周圍空氣中。由于迅速冷卻的特性，即使在連續(xù)地猛烈制動之后，盤式制動器比抗制動衰退的鼓式制動器工作得要好。許多車輛的前部采用盤式制動器的主要理由就是它抗制動衰退性好和停車平穩(wěn)。
圖2-2 盤式制動器結構圖
1.制動卡鉗組件 2.制動盤和轂組件 3.輪轂 4.雙頭螺栓 5.摩擦面 6.摩擦塊
2.2.1 定鉗盤式制動器
鉗盤式制動器主要有以下幾種結構型式：
圖2-3 鉗盤式制動器示意圖
a)、d) 固定鉗式 b) 滑動鉗式 c) 擺動鉗式
固定鉗式制動器，如圖（a）所示，制動盤兩側均有油缸。制動時，僅兩側油缸中的活塞驅使兩側制動塊向盤面移動。這種制動器的主要優(yōu)點是：
（1）除活塞和制動塊外無其它滑動件，易于保證鉗的剛度；
（2）結構及制造工藝與一般的制動輪缸相差不多，容易實現(xiàn)從鼓式到盤式的改型；
（3）很能適應分路系統(tǒng)的要求；
就目前汽車發(fā)展趨勢來看，隨著汽車性能要求的提高，固定鉗結構上的缺點也日益明顯。主要有以下幾個方面：
（1）固定鉗式至少要有兩個油缸分置于制動盤兩側，因而必須用跨越制動盤的內部油道或外部油管（橋管）來連通，這就使制動器的徑向和軸向的尺寸都比較大，因而在車輪中布置比較困難；
（2）在嚴酷的使用條件下，固定鉗容易使制動液溫度過高而汽化，從而使制動器的制動效能受到影響；
（3）固定前盤式制動器為了要兼充駐車制動器，必須在主制動鉗上另外附裝一套供駐車制動用的輔助制動鉗，或者采用盤鼓結合式制動器，其中用于駐車制動的鼓式制動器只能是雙向增力式的，但這種雙向增力式制動器的調整不方便。
2.2.2 浮鉗盤式制動器
浮鉗盤式制動器的制動鉗一般設計成可以相對于制動盤軸向滑動。其中只在制動盤的內側設置油缸，而外側的制動塊則附裝鉗體。
浮動鉗式制動器可分為滑動鉗式（圖b）和擺動鉗式（圖c）。與固定鉗式制動器相比較，其優(yōu)點主要有以下幾個方面：
(1).鉗的外側沒有油缸，可以將制動器進一步移近輪轂。因此，在布置時較容易；
(2).浮動鉗沒有跨越制動盤的油管或油道，減少了受熱機會，且單側油缸又位于盤的內側，受車輪遮蔽減少而冷卻條件較好等原因，所以其制動液汽化可能性較??；
(3).浮動鉗的同一組制動塊可兼用于行車和駐車制動；
(4).采用浮動鉗可將油缸和活塞等緊密件減去一半，造價大為降低。這一點對大批量生產的汽車工業(yè)式十分重要的。
與定鉗盤式制動器相反，浮鉗盤式制動器的單側油缸結構不需要跨越制動盤的油道，故不僅軸向和徑向尺寸較小，有可能布置得更接近車輪輪轂，而且制動液受熱氣化的機會就少。
此外，浮鉗盤式制動器在兼充行車和駐車制動器的情況下，不用加設駐車制動鉗，只須在行車制動鉗的油缸附近加裝一些用以推動油缸活塞的駐車制動機械傳動零件即可。
2.2.3 全盤式制動器
與鼓式制動器相比較，盤式制動器有如下優(yōu)點：
1、一般無摩擦助勢作用，因而制動器效能受摩擦系數(shù)的影響較小，即效能較穩(wěn)定。
2、浸水后效能降低較少，而且只須經(jīng)一兩次制動即可恢復正常。
3、在輸出制動力矩相同的情況下，尺寸和質量一般較小。
4、制動盤沿厚度方向的熱膨脹量極小，不會像制動鼓的熱膨脹那樣使制動器間隙明顯增加而導致制動踏扳行程過大。
5、較易實現(xiàn)間隙自動調整，其他保養(yǎng)修理作業(yè)也較簡便。
與鼓式制動器比較，盤式制動器有如下缺點：
1、效能較低，故用于液壓制動系時所需制動促動管路壓力較高，一班要用伺服裝置。
2、兼用于駐車制動時，需要加裝的駐車制動傳動裝置較鼓式制動器復雜，因而在后輪的應用受到限制。
盤式制動器將逐步取代鼓式制動器，主要是由于盤式制動器和鼓式制動器的優(yōu)缺點決定的。
盤式制動器在液力助力下制動力大且穩(wěn)定，在各種路面都有良好的制動表現(xiàn)，其制動效能遠高于鼓式制動器，而且空氣直接通過盤式制動盤，故盤式制動器的散熱性很好。但是盤式制動器結構相對于鼓式制動器來說比較復雜，對制動鉗、管路系統(tǒng)要求也較高，而且造價高于鼓式制動器。
相對于盤式制動器來說，鼓式制動器的制動效能和散熱性都要差許多，鼓式制動器的制動力穩(wěn)定性差，在不同路面上制動力變化很大，不易于掌控。而且由于散熱性不好，鼓式制動器存在熱衰退現(xiàn)象。當然，鼓式制動器也并非一無是處，它便宜，而且符合傳統(tǒng)設計。
我們知道，高速行駛的轎車，由于頻繁使用制動，制動器的摩擦將會產生大量的熱，使制動器溫度急劇上升，這些熱如果不能很好地散出，就會大大影響制動性能，出現(xiàn)所謂的制動效能熱衰退現(xiàn)象，這可不是鬧著玩的，制動器直接關乎生命。僅從這一點上，您就應該理解為什么盤式制動器會逐步取代鼓式制動器了吧。目前，在中高級轎車上前后輪都已經(jīng)采用盤式制動器。
不過，時下我們開的大部分轎車(如夏利、富康、捷達等)，采用的還不完全是盤式制動器，而是前盤后鼓式混合制動器(即前輪采用盤式制動器、后輪采用鼓式制動器)，這主要是出于成本上的考慮，同時也是因為汽車在緊急制動時，軸荷前移，對前輪制動的要求比較大，一般來說前輪用了盤式制動器就可以了。當然，前后輪都使用盤式制動器是趨勢（如VOLVO轎車）。
3 制動系的設計理論基礎
3.1 制動力與制動力分配
前、后制動器制動力分配關系將影響汽車的制動方向穩(wěn)定性和附著條件的利用，是汽車制動系設計時必須考慮的問題。一般根據(jù)前、后軸制動器制動力的分配、裝載情況、道路附著條件和坡度等因素，當制動器制動力足夠時，汽車制動過程可能出現(xiàn)三種情況：前后輪同時抱死拖滑；前輪先抱死拖滑，然后后輪抱死拖滑；后輪先抱死拖滑，然后前輪抱死拖滑。
如前所述，前后輪同時抱死工況可避免后軸側滑，并保證前輪只有在最大制動強度下，才使汽車失去轉向能力，這種工況道路附著條件利用較好。前輪較后輪先抱死，雖然不會發(fā)生側滑，但是汽車喪失轉向能力。在一定速度下，后輪較前輪先抱死一定時間，會造成汽車后軸側滑。
3.1.1 制動時前,后輪的地面法向反作用力
圖3-1制動時汽車受力情況
圖3-1所示為，忽略汽車的滾動阻力偶和旋轉質量減速時的慣性阻力偶矩，汽車在水平路面上制動時的受力情況。因為制動時車速較低，空氣阻力可忽略不計，則分別對汽車前后輪接地點取矩，整理得前、后輪的地面法向反作用力為
????????????????????????? （3-1）?
??
??????????????????????? （3-2）
式中：和分別為前后輪因制動形成的動載荷。如果假設汽車前后輪同時抱死，則汽車制動減速度為
或????????????????????????? （3-3）
式中：為附著系數(shù)。
??? 將式（3-3）代入式（3-1），有
?????????????????????????? （3-4）
由式（3-4）可知，制動時汽車前輪的地面法向反作用力隨制動強度和質心高度增加而增大；后輪的地面法向反作用力隨制動強度和質心高度增加而減小。隨大軸距汽車前后軸的載荷變化量小于短軸距汽車載荷變化量。例如，某載貨汽車滿載在干燥混凝土水平路面上以規(guī)定踏板力實施制動時，為靜載荷的90％，為靜載荷的38％，即前軸載荷增加90％，后軸載荷降低38％。
3.1.2 前,后制動器制動力的理想分配曲線
在汽車制動系設計時，如果在不同道路附著條件下制動均能保證前、后制動器同時抱死，則此時的前、后制動器制動力和的關系曲線，被稱為前、后制動器制動力的理想分配曲線，通常簡稱為I曲線。
在任何附著吸塵的路面上前、后輪制動器同時抱死，則前、后制動器制動力必定等于各自的附著力，且前、后制動器制動力（或地面制動力）之和等于附著力，即
???????????????????????????? （3-5）
將式（3-5）中的第二公式除以第三個公式，并將式（3-4）代入，有
?????????????? ????????? （3-6）
聯(lián)立方程組（3-6），并消除變量后，將方程表示的形式，即得到前后制動器制動力的理想分配關系式為
?????????????????? （3-7）
?
圖3-2 I曲線示意圖
圖3-3 I曲線的一種制作方法
如已知汽車軸距、質心高度、總質量、質心的位置(質心至后軸的距離)，就可用式（3-7）繪制前、后制動器制動力的理想分配關系曲線，簡稱I曲線。圖3-2就是根據(jù)式（3-7）繪制的汽車在空載和滿載兩種工況的I曲線。
根據(jù)方程組（3-6）的兩個方程也可直接繪制I曲線。假設一組值（＝0.1,0.2,0.3,……,1.0）,每個值代入方程組（3-6），就具有一個交點的兩條直線，變化值，取得一組交點，連接這些交點就制成I曲線，見圖3-3。
I曲線時踏板力增長到使前、后車輪制動器同時抱死時前、后制動器制動力的理想分配曲線。前、后車輪同時抱死時，，，所以I曲線也是前、后車輪同時抱死時，和的關系曲線。
3.2 具有固定比值的前，后輪制動器制動力與同步附著系數(shù)
兩軸汽車的前、后制動器制動力的比值一般為固定的常數(shù)。通常用前制動器制動力對汽車總制動器制動力之比來表明分配比例，即制動器制動力分配系數(shù)，它可表示為
?????????????????? ?????????? （3-8）
因為，所以
???????????????????????? （3-9）
整理式（3-9）得
??????????????????????????? （3-10）
或表示為，即
???????????????????????? （3-11）
式（3-10）為一線性方程。它是實際前、后制動器制動力實際分配線，簡稱為線。線通過坐標原點，其斜率為
具有固定的線與I線的交點處的附著系數(shù),被稱為同步附著系數(shù)。它表示具有固定線的汽車只能在一種路面上實現(xiàn)前、后輪同時抱死。同步附著系數(shù)時由汽車結構參數(shù)決定的，它是反應汽車制動性能的一個參數(shù)。
同步附著系數(shù)說明，前后制動器制動力為固定比值的汽車，只能在一種路面上，即在同步附著系數(shù)的路面上才能保證前后輪同時抱死。
同步附著系數(shù)也可用解析方法求出。設汽車在同步附著系數(shù)的路面上制動，此時汽車前、后輪同時抱死，將式（3-6）代入式（3-10），得
? ???????????????????????? （3-12）
整理后，得出
?????????????????????????????? （3-13）
3.3 制動器的制動力矩
假定襯塊的摩擦表面全部與制動盤接觸，且各處單位壓力分布均勻，則制動器的制動力矩為
Mμ=2f／FoR
式中，f為摩擦因數(shù)；Fo為單側制動塊對制動盤的壓緊力；R為作用半徑。
對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若其徑向寬度不很大，取R等于平均半徑Rm，或有效半徑Re，在實際上已經(jīng)足夠精確。
圖3-4 鉗盤式制動器的作用半徑計算參考圖
如圖3-4，平均半徑為
Rm=(R1+R2)/2
式中，R1和R2為摩擦襯塊扇形表面的內半徑和外半徑。
故有效半徑為
Re=Mμ/2fFo=2(R23-R13)/3(R22-R12)
可見，有效半徑Re即是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離。上式也可寫成
Re=4/3[1-R1R2/(R1+R2)2](R1+R2)/2=4/3[1-m/(1+m)2]Rm
式中，m= R1/R2
因為m<1，m/(1+m)2<1/4，故Re>Rm，且m越小則兩者差值越大。
應當指出，若m過小，即扇形的徑向寬度過大，襯塊摩擦面上各不同半徑處的滑磨速度相差太遠，磨損將不均勻，因而單位壓力分布均勻這一假設條件不能成立，則上述計算方法也就不適用。m值一般不應小于0．65。
制動盤工作面的加工精度應達到下述要求：平面度允差為0．012mm，表面粗糙度為Ra0.7—1.3μm，兩摩擦表面的平行度不應大于0．05mm，制動盤的端面圓跳動不應大于0．03mm。通常制動盤采用摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵制造。為保證有足夠的強度和耐磨性能，其牌號不應低于HT250。
3.4 利用附著系數(shù)與制動效率
汽車制動減速度，其中被稱為制動強度。由前述可知，若汽車在具有同步附著系數(shù)的路面上制動，汽車的前、后輪將同時達到抱死的工況，此時的制動強度。在其他路面上制動時，既不出現(xiàn)前輪抱死也不發(fā)生后輪抱死的制動強度必然小于地面附著系數(shù)，即。就是說，只有在的路面上，地面的附著條件才能被充分地利用。而在的路面上，因出現(xiàn)前輪或后輪先抱死的現(xiàn)象，地面附著條件未被很好地被利用。為了定量說明地面附著條件的利用程度，定義利用附著系數(shù)為
????????????,??
設汽車前輪剛要抱死或前、后輪同時剛要抱死時，汽車產生的減速度（或表示為），則由式（3-1）得前輪地面法向反作用力為
??????????????????????????? （3-14）
前輪制動器制動力和地面制動力為
?????????????????????????? （3-15）
將式（3-14）和式(3-15)代入式（3-13），則
???????????????? （3-16）
同理可推導出后輪利用附著系數(shù)。
后輪剛要抱死時，后輪地面制動力和地面法向反作用力
???????????????? （3-17）
??????????????????????????? （3-18）
將式（3-17）和式(3-18)代入式（3-13），則
????????????????????????? （3-19）
對于已知汽車總質量、軸距、質心位置、、等結構參數(shù)，則可繪制出利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲線圖。
附著效率是制動強度和利用附著系數(shù)之比。
它是也用于描述地面附著條件的利用程度，并說明實際制動力分配的合理性。根據(jù)附著效率的定義，有
??????????????????????????? （3-20）
??????? ???????????????? （3-21）
式中；和分別時前軸和后軸的附著效率。
4 制動器的設計計算
4.1 原始數(shù)據(jù)與技術參數(shù)
裝備質量 1310kg （G1=750㎏；G2=560㎏）
滿載質量 1860Kg （G1=870㎏；G2=990㎏）
質心高度
空載時 616mm
滿載時 580mm
軸距 2513mm
輪胎 195/65 R15 91V
圖4-1 制動時的汽車受力圖
4.2 參數(shù)選擇以及數(shù)據(jù)計算
4.2.1 盤式制動器主要參數(shù)的確定
制動盤直徑D
輪輞直徑為15×24.5=367.5mm 取367mm
制動盤直徑為70%～79%輪輞直徑 即：256.9～289.93 取270mm
制動盤厚度h
選擇通風式制動盤h=25㎜
摩擦襯塊外半徑R2、內半徑R1
根據(jù)制動盤直徑可確定摩擦襯塊外徑R2=130㎜
考慮到R2/ R1＜1.5，可選取R1=92mm，則R2/ R1=1.41＜1.5
4.2.2 摩擦塊摩損均勻性驗證
假設襯塊的摩擦表面全部于制動盤接觸，而且各處單位壓力均勻，則制動器的制動力矩為
f 為摩擦因素,F0為單側制動塊對制動盤的壓緊力，R作用半徑
在實際的計算過程中，R值我們取平均值Rm就可以了，設襯塊的與制動盤之間的單位壓力為p,則在任意微元面積RdRdφ 上的摩擦力對制動盤的中心的力矩為fpR2dRdφ,而單側制動塊加于制動盤的制動力矩應為：
單側襯塊加于制動盤的總摩擦力為：
所以有效半徑：
平均半徑為：
因為│Re -Rm│ =0.5mm, Rm 和Re 之間相差不大，所以可以得出摩擦襯塊和制動盤之間的單位壓力分布均勻，摩擦塊的磨損較為均勻。
4.2.3 緊急制動時前后輪法向反力及附著力矩
1. 空載情況
質心至前軸距離：
質心至后軸距離：
考慮到汽車的行駛安全，選取瀝青路（濕）的附著系數(shù)，則緊急制動時前后軸法向反力Fz1,Fz2及每輪附著力距Mφ1,Mφ2分別為
滿載情況
質心到前軸的距離:
質心到后軸的距離:
緊急制動時候的前后軸發(fā)向反力Fz1,Fz2以及每輪附著力矩M’φ1,M’φ2分別為：
4.2.4 同步附著系數(shù)的確定
同步附著系數(shù)的選取原則：
1、路面狀況好，可以取大一點； 路面差，取小一些。
2、單胎，抗滑性能差，取大些；雙胎，抗側滑強取小一些。
3、車速高，取大些；車速低取小些。
4、平原地區(qū)，取大些；山區(qū)取小些。
綜上所述，選擇此輕型汽車的=0.7
空載時制動力分配系數(shù)
滿載時制動力分配系數(shù)
4.2.5 制動器的效率
鉗盤式制動器效能因數(shù) k=2,其中 取0.4
因此： k=0.8
4.2.6 制動力矩及制動盤的壓力
假設摩擦盤完全接觸，而且各處的壓力分布均勻。那么盤式制動器制動力矩為：
為了保證汽車有良好的制動穩(wěn)定性，汽車前輪先抱死，后輪后抱死（滿載時候）則汽車的前輪制動器的產生的制動力矩等于前輪的附著力矩。即：
單側制動塊對盤的壓力：
前輪制動器的制動力矩：
4.2.7 同步附著系數(shù)的驗算
已知：
制動力分配系數(shù)：
那么同步附著系數(shù)：
與設定值吻合。
4.3 制動踏板行程的計算
制動踏板工作行程
其中：（操縱機構傳動比）取4－7；主缸活塞行程：（0.8－1.2），依《機械設計手冊》（五）。第七章，液壓缸。表37.7－3.取25mm；
主缸推桿與活塞間隙：0.2mm；
主缸活塞空行程： 2mm；
則： mm.
法規(guī)要求不大于150－200mm，故符合法規(guī)。
第五章? 驅動橋設計
第一節(jié)? 概? ? 述
? ? 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：
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)，噪聲小。
4)? ? )在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。
5)? ? 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。
6)? ? 與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。
7)? ? 結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。
第二節(jié)? ? 驅動橋的結構方案分析
? ? 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅動橋應為非斷開式(或稱為整體式)，即驅動橋殼是一根連接左右驅動車輪的剛性空心梁(圖5—1)，而主減速器、差速器及車輪傳動裝置(由左、右半軸組成)都裝在它里面。當采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調，驅動橋應為斷開式。這種驅動橋無剛性的整體外殼，主減速器及其殼體裝在車架或車身上，兩側驅動車輪則與車架或車身作彈性聯(lián)系，并可彼此獨立地分別相對于車架或車身作上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動(圖5—2)。為了防止運動干涉，應采用滑動花鍵軸或一種允許兩軸能有適量軸向移動的萬向傳動機構。
? ? 具有橋殼的非斷開式驅動橋結構簡單、制造工藝性好、成本低、工作可靠、維修調整容易，廣泛應用于各種載貨汽車、客車及多數(shù)的越野汽車和部分小轎車上。但整個驅動橋均屬于簧下質量，對汽車平順性和降低動載荷不利。斷開式驅動橋結構較復雜，成本較高，但它大大地增加了離地間隙；減小了簧下質量，從而改善了行駛平順性，提高了汽車的平均車速；減小了汽車在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；由于驅動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性較好，大大增強了車輪的抗側滑能力；與之相配合的獨立懸架導向機構設計得合理，可增加汽車的不足轉向效應，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。這種驅動橋在轎車和高通過性的越野汽車上應用相當廣泛。
圖5—1? 非斷開式驅動橋
1一土減速器? 2一套筒? 3一差速器? 4、7一半軸? 5一調整螺母? 6一調整墊片? 8一橋殼
圖5—2? 斷開式驅動橋
第三節(jié)? ? 主減速器設計
一．? ? 主減速器結構方案分析
主減速器的結構形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速器形式不同而不同。
主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。
1 螺旋錐齒輪傳動
? 螺旋錐齒輪傳動(圖5—3a)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嚙合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。但是在工作中噪聲大，對嚙合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便會使工作條件急劇變壞，并伴隨磨損增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。
2 雙曲面齒輪傳動
? 雙曲面齒輪傳動(圖5—3b)的主、從動齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動齒輪軸線相對從動齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。由于偏移距正的存在，使主動齒輪螺旋角 大于從動齒輪螺旋角? (圖5—4)。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動齒輪圓周力之比
式中， 、 分別為主、從動齒輪的圓周力； 、 分別為主、從動齒輪的螺旋角。
螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點A的切線TT與該點和節(jié)錐頂點連線之間的夾角。在齒面寬中點處的螺旋角稱為中點螺旋角(圖5—4)。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點螺旋角。雙曲面齒輪傳動比為
式中， 為雙曲面齒輪傳動比； 、 分別為主、從動齒輪平均分度圓半徑。
螺旋錐齒輪傳動比為
令 ，則 。由于 ，所以系數(shù)K>1，一般為1．25～1．50。這說明：
? 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。
? 3)當傳動比一定，主動齒輪尺寸相同時，雙曲面從動齒輪直徑比相應的螺旋錐齒輪為小，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，雙曲面齒輪副不僅存在沿齒高方向的側向滑動，而且還有沿齒長方向的縱向滑動?？v向滑動可改善齒輪的磨合過程，使其具有更高的運轉平穩(wěn)性。
? 2)由于存在偏移距，雙曲面齒輪副使其主動齒輪的 大于從動齒輪的 ，這樣同時嚙合的齒數(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)雙曲面齒輪傳動的主動齒輪直徑及螺旋角都較大，所以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。
? 6)雙曲面主動齒輪軸布置在從動齒輪中心上方，便于實現(xiàn)多軸驅動橋的貫通，增大傳動軸的離地高度。布置在從動齒輪中心下方可降低萬向傳動軸的高度，有利于降低轎車車身高度，并可減小車身地板中部凸起通道的高度。
? 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。
3．圓柱齒輪傳動
圓柱齒輪傳動(圖5—3c)一般采用斜齒輪，廣泛應用于發(fā)動機橫置且前置前驅動的轎車驅動橋(圖5—5)和雙級主減速器貫通式驅動橋。
4．蝸桿傳動
蝸桿(圖5—3d)傳動與錐齒輪傳動相比有如下優(yōu)點：
1)在輪廓尺寸和結構質量較小的情況下，可得到較大的傳動比(可大于7)。
2)在任何轉速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲。
3)便于汽車的總布置及貫通式多橋驅動的布置。
4)能傳遞大的載荷，使用壽命長。
5)結構簡單，拆裝方便，調整容易。
但是由于蝸輪齒圈要求用高質量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低。
蝸桿傳動主要用于生產批量不大的個別重型多橋驅動汽車和具有高轉速發(fā)動機的大客車上。?
主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等。
1．單級主減速器
? 單級主減速器(圖5—6)可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。但是其主傳動比扎不能太大，一般io ≤7，進一步提高io將增大從動齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動齒輪熱處理困難。
單級主減速器廣泛應用于轎車和輕、中型貨車的驅動橋中。
2.雙級主減速器
雙級主減速器(圖5—7)與單級相比，在保證離地間隙相同時可得到大的傳動比，io一般為7～12。但是尺寸、質量均較大，成本較高。它主要應用于中、重型貨車、越野車和大客車上。
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(圖5—8a)；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(圖5—8b)；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪(圖5—8c)。
對于第一級為錐齒輪、第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器，可有縱向水平(圖5—8d)、斜向(圖5—8e)和垂向(圖5—8f)三種布置方案。
縱向水平布置可以使總成的垂向輪廓尺寸減小，從而降低汽車的質心高度，但使縱向尺寸增加，用在長軸距汽車上可適當減小傳動軸長度，但不利于短軸距汽車的總布置，會使傳動軸過短，導致萬向傳動軸夾角加大。垂向布置使驅動橋縱向尺寸減小，可減小萬向傳動軸夾角，但由于主減速器殼固定在橋殼的上方，不僅使垂向輪廓尺寸增大，而且降低了橋殼剛度，不利于齒輪工作。這種布置可便于貫通式驅動橋的布置。斜向布置對傳動軸布置和提高橋殼剛度有利。
在具有錐齒輪和圓柱齒輪的雙級主減速器中分配傳動比時，圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動比的比值一般為1．4～2．0，而且錐齒輪副傳動比一般為1．7～3．3，這樣可減小錐齒輪嚙合時的軸向載荷和作用在從動錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時可使主動錐齒輪的齒數(shù)適當增多，使其支承軸頸的尺寸適當加大，以改善其支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。
3 雙速主減速器
雙速主減速器(圖5—9)內由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動比。它與普通變速器相配合，可得到雙倍于變速器的擋位。雙速主減速器的高低擋減速比是根據(jù)汽車的使用條件、發(fā)動機功率及變速器各擋速比的大小來選定的。大的主減速比用于汽車滿載行駛或在困難道路上行駛，以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間擋位的變換次數(shù)；小的主減速比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車的燃料經(jīng)濟性和提高平均車速。
圖5—7? 雙級主減速器
圖5—8? 雙級主減速器布置方案
雙速主減速器可以由圓柱齒輪組(圖5—9a)或行星齒輪組(圖5—9b)構成。圓柱齒輪式雙速主減速器結構尺寸和質量較大，可獲得的主減速比較大。只要更換圓柱齒輪軸、去掉一對圓柱齒輪，即可變型為普通的雙級主減速器。行星齒輪式雙速主減速器結構緊湊，質量較小，具有較高的剛度和強度，橋殼與主減速器殼
都可與非雙速通用，但需加強行星輪系和差速器的潤滑。
對于行星齒輪式雙速主減速器，當汽車行駛條件要求有較大的牽引力時，駕駛員通過操縱機構將嚙合套及太陽輪推向右方(圖示位置)，接合齒輪5的短齒與固定在主減速器上的接合齒環(huán)相接合，太陽輪1就與主減速器殼聯(lián)成一體，并與行星齒輪架3的內齒環(huán)分離，而僅與行星齒輪4嚙合。于是，行星機構的太陽輪成為固定輪，與從動錐齒輪聯(lián)成一體的齒圈2為主動輪，與差速器左殼聯(lián)在一起的行星齒輪架3為從動件，行星齒輪起減速作用，其減速比為(1十α)，α為太陽輪齒數(shù)與齒圈齒數(shù)之比。在一般行駛條件下，通過操縱機構使嚙合套及太陽輪移到左邊位置，嚙合套的接合齒輪5與固定在主減速器殼上的接合齒環(huán)分離，太陽輪1與行星齒輪4及行星齒輪架3的內齒環(huán)同時嚙合，從而使行星齒輪無法自轉，行星齒輪機構不再起減速作用。顯然，此時雙速主減速器相當于一個單級主減速器。
雙速主減速器的換擋是由遠距離操縱機構實現(xiàn)的，一般有電磁式、氣壓式和電一氣壓綜合式操縱機構。由于雙速主減速器無換擋同步裝置，因此其主減速比的變換是在停車時進行的。雙速主減速器主要在一些單橋驅動的重型汽車上采用。
4.貫通式主減速器
貫通式主減速器(圖5—10，圖5—11)根據(jù)其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結構簡單，體積小，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等優(yōu)點，主要用于輕型多橋驅動的汽車上。
根據(jù)減速齒輪形式不同，單級貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結構。雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器(圖5—10a)是利用雙曲面齒輪副軸線偏移的特點，將一根貫通軸穿過中橋并通向后橋。但是這種結構受主動齒輪最少齒數(shù)和偏移距大小的限制，而且主動齒輪工藝性差，主減速比最大值僅在5左右，故多用于輕型汽車的貫通式驅動橋上。當用于大型汽車時，可通過增設輪邊減速器或加大分動器速比等方法來加大總減速比。蝸輪蝸桿式單級貫通式主減速器(圖5—10b)在結構質量較小的情況下可得到較大的速比。它使用于各種噸位多橋驅動汽車的貫通式驅動橋的布置。另外，它還具有工作平滑無聲、便于汽車總布置的優(yōu)點。如蝸桿下置式布置方案被用于大客車的貫通式驅動橋中，可降低車廂地板高度。
? 對于中、重型多橋驅動的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速器。根據(jù)齒輪的組合方式不同，可分為錐齒輪一圓柱齒輪式和圓柱齒輪一錐齒輪式兩種形式。錐齒輪一圓柱齒輪式雙級貫通式主減速器(圖5—11a)可得到較大的主減速比，但是結構高度尺寸大，主動錐齒輪工藝性差，從動錐齒輪采用懸臂式支承，支承剛度差，拆裝也不方便。圓柱齒輪一錐齒輪式雙級貫通式主減速器(圖5—11b)的第一級圓柱齒輪副具有減速和貫通的作用，有時僅用作貫通用，將其速比設計為1。在設計中應根據(jù)中、后橋錐齒輪的布置、旋轉方向、雙曲面齒輪的偏移方式以及圓柱齒輪副在錐齒輪副前后的布置位置等因素來確定錐齒輪的螺旋方向，所選的螺旋方向應使主、從動錐齒輪有相斥的軸向力。這種結構與前者相比，結構緊湊，高度尺寸減小，有利于降低車廂地板及整車質心高度。
5.單雙級減速配輪邊減速器
在設計某些重型汽車、礦山自卸車、越野車和大型公共汽車的驅動橋時，由于傳動系總傳動出敷大，為了使變速器、分動器、傳動軸等總成所受載荷盡量小，往往將驅動橋的速比分配得較大。當主減速比大于12時，一般的整體式雙級主減速器難以達到要求，此時常采用輪邊減速器(圖5—12)。這樣，不僅使驅動橋的中間尺寸減小，保證了足夠的離地間隙，而且可得到較大的驅動橋總傳動比。另外，
半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。但是由于每個驅動輪旁均設一輪邊減速器，使結構復雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。
圖5—12? 輪邊減速器
a)圓柱行星齒輪式? b)圓錐行星齒輪式? c)普通外嚙合圓柱齒輪式
1一輪輞? 2一環(huán)齒輪架? 3一環(huán)齒輪? 4一行星齒輪? 5一行星齒輪架? 6一行星齒輪軸? 7一太陽輪
8一鎖緊螺母? 9、10一螺栓? 11一輪轂? 12一接合輪? 13一操縱機構? 14一外圓錐齒輪? 15一側蓋
圓柱行星齒輪式輪邊減速器(圖5—12a)可以在較小的輪廓尺寸條件下獲得較大的傳動比，且可以布置在輪轂之內。作驅動齒輪的太陽輪連接半軸，內齒圈由花鍵連接在半軸套管上，行星齒輪架驅動輪轂。行星齒輪一般為3～5個均勻布置，使處于行星齒輪中間的太陽輪得到自動定心。圓錐行星齒輪式輪邊減速器(圖5—12b)裝于輪轂的外側，具有兩個輪邊減速比。當換擋用接合輪12位于圖示位置時，輪邊減速器位于低擋；當接合輪被專門的操縱機構13移向外側并與側蓋15的花鍵孔內齒相接合，使半軸直接驅動輪邊減速器殼及輪轂時，輪邊減速器位于高擋。
普通外嚙合圓柱齒輪式輪邊減速器，根據(jù)主、從動齒輪相對位置的不同，可分為主動齒輪上置和下置兩種形式。主動齒輪上置式輪邊減速器主要用于高通過性的越野汽車上，可提高橋殼的離地間隙；主動齒輪下置式輪邊減速器(圖5—12c)主要用于城市公共汽車和大客車上，可降低車身地板高度和汽車質心高度，提高了行駛穩(wěn)定性，方便了乘客上、下車。
二．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況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質量、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。
1．主動錐齒輪的支承
主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。
懸臂式支承結構(圖5—13a)的特點是在錐齒輪大端一側采用較長的軸頸，其上安裝兩個圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度a和增加兩支承間的距離凸b，以改善支承剛度，應使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應大于2．5倍的懸臂長度a，且應比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應不小于尺寸a。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些。靠近齒輪的支承軸承有時也采用圓柱滾子軸承，這時另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、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。
跨置式支承結構(圖5—13b)的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，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頸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，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結構復雜，加工成本提高。另外，因主、從動齒輪之間的空間很小，致使主動齒輪的導向軸承尺寸受到限制，有時甚至布置不下或使齒輪拆裝困難。跨置式支承中的導向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內外圈可以分離或根本不帶內圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個軸承。
在需要傳遞較大轉矩情況下，最好采用跨置式支承。
2從動錐齒輪的支承
? 從動錐齒輪的支承(圖5—13c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關。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十d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。
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(圖5—14)。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、從動齒輪受載變形或移動的許用偏移量如圖5—15所示。
三．主減速器錐齒輪主要參數(shù)選擇
主減速器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2、從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)m 、主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2、雙曲面齒輪副的偏移距E、中點螺旋角β、法向壓力角α等。
1．主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2
選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：
1)為了磨合均勻,z1、z2之間應避免有公約數(shù)。
2)為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于40。
3)為了嚙合平穩(wěn)、噪聲小和具有高的疲勞強度，對于貨車，z1一般不少于6。
4)當主傳動比io較大時，盡量使z1取得小些，以便得到滿意的離地間隙。
5)對于不同的主傳動比， z1和z2應有適宜的搭配。
2 .從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數(shù)m
對于單級主減速器，D2對驅動橋殼尺寸有影響，D2大將影響橋殼的離地間隙；D2小則影響跨置式主動齒輪的前支承座的安裝空間和差速器的安裝。
D2可根據(jù)經(jīng)驗公式初選
式中，D2為從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；KD2為直徑系數(shù)，一般為13.0～15.3；Tc為從動錐齒輪的計算轉矩（N m）。Tc=min[Tce, Tcs](見本節(jié)計算載荷確定部分)
m 由下式計算
式中，m 為齒輪端面模數(shù)。
同時，m 還應滿足
式中，Km為模數(shù)系數(shù)，取0.3～0.4。
3 主、從動錐齒輪齒面寬b1和b2
錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過小。這樣，不但減小了齒根圓半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，在安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間的減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。
從動錐齒輪齒面寬b2推薦不大于其節(jié)錐距A2的0.3倍，即b2<=0.3A2，而且b2應滿足b2<=10 m ，一般也推薦b2=o.155D2。對于螺旋錐齒輪，b1一般比b2大10%。
5 中點螺旋角β
螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小。
弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，雙曲面齒輪副的中點螺旋角是不相等的，而且β1>β2,β1與β2之差稱為偏移角 (圖5—4)。
選擇β時，應考慮它對齒面重合度εF、輪齒強度和軸向力大小的影響。β越大，則εF也越大，同時嚙合的齒數(shù)越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高。一般εF應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好。但是β過大，齒輪上所受的軸向力也會過大。
汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°～40°。轎車選用較大的β值以保證較大的εf，使運轉平穩(wěn)，噪聲低；貨車選用較小聲值以防止軸向力過大，通常取35°。? ?
6螺旋方向
從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。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軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。
7法向壓力角。
法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于輕負荷工作的齒輪一般采川小壓力角，? 町使齒輪運轉平穩(wěn)，噪小低。對于弧齒錐齒輪，轎車:α一般選用14°30′或16°；貨車:α為20°；重型貨車:α為22°30′。對于雙曲面齒輪，大齒輪輪齒兩側壓力角是相同的，但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19°或20°，貨車為20°或22°30′。
四 .主減速器錐齒輪強度計算
(一) 計算載荷的確定
汽車主減速器錐齒輪的切齒法有格里森和奧里康兩種方法，這里僅介紹格里森齒制錐齒輪計算載荷的三種確定方法。
（1）按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩Tce
? ? ? ? ? ? ? ?
式中，Tce為計算轉矩（N.m）；kd為猛接離合器所產生的動載系數(shù)，貨車：kd=1；Temax為發(fā)動機最大轉矩；n為計算驅動橋數(shù)；i1為變速器一檔傳動比；η為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率。
（2)按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcs
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 式2
式中，Tcs為計算轉矩（N.m）；G2為滿載狀況下一個驅動橋上的靜載荷（N）；m2′為汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，轎車：m2′=1.2～1.4，貨車：m2′D=1.1～1.2；φ為輪胎與路面間的附著系數(shù)；rr為車輪滾動半徑（m）；im為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；ηm為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率。
（3)按汽車日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcf
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 式3
式中，Tcf為計算轉矩（N.m）；Ft為汽車日常行駛平均牽引力（N）。
用式1和式2求得的計算轉矩是從動錐齒輪的最大轉矩，不同于用式3求得的日常行駛平均轉矩。當計算錐齒輪最大應力時，計算轉矩Tc取前面兩種的較小值，即Tc=min[Tce,Tcs]；當計算錐齒輪的疲勞壽命時，Tc取Tcf。
主動錐齒輪的計算轉矩為
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?
式中，Tz為主動錐齒輪的計算轉矩（N.m）；io為主傳動比；ηG為主、從動錐齒輪間的傳動效率。計算時，對于弧齒錐齒輪福，ηG取95%；對于雙曲面齒輪副，當io>6時，ηG取85%，當io<=6時，ηG取90%.
(二)? 主減速器錐齒輪的強度計算
在選好主減速器錐齒輪主要參數(shù)后，
1)單位齒長圓周力
主減速器錐齒輪的表面耐磨性長用輪齒上的單位齒長圓周力來估算
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?
式中，F(xiàn)為作用在輪齒上的圓周力；b2為從動齒輪的齒面寬。
按發(fā)動機最大轉矩計算時
? ? ? ? ? ? ?
式中，ig為變速器傳動比；D1為主動錐齒輪中點分度圓直徑（mm）。
按驅動輪打滑轉矩計算時
? ? ? ? ? ? ? ?
式中符號同前。
許用的單位齒長圓周力[ρ]見表5—1。在現(xiàn)代汽車設計中，由于材質及加工工藝等制造質量的提高，[ρ]有時高出表中數(shù)值的20％～25％。
表5--1? 單位齒長圓周力許用值[p]
參數(shù)
? ?? ? 按發(fā)動機最大轉矩計算時的[戶]
? ／(N?mm-1)? ? 按驅動輪打滑轉
矩計算時的[p]
/(N.mm-1)? ? 輪胎與地面
的附著系數(shù)
? ? 汽車類別? ?
? 一擋? ?
? 二擋? ?
? 直接擋? ?? ? ? ?? ?
? ? 轎車? ?? ? 893? ?? 536? ?? ? 321? ?? ? 893? ?
? ? 貨車? ?? ? 1429? ?? ----? ?? ? 250? ?? ? 1429? ?? ? 0．85
? ? 大客車? ?? ? 982? ?? ----? ?? ? 214? ?? ? ----? ?
? ? 牽引車? ?? ? 536? ?? ----? ?? ? 250? ?? ? ----? ?? ? 0．65
2.輪齒彎曲強度
錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為
? ? ? ? ? ? ? ? ?
式中，σw為錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力(MPa)；? T為所計算齒輪的計算轉矩(N?m)，對于從動齒輪，T=min[Tce,Tcs]和Tcf，對于主動齒輪，T還要按式(5—10)換算；ko為過載系數(shù)，一般取1；ks為尺寸系數(shù)，它反映了材料性質的不均勻性，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，? 當m .>=1.6mm時， ，當m <1．6mm時，ks=＝0．5；km為齒面載荷分配系數(shù)，跨置式結構：km＝1．0～1．1，懸臂式結構：km＝1．10～1．25；kv為質量系數(shù)，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，kr＝1．0；b為所計算的齒輪齒面寬(mm)；D為所討論齒輪大端分度圓直徑(mm)；Jw為所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取法見參考文獻[10]。
上述按min[Tce,Tcs]計算的最大彎曲應力不超過700MPa；按Tcf計算的疲勞彎曲應力不應超過210MPa，破壞的循環(huán)次數(shù)為6x106。
3.輪齒接觸強度
錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為
? ? ? ? ? ? ?
式中，σJ為錐齒輪輪齒的齒面接觸應力(MPa)；D1為主動錐齒輪大端分度圓直徑(mm)；b取b1和b2的較小值(mm)；ks為尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1．0；kf為齒面品質系數(shù)，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(如鍍銅、磷化處理等)，對于制造精確的齒輪，ks取1．0；Cp為綜合彈性系數(shù)，鋼對鋼齒輪，Cp取232．6N1/2mm；JJ為齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取法見參考文獻[10]；ko、km、kv見式(5—14)的說明。
? 上述按min[Tce,Tcs]計算的最大接觸應力不應超過2800MPa，按Tcf計算的疲勞接觸應力不應超過1750MPa。主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的.
五、主減速器錐齒輪軸承的載荷計算
１．? ? 錐齒輪齒面上的作用力
錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。
? (1) 齒寬中點處的圓周力? 齒寬中點處的圓周力F為
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? F=2T/Dm2? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? (5-16)
式中，T為作用在從動齒輪上的轉矩；Dm2為從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，? 由式(5-17)確定，即
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? Dm2=D2-b2sinγ2? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? (5-17)
式中，D2為從動齒輪大端分度圓直徑；b2為從動齒輪齒面寬；γ2為從動齒輪節(jié)錐角。
? ? 由Fi／F2=cosβ1／cosβ2可知，對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的；對于雙曲面齒輪副，它們的圓周力是不等的。
? (2) 錐齒輪的軸向力和徑向力? 圖5-17為主動錐齒輪齒面受力圖。其螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針。FT為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力。在A點處的螺旋方向的法平面內，F(xiàn)T分解成兩個相互垂直的力FN和Ff。FN垂直于OA且位于∠OOA所在的平面，F(xiàn)f位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內。Ff在此切平面內又可分解成沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)錐母線方向的力Fs。F與Ff之間的夾角為螺旋角β，F(xiàn)T與Ff之間的夾角為法向壓力角α。這樣有
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? F=FTcosαcosβ? ? ? ? ? (5-18)
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? FN=FTsina=Ftana／cosβ? ? (5-19)
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? Fs=FTcosαsinβ=Ftanβ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? (5-20)
于是作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力Faz和徑向力Frx分別為
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? Faz=FNsinγ+Fscosγ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? (5-21)
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? Frz=FNcosγ-Fssinγ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? (5-22)
? ? 若主動錐齒輪的螺旋方向和旋轉方向改變時，主、從動齒輪齒面上所受的軸向力和徑向力見表5-2。
? ? 主動小齒輪? ? ? ?
螺旋方向? ? 旋轉方向? ?? ? ? ? ? 軸向力? ?? ? ? ? ? ? 徑向力
? 右? ?
順時針? ?? ? ? ? ? 主動齒輪
Faz=F/cosβ(tanαsinγ-sinβcosγ)? ?? ? ? ? ? 主動齒輪
Frz=F/cosβ(tanαcosγ+sinβsinγ)
? 左? ?
? 逆時針? ?? ? ? ? ? ? 從動齒輪
Fac=F/cosβ(tanαsinγ+sinβcosγ)? ?? ? 從動齒輪
Frz=F/cosβ(tanαcosγ-sinβsinγ)
表5-2? 齒面上的軸向力和徑向力
主動小齒輪? ? ? ?
螺旋
方向? ? 旋轉
方向? ? 軸向力
? ? 徑向力
右? ? 逆時針? ? 主動齒輪
Faz=F/cosβ(tanαsinγ+sinβcosγ)? ? 主動齒輪
Frz=F/cosβ(tanαcosγ-sinβsinγ)
左? ? 順時針? ? 從動齒輪
Fac=F/cosβ(tanαsinγ-sinβcosγ)? ? 從動齒輪
Frz=F/cosβ(tanαcosγ+sinβsinγ)
注：1．公式中的節(jié)錐角7，在計算主動齒輪受力時用面錐角代之；計算從動齒輪受力時用根錐角代之。
? 2．計算結果如軸向力為正，表明力的方向離開錐頂，負值表示指向錐頂；徑向力是正值，表明力使該齒輪離開
? 相嚙合齒輪，負值表明力使該齒輪靠近相嚙合齒輪。
? 3．當計算雙曲面齒輪受力時，o為輪齒驅動齒廓的法向壓力角。
?
? ? 2．錐齒輪軸承的載荷
當錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。圖5—18為單級主減速器的懸臂式支承的尺寸布置圖，各軸承的載荷計算公式見表5—3。
軸承上的載荷確定后，很容易根據(jù)軸承型號來計算其壽命，或根據(jù)壽命要求來選擇軸承型號。
六、錐齒輪的材料
? ? 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，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。它是傳動系中的薄弱環(huán)節(jié)。錐齒輪材料應滿足如下要求：
? 1)具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。
? 2)輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。
? 3)鍛造性能、切削加工性能及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。
? 4)選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，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目前常用滲碳合金鋼制造，? 主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV等。
? 滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層(一般碳的質量分數(shù)為
0.8％～1．2％)，具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性，故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高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產生塑性變形，如果滲透層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層剝落。
? 為改善新齒輪的磨合，防止其在運行初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理及精加工后，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。滲硫后摩擦因數(shù)可顯著降低，即使?jié)櫥瑮l件較差，也能防止齒面擦傷、咬死和膠合。
第四節(jié)? 差速器設計
汽車在行駛過程中，左、右車輪在同一時間內所滾過的路程往往是不相等的，如轉彎時內側車輪行程比外側車輪短；左右兩輪胎內的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行駛阻力不等等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行駛或直線行駛，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅動橋的左、右車輪間都裝有輪間差速器。在多橋驅動的汽車上還常裝有軸間差速器，以提高通過性，同時避免在驅動橋間產生功率循環(huán)及由此引起的附加載荷、傳動系零件損壞、輪胎磨損和燃料消耗等。
差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，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。
一、差速器結構形式選擇
? (一)齒輪式差速器
? 汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質量較小等優(yōu)點，應用廣泛。他又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等
1．普通錐齒輪式差速器
由于普通錐齒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驅動橋中。圖5—19為其示意圖，圖中ω0為差速器殼的角速度；ω1、ω2分別為左、右兩半軸的角速度；To為差速器殼接受的轉矩；Tr為差速器的內摩擦力矩；T1、T2分別為左、右兩半軸對差速器的反轉矩。
根據(jù)運動分析可得
? + ＝2? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? (5—23)
顯然，當一側半軸不轉時，另一側半軸將以兩倍的差速器殼體角速度旋轉；當差速器殼體不轉時，左右半軸將等速反向旋轉。
根據(jù)力矩平衡可得
? ? ? ? ? ? (5 - 24)
差速器性能常以鎖緊系數(shù)k是來表征，定義為差速器的內摩擦力矩與差速器殼接受的轉矩之比，由下式確定
結合式(5—24)可得
? ? ? ? ? ? ? ? (5 - 26)? ? ? ?
定義快慢轉半軸的轉矩比kb=T2/T1,則kb與k之間有
? ? ? ? ? ? ? ? ? (5 - 27)
普通錐齒輪差速器的鎖緊系數(shù)是一般為0．05～0．15，兩半軸轉矩比kb=1．11～1．35，這說明左、右半軸的轉矩差別不大，故可以認為分配給兩半軸的轉矩大致相等，這樣的分配比例對于在良好路面上行駛的汽車來說是合適的。但當汽車越野行駛或在泥濘、冰雪路面上行駛，一側驅動車輪與地面的附著系數(shù)很小時，盡管另一側車輪與地面有良好的附著，其驅動轉矩也不得不隨附著系數(shù)小的一側同樣地減小，無法發(fā)揮潛在牽引力，以致汽車停駛。
2.摩擦片式差速器
為了增加差速器的內摩擦力矩，在半軸齒輪7與差速器殼1之間裝上了摩擦片2(圖5—20)。兩根行星齒輪軸5互相垂直，軸的兩端制成V形面4與差速器殼孔上的V形面相配，兩個行星齒輪軸5的V形面是反向安裝的。每個半軸齒輪背面有壓盤3和主、從動摩擦片2，主、從動摩擦片2分別經(jīng)花鍵與差速器殼1和壓盤3相連。
當傳遞轉矩時，差速器殼通過斜面對行星齒輪軸產生沿行星齒輪軸線方向的軸向力，該軸向力推動行星齒輪使壓盤將摩擦片壓緊。當左、右半軸轉速不等時，主、從動摩擦片間產生相對滑轉，從而產生摩擦力矩。此摩擦力矩Tr，與差速器所傳遞的轉矩丁。成正比，可表示為示為
? (5 - 28)
式中， 為摩擦片平均摩擦半徑； 為差速器殼V形面中點到半軸齒輪中心線的距離；f為摩擦因數(shù)；z為摩擦面數(shù)； 為V形面的半角。
摩擦片式差速器的鎖緊系數(shù)k可達0．6， 可達4。這種差速器結構簡單，工作平穩(wěn)，可明顯提高汽車通過性。
3．強制鎖止式差速器?
當一個驅動輪處于附著系數(shù)較小的路面時，可通過液壓或氣動操縱，嚙合接合器(即差速鎖)將差速器殼與半軸鎖緊在一起，使差速器不起作用，這樣可充分利用地面的附著系數(shù)，使牽對于裝有強制鎖止式差速器的4X2型汽車，假設一驅動輪行駛在低附著系數(shù)甲 的路面上，另一驅動輪行駛在高附著系數(shù) 的路面上，這樣裝有普通錐齒輪差速器的汽車所能發(fā)揮的最大牽引力 為
? ? ? ? (5 - 29)
式中， 為驅動橋上的負荷。
如果差速器完全鎖住，則汽車所能發(fā)揮的最大牽引力 為
? ? ? ? ? ? ? ? (5 - 30)
可見，采用差速鎖將普通錐齒輪差速器鎖住，可使汽車的牽引力提高 倍，從而提高了汽車通過性。
當然，如果左、右車輪都處于低附著系數(shù)的路面，雖鎖住差速器，但牽引力仍超過車輪與地面間的附著力，汽車也無法行駛。
強制鎖止式差速器可充分利用原差速器結構，其結構簡單，操作方便。目前，許多使用范圍比較廣的重型貨車上都裝用差速鎖。
(二)滑塊凸輪式差速器
圖5—21為雙排徑向滑塊凸輪式差速器。
差速器的主動件是與差速器殼1連接在一起的套，套上有兩排徑向孔，滑塊2裝于孔中并可作徑向滑動?；瑝K兩端分別與差速器的從動元件內凸輪4和外凸輪3接觸。內、外凸輪分別與左、右半軸用花鍵連接。當差速器傳遞動力時，主動套帶動滑塊并通過滑塊帶動內、外凸輪旋轉，同時允許內、外凸輪轉速不等。理論上凸輪形線應是阿基米德螺線，為加工簡單起見，可用圓弧曲線代替。
圖5—22為滑塊受力圖?；瑝K與內凸輪、外凸輪和主動套之間的作用力分別為Fl、F2和F，由于接觸面間的摩擦，這些力與接觸點法線方向均偏斜一摩擦角戶。由F1、F2和F構成的力三角形可知
式中，β1β2分別為內、外凸輪形線的升角。
? 左、右半軸受的轉矩Tl和T2分別為
中，r1、r2分別為滑塊與內、外凸輪接觸點的半徑。
? 將式(5—31)代人式(5—32)可得
因此，凸塊式差速器左、右半軸的轉矩比kb為
? ? ? ? (5 - 34)
? ? 滑塊凸輪式差速器址一種高摩擦自鎖差速器，其結構緊湊、質量小。但其結構較復雜，禮零件材料、機械加工、熱處耶、化學處理等方面均有較高的技術要求。
(三)蝸輪式差速器
蝸輪式差速器(圖5—23)也是一種高摩擦自鎖差速器。蝸桿2、4同時與行星蝸輪3與半軸蝸輪1、5嚙合，從而組成一行星齒輪系統(tǒng)。這種差速器半軸的轉矩比為
式中，β為蝸桿螺旋角；ρ為摩擦角。
? 蝸輪式差速器的半軸轉矩比kb可高達5．67～9．00，鎖緊系數(shù)是達0．7～0．8。但在如此高的內摩擦情況下，差速器磨損快、壽命短。當把kb降到2．65～3．00，k降到0．45～0．50時，可提高該差速器的使用壽命。由于這種差速器結構復雜，制造精度要求高，因而限制了它的應用。
(四)牙嵌式自由輪差速器
牙嵌式自由輪差速器(圖5—24)是自鎖式差速器的一種。裝有這種差速器的汽車在直線行駛時，主動環(huán)可將由主減速器傳來的轉矩按左、右輪阻力的大小分配給左、右從動環(huán)(即左、右半軸)。當一側車輪懸空或進入泥濘、冰雪等路面時，主動環(huán)的轉矩可全部或大部分分配給另一側車輪。當轉彎行駛時，外側車輪有快轉的趨勢，使外側從動環(huán)與主動環(huán)脫開，即中斷對外輪的轉矩傳遞；內側車輪有慢轉的趨勢，使內側從動環(huán)與主動環(huán)壓得更緊，即主動環(huán)轉矩全部傳給內輪。由于該差速器在轉彎時是內輪單邊傳動，會引起轉向沉重，當拖帶掛車時尤為突出。此外，由于左、右車輪的轉矩時斷時續(xù)，車輪傳動裝置受的動載荷較大，單邊傳動也使其受較大的載荷。
? ? 牙嵌式自由輪差速器的半軸轉矩比Ab是可變的，最大可為無窮大。該差速器工作可靠，使用壽命長，鎖緊性能穩(wěn)定，制造加工也不復雜。
二、普通錐齒輪差速器齒輪設計
(一)差速器齒輪主要參數(shù)選擇
? 1．行星齒輪數(shù)n
? 行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇。通常情況下，轎車：n=2；貨車或越野車：n=4。? ?
? 2．行星齒輪球面半徑 Rb
? 行星齒輪球面半徑Rb反映了差速器錐齒輪節(jié)錐距的大小和承載能力，可根據(jù)經(jīng)驗公式來確定
? 式中，Kb為行星齒輪球面半徑系數(shù)，Kb =2．5～3．0，對于有四個行星齒輪的轎車和公路用貨車取小值，對于有兩個行星齒輪的轎車及四個行星齒輪的越野車和礦用車取大值；Td為差速器計算轉矩(N?m)，Td=min[Tce,Tcs]: Rb 為球面半徑(mm)。
行星齒輪節(jié)錐距A0為
3．行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)Z1、Z2
? 為了使輪齒有較高的強度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒數(shù)Z1應取少些，但Z1一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)Z2在14～25選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比Z2／Z1在1．5～2．0的范圍內。
? ? 為使兩個或四個行星齒輪能同時與兩個半軸齒輪嚙合，兩半軸齒輪齒數(shù)和必須能被行星齒輪數(shù)整除，否則差速齒輪不能裝配。
4．行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2及模數(shù)m
? 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角γ1、γ2分別為
錐齒輪大端端面模數(shù)m為
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? (5 - 39)
5．壓力角
汽車差速齒輪大都采用壓力角為 、齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些重型貨車和礦用車采用 壓力角，以提高齒輪強度。
6．行星齒輪軸直徑d及支承長度L
行星齒輪軸直徑d(mm)為
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? (5-40)
? 式中， 為差速器傳遞的轉矩(N?m)，n為行星齒輪數(shù)； 為行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x(mm)，約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半； 為支承面許用擠壓應力，取98MPa。行星齒輪在軸上的支承長度L為
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? (5-40)
(二)差速器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，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合傳動狀態(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，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此，對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度計算。輪齒彎曲應力 (MPa)為
? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? (5-40)
式中，n為行星齒輪數(shù)；J為綜合系數(shù)，取法見參考文獻[10]； 、 分別為半軸齒輪齒寬及其大端分度圓直徑(mm)；? T為半軸齒輪計算轉矩(N?m)， ； 、 、 按主減速器齒輪強度計算的有關數(shù)值選取。
? 當 時， ；當 時， 。
? 差速器齒輪與主減速器齒輪一樣，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用。
? 三、粘性聯(lián)軸器結構及在汽車上的布置
? 粘性聯(lián)軸器是一種利用液體粘性傳遞動力的裝置。它以其優(yōu)良的性能不僅廣泛應用于四輪驅動汽車上，而且也應用于兩輪驅動汽車上。
? 1．粘性聯(lián)軸器結構和工作原理
? 粘性聯(lián)軸器結構簡圖如圖5—25所示。內葉片2與A軸1以花鍵連接，葉片可在軸上滑動；外葉片6與殼體3也以花鍵連接，但葉片內有隔環(huán)7，防止外葉片軸向移動。隔環(huán)的厚度決定了內、外葉片的間隙。葉片上各自加工有孔或槽，殼體內充人作為粘性工作介質的硅油4，用油封密封。
? 粘性聯(lián)軸器屬于液體粘性傳動裝置，是依靠硅油的粘性阻力來傳遞動力，即通過內、外葉片間硅油的油膜剪切力來傳遞動力。一般在密封的殼體內填充了占其空間80％～90％的硅油(其余是空氣)，高粘度的硅油存在于內、外葉片的間隙內。當A軸與月軸之間有轉速差時，內、外葉片間將產生剪切阻力，使轉矩由高速軸傳遞到低速軸。它所能傳遞的轉矩與聯(lián)軸器的結構、硅油粘度及輸入軸、輸出軸的轉速差有關。
? 2．粘性聯(lián)軸器在車上的布置
根據(jù)全輪驅動形式的不同，粘性聯(lián)軸器在汽車上有不同的布置形式。
? ? 圖5—26為粘性聯(lián)軸器作為軸間差速器限動裝置的簡圖。軸間差速器殼體上的齒輪1與變速器輸出軸上的齒輪相嚙合，殼體內的左齒輪通過空心軸2與右側的前橋差速器6殼體相連，右齒輪通過空心軸4和齒輪7等與后橋差速器殼上的齒輪相連。粘性聯(lián)軸器5的殼體與空心軸4相連，內葉片連接在空心軸2上，這樣它就與軸間差速器3并聯(lián)在一起，內、外葉片的轉速分別反映了前、后差速器殼體的轉速。
?
當前、后橋差速器殼體轉速相近時，粘性聯(lián)軸器內、外葉片轉速相近，它并不起限動作用，此時軸間差速器將轉矩按固定比例分配給前、后橋。當某一車輪(如前輪)嚴重打滑時，前橋差速器殼的轉速升高，粘性聯(lián)軸器的內、外葉片轉速差增大，阻力矩增大，軸間差速器中與后橋相連的轉速較低的齒輪就獲得了較大的轉矩，使附著條件較好的后輪產生與附著條件相適應的較大的驅動力。
? 在有些汽車中，用粘性聯(lián)秈臘取代了軸間差速器。當汽車正常行駛時，前、后輪轉速基本相等，粘性聯(lián)軸器不工作，此時相當于前輪驅動。當汽車加速或爬坡時，汽車質心后移，前輪將出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，轉速升高，前、后輪出現(xiàn)轉速差，粘性聯(lián)軸器開始工作，將部分轉矩傳給后橋，使之產生足夠驅動力幫助前輪恢復正常的附著狀態(tài)，提高了它的動力性。由于粘性傳動不如機械傳動可靠，所能傳遞的轉矩較小，故該形式主要用于轎車和輕型汽車中。
第五節(jié)? ? 車輪傳動裝置設計
? 車輪傳動裝置位于傳動系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉矩并將其傳給車輪。對于非斷開式驅動橋，車輪傳動裝置的主要零件為半軸；對于斷開式